vanyashov_a_d_kustikov_g_g_uchebnoe_posobie_dlya_kursovogo_p

Диффузоры первой и второй ступеней – лопаточные с предшествующим им коротким безлопаточным участком. Лопаточные диффузоры обеих ступеней также имеют одинаковые углы установки лопаток на входе αл3=19°, на выходе αл4 = 35° и одинаковую ширину. Концевая ступень заканчивается кольцевой сборной камерой прямоугольного поперечного сечения.

Корпус компрессора цилиндрической формы отлит из стали и имеет один вертикальный монтажный разъем. Всасывающий и нагнетательный патрубки приварены к корпусу. Относительно корпуса всасывающий патрубок расположен радиально, а нагнетательный – тангенциально.

Проточная часть нагнетателя, включающая в себя ротор, диффузоры, обратный направляющий аппарат, внутренние диафрагмы объединены в единый сборочный пакет, который устанавливается в корпус нагнетателя. Все статорные элементы проточной части выполнены без горизонтального разъема.

Уравновешивание осевой силы, действующей на ротор, а следовательно, и уменьшение удельного давления на рабочие колодки упорного вкладыша подшипника осуществляет думмис (разгрузочный поршень), насаженный на вал с натягом.

Опорные узлы ротора компрессора – подшипники скольжения. Опорные подшипники, воспринимающие радиальную нагрузку, имеют пять стальных колодок с баббитовой заливкой. Опорные подшипники расположены в корпусе подшипников, которые крепятся непосредственно к корпусу и крышке корпуса нагнетателя. Упорный подшипник расположен на стороне всасывания и имеет отдельный корпус. Для смазки подшипниковых узлов в компрессоре применяется турбинное масло марки 22.

Внутренние уплотнения нагнетателя лабиринтного типа - ступенчатые. Концевые уплотнения – контактные торцевые со смазкой трущейся пары. Нагнетатель снабжен масляным баком, откуда масло под давлением подается к концевым уплотнениям и опорным узлам. Масляный насос закреплен на крышке блока упорного узла и имеет привод от вала нагнетателя через понижающий редуктор.

Привод компрессора осуществляется от газотурбинной установки мощностью 16 МВт. Частота вращения ротора – 5300 об/мин. Потребляемая мощность – 15,5 МВт.

В прил. 5 приведены примеры чертежей спроектированного центробежного нагнетателя природного газа, в которые включены: 1) продольный разрез нагнетателя; 2) сборочный чертеж ротора; 3) сборочный чертеж рабочего колеса первой ступени; 4) детали, из которых состоит рабочее колесо – рабочий и покрывающий диски. На сборочные чертежи составлены спецификации. Чертежи и конструкторская документация выполнены в соответствии с требованиями

[18, 19].

90

1.Конструктивные расчеты элементов компрессора

Кчислу конструктивных расчетов турбокомпрессоров относятся расчеты, связанные с определением размеров элементов проточной части в меридиональной и радиальной плоскостях, не известные из газодинамического расчета: построение профилей лопаток рабочих колес,

диффузоров и обратных направляющих аппаратов; выбор размеров основных и покрывающих дисков, диафрагм; определение диаметров и радиальной протяженности лабиринтных уплотнений около основного и на покрывающем дисках; расчет осевых усилий, действующих со стороны потока на ротор компрессора; определение размеров думмиса и упорного подшипника для компенсации осевых усилий.

1.1. Определение осевых усилий

Причиной возникновения осевых усилий является наличие перепада давлений на дисках рабочих колес. Результирующее осевое усилие в центробежных компрессорах направлено в сторону всасывания. Следствием неуравновешенных осевых усилий может быть сдвиг ротора относительно корпусных деталей, что приводит к аварийной ситуации при работе компрессора.

Снижение осевого усилия можно осуществить различными способами: 1) уменьшением степени реактивности рабочих колес; 2) повышением диаметра уплотнений на стороне большего давления; 3) применением компоновки рабочих колес с расположением всасывающих отверстий навстречу друг другу или в противоположные стороны.

Для конструкций центробежных компрессоров с односторонним всасыванием большая часть осевых усилий уравновешивается разгрузочным поршнем (думмисом), расположенным за последним колесом на роторе, а оставшаяся неуравновешенная часть осевых усилий воспринимается упорным подшипником.

Расчету осевых усилий предшествует эскизная разработка продольного разреза проточной части: вала с рабочими колесами, диафрагм с диффузорами и обратными направляющими аппаратами и элементов корпуса. В результате определяются диаметры лабиринтных уплотнений около основных дисков колес и диаметры уплотнений покрывающих дисков.

Осевую силу, действующую на рабочее колесо центробежной ступени, можно представить в следующей форме [5]:

где F0 - осевая сила, действующая на рабочее колесо, при допущении отсутствия протечек рабочего вещества через лабиринтные уплотнения, Н; δFп и δFос - дополнительные осевые силы, приложенные к наружным поверхностям покрывающего и основного дисков, Н.

93

Значение F0 можно определить по уравнению, предложенному В. Ф.

Рисом [1, 2, 5, 8]:

вращения ротора, об/мин); Dл.ос и Dл.п – диаметр расположения лабиринтных уплотнений у основного и покрывающего дисков, м.

Диаметр лабиринтных уплотнений у покрывающего диска задается по диаметру всасывающего отверстия колеса:

Dл.п ≈1,1 D0 .

Если достоверно значение диаметра под лабиринтные уплотнения у основного диска не известно, можно предварительно принять Dл.ос = Dвт, тогда формула (1.2) упростится.

Для концевой ступени, при выполнении поверочного расчета, когда известен диаметр думмиса, следует принимать Dл.ос = Dдум .

Дополнительные силы δFп и δFос возникают из-за изменения поля скоростей и давлений в боковом зазоре между вращающимися дисками и стенками статорных деталей при наличии протечек рабочего газа через лабиринтные уплотнения. Для определения δFп и δFос можно использовать приближенные зависимости, предложенные В.Б. Шнеппом [14]. При течении потока протечек сжимаемого газа от центра, что характерно для зазоров между основным диском колеса и корпусом в промежуточных ступенях компрессоров, имеющих ОНА (рис. 1.1 а):

где a = 0,45 +30 q ; n = 0,17 +0,185 Dл ; q – коэффициент протечек.

D2

При направлении протечек сжимаемого газа к центру, что характерно для зазоров между покрывающими дисками колес и корпусом, а также между основным диском и корпусом в ступенях концевого типа (рис.1.1 б):

94

При расчетах по формулам (1.3) и (1.4) дополнительных сил для покрывающего δFп и основного δFос дисков промежуточных и концевых ступеней диаметры расположения лабиринтных уплотнений Dл принимаются соответственно: для покрывающего диска Dл = Dл.п (рис. 1.1), для основного

диска Dл = Dл.ос. (рис. 1.1 а, б).

При рассмотрении рабочего колеса в целом положительными считаются силы, направленные в сторону всасывающего отверстия навстречу втекающему в колесо потоку. В случае течения от центра в зазоре между основным диском и корпусом, что характерно для ступеней промежуточного типа, дополнительная сила δFос, рассчитываемая по формуле (1.3), получается отрицательной (δFос < 0 ). Это означает, что дополнительная сила

направлена к диску, т.е. в сторону всасывающего отверстия колеса, и в формуле (1.1) ее следует прибавить к основной силе F0. В случае течения к центру в зазоре между основным диском и корпусом, что характерно для ступеней концевого типа, дополнительная сила δFос, рассчитываемая по

формуле (1.4), получается положительной (δFос > 0 ). Это означает, что

дополнительная сила направлена от диска, т.е. в сторону нагнетания, и в формуле (1.1) ее следует отнять от основной силы F0. Дополнительная сила δFп, рассчитываемая по формуле (1.4), всегда получается положительной

(δFп > 0 ) и в формуле (1.1) суммируется с силой F0.

В уравнениях (1.3) и (1.4) аргументом является коэффициент протечки q, который определяется перепадом давлений на выходе из колеса и давлением за лабиринтным уплотнением.

При течении от центра значение q может быть найдено из уравнения [5]:

для рабочего диска последней ступени.

В формулах (1.5), (1.6) принято: µл - коэффициент расхода через лабиринтное уплотнение; sr - радиальный зазор в лабиринтном уплотнении, м; zл - число гребней лабиринтного уплотнения (у покрывающего диска

zл = zл.п, у основного диска zл = zл.ос).

Уравнения (1.5) и (1.6) нелинейные. Решение их возможно методом последовательных приближений или графоаналитическим способом. Но уравнение (1.6) квадратное, и есть возможность его решить известными математическими методами. В [13] эти уравнения решаются графоаналитическим способом. Используя программные средства, например

95

96

Microsoft Excel, данные уравнения можно решить методом последовательных приближений. Порядок значений, которые может принимать коэффициент протечек: q = 0,1 10-3 - 6 10-3.

Все входящие в данные уравнения геометрические размеры принимаются по эскизу проточной части, а величины, характеризующие термогазодинамические параметры потока, - в соответствии с

zл..п = (3 – 6); у основного диска промежуточной ступени zл..ос = (6 – 10); для

концевой ступени на думмисе zл..дум = (12 – 30).

Величина радиального зазора выбирается по зависимости [2, 8, 9]:

sr = (0,2 +0,4 D2 ) 10−3 .

При расчете коэффициента протечек для основного диска концевой ступени в формуле (1.6) вместо давления Р0 подставляется давление всасывания Рн (для газовых компрессоров) или давление Ратм (для воздушных компрессоров).

Таким образом определяются осевые усилия для каждого рабочего колеса компрессора. Затем находится общее осевое усилие, действующее на ротор компрессора:

i=1

1.2.Определение размеров думмиса и упорного подшипника

Вмногоступенчатых центробежных компрессорах уменьшение осевого усилия, воспринимаемого упорным подшипником, во избежание значительных механических потерь и сокращения габаритных размеров подшипника обеспечивается применением думмиса (разгрузочного поршня). Прежде чем рассчитывать думмис, целесообразно подобрать упорный подшипник (рис. 1.2) и оценить осевое усилие, которое он может воспринять.

Осевое усилие, воспринимаемое упорным подшипником, Н:

где bуп, lуп – соответственно радиальный и средний окружной размеры упорных колодок; zк.уп – число колодок (обычно zк.уп=6-12), Руд – удельное давление масла на колодку, МПа.

Величиной удельного давления можно задаться:

Руд = (1,0 −1,5) −(3,0 −3,2) МПа.

Радиальный размер колодок упорного подшипника, м: bуп = R2 − R1 ,

97

р

R2

R1

lуп lр.уп

Рис. 1.2. Расчетная схема упорного подшипника

где R2 и R1 – радиусы наружной и внутренней поверхностей колодок (рис. 1.2), принимаемые конструктивно.

Можно ориентировочно принять bуп ≈ 0,7 R1 .

Радиус внутренней поверхности можно ориентировочно принять на основании рассчитанного диаметра опорной поверхности вала [13]:

напряжение кручения для выбранной марки стали вала, МПа; ω – угловая скорость вращения ротора, рад/с,

R1 ≈ dш / 2 .

Средний окружной размер упорных колодок, м:

lуп = Rср θ ,

где Rср = 0,5 (R1 + R2 ) ; θ - угол сектора, охватываемый колодкой, рад.

Угол сектора колодки можно принимать θ = 30-35° (0,5-0,6 рад). Максимальное повышение температуры масла в подшипнике, °С [14]:

98

где Uср = ω Rср - окружная скорость центра упорного подшипника, м/с; ω - угловая скорость вращения ротора, рад/с; lр.уп - относительное расстояние до опорного ребра подушки (рис. 1.2); Руд подставляется в (1.9), МПа.

lр. уп = lр. уп lуп = 0,5 −0,575 .

Максимальная температура масла, °С:

tм.max = tм.н + ∆tм.max ,

где tм.н – температура масла при подаче в подшипник.

tм.н = tм.к +0,04 Uср ,

где tм.к – температура масла на сливе из подшипника.

При нормальной работе подшипников температура масла на сливе не превышает 50-55 °С (максимально до 60-65 °С) [14].

Полученная максимальная температура масла в подшипнике не должна превышать предельно допустимой температуры [tм.max]=120 °C, при которой масло начинает оксидироваться: tм.max <[tм.max ] .

В случае невыполнения этого условия необходимо уменьшить удельное давление масла на колодку подшипника.

Осевое усилие, которое должно быть воспринято думмисом, Н:

Fдум = FΣ − Fуп .

Давление перед думмисом, Па [5]:

Рдум = Р2( X ) −0,125U22( Х ) ρ2( X ) [1− Dл2.ос( X ) D22( X ) ],

где Р2(X), ρ2(X) – давление и плотность газа в сечении 2-2 последней ступени; U2(X), D2(X), Dл.ос(X) – окружная скорость, диаметр рабочего колеса последней ступени и диаметр уплотнений за думмисом.

Давление за думмисом равно давлению всасывания компрессора, т.к. полость за думмисом соединена с линией всасывания компрессора или сообщена с атмосферой для воздушных компрессоров.

Диаметр уплотнений думмиса

Протечки через думмис определяются по уравнению

где ρдум – плотность газа в полости перед думмисом:

ρдум = ρ2( Х ) Рдум .

99