Расчет осевых сил, действующих на РК

 

Осевая сила в РК промежуточной ступени (первая ступень)

где давление на входе в РК (сечение 0 – 0) и на выходе из него (сечение 2–2), Па;

плотность газа на выходе из колеса, кг/м³;

окружная скорость на наружном диаметре колеса, м/с;

с₀ – скорость газа на выходе в колесо (сечение 0 – 0), м/с;

- массовая производительность компрессора, кг/с.

 

 

Осевая сила в РК промежуточной ступени (вторая ступень)

 

 

Осевая сила в РК концевой ступени (третья ступень)

 

 

3.2. Расчет уравновешивающего устройства (думмиса).

 

 

Осевая сила действующая на ротор.

Осевая сила которую должен воспринять думмис.

Диаметр думмиса.

- давление за думмисом, которое равно давлению всасывания компрессора, так как полость за думмисом соединена с линией всасывания.

Принимаю

Определяем утечки газа G_ДУМ через зазор лабиринтного уплотнения на думмисе.

Задаем число гребней ЛУ

Зазор в ЛУ

Принимаю, что ЛУ гладкое, поэтому коэффициент расхода

Плотность газа перед думмисом рассчитываем по Т₂=327,322К за РК концевой ступени.

Утечки газа.

 

Эти утечки составляют

от производительности компрессора.

 

4. Подбор радиального магнитного подшипника

 

На магнитные опоры ротора в радиальном направлении действуют
следующие значительные по величине нагрузки: статическая от веса ротора и
динамическая от неуравновешенности ротора. Определим статическую
нагрузку:

G = m∙g = 964∙9,81 = 9456,84 Н, где

G-вес ротора, Н;

т-масса ротора, кг;

g- ускорение свободного падения, м/с².

Динамическая нагрузка:

F_ц = т∙е∙ω² = D∙ω², где

е - эксцентриситет масс, м;

D-дисбаланс, кг∙м;

ω -угловая частота вращения, рад/с.

Остаточный дисбаланс ротора - максимум 62 г ∙ см или 6,2 ∙ 10^-4 кг∙м.

ω = 2∙π∙п = 2 ∙ 3,14∙88,33 = 554,731 рад/с

Следовательно:

F_ц = 6,2 ∙ 10^-4 ∙ 554,731² = 190,790 Н.

В результате максимальная нагрузка:

 

 

F_max = G/2 + F_ц =9456,84/2+ 190,790 = 4919,21 Н

Выбираю PI110 по табл. 4.1 фирмы S2M

Длина L=130 мм, F_уд=5 daN/mm, D=130 мм

F_уд=4 daN/mm=50Н/мм

Радиальная сила F_рад= F_уд*L=40*130=5200H

Так как 5200>4919,21 выбор подшипника приемлем.

 

 

Подбор осевого магнитного подшипника

 

Выбор подшипника производится по табл. 4.2 фирмы S2M. Из таблицы берем оптимальный вариант РА500, у которого F=77000H.

 

 

Таблица 4.1 – Радиальные магнитные подшипники фирмы S2M

 

Таблица 4.2 – Осевые магнитные подшипники фирмы S2M

 

 

Расчет страховочного подшипника на долговечность

 

В аварийных ситуациях ротор опирается на два радиальных и один
осевой подшипник. Требование к страховочным подшипникам:
«Ресурс работы страховочных подшипников должен быть не менее 10
выбегов по 150 секунд каждый». Этому требованию удовлетворяют
установленные в нагнетателе подшипники:

 

Радиальные - 1000822 ГОСТ 520-89;
Упорный - 126119 ГОСТ 8995-75

Центробежная сила от остаточного дисбаланса, действующая на
подшипника равна:

F_ц1 = т∙е∙ ω² = D∙ω², где

е - эксцентриситет масс, м;

D-дисбаланс, кг∙м;

ω -угловая частота вращения, рад/с.

Остаточный дисбаланс ротора - максимум 62 г ∙см или 6,2∙10^-4 кг∙м.
ω = 2∙π∙п = 2∙3,14∙88,33 = 554,731 рад/с, следовательно
F_ц1 =6,2∙10^-4 ∙ 554,731² =190,8 Н

Центробежная сила от обкатывания, действующая на один опорный
подшипник:

Суммарная сила, нагрузка на один радиальный подшипник:

R = F_ц1+F_ц2 + G/2 =190,8 + + 9456,84 /2 = 14189,480 Н

G = m∙g = 964∙9,81 = 9456,84 Н, где

G-вес ротора, Н;

т-масса ротора, кг;

g-ускорение свободного падения, м/с².

Грузоподъемность подшипника:

C = Q∙(n h)^0,3

Приведенная нагрузка вычисляется по формуле:

Q = R∙ К_к ∙K_δ∙ К_Т

К_к = 1 - коэффициент, учитывающий зависимость срока службы
подшипника от того, какое из колец вращается (в нашем случае вращается
внутреннее кольцо);

 

K_δ = 1,05 - коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки на срок службы подшипника;

K_T = 1,03 - коэффициент, учитывающий влияние температурного
режима работы подшипникового узла;

F_подш = 77000 Н - осевое усилие, действующее на подшипник.

Принимаем долговечность подшипника h = 1500 с=25мин = 0,416ч
Долговечность, которую обеспечивает принятый шариковый

подшипник № 1000822. Находим динамическую

грузоподъемность С=52802,8 Н.

Фактическая долговечность подшипника № 1000934:

Где: р=3- для шариковых подшипников;

а₁=1-вероятность безотказной работы;

а₂₃=0,7-обычные условия работы.

 

Сравнение показывает, что фактическая долговечность выбранного
подшипника больше необходимой долговечности:

 

L_ф ≥ L Подшипник работоспособен.

 

 

Расчет концевых уплотнений

 

Описание конструкции и принципа действия

В настоящее время из газодинамических уплотнений наибольшее
распространение получили торцевые уплотнения со спиральными канавками.
Они используются в широком диапазоне изменения рабочих скоростей
вращения роторов, температур и давлений, а также при сжатии в
компрессорах различных газов от водорода до водяного пара, от температуры
-150ºС до температуры +300ºС, при давлениях и скоростях, превышающих
16,0 МПа и 40000 об/мин. Наиболее широкое применение такие уплотнения
находят в центробежных нагнетателях природного газа для магистральных
газопроводов благодаря следующим преимуществам:

1. Резко снижаются утечки рабочего газа и расход затворного газа на
уплотнение за счет малых зазоров между вращающимися и неподвижными
поверхностями уплотнения.

2. Из-за малой вязкости газа по сравнению с маслом и гарантированного
зазора между поверхностями трения резко снижаются потери мощности на
трение (в 10 и более раз).

3. Исключается сложная и дорогостоящая масляная система уплотнений
(маслобаки, насосы, охладители, фильтры, регулирующая и запорная
арматура и т.д.), что, в свою очередь, ведет к существенной экономии
эксплуатационных и ремонтных расходов, снижению массогабаритных
показателей компрессора.

Обслуживание системы газодинамических уплотнений производится раз в
1-3 года и предусматривает в основном визуальный осмотр и замену при
необходимости фильтрующих элементов системы подвода газа в камеры
уплотнений. Поэтому затраты на обслуживание системы масляных
уплотнений.

4. В связи с отсутствием масла в сжимаемом газе обеспечивается высокое
качество вырабатываемого продукта, а также снижаются затраты на очистку
газовых трубопроводов.

5. Обеспечивается ресурс работы уплотнения на весь срок службы.
Однако следует иметь в виду, что торцовые уплотнения со спиральными

канавками чувствительны к осевым и радиальным колебаниям ротора,
температурным и силовым деформациям уплотнительных колец. Они
изготавливаются с очень высокой точностью, имеют сложную конструкцию,
а также требуют тонкую очистку газа, проходящего через торцевой зазор.
Поэтому создание работоспособного уплотнения со спиральными канавками
возможно только при правильном выборе методик расчета основных
характеристик, материалов пар трения, конструировании, высокой
технологии изготовления и тщательной сборке в компрессоре.

 

 

Рисунок 13 - Газодинамическое уплотнение с двунаправленными спиральными канавками (фирма «Jhon Сгаnе»)

В нагнетателе использованы торцевые сухие газодинамические тандемные уплотнения производства английской фирмы Jhоn Crane - мирового лидера по проектированию и изготовлению газодинамических уплотнений со спиральными канавками. Это уплотнение состоит из двух последовательно установленных уплотнительных модулей - первый воспринимает весь перепад давления, а второй является резервным для обеспечения безопасности (рисунок 13).

Рассмотрим конструкцию уплотнения. Торцовая уплотнительная щель
образуется между упорным диском со спиральными канавками 1 и
графитовым кольцом 2, неподвижным в окружном направлении и
подвижным в осевом. Кольцо 2 через кольцо упорное 5 поджимается
пружиной 4 к диску 1, что обеспечивает плотное закрепление уплотнения во
время отключения (останова) компрессора и, тем самым, устраняются утечки
газа. Область высокого давления отделяется резиновым уплотнительным
кольцом 3 «О» образного сечения, которое не препятствует осевой
подвижности кольца 2. Уплотнение имеет два корпуса: внутренний 10 и
внешний 12, и закрепляется на валу при помощи замка 9. В камеру А
уплотнения подается очищенный газ под давлением большим, чем в полости
компрессора и, совместно с лабиринтным уплотнением, предотвращает
попадание в уплотнение загрязненного абразивного газа. Через камеру В
отводятся утечки после первой ступени уплотнения.

 

Рисунок - 14 Кольцо Рисунок - 15 Эпюры давления с канавками в паре трения

На рисунке 14 показан вращающийся диск с двунаправленными
спиральными канавками и внешним подводом уплотняющего газа.
Двунаправленность канавок К обуславливает возможность работы
уплотнения независимо от направления вращения ротора компрессора.
Канавки имеют глубину 7 мкм. Рабочая поверхность вращающегося кольца
(диска) состоит из несущей части А с канавками (зона нагнетания) и
уплотняющей части Б (зона расширения). При вращении газ захватывается
внутрь к участку Б, который создает сопротивление истоку газа и давление
газа увеличивается и поверхность графитового кольца отходит от диска на
величину 2...4 мкм. Этот зазор устанавливается, когда сила сжатия F_c,
обусловленная нагрузкой пружины, становится равной суммарной силе
открытия F₀ от распределения давления в зазоре Н (рисунок 15). Утечки газа
через очень маленький зазор Н незначительны, и в этом заключается
основной принцип работы уплотнения.

 

Расчет

 

Расчет уплотнения производится с использованием ЭВМ по программе,
предоставленной ЗАО «НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа» для
проведения студенческих расчетов.

 

 

РАСЧЕТ ТОРЦОВОГО УПЛОТНЕНИЯ СО СПИРАЛЬНЫМИ КАНАВКАМИ

Исходные данные (параметры) Нapужный paдиуc уплoтнeния м 0.11 R Paдиуc окончания кaнaвoк м 0,095 R1 Внутренний paдиуc уплoтнения м 0,089 R2 Paдиуc уплoтнитeльнoй пoвepxности м 0.091 RY Глубинa кaнaвoк м 8E-06 DLT Ширина кaнaвoк рад 0.2617 ETA1 Ширина выступов рад 0.2617 ETA2 Число канавок     NK Угол наклона канавок рад 1.307 BETA Усилие пружины Н   FPR Сопротивление уплотнительного резинового кольца Н   FYP Газовая постоянная Дж/(кг^К) 496,6 RR Коэффициент динамической вязкости газа Па^с 1.2E-05 MU Длина свободного пробега молекул м   LA Температура газа К   Г Давление на входе в уплотнение Па 4,8E+06 PH Давление на выходе из уплотнения Па   P2 Угловая скорость вращения вала рад/с 554,5 OMG Показатель адиабаты   1.302 KAD Число зазоров     M

 

 

Результаты расчета Зазор м 1.5E-06 2E-06 3E-06 4E-06 5E-06 H Суммарная сила Н 6896,93 2243,31 -1470.01 -6409,73 -7310,492 FR Сила открытия II 64599,2 59945,6 32787.2 51292,5 48270,8 FOT Жесткость слоя Н/м -1,14016Е+10 -8,15845E+09 -2.95466E+09 -1.77129E+09 -241682 K Расход газа кг/с -0.000248859 -0.000454085 -0.000516884 -0.00200431 -0,00125796 Q Безразмерная сила открытия - 16,9939 15.7696 14.111 13.4933 15,066 Fx Безразмерная жесткость слоя - -4,49905 -3.21932 -1.90744 -0.698948 -1,953674Е-0,5 Kx Параметр сжимаемости - 2147,02   549.967 301,925 530,08 LMBD Безразмерный расход газа - -50352,4 -38760,3 -14883 -21385 -32,3352 Qx

 

Примечание:

(C) Comressors Machines and Units, KSTU university

 

 

Рисунок 16 – График зависимости суммарной силы от зазора

 

Расчитав торцевое уплотнение со спиральными канавками на компьютере, я построил график зависимости суммарного расхода F от зазора в уплотнительной щели H. И в резултате чего, я выяснил, что устойчивая работа уплотнения достигается, когда суммарная сила FR=0. При этом, зазор в уплотнительной щели равен Н=2.65мм