Производство детандер-генераторных агрегатов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Общая часть
• 1.1 Характеристика предприятия, история, организация изготовления оборудования. Производственный комплекс
• 2. Технические характеристики
• 2.1 Наименование и область применения
• 2.2 Использование детандер-генераторных установок
• 2.3 Конструкция
• 2.1.1 Требования к показателям надежности и ресурса
• 2.1.2 Требования технологичности
• 2.1.3 Стойкость к внешним воздействиям
• 2.1.4 Безопасность и экология
• 3. Расчет зубчатой передачи, упорного гребня и валов
• 3.1 Исходные данные для расчетов
• 3.2 Расчет осевого усилия действующего на рабочее колесо
• 3.2.1 Среднее давление на уплотнениях колеса
• 3.2.2 Среднее давление на покрывающем диске колеса
• 3.2.3 Определение усилий на рабочем колесе
• 3.2.4 Результаты расчетов
• 3.3 Расчет зубчатой передачи
• 3.3.1 Кинематическая схема проектируемого редуктора
• 3.3.2 Геометрический расчет зубчатого зацепления
• 3.3.3 Прочностной расчет зубчатого зацепления
• 3.3.4 Расчет смазки зубчатого зацепления
• 3.4 Расчет упорного гребня
• 3.4.1 Расчет геометрических величин
• 3.4.2 Полная высота гребня
• 3.4.3 Наружный диаметр гребня
• 3.4.4 Радиус средней точки
• 3.4.5 Радиус средней точки контакта торца колеса с гребнем
• 3.4.6 Приведенный радиус кривизны упорных поверхностей
• 3.4.7 Вспомогательный угол
• 3.4.8 Расстояние от начала клинового зазора между упорными поверхностями до места минимального зазора
• 3.5. Расчет кинематических величин
• 3.6 Расчет погонной нагрузки
• 3.7 Расчет валов на прочность
• 3.7.1 Расчет пускового момента
• 3.7.2 Прочность вала при кручении
• 3.7.3 Проверка прочности шпонки на срез
• 3.7.4 Проверка прочности шпонки на смятие
• 3.8 Результаты расчетов
• 3.9 Заключение
• 4. Анализ современного состояния теории, практики и патнетных материалов в области утилизации энергии природного газа при понижении его давления в пунктах редуцирования
• 4.1 Анализ потенциала вторичного энергетического ресурса в пунктах редуцирования и влияющих на него факторов
• 4.2 Анализ существующих способов редуцирования и утилизации энергии в пунктах понижения давления природного газа
• 3.3 Разработка устройств для реализации способа редуцирования с использованием детандеров в системе газораспределения
• 5. Охрана труда
• 5.1 Мероприятия по охране труда
• 5.2 Мероприятия по электробезопасности
• 5.3 Мероприятия по пожарной безопасности
• 5.4 Мероприятия по охране окружающей среды
• Заключение
• Список использованных источников

Введение

детандер генераторный редуцирование энергия

В новом тысячелетии в области энергетики важнейшей задачей является экономия энергетических ресурсов и глубокая утилизация затраченной энергии.

Одним из видов таких ресурсов является потенциальная энергия сжатого природного газа, подаваемого из магистральных газопроводов различным категориям потребителей. Перед подачей потребителям давление газа дросселируется.

Обычно снижение давления газа происходит в 2 этапа. Первый этап - это газораспределительная станция (ГРС), где давление от транспортного снижается до 1,2…1,6 МПа.

Второй этап - снижение давления газа на газораспределительном пункте (ГРП) до давления, необходимого потребителю - 0,1…0,3 МПа. При этом потенциальная энергия сжатого газа безвозвратно теряется.

Вследствие этого, одним из путей экономии энергии сжатого газа является замена дроссельных устройств ГРС и ГРП детандер - генераторными агрегатами (ДГА), предназначенными для выработки электроэнергии. Выработка электроэнергии с применением ДГА значительно уменьшает вредные выбросы в атмосферу (экологический аспект), поскольку в турбодетандере не происходит сжигание органического топлива. Поэтому в настоящее время турбодетандеры оцениваются специалистами как один из перспективных видов турбинной продукции с большим рынком сбыта. Мировая энергетика уже более 20 лет использует энергию сжатого природного газа, интерес к ДГА поддерживается и в Европе, и в странах Латинской Америки. Растёт интерес к внедрению этой технологии и в России.

ДГА 60/16-1000 представляет собой «классическую» одноступенчатую реактивную центростремительную расширительную турбину с полуоткрытым осерадиальным рабочим колесом из титана, вертикальным разъёмом корпуса, сухими газодинамическими уплотнениями (СГУ) и принудительной системой смазки подшипников скольжения.

Конструкция ДГА блочная, со встроенным редуктором, смонтирована на единой раме - маслобаке. В корпусе установлен эффективный сопловой аппарат с поворотными лопатками, приводимыми от электропривода. В подшипниках использованы современные антифрикционные материалы, повышающие их надёжность и ресурс. Конструкция подшипников виброустойчива и ремонтопригодна.

С целью повышения безопасности, между корпусом турбодетандера и электрическим генератором установлен металлический защитный экран. Расчётные нагрузочные характеристики предполагается подтвердить при модельных испытаниях головного образца турбодетандера на сжатом воздухе и кратковременных испытаниях на газе.

Данный проект находится на стадии проработки конструкторской и технологической документации, рассмотрения возможности изготовления ДГА 60/16-1000 на площадях АО «Дальэнергомаш». Следующим шагом планируется изготовление опытного образца агрегата, проведение стендовых испытаний.

1. Общая часть

1.1 Характеристика предприятия, история, организация изготовления оборудования. Производственный комплекс

Завод был основан в октябре 1933 года, как авторемонтный и сохранял эту специализацию до 1941 года. Начавшаяся Вторая мировая война потребовала перестройки производства на выпуск фронтовой продукции. Завод производил боеприпасы, ремонтировал танки. Послевоенные годы стали временем формирования основного профиля завода - энергетическое машиностроение. В послевоенные годы было освоено производство турбонасосов, дымососов, центробежных компрессорных машин. 1969 год стал началом эпохи газотурбостроения - выпущена первая газовая турбина ГТТ-3. В последующие годы заводом было освоено производство газоперекачивающих агрегатов ГТК-10-2 и газовых технологических установок ГТТ-12 и газотурбинных установок КМА-2. На сегодняшний день Дальэнергомаш - это современное машиностроительное предприятие, специализирующемся на производстве, продаже и сервисном обслуживании компрессорного и энергетического для различных отраслей промышленности.

В 2019 году завод отметил свое 85-летие. Предприятие имеет собственный инженерный центр и постоянно работает над модернизацией выпускаемой продукции, повышая его энергоэффективность и надежность. Дальэнергомаш нацелен на повышение эффективности внутренних бизнес-процессов, усиление своих конкурентных преимуществ на российском и зарубежных рынках, наращивание объемов выпуска и освоение новых видов продукции.

Инфраструктура АО «Дальэнергомаш» включает в себя производственные помещения (здания, сооружения), технологическое оборудование, транспортные ресурсы, программные средства, автоматизированные системы управления, информационные и коммуникационные технологии.

Рисунок 1.1 Продукция, производимая АО «Дальэнергомаш» в настоящее время

Для обеспечения и поддержания в рабочем состоянии процессов СМК и деятельности всего предприятия осуществляется ежегодное планирование мероприятий и расходов, направленных на поддержание в рабочем состоянии инфраструктуры.

Площадь цехов основного производства составляет 15 122 м². В состав площадей основного производства входит ряд объектов.

Производственный комплекс. Площадь производственных помещений составляет 15 122 м². В данном цехе находится 172 единицы оборудования для выполнения различных видов операций. Основная задача комплекса заключается в обработке крупногабаритных деталей и узлов, изготовление роторов центробежных компрессорных машин, зубчатых передач, маслонасосов и редукторов. Цех может производить раскрой и гибку листового металла толщиной до 100 мм, сварку различных металлических конструкций, механическую обработку деталей диаметром от 2 мм до 5 000 мм, длинной от 5 до 10 000 мм и массой от 20 грамм до 20 000 кг. Оснащен оборудованием для динамической балансировки роторов массой от 10 кг до 10 тонн, сборочными стендами для сборки нагнетателей, компрессоров и газотурбинных агрегатов.

Центральная заводская лаборатория (ЦЗЛ). Находится на территории производственного комплекса. ЦЗЛ аттестована как лаборатория неразрушающего контроля (свидетельство об аттестации №52А192689 от 13.11.2015) и аккредитована как лаборатория разрушающего и других видов контроля (свидетельство об аккредитации №ИЛ/ЛРИ-00611) в соответствии законодательством РФ. Данные об объектах испытания, видах испытаний, средствах испытаний, об оснащенности лабораторий испытательным оборудованием, профессиональной квалификации сотрудников лаборатории приведены в паспорте лаборатории неразрушающего контроля СДА-24 и в паспорте разрушающего и других видов контроля ПБ 03-372-00.

Испытательный стенд. Площадь стенда составляет 864 м². Стенд предназначен для проведения приемо-сдаточных и приемочных испытаний производимой продукции. Состоит из пяти отдельных переналаживаемых стендов, предназначенных для испытаний определенных типов машин и укомплектованных стендовыми приводными электродвигателями мощностью 250-800 кВт. Испытательный стенд укомплектован общей разветвленной системой маслоснабжения, позволяющей подключать каждый из пяти стендов к общему блоку маслоснабжения, объединенному с масляными фильтрами и маслоохладителями.

Имеется отдельный стенд для проведения комплексных испытаний маслонасосов и установка для разгонных испытаний рабочих колес центробежных компрессорных машин.

Каждый собранный нагнетатель проходит механические испытания - кратковременный запуск оборудования для контроля его работоспособности. Длительность таких испытаний, в которых принимают участие многие сотрудники завода, обычно составляет около часа. Работники должны подтвердить качество сборки нагнетателя.

На испытательном стенде производственного комплекса для изготовленного нагнетателя создаются все рабочие условия. Производится подключение систем маслоснабжения, энергообеспечения и сами испытания. За час специалистам фиксируют основные технические параметры, такие как вибрация и температура подшипников. Все требуемые показатели с определенным интервалом времени фиксируются инженером отдела технического контроля. Им же ведется протокол испытаний.

Во время испытаний работоспособности без технологической нагрузки задействуется несколько десятков человек. Инженеры и слесари сборочного цеха отвечают за сборку, выставку и подключение нового нагнетателя. На отдел технического контроля возложена функция подтверждения готовности оборудования к испытаниям. Анализируется правильность подключения оборудования, производится прокачка масла в маслосистеме стенда, поскольку в систему должно поступать только чистое минеральное масло. Отдельная бригада отвечает за энергообеспечение испытаний, для запуска нагнетателя требуется большая мощность.

Центральная заводская лаборатория (ЦЗЛ). Находится на территории производственного комплекса. ЦЗЛ аттестована как лаборатория неразрушающего контроля (свидетельство об аттестации №52А192689 от 13.11.2015) и аккредитована как лаборатория разрушающего и других видов контроля (свидетельство об аккредитации №ИЛ/ЛРИ-00611) в соответствии законодательством РФ. Данные об объектах испытания, видах испытаний, средствах испытаний, об оснащенности лабораторий испытательным оборудованием, профессиональной квалификации сотрудников лаборатории приведены в паспорте лаборатории неразрушающего контроля СДА-24 и в паспорте разрушающего и других видов контроля ПБ 03-372-00.

Испытательный стенд. Площадь стенда составляет 864 м². Стенд предназначен для проведения приемо-сдаточных и приемочных испытаний производимой продукции. Состоит из пяти отдельных переналаживаемых стендов, предназначенных для испытаний определенных типов машин и укомплектованных стендовыми приводными электродвигателями мощностью 250-800 кВт. Испытательный стенд укомплектован общей разветвленной системой маслоснабжения, позволяющей подключать каждый из пяти стендов к общему блоку маслоснабжения, объединенному с масляными фильтрами и маслоохладителями.

Имеется отдельный стенд для проведения комплексных испытаний маслонасосов и установка для разгонных испытаний рабочих колес центробежных компрессорных машин.

Каждый собранный нагнетатель проходит механические испытания - кратковременный запуск оборудования для контроля его работоспособности. Длительность таких испытаний, в которых принимают участие многие сотрудники завода, обычно составляет около часа. Работники должны подтвердить качество сборки нагнетателя.

На испытательном стенде производственного комплекса для изготовленного нагнетателя создаются все рабочие условия. Производится подключение систем маслоснабжения, энергообеспечения и сами испытания. За час специалистам фиксируют основные технические параметры, такие как вибрация и температура подшипников. Все требуемые показатели с определенным интервалом времени фиксируются инженером отдела технического контроля. Им же ведется протокол испытаний.

Во время испытаний работоспособности без технологической нагрузки задействуется несколько десятков человек. Инженеры и слесари сборочного цеха отвечают за сборку, выставку и подключение нового нагнетателя. На отдел технического контроля возложена функция подтверждения готовности оборудования к испытаниям. Анализируется правильность подключения оборудования, производится прокачка масла в маслосистеме стенда, поскольку в систему должно поступать только чистое минеральное масло. Отдельная бригада отвечает за энергообеспечение испытаний, для запуска нагнетателя требуется большая мощность.

Для выполнения работ широкого профиля, связанных с механической обработкой металлических и неметаллических изделий, АО «Дальэнергомаш» обладает различным оборудованием. Станочный парк завода насчитывает более 400 единиц оборудования, весомая часть относится к металлорежущему оборудованию токарной, сверлильно-расточной, шлифовальной групп, а также оборудованием зубообрабатывающей и электроэрозионной групп.

Токарная группа представлена универсальными токарно-винторезными, токарно-револьверными, лоботокарными станками, позволяющими обрабатывать широкий спектр изделий общего машиностроения. В частности, завод располагает токарно-карусельными станками 1525, 1Л532, 1550 и токарно-винторезными станками (КЖ-1614) для обработки крупногабаритных деталей цилиндрической или конической формы. На заводе имеется участок токарных станков с ЧПУ, позволяющий обрабатывать детали типа вращения сложной формы. Фрезерная группа станков представлена широкоуниверсальными вертикально- и горизонтально-фрезерными станками, а также горизонтально-фрезерным станком с числовым программным управлением (далее - ЧПУ) мод. ЛР-336Ф5 для пятикоординатной обработки и вертикально-фрезерными станками с ЧПУ моделей 6Р13Ф3, ГФ2171Ф5 для трехкоординатной обработки.

Группа сверлильных и расточных станков представлена горизонтально-расточными станками 2Н636ГФ1, ЛР252, 2А620Ф1-1, 2637, ГФ22Б660Ф2, SCKODA W-200 и координатно-расточных станков с ЧПУ.

Группа шлифовальных станков представлена бесцентро-шлифовальными, кругло-шлифовальными, плоскошлифовальными, продольно-шлифовальными, внутришлифовальными универсальными станками высокой точности. Для достижения более высокой точности при шлифовании сложных поверхностей, парк шлифовальных станков располагает оптико-шлифовальными станками.

Зубообрабатывающий участок укомплектован импортными зубофрезерными станками Pfauter, позволяющими нарезать зубчатые колеса нормальной и повышенной точности до модуля 24 включительно, а так же зубострогальными и зубошевинговальными станками. Имеются протяжные, долбежные и строгальные станки.

Участок электроэрозионных станков располагает электроимпульсными копировально-прошивными и электроэрозионными копировально-прошивными станками, позволяющими производить электроэрозионную обработку металлических деталей габаритами 360х250 мм.

АО «Дальэнергомаш» располагает широким спектром печей для осуществления термической обработки различных сталей и сплавов. Шахтные печи позволяют производить термическую обработку легированных сталей диаметром до 1 000 мм, а глубина шахты составляет 2 400 мм. Электропечи камерные предназначены для термообработки (нагрев, закалка, обжиг) металлов, керамики и других материалов в воздушной среде до температуры 1 000°С. Электропечи с выдвижным полом типа СДО, позволяющие производить нагрев до 1 100°С деталей габаритами 2 700 х 1 200 х 4 700 мм. Производственные возможности термического участка завода позволяют производить закалку, отжиг, нормализацию и отпуск деталей машин, термообработку легированных сталей.

В процессе и после сборки вращающиеся узлы изделий балансируются на станках фирмы Schenck (Германия). Максимальный вес балансируемого изделия 15 000 кг, максимальный диаметр изделия - 2 400 мм, длина изделия - 5 800 мм, максимально достижимый удельный дисбаланс - 0,5 г * мм/кг.

Готовые изделия испытываются и обкатываются на испытательных стендах в соответствии с программами испытаний.

Проектирование изделий выполняется в программных продуктах КОМПАС и SolidWorks. Для разработки управляющих программ используется программный продукт Siemens NX. Этот же продукт применяется при запуске производства на новом оборудовании, приобретён программный продукт Siemens NX 10.0, модули для 3-х осевой токарной обработки и 5-ти осевой фрезерной обработки деталей, разработка постпроцессоров кинематической модели NX NC Simulation для обрабатывающих центров.

2. Технические характеристики

2.1 Наименование и область применения

Турбодетандер-генераторный агрегат ДГА 60/16-1000 (ДГА) предназначен для выработки электроэнергии на газораспределительных станциях (ГРС) за счёт использования энергии газа в турбодетандере.

Таблица 2.1

Параметры газа на входе в турбодетандер ДГА

Расход, приведённый к температуре 15 0С и давлению 760 мм рт.ст, нм3/ч	Давление начальное избыточное, МПа	Температура в газотранспортной сети, 0 С	Температура начальная, 0 С
36000	5,5-7,0	15	90

Таблица 2.2

Параметры газа на выходе из турбодетандера ДГА

Давление конечное избыточное, МПа	Температура конечная,0 С
1,6	9

Таблица 2.3

Параметры ДГА

Мощность на выходном валу турбодетандера, не менее, кВт	КПД изоэнтропный турбодетандера, не менее, %
1000	80

2.2 Использование детандер-генераторных установок

В настоящее время множество работ посвящено теоретическим и практическим вопросам применения детандер-генераторных агрегатов (ДГА) динамического типа в системе газоснабжения России. На сегодняшний день в мире функционирует более двухсот установок с ДГА. Эту технологию используют в таких странах как Бельгия, Нидерланды, Великобритания, Италия, Германия, Швеция, Чехия, Словакия, Венгрия. Наиболее известные разработчики и производители за рубежом - это ABB (Швеция, Швейцария), Atlas Copco (Швеция), Ротофлоу (США), RMG (Германия). В зависимости от схемы, при помощи ДГА может вырабатываться электроэнергия (Рисунок 10), холод и сжиженный природный газ. Большинство созданных ДГА имеют мощность в диапазоне 1 … 12 МВт и эксплуатируются при высоких объемных расходах и перепадах давлений газа.

Исследования, проведенные в Газпромэнерго, показали, что на ГРС ПАО «Газпром» могут быть установлены турбогенераторы суммарной мощностью около 550 МВт. При этом среднегодовая мощность почти 80% от общего числа 22 установок находится в пределах от 0,3 до 4,0 МВт, 15% - от 4,0 до 9,0 МВт и 5% - от 10,0 до 17,0 МВт. В СССР турбодетандеры применяли с 1985 года на крупных ГРС и компрессорных станциях, а в России с 1994 года на ТЭЦ-21 и ТЭЦ-23, Среднеуральской и Рязанской ГРЭС. Современными разработками и опытными образцами ДГА высокой мощности в СНГ обладают: · ОАО «Турбогаз», ранее ВНПО «Союзтурбогаз», г. Харьков; · ЗАО «Криокор-Энергия», г. Москва; · ООО «Турбоден», г. Москва. Преимуществами турбодетандерных генераторов высокой мощности являются: низкая удельная стоимость установленной мощности в сравнении с газои паротурбинными энергетическими установками; экономия газа до 60% на 1,0 кВт вырабатываемой электроэнергии; высокое КПД проточной части от 70% до 80%; отсутствие вредных выбросов в атмосферу и малые сроки окупаемости от 2,5 до 5,0 лет. Недостатки следующие: необходимость высоких расходов питания ДГА (от 20000 нм?/ч); сильное охлаждение газа на выходе из детандера (на 45 … 70°С); высокие эксплуатационные издержки вследствие сложности оборудования; необходимость стабилизации частоты вырабатываемой электроэнергии в условиях колебаний давлений и расходов газа через ДГА. Указанные особенности делают эффективным применение ДГА на промыслах, где температура газа, выходящего из скважины, достаточно высокая, а переохлаждение газа в ДГА используется как одна из операций низкотемпературной сепарации, или на тепловых электростанциях, где потребление газа достаточно стабильное и имеются источники дешевого тепла для его подогрева. В настоящее время ведутся разработки турбодетандеров мощностью до 50 кВт, как наиболее целесообразных для питания электропотребляющих 23 устройств ГРС, однако, примеры их широкого использования практически отсутствуют.

1 - детандер; 2 - генератор; 3, 4 - соответственно трубопроводы высокого и низкого давления; 5 - теплообменник; 6 - узел редуцирования газа; 7 - теплообменник; 8 - потребитель холода.

Рисунок 2.1 Схема установки ДГА

2.3 Конструкция

Турбодетандер ДГА представляет собой центростремительную расширительную турбину с вертикальным разъёмом корпуса, «сухими» СГУ и принудительной системой смазки подшипников скольжения.

Конструкция муфты, соединяющей турбодетандр и генератор, согласовывается с поставщиком электрического генератора.

Конструкция ДГА предусматривает установку металлического защитного экрана между улиткой турбодетандера и редуктором.

Конструкция ДГА и трубопроводной части предусматривает возможность разборки и замены его основных узлов в условиях ГРС без демонтажа его корпусных узлов и с использованием поставляемого с ДГА комплекта приспособлений.

Направление вращения ротора ДГА - правое по (по часовой стрелке, если смотреть со стороны привода)

В качестве буферного газа для СГУ используется рабочий газ, в качестве разделительного - воздух

Масса ДГА -4500, масса наиболее тяжёлых составных частей:

Узлы и трубопроводы маслосистемы ДГА обеспечивают коррозионную стойкость в течение всего периода эксплуатации.

Рисунок 2.2 Общий вид конструкции ДГА 60/16-1000

2.1.1 Требования к показателям надежности и ресурса

Показатели надежности ДГА должны быть следующими:

- Наработка на отказ не менее 4000 ч;

- Наработка до среднего ремонта 12500 ч;

- Наработка до капитального ремонта 50000 ч;

- Наработка между капитальными ремонтами 50000 ч;

- Назначенный ресурс 100000 ч;

- Назначенный ресурс ротора турбодетандера 50000 ч.

Критерием отказа ДГА является прекращение процесса генерации электроэнергии, связанное с выходом из строя сборочных единиц и деталей ДГА в объёме поставки при условии сохранения работоспособного состояния стационарных систем и отсутствия нарушений требований и правил, изложенных в эксплуатационной документации.

2.1.2 Требования технологичности

Конструкция ДГА технологична в производстве и монтаже, удобна в обслуживании, ремонте и эксплуатации.

Конструкция ДГА предусматривает возможность технического осмотра сборочных единиц и деталей в соответствии с регламентом технического обслуживания и ремонта без вскрытия других элементов, имеющих более длительный межремонтный ресурс, а также допускать возможность установки, подключения и замены датчиков без съёма других элементов.

2.1.3 Стойкость к внешним воздействиям

ДГА выдерживает сейсмическое воздействие интенсивностью до 7 баллов включительно по шкале MSK-64.

Конструкция ДГА допускает воздействие температуры окружающего воздуха от минус 60 ⁰С до плюс 45 ⁰С.

2.1.4 Безопасность и экология

Общие требования безопасности к конструкции ДГА соответствуют требованиям ГОСТ 12.2.003-91 (ISO 12100-1-2002, ISO 12100-1-2002) и
ГОСТ 12.2.016-91.

Общие требования к электрооборудованию ДГА согласно IES 60204-1.

Электрооборудование, установленное во взрывозащищенной зоне согласно стандартам серии IES 60079.

Корректированный уровень звуковой мощности не более L_WA - 85 дБ(А).

Действительные уровни звуковой мощности в октавных полосах частот ДГА определяться по результатам испытаний на ГРС.

Конструкция ДГА не допускает протечек газа за его пределы и подсоса воздуха из окружающей среды.

Предотвращение попадания газа в ДГА в нерабочем режиме со стороны всасывания и нагнетания должно осуществляться станционными средствами.

Все вращающиеся части ДГА закрыты кожухами.

Конструкция маслосистемы ДГА исключает попадание масла в окружающую среду.

3. Расчет зубчатой передачи, упорного гребня и валов

ЗАДАЧИ РАСЧЕТА

1. Расчет осевого усилия, действующего на рабочее колесо и подбор размеров уплотнений для уменьшения величины осевого усилия.

2. Расчет размеров зубчатой передачи, ее смазки и прочностной расчет зубчатого зацепления.

3. Определение размеров упорного гребня.

4. Расчет на прочность быстроходного вала.

3.1 Исходные данные для расчетов

Исходные данные для расчетов представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

Исходные данные

Наименование	Обозначение	Числовая величина
Для расчета осевого усилия на рабочем колесе
Наружный диаметр рабочего колеса	D, мм	266
Внешний диаметр уплотнений рабочего колеса	d2, мм	220
Внутренний диаметр уплотнений рабочего колеса	d1, мм	160
Диаметр лопаток рабочего колеса	dл, мм	146
Диаметр уплотнений перед рабочим колесом	d0, мм	70
Давление за сопловым аппаратом	P1, МПа	1,7
Давление на выходе из рабочего колеса	P2, МПа	3,2
Для расчета редуктора
Тип редуктора	Двухвальный с горизонтальным разъемом	-
Мощность на выходном валу редуктора	N, кВт	2000
Межосевое расстояние	aw, мм	465,41
Число оборотов на выходном валу редуктора	n2, об/мин	3000
Модуль нормальный	mn	3
Рабочая ширина венца	Bw, мм	70
Посадочный диаметр под упорный гребень	b', мм	72
Для расчета вала на прочность
Диаметр вала под рабочим колесом	D1, мм	60
Сталь вала и шпонки	Сталь 34ХН1МА	-
Наименование	Обозначение	Числовая величина
Предел прочности	Gв, МПа	588
Предел текучести	Gт, МПа	343
Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения	е-1	0,63
Параметры шпонки для расчета вала на прочность
Ширина	b, мм	18
Глубина	t, мм	7
Высота	h, мм	11
Длина	l, мм	70
Фаска	C, мм	0,5
Количество скругленных концов	m	2

3.2 Расчет осевого усилия действующего на рабочее колесо

Расчетная схема рабочего колеса представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 Расчетная схема рабочего колеса

3.2.1 Среднее давление на уплотнениях колеса

Расчетная схема определения среднего давления P_СР1 на уплотнениях колеса представлена на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 Расчетная схема определения среднего давления на уплотнениях колеса

Среднее давление определяется делением площади S₁ (рисунок 2.2), определяемой по программе КОМПАС, на длину участка на которую действует среднее давление P_СР1.

(3.1)

3.2.2 Среднее давление на покрывающем диске колеса

Расчетная схема определения среднего давления P_СР2 на покрывающем диске колеса представлена на рисунке 2.3.

Рисунок 3.3 Расчетная схема определения среднего давления на покрывающем диске колеса

Среднее давление на покрывающем диске определяется делением площади S₂ (рисунок 3.3), определяемой по программе КОМПАС, на длину участка на которую действует среднее давление P_СР2.

(3.2)

3.2.3 Определение усилий на рабочем колесе

Усилие, действующее между внешним диаметром диска и внешним диаметром уплотнений колеса определяется по формуле

(3.3)

Усилие, действующее на уплотнения колеса определяется по формуле

(3.4)

Усилие, действующее между внутренним диаметром уплотнений колеса и диаметром уплотнений на валу ротора определяется по формуле

(3.5)

Усилие, действующее между внешним диаметром колеса и диаметром лопаток определяется по формуле

(3.6)

Усилие, действующую на полную площадь выхода из колеса определяется по формуле

(3.7)

Результирующая осевая сила, действующая на рабочее колесо определяется по формуле

(3.8)

3.2.4 Результаты расчетов

Результаты расчетов осевых усилий действующих на рабочее колесо представлены в таблице 3.2.

Таблица 3.2

Результаты расчетов осевых усилий действующих на рабочее колесо

Наименование	Обозначение	Числовая величина
Среднее давление на покрывающем диске колеса	PСР1, Па	1935000
Среднее давление на покрывающем диске	PСР2,Па	2000000
Усилие, действующее между внешним диаметром диска и внешним диаметром уплотнений колеса	Q1, Н	56190
Усилие, действующее на уплотнения колеса	Q2, Н	34650
Усилие, действующее между внутренним диаметром уплотнений колеса и диаметром уплотнений на валу ротора	Q3, Н	27640
Усилие, действующее на полную площадь выхода из колеса	Q4, Н	77660
Усилие, действующее на полную площадь выхода из колеса	Q5, Н	28460
Результирующая осевая сила, действующая на рабочее колесо	QОС, Н	12350

3.3 Расчет зубчатой передачи

3.3.1 Кинематическая схема проектируемого редуктора

Кинематическая схема проектируемого редуктора представлена на рисунке 3.4.

1 - рабочее колесо; 2 - шестерня с упорным гребнем; 3 - колесо; 4 - муфта зубчатая; 5 - генератор; 6 - радиальный подшипник скольжения; 7 - радиально-упорный подшипник скольжения; 8 - корпус редуктора.

Рисунок 3.4 Кинематическая схема редуктора

3.3.2 Геометрический расчет зубчатого зацепления

Результаты вычислений геометрии зубчатого зацепления представлены в таблице 3.3. Все расчеты зубчатого зацепления произведены согласно.

Таблица 3.3

Результаты вычислений геометрии зубчатого зацепления

Наименование	Обозначение	Числовая величина
Суммарное число зубьев низкооборотной передачи	zc	296
Число зубьев шестерни	z1	31
Число зубьев колеса	z2	265
Передаточное число	U	8,55
Угол наклона зуба на делительном цилиндре	в, град	17,45
Угол наклона зуба на основном цилиндре	в0, град	16,36
Межосевое расстояние	aw1, мм	465,41
Угол профиля исходного контура рейки в нормальном сечении	б, град	20
Угол профиля исходного контура рейки в торцевом сечении	бр, град	20,88
Шаг нормальный	PН, мм	9,42
Шаг окружной	Pt, мм	9,88
Шаг осевой	PX, мм	31,44
Высота зуба исходного контура рейки	H, мм	7,5
Модуль окружной	mt,мм	3,14
Модуль основной	m0, мм	2,93
Модуль осевой	mX, мм	10,22
Делительный диаметр шестерни	d1, мм	97,48
Делительный диаметр колеса	d2, мм	833,34
Основной диаметр шестерни	d01, мм	91,08
Основной диаметр колеса	d02, мм	778,59
Диаметр вершин зубьев шестерни	da1, мм	103,48
Диаметр вершин зубьев колеса	da2, мм	839,34
Диаметр впадин шестерни	df1, мм	88,48
Диаметр впадин колеса	df2, мм	824,34
Глубина модификации профиля головки зуба	?a, мм	0,3
Высота эвольвентной части профиля зуба над основной окружностью шестерни	h01', мм	5,90
Высота эвольвентной части профиля зуба над основной окружностью колеса	h02', мм	30,07
Высота эвольвентной части профиля зуба, в относительной форме шестерни	h01, мм	2,00
Высота эвольвентной части профиля зуба, в относительной форме колеса	h02, мм	10,23
Угол внешней точки зуба при зацеплении в торцевой плоскости шестерни	и12, рад	0,53
Угол внешней точки зуба при зацеплении в торцевой плоскости колеса	и22, рад	0,40
Угол поворота при зацеплении одной пары плоских торцевых профилей до полюса шестерни	и1, рад	0,14
Угол поворота при зацеплении одной пары плоских торцевых профилей до полюса колеса	и2, рад	0,02
Угол поворота шестерни при зацеплении пары плоских торцевых профилей	и1', рад	0,16
Полный угол поворота шестерни при зацеплении пары плоских торцевых профилей	и, рад	0,31
Коэффициент перекрытия в торцевой плоскости по профилю	еt	1,51
Рабочая ширина венца	Bw, мм	70
Полный коэффициент перекрытия передачи	еy	3,74
Число зубьев одновременно участвующих в зацеплении	nз	2,23
Длина контактной линии одной пары зубьев	L, мм	49,56
Полная длина линии касания зубьев, участвующих в зацеплении	Lп, мм	110,37
Радиус кривизны эвольвентной поверхности зуба в точке, лежащей на делительном диаметре шестерни	с1, мм	18,11
Радиус кривизны эвольвентной поверхности зуба в точке, лежащей на делительном диаметре колеса	с2, мм	154,79
Средняя кривизна поверхности	1/с, мм-1	16,21
Скорость качения профилей	U0, мм	5,69

3.3.3 Прочностной расчет зубчатого зацепления

Результаты прочностного расчета зубчатого зацепления представлены в таблице 3.4.

Таблица 3.4

Результаты прочностного расчета зубчатого зацепления

Наименование	Обозначение	Числовая величина
Расчетная передаваемая мощность	N, Вт	2000000
Число оборотов шестерни	n1, об/мин	25645,16
Число оборотов колеса	n2, об/мин	3000
Окружная скорость	U, м/с	129,63
Крутящий момент на валу шестерни	М1, Н/м	744,73
Крутящий момент на валу колеса	М2, Н/м	2574,08
Окружное усилие в зацеплении	Pокр, Н	15278,84
Линейная нагрузка на единицу длины контактной линии	Pл, Н/м	218269,26
Коэффициент нагрузки	Kн, Па	2500936,84
Нормальное усилие к зубу	Pн, Н/м	17141,62
Линейная нагрузка на единицу длины контактной линии	Pк, Н/м	155313,09
Касательные напряжения (напряжения сдвига)	Gсж, Па	206326737,70
Напряжения изгиба в теле зуба	ф, Па	1,24х10 11
Коэффициент Парсона	Kп, Па	2239014,40

3.3.4 Расчет смазки зубчатого зацепления

Результаты расчета смазки зубчатого зацепления представлены в таблице 3.5.

Таблица 3.5

Результаты расчета смазки зубчатого зацепления

Наименование	Обозначение	Числовая величина
Мощность подводимая к зацеплению	N, кВт	2000
Коэффициент перекрытия в торцевом сечении	еt	1,51
Коэффициент трения	µ	0,1
Коэффициент	с	2
Косинус угла наклона на делительном цилиндре	Cosв	0,95
Число зубьев шестерни	zw	31
Число зубьев колеса	zк	265
Потери на трение в зацеплении	Nт.з., кВт	17,95
Тепло эквивалентное трению в зацеплении	Qт.з., кДж/ч	34931,45
Удельная теплоемкость масла, при t = 50 град.	С, кДж/град	1,93
Повышение температуры масла в зацеплении	?t, град	10
Коэффициент использования масла	зм	0,6
Количество масла, необходимое для смазки зацепления	Q'м.з., л/мин	57,13
Удельный вес масла, при t = 50 град.	г, кг/л	0,88

3.4 Расчет упорного гребня

3.4.1 Расчет геометрических величин

3.4.2 Полная высота гребня

Полная высота гребня определяется по формуле

, (3.9)

где 5 - множитель для быстроходного вала.

3.4.3 Наружный диаметр гребня

Наружный диаметр гребня определяется по формуле

, (3.10)

3.4.4 Радиус средней точки

Радиус средней точки контакта гребня с торцем колеса определяется по формуле

, (3.11)

3.4.5 Радиус средней точки контакта торца колеса с гребнем

Радиус средней точки контакта торца колеса с гребнем определяется по формуле

, (3.12)

3.4.6 Приведенный радиус кривизны упорных поверхностей

Приведенный радиус кривизны упорных поверхностей определяется по формуле

, (3.13)

3.4.7 Вспомогательный угол

Вспомогательный угол определяется по формуле

, (3.14)

3.4.8 Расстояние от начала клинового зазора между упорными поверхностями до места минимального зазора

Расстояние от начала клинового зазора между упорными поверхностями до места минимального зазора определяется по формуле

, (3.15)

3.5 Расчет кинематических величин

Окружная скорость шестерни в месте контакта определяется по формуле

, (3.16)

Окружная скорость колеса в месте контакта определяется по формуле

, (3.17)

3.6 Расчет погонной нагрузки

Погонная нагрузка на гребень определяется по формуле

, (3.18)

Результаты расчета представлены в таблице 3.6

Таблица 3.6

Результаты расчета

Параметр	Результаты вычислений
b, м	0,033
D, м	0,138
r, м	0,061
R, м	0,405
спр, м	3,035
и, град	28,23
X1, м	0,03
UШ, м/с	163,549
UК, м/с	19,132
q, Н/м	457700

3.7 Расчет валов на прочность

3.7.1 Расчет пускового момента

Все расчеты проводятся согласно.

Пусковой крутящий момент определяется по формуле

(3.19)

3.7.2 Прочность вала при кручении

Опасным сечением является сечение под шпонкой. Напряжение кручения при пуске определяется по формуле

(3.20)

Допускаемое напряжение кручения для вала определяется по формуле

(3.21)

3.7.3 Проверка прочности шпонки на срез

Напряжение среза в призматической шпонке со скругленными концами определяется по формуле

(3.22)

Допускаемое напряжение среза определяется по формуле

(3.23)

3.7.4 Проверка прочности шпонки на смятие

Напряжение смятия в призматической шпонке определяется по формуле

(3.24)

Допускаемое напряжение смятия определяется по формуле

(3.25)

3.8 Результаты расчетов

Результаты прочностных расчетов быстроходного вала представлены в таблице 3.7.

Таблица 3.7

Результаты прочностных расчетов быстроходного вала

Параметр	Результаты вычислений
МПУСК, Н/м	1809,83
фКР, МПа	45,29
[фКР], МПа	95,14
фCР, МПа	60,32
[фCР], МПа	121,49
GСМ, МПа	68,31
[GСМ], МПа	98,23

3.9 Заключение

Расчетные значения напряжений кручения, среза и смятия не превышают допускаемых значений.

4. Анализ современного состояния теории, практики и патентных материалов в области утилизации энергии природного газа при понижении его давления в пунктах редуцирования

4.1 Анализ потенциала вторичного энергетического ресурса в пунктах редуцирования и влияющих на него факторов

Сеть газораспределения - технологический комплекс, состоящий из наружных газопроводов поселений, включая межпоселковые, от выходного отключающего устройства газораспределительной станции (ГРС) или иного источника газа до вводного газопровода к объекту газопотребления.

Сеть газопотребления - производственный и технологический комплекс, включающий вводной газопровод, внутренние газопроводы, газовое оборудование, систему автоматики безопасности и регулирования процесса сжигания газа, газоиспользующее оборудование.

Газораспределительная сеть России включает в себя свыше 300 тыс. пунктов редуцирования газа (ПРГ) и свыше 90 тыс. установок электрохимической защиты (ЭХЗ).

Установки электрохимической защиты - устройства, предназначенные для автоматического поддержания заданного защитного потенциала на газопроводе с целью предупреждения процессов электрохимической коррозии, например, станции катодной защиты (СКЗ), протекторной и электродренажной.

Пункт редуцирования газа (ПРГ) - техническое устройство сетей газораспределения и газопотребления, предназначенное для снижения давления газа и поддержания его в заданных пределах независимо от расхода газа. Различают следующие виды ПРГ: газорегуляторные пункты (ГРП) (Рисунок 4.1), газорегуляторные пункты блочные (ГРПБ), газорегуляторные пункты шкафные (ГРПШ) и газорегуляторные установки (ГРУ).

Основными факторами, определяющими работу ПРГ являются: давление и температура газа питающего газопровода; температура окружающей среды; величина расхода газа, отбираемого потребителями; требуемые давление и температура газа на выходе ПРГ.

Рисунок 4.1 газорегуляторный пункт

Температура газа на входе в ПРГ может значительно изменяться вслед за температурой окружающей среды (Рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 изменение температуры газа на входе в ПРГ по месяцам года на примере одного из подразделений ПАО «Газпром»

Согласно требованиям, ГОСТ 5542-2014, температура газа после ПРГ должна быть выше точки росы. Точка росы транспортируемого газа зависит от давления, влажности, температуры и находится в пределах ?7? … ? 12?. Величина расхода газа, отбираемого потребителями варьируется в зависимости от времени года (Рисунок 4.3), дня недели (Рисунок 4.4) и часа в сутках (Рисунок 4.5).

Рисунок 4.3 распределение коэффициента месячной неравномерности

Рисунок 4.4 распределение коэффициента суточной неравномерности



Рисунок 4.5 распределение коэффициента часовой неравномерности

Средняя по газораспределительной системе разница между максимальным и минимальным газопотреблением по месяцам может составлять 2,3 … 2,6 раза, по дням недели - 1,1 … 1,2, по часам в течение суток - 1,6 … 2,2.

Прогнозирование газопотребления возможно при наличии систематически обновляемых баз данных. Например, для описания характера изменения коэффициента месячной неравномерности на основе статистических данных можно воспользоваться зависимостью

(4.1)

где - среднегодовой коэффициент неравномерности;

- соответственно максимальный и минимальный коэффициент неравномерности месячного газопотребления за год;

- продолжительность периода;

- текущее время;

- период времени, соответствующий сдвигу максимального зимнего и минимального летнего потребления газа относительно среднемесячных температур самого холодного месяца и самого жаркого. Для системы газораспределения такой сдвиг не свойственен, то есть .

Расчетный часовой расход газа через ПРГ равен

(4.2)

где - соответственно коэффициенты неравномерности газопотребления по месяцам, суткам и часам;

- проектный часовой расход, м3 /ч.

Настройка РД для поддержания определенного давления за ПРГ производится исходя из нормативной величины располагаемого перепада давлений для газопроводов низкого давления -= 1800 Па. На практике давление после регулятора поддерживается на уровне 2,0 … 2,5 кПа, при этом максимально допустимое давление равно 3,0 кПа.

Давление настройки регуляторов в газораспределительной сети для различных месяцев определяется по следующей формуле

(4.3)

где - минимальное рабочее давление газоиспользующего оборудования (Таблица 4.1);

- располагаемый перепад давлений в рассматриваемый месяц.

Бытовое газоиспользующее оборудование выпускается предприятиями для двух номинальных давлений газа: .

Таблица 4.1

Рабочее давление газоиспользующего оборудования

В соответствии с требованиями СТО Газпром 2-6.2-1028-2015 для ГРС и ГРП с отбором газа менее 50 м3/ч, а также установок ЭХЗ рекомендуется использовать один независимый источник питания: ЛЭП (0,4 … 20,0 кВт) или автономный источник питания, который рекомендуется рассматривать в качестве преимущественного варианта. Источники электроэнергии должны обеспечивать надежность электроснабжения в зависимости от категории объекта, на котором они будут установлены. Чаще всего, категория надежности третья, что допускает возможность перерыва внешнего электроснабжения на срок до 24 часов.

Основными потребителями электроэнергии ПРГ могут являться: системы телеметрии и телемеханики, охранно-пожарная сигнализация, узлы связи и учёта, освещение, аварийная вентиляция.

В целом ШРП может потреблять от 15 до 500 Вт. В активном режиме системы работают кратковременно, поэтому можно считать, что потребляемая мощность составляет около 15 Вт.

Мощность электропотребляющих устройств ГРП находится в пределах от 0,5 до 1,0 кВт. Наибольшее количество электроэнергии используется для освещения при проведении технического обслуживания персоналом раз в 2-3 недели в течение нескольких часов. В остальное время ГРП потребляет мощность не более 500 Вт.

Использование систем телемеханики потребует дополнительно от 15 Вт до 100 Вт электроэнергии.

Мощность, потребляемая установками СКЗ, зависит от длины защищаемого участка, сопротивления грунта и других факторов. В настоящее время на газораспределительных сетях наиболее распространены установки мощностью 0,1 … 3 кВт. Учитывая, что объекты сети газораспределения не всегда находятся вблизи линий электропередач, подключение к сетям электроснабжающих организаций может быть дорогостоящим и чрезмерно длительным.

Получение электроэнергии на объектах газораспределительной сети п...