Пример расчёта координаты для точки 1 ведущего винта:
- ,
-
- где отношение взято из Таблицы № 7.
- Рис. 4. Теоретические профили ведущего и ведомого винтов.
- Учитывая ранее полученные геометрические параметры, построим объёмные модели винтов в изометрии.
- Рис. 5. Объёмные модели винтов.
7. Расчёт теплообменного аппарата
7.1 Определение расхода охлаждающей жидкости
Определим расход охлаждающей воды W (л/с):
где и — температура воды на входе и выходе из теплообменника, К. Принимаем .
Также учитываем что: Дж/(кг•К) — удельная теплоёмкость воды.
Общий тепловой поток Q, отводимый от газа в охладителе, складывается из теплового потока Q1 при охлаждении сухого газа и дополнительного теплового потока Q2, отводимого от влажного газа.
Тепловой поток при охлаждении сухого газа:
- где m — массовая производительность первой ступени, кг/с;
- t1 и t2 — температуры газа при входе в охладитель и при выходе из него, К, где К, -удельная теплоёмкость охлаждаемого газа.
Мы будем делать приближённый расчёт, поэтому получаем следующее:
Дж,
Дж,
л/с.
7.2 Расчёт необходимой площади поверхности теплообмена
Необходимую площадь поверхности теплообмена определяем по формуле:
- где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2•К);
- F — площадь поверхности теплообмена, м2;
- средний температурный напор.
Принимаем k = 100 Вт/м2•к (данные предоставлены преподавателем).
Средний температурный напор определяется по формуле:
где — находим по графикам в зависимости от схемы движения потоков и разности температур, со страницы 252[3].
Зависит от Р и R.
;
- При таких R и P, для кожухотрубной схемы газоохладителя .
К;
м2.
7.3 Определение основных геометрических параметров газоохладителя
Количество трубок в пучке газоохладителя определяется по формуле:
- где F — поверхность теплообмена, м2;
- d1 — внутренний диаметр трубок, м;
- L — длина трубок, м.
Площадь загромождения трубками проточной части для газа:
Производство и распределение электроэнергии, газа и воды
... данной работы заключается в изучении и сравнении статистических данных по производству и распределению электроэнергии, газа и воды в Российской Федерации, Киргизии и США. Поставленная цель предполагает ... данных; Сравнение полученных результатов по странам. 1. Статистический анализ производства и распределения электроэнергии, газа и воды в Российской Федерации Топливно-энергетический комплекс (ТЭК) в ...
где d2 — наружный диаметр трубок, м.
Принимаем внутренний и наружный диаметр соответственно равными: d1=0,014 м, d2=0,016 м; а длину трубок с учётом конструктивных особенностей охладителя газа равной: L=0,8 м.
Площадь для прохода газа между трубками вычисляется по формуле:
где м/с — допустимая скорость газа для поперечного обтекания трубок,
где РХОЛ — давление газа на входе в газоохладитель,
Площадь внутренней поверхности кожуха газоохладителя:
Внутренний диаметр кожуха:
Стенки кожуха газоохладителя при таких давлениях рекомендуется брать равными 10 мм.
Таким образом, получаем:
;
м2;
К,
кг/м3,
кг/с,
м2;
м2;
м.
м.
8. Расчёт мультипликатора
Частота вращения роторов велика, а электропривод выбран стандартный, то необходимо использовать повышающую передачу. Рассчитаем зубчатую передачу, воспользовавшись программным пакетом кафедры Деталей Машин СПбГПУ «MADE».
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ № 1.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 13 967.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30 000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 12.4 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ
КОЛЕСО: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ
СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 6 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8
МОДУЛЬ 1.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 50.500 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 32 колеса 69 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.16
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 25.0 колеса 23.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.719 в долях aw 0.455
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.74 осевого 0.00 суммарный 1.74
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 775 радиальная 282 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 32.000 вершин 34.00 впадин 29.50
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 69.000 вершин 71.00 впадин 66.50
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 80 куб. см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 23.40 м/с
|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |
| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |
| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|
| расчетные | 680 | 962 | 283 267 | 566 534 |
|допускаемые| 766 | 2520 | 286 286 | 2500 2500 |
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.77 Kf 2.16 долговечн. Zn 0.76 0.79 Yn 1.00 1.00
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ № 2.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 6409.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30 000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 27.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ
КОЛЕСО: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ
СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 3 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8
МОДУЛЬ 1.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 109.500 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 69 колеса 150 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.17
Основные элементы моторно-осевого подшипника и подвески тягового ...
... от оси колесной пары. Моторно-осевые подшипники выполняют с подшипниками качения и скольжения. Конструкция. Моторно-осевой подшипник имеет разъемный вкладыш ... из шестерни, насаженной в горячем состоянии на конический хвостовик вала якоря двигателя, зубчатого колеса, укрепленного ... Упругое закручивание венца обеспечивает плавную работу зубьев передачи, снижает пульсацию момента, передаваемого от ...
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 23.0 колеса 22.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.319 в долях aw 0.201
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.85 осевого 0.00 суммарный 1.85
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 783 радиальная 285 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 69.000 вершин 71.00 впадин 66.50
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 150.000 вершин 152.00 впадин 147.50
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 358 куб. см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 23.15 м/с
|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |
| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |
| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|
| расчетные | 466 | 659 | 279 271 | 559 543 |
|допускаемые| 796 | 2520 | 286 286 | 2500 2500 |
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.79 Kf 2.14 долговечн. Zn 0.79 0.82 Yn 1.00 1.00
9. Выбор и проверка подшипника
9.1 Расчёт осевых сил
Рис. 6. Схема сил.
Осевая сила, действующая на ротор равна векторной сумме
где РТ — суммарная осевая сила, действующая на торцы винта; РА — осевая сила, действующая на профильные поверхности винта; Р Z сш — осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении синхронизирующих шестерен; Р Z ш м — осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении шестерни мультипликатора, насаженной на ведущий вал компрессора.
Суммарная осевая сила, действующая на торцы винта, РТ , равна разности произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров нагнетательных окон можно принять, что площади торцевого сечения двух зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом, осевые силы, действующие на торцы ведущего и ведомого винтов
где Па.
Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов
где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов
;
;
- мм2;
- мм2 (21, «https:// «).
Кольцевые площади, ограниченные окружностями впадин и окружностями валов, примыкающих к торцам винтов
Н,
Н.
Средние значения осевых сил, действующих на профильные поверхности ведущего и ведомого винтов
где МКР 1 и МКР 2 — средние крутящие моменты, действующие на ведущем и ведомом винтах.
Н
- м;
Н
- м.
Н;
Н.
Следует так же учесть, что сила РА 1 направлена в сторону торца всасывания, я сила РА 2 — в сторону торца нагнетания (см. рис. 7).
Сущность и особенности применения современных компрессоров в промышленности
... поршневые компрессоры могут иметь большое пространство сжатия, но при этом газ возвращается к давлению всасывания в цилиндре. В винтовом компрессоре газ расширяется до давления всасывания в пространстве сжатия. Некоторые типы компрессоров, которые ...
Осевые составляющие нормальных сил, действующих в зацеплении зубчатых колёс, возьмём из результата проектного расчёта, выполненного программой
Н,
Н.
Таким образом, суммарная осевая сила, действующая на роторы
Н,
Н.
Обе силы направлены в сторону торца всасывания.
9.2 Выбор подшипников
В данной схеме действуют сравнительно большие осевые усилия, но учитывая большие обороты выберем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими втулками.
Данные для расчёта.
Н — осевая нагрузка, действующая на подшипник;
- ч — долговечность подшипника;
n = 13 967 об/мин — частота вращения внутреннего кольца подшипника;
d = 20мм — внутренний посадочный диаметр подшипника.
Эквивалентная динамическая нагрузка, действующая на подшипник:
где V — коэффициент вращения относительно вектора нагрузки;
X и Y — соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника;
- динамический коэффициент, учитывающий влияние динамических условий работы на долговечность подшипника;
- коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.
ГОСТ 8928–75
d = 25 мм — внутренний посадочный диаметр подшипника,
D = 52 мм — внешний диаметр,
T = 18ммширина подшипника.
Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки:
R = 0 — радиальная нагрузка на подшипник отсутствует, Y = 0,92 при, ,. Температура подшипника может достигать в связи с высокой температурой ротора. Таким образом эквивалентная нагрузка:
Н.
Определяем долговечность подшипника:
млн.об.,
млн.об.
Определяем по таблице 24[4] значение С/Р=19,2.
Далее определяем необходимую грузоподъёмность конического подшипника.
Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника № 2505 составляет С =22,9 кН, поскольку, поэтому необходимо устанавливать по два подшипника.
Заключение
В заключение необходимо отметить достоинства и недостатки винтовых компрессоров, а так же их область применения.
Достоинства
Высокая экономическая эффективность и техническая целесообразность применения винтовых компрессоров определяется следующим:
1) винтовой компрессор можно эксплуатировать в широком диапазоне производительностей и давлений без существенных отклонений от оптимальных значений КПД;
2) отсутствие функциональной связи между числом оборотов компрессора и его степенью сжатия, что позволяет иметь нужную степень сжатия при любых оборотах компрессора;
3) быстроходность, что обеспечивает малый вес и малые габариты компрессора и даёт возможность прямого соединения с современными быстроходными двигателями, т. е. позволяет скомпоновать малогабаритную, простую и лёгкую компрессорную установку;
4) высокая удельная производительность, приходящаяся на единицу веса, площади и объёма компрессора, что даёт возможность значительно повысить количество полезной продукции, снимаемой с единицы площади помещения цеха компрессии, и снизить металлоёмкость машины;
5) исключительно высокая степень надёжности компрессора и высокий моторесурс благодаря простоте конструкции, отсутствию деталей, совершающих возвратно-поступательное движение, отсутствию клапанов, поршневых колец или других часто выходящих из строя деталей; отсутствие деталей, легко подверженных вибрации;
Неисправности и ремонт поршневых компрессоров
... осевые; поршневые; Компрессоры поршневого типа позволяют осуществлять сжатие газов до больших давлений. Классификация поршневых компрессорных машин. Современные вспомогательные компрессоры ДВС имеют ... компрессоры делят на пусковые и универсальные (для развитых энергетических установок). Пусковые наполняют воздушные баллоны для запуска дизелей. Универсальные используют для обеспечения работы ...
6) полная уравновешенность роторов компрессора, позволяющая отказаться от тяжёлых и громоздких фундаментов;
7) высокая равномерность подачи газа, благодаря чему отпадает необходимость в устройстве громоздких газосборников;
8) отсутствие помпажа;
9) возможность сжатия влажного газа, содержащего капельную жидкость (например, воду, масло и др.) в количествах, значительно превышающих вес сухого сжимаемого газа без какого-либо снижения моторесурса;
10) возможность сжатия сильно загрязнённых газов без снижения моторесурса, причём производительность и экономичность винтового компрессора в этом случае с течением времени не только не уменьшается, но даже увеличивается; громоздкие и дорогостоящие фильтры становятся излишними;
11) возможность сжатия любых газов, в том числе с малым удельным весом (гелий, водород и др.), благодаря объёмному принципу действия компрессора;
12) низкие эксплуатационные расходы — незначительные расходы смазочного масла, охлаждающей воды для машин сухого сжатия, редкие ремонты, возможность перевода на дистанционное или автоматическое управление.
Основными достоинствами и особенностями маслозаполненных винтовых компрессоров являются:
1) высокая степень сжатия газа (8 — 9) в одной ступени, в отдельных случаях достигающая 14. Такое высокое сжатие в одной ступени компрессора стало возможным благодаря подачи большого количества масла в полости компрессора, уплотнению маслом щелей, охлаждению им газа и деталей компрессора;
2) окружные скорости винтов у маслозаполненных компрессоров значительно ниже, чем у машин сухого сжатия, что также стало возможным, прежде всего, благодаря уплотнению щелей маслом и сокращению протечек газа через них;
3) при всасывании воздуха из атмосферы и сжатии у маслозаполненого компрессора отпадает необходимость в уплотнении валов на стороне всасывания; уплотнение валов на нагнетании существенно упрощаются и сокращаются их размеры;
4) маслозаполненные компрессоры не нуждаются в глушителях вследствие снижения уровня шума из-за более низких окружных скоростей роторов; из-за поглощения звуковых волн маслом, а также потому, что роль глушителя на нагнетании выполняют маслосборник и маслоотделитель;
5) снижение температурного перепада в компрессоре уменьшает и стабилизирует тепловые деформации его деталей, что позволяет уменьшить по сравнению с машинами сухого сжатия зазоры между винтами и корпусом; этому способствует также применение подшипников качения. В свою очередь, снижение зазоров уменьшает протечки, повышает экономичность машины и её коэффициент подачи.
Недостатки
1) невозможность достигнуть очень высокой (более 14) степени сжатия газа в одной ступени;
2) невозможность изготовления машин с роторами большого диаметра, поскольку резко падает прочность ведомого ротора, увеличивается линейная скорость вершин зубьев, вследствие чего необходимо увеличивать длину роторов, что усложняет их технологичность;
Конструкция компрессоров
... машин, практически полностью вытеснив их в передвижных компрессорных станциях, судовых холодильных установках. Типовая конструкция компрессора сухого сжатия ... без нагрева газа) более выгоден. При этом процессе на сжатие газа от ... которой непрерывно уменьшается благодаря поступательному перемещению линии ... уплотнения, а также камеры всасывания и нагнетания. Высокие частоты вращения винтовых компрессоров ...
3) большие перепады между соседними полостями, вследствие чего возникают большие перетечки;
4) работа компрессора сопровождается сильным шумом.
Указанный перечень достоинств винтового компрессора показывает, что винтовые машины совмещают в себе все положительные качества поршневых и центробежных машин и лишены их недостатков. Эти достоинства винтового компрессора в совокупности и обеспечивают низкую стоимость их серийного производства и эксплуатацию при исключительно высокой надёжности и долговечности.
Применение винтовых компрессоров
Винтовые компрессоры применяются в химической, металлургической и пищевой промышленности, на транспорте и в угольных шахтах. Маслозаполненные компрессоры нашли широкое применение в строительной индустрии, в воздушных компрессорных станциях машиностроительных, судостроительных и аналогичных им по требованию к воздушным сетям предприятиях; в холодильных установках; в передвижных компрессорных станциях.
Диментов Ю. И., В. Н. Коросташевский
Фотин Б. С.
4. Программный пакет кафедры Деталей Машин СПбГПУ «MADE».
