В связи с падением расхода и давления из-за выработки старых месторождений природного газа появляется необходимость в увеличении степени сжатия компрессорного цеха, а следовательно и каждого нагнетателя природного газа.
Центробежные нагнетатели природного газа, предназначенные для линейных компрессорных станций магистральных газопроводов, обычно выполняются одноступенчатыми или двухступенчатыми. Во втором случае рассчитываются последовательно обе ступени, причем расчет их принципиально не отличается.
Особенностями проектирования нагнетателей является необходимость учета высокого давления перекачиваемой среды и реальных физических свойств природного газа, это делается с помощью коэффициента сжимаемости Z, т.е. уравнение состояния используется в виде PV=ZRT. Коэффициент сжимаемости зависит от давления и температуры газа и определяется по экспериментальным данным.
Важнейшим параметром, определяющим технико-экономические показатели центробежного нагнетателя, является частота вращения. При проектировании газоперекачивающих агрегатов с газотурбинным приводом частота вращения силового вала выбирается на основании предварительных расчетов и согласования характеристик свободной силовой турбины и центробежного нагнетателя.
Для конструкции нагнетателя был принят нагнетатель 235-21-1 производства НЗЛ.
1. Исходные данные для расчета
Для выполнения проектных расчетов заданы следующие величины :
- частота вращения нагнетателя n = 6750 об/мин;
потребляемая нагнетателем мощность N н = 16 МВт;
мощность механических потерь N мех = 300 кВт;
давление газа при выходе из нагнетателя P 2 = 7,5 МПа;
степень повышения давления н = 1,7;
политропический КПД пол = 0,82;
газовая постоянная R г = 0,508 кДж/кг;
температура газа перед нагнетателем T 1Г = 283 К;
- показатель адиабаты k = 1,31;
- коэффициент сжимаемости z =0,86.
Поскольку рассчитываемый нагнетатель является двухступенчатым, то общая степень сжатия н распределяется между ступенями:
Системы регулирования частоты вращения генераторных агрегатов
... скоростной режим в пределах допустимого изменения частоты вращения Дn. Дизель-генератор и регулятор частоты вращения образуют замкнутую систему автоматического регулирования, которая обеспечивает автоматическое поддержание частоты вращения ... расходом топлива, высокой температурой выпускных газов и нарушением теплового равновесия двигателя, в эксплуатации работа на внешней предельной характеристике ...
для первой ступени н 1ст = 1,31;
для второй ступени н 2ст = 1,30.
2. Расчет первой ступени
2.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
Исходя из заданных параметров рабочего тела, определяется действительный напор, создаваемый ЦН, отнесенный к 1 кг газа:
кДж/кг.
Действительный напор создаваемый первой ступенью нагнетателя:
кДж/кг.
Мощность потребляемая первой ступенью:
МВт.
Массовый расход:
177,8 кг/с.
В соответствии с опытом проектирования выбирается окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса: U 2 = 275 м/с.
0,778 м.
Из уравнения состояния газа определяются параметры газа на входе в рабочее колесо — удельный объем газа центробежный нагнетатель газопровод
м 3 /кг,
где 4,4 МПа.
Объемная производительность на входе в рабочее колесо
4,98 м 3 /c.
2.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
Рабочее колесо принимается открытого типа в соответствии с конструктивной схемой на рисунке 1
Конструктивная схема рабочего колеса
Рис. 1
Коэффициент принимается стеснения 0,778.
Диаметр рабочего колеса на входе D 1 определяется, после задания величины втулочного отношения 0,5:
= 0,389 м.
Окружная скорость на входе в рабочее колесо
137,4/с.
Для определения ширины рабочего колеса на входе b 1 и относительной скорости входа w1 задается угол входа в рабочее колесо .
Тогда:
115,3 м/с;
- =45,5 мм;
179,4м/с.
Строятся треугольник скоростей на входе (см. рис. 2).
Объемная производительность на выходе из рабочего колеса определяется приближенно с учетом повышения температуры газа и дополнительного сжатия в диффузоре
3,99 м 3 /c.
Задается относительная ширина лопаток на выходе из рабочего колеса: b 2 /D2 = 0,04.
Ширина лопаток на выходе из рабочего колеса:
b 2 = ( b2 /D2 ) D2 = = 31,1мм.
Объемную производительность на выходе из рабочего колеса V 2 можно представить
, м 3 /c,
где 0,899 — коэффициент стеснения.
Определяется величина
=0,212,
для эффективной работы диффузора необходимо, чтобы 0,20…0,32.
Радиальная составляющая скорости С 2 r выходного треугольника скоростей
=58,3 м/с.
Для построения выходного треугольника скоростей при бесконечном числе лопаток следует задаться углом = 34.
Относительная скорость при бесконечно большом числе лопаток определяется из выходного треугольника скоростей
=104,3 м/с.
Опыт проектирования показывает, что для обеспечения высокого КПД нагнетателя требуется выполнение условия:
«Восстановление ходовых колес
... колеса механизма передвижения мостового крана. Предмет исследования – процесс восстановления ходовых колес мостового крана. Содержание ... мостового крана к отдельным деталям и методам их ремонта. ... краны для раздевания слитков (стрипперные), колодцевые краны, краны с лапами, мульдозавалочные и другие металлургические краны, рабочий ... данной дипломной работы. 1 МОСТОВЫЕ КРАНЫ Грузоподъемные краны занимают ...
2,
=1,6.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется как:
=86,4м/с.
Величина составляющей скорости , необходимая для определения угла :
275 — 86,4= 188,6м/с,
после чего определяется:
=17,2.
Абсолютная скорость равна:
=197,2 м/с.
Определены все элементы, необходимые для построения теоретического треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса при бесконечно большом числе лопаток
При конечном числе лопаток вследствие наличия циркуляции в межлопаточном пространстве происходит отклонение потока при выходе из лопаток в направлении, обратном вращению колеса. Поэтому действительный угол всегда меньше теоретического , т.е. <. В результате изменяются составляющие треугольника скоростей. Уменьшение проекции абсолютной скорости на окружную можно найти по формуле Стодола
м/с,
где z 2 — число лопаток, принимаемое в диапазоне 9…18, z2 = 14.
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость С 2 r определяется
188,6 — 34,5 = 154,1 м/с.
Из треугольника скоростей
=20,7.
Значение абсолютной скорости С 2 равно:
=164,9м/с.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется
275 — 154,1= 120,9 м/с.
Из треугольника скоростей
=25,7.
Относительная скорость w 2 равна
м/с.
Аналогично теоретическому треугольнику скоростей на выходе строится в этом же масштабе действительный треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса, изображенный на рисунке 2.
Необходимо проверить, обеспечивается ли заданная степень сжатия н = 1,31:
1,31,
где М u — число Маха при окружной скорости:
0,683;
т — коэффициент теоретического напора, учитывающий конечное число рабочих лопаток:
Угол наклона направляющего диска
по условиям обеспечения прочности покрывающего диска целесообразно иметь .
Радиус лопаток R равен
=0,327м.
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток, равен
м.
Рис.2 Треугольники скоростей первой ступени
2.3 Определение основных размеров выходного устройства
В одноступенчатом нагнетателе выходное устройство состоит из диффузора и сборной камеры.
Диффузор служит для преобразования скоростного напора потока в давление. В НПГ применяют лопаточные и безлопаточные диффузоры. Первые обеспечивают меньший уровень потерь при преобразовании энергии, но в сравнительно узком диапазоне расходов. Безлопаточные диффузоры более просты в изготовлении, их применяют при работе в широком диапазоне режимов.
Если , а предпочтителен безлопаточный диффузор. Т.к. в данном случае , принимаем лопаточный диффузор.
Для лопаточного диффузора:
Угол входа на лопатки диффузора выбираем из условия б 3 ? б2 = 210 .
Угол выхода из лопаток .
Ширину диффузора берём постоянной и равной
Число лопаток диффузора выбираем в диапазоне Zлд = 19…29, но не кратное числу лопаток рабочего колеса во избежание возбуждения колебаний, могущих вызвать повреждение периферийной части рабочего колеса. Принимаем Zлд = 23.
Шиномонтаж и балансировка колес
... колес легковых автомобилей, грузовой техники, коммерческого транспорта. Для облегчения работ станки оснащаются встроенными приспособлениями для подъема и опускания колеса. Шиномонтажное оборудование ... и удобству работы, даже превосходит их. Дополнительные удобства создает наличие стояночного электромагнитного тормоза, ... мастеров, что в свою очередь повышает скорость выполнения работ ровно в 2 раза. ...
Абсолютную скорость определяем по выражению:
м/с
Радиус лопаток диффузора
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток диффузора
3. Расчет второй ступени
3.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
Мощность потребляемая второй ступенью:
МВт.
Действительный напор создаваемый первой ступенью нагнетателя:
кДж/кг.
Массовый расход:
183,2 кг/с.
В соответствии с опытом проектирования выбирается окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса: U 2 = 266 м/с.
=0,753 м.
Значение D 2 округляется с точностью до 0,01 м:
D 2 = 0,750 м,
после чего уточняется значение окружной скорости U 2 :
= 264,9 м/с.
Из уравнения состояния газа определяются параметры газа на входе в рабочее колесо — удельный объем газа
м 3 /кг,
где 5,77 МПа.
Объемная производительность на входе в рабочее колесо
4,03 м 3 /c.
3.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
Коэффициент принимается стеснения 0,794.
Диаметр рабочего колеса на входе D 1 определяется, после задания величины втулочного отношения 0,5:
= 0,375 м.
Окружная скорость на входе в рабочее колесо
=132,5м/с.
Для определения ширины рабочего колеса на входе b 1 и относительной скорости входа w1 задается угол входа в рабочее колесо .
Тогда:
- =111,2м/с;
- =38,8 мм;
- =172,9 м/с.
Строится треугольник скоростей на входе ( см. рис 3).
Объемная производительность на выходе из рабочего колеса определяется приближенно с учетом повышения температуры газа и дополнительного сжатия в диффузоре
3,25 м 3 /c.
Задается относительная ширина лопаток на выходе из рабочего колеса: b 2 /D2 = 0,04.
Ширина лопаток на выходе из рабочего колеса:
b 2 = ( b2 /D2 ) D2 = 0,04*0,750= 30,0 мм.
Объемную производительность на выходе из рабочего колеса V 2 можно представить
, м 3 /c,
где 0,899 — коэффициент стеснения.
Определяется величина
=0,193.
Радиальная составляющая скорости С 2 r выходного треугольника скоростей
0,193*264,9=51,1 м/с.
Для построения выходного треугольника скоростей при бесконечном числе лопаток следует задаться углом = 32.
Относительная скорость при бесконечно большом числе лопаток определяется из выходного треугольника скоростей
=96,4м/с.
Опыт проектирования показывает, что для обеспечения высокого КПД нагнетателя требуется выполнение условия:
2,
=1,71.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется как:
=81,8м/с.
Величина составляющей скорости , необходимая для определения угла :
Регулирование скорости (частоты вращения) асинхронного двигателя
... Подробно принципы и схемы частотного регулирования скорости асинхронного двигателя рассмотрены ниже. Изменение скорости переключением числа пар полюсов асинхронного двигателя позволяет получать несколько (от 2 до 4) значений рабочих скоростей, т.е. плавное регулирование скорости и формирование переходных ...
264,9 — 81,8 = 183,1 м/с,
после чего определяется:
=15,6.
Абсолютная скорость равна:
=190,0 м/с.
Уменьшение проекции абсолютной скорости на окружную :
=33,9 м/с,
где z 2 — число лопаток, принимаемое в диапазоне 9…18, z2 = 13.
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость С 2 r определяется
183,1 — 33,9 = 149,2 м/с.
Из треугольника скоростей
Значение абсолютной скорости С 2 равно:
=157,8 м/с.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется
264,9 — 149,2 = 115,7 м/с.
Из треугольника скоростей
=23,8.
Относительная скорость w 2 равна
=126,6м/с.
Аналогично теоретическому треугольнику скоростей на выходе строится в этом же масштабе действительный треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса, изображенный на рисунке 3.
Необходимо проверить, обеспечивается ли заданная степень сжатия н = 1,30:
1,30,
где М u — число Маха при окружной скорости:
=0,64
т — коэффициент теоретического напора, учитывающий конечное число рабочих лопаток:
Угол наклона направляющего диска
по условиям обеспечения прочности покрывающего диска целесообразно иметь .
Радиус лопаток R равен
= 0,30м.
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток, равен
=0,20 м.
3.3 Определение основных размеров выходного устройства
Т.к. в данном случае , принимаем лопаточный диффузор.
Для лопаточного диффузора:
Угол входа на лопатки диффузора вибираем из условия б 3 ? б2 = 18,90
Угол выхода из лопаток .
Ширину диффузора берём постоянной и равной
Число лопаток диффузора выбираем в диапазоне Zлд = 19…29, но не кратное числу лопаток рабочего колеса во избежание возбуждения колебаний, могущих вызвать повреждение периферийной части рабочего колеса. Принимаем Zлд = 23.
Абсолютную скорость определяем по выражению:
Радиус лопаток диффузора
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток диффузора
Рис.3 Треугольники скоростей второй ступени
Список литературы
[Электронный ресурс]//URL: https://drprom.ru/kursovaya/tsentrobejnyiy-nagnetatel-prirodnogo-gaza/
1.Селезнев К.П., Подобуев Ю.С., Анисимов С.А. Теория и расчет турбокомпрессоров. — Л.: Машиностроение, 1968. — 408 с.
