МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Уральский федеральный университет
имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»
Уральский энергетический институт
Кафедра «Турбины и двигатели»
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ СТУПЕНИ
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ
ПРИРОДНОГО ГАЗА
Методические указания к курсовому проектированию
для студентов кафедры «Турбины и двигатели»
специальности 10.14.00 –
«Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели»
Содержание
Введение ………………………………………………………………… 4
1 Расчет и определение размеров рабочего колеса и выходного
устройства нагнетателя ….……...…………………………………………….. 5
2 Проверка прочности рабочего колеса ..……………………………. 19
Список использованных источников ...………………………………. 23
Приложение ...……………………………..……..…………………….. 24
Введение
В данном пособии рассмотрены расчет и определение основных размеров рабочего колеса и выходного устройства центробежного нагнетателя природного газа (газового компрессора), предназначенные для линейных компрессорных станций магистральных газопроводов на степень повышения давления 1,25¸1,35. Такая степень повышения давления, как правило, реализуется в одной центробежной ступени, при необходимости проектирование второй и последующих ступеней нагнетателя методика проектирования их рабочих колес и диффузоров ничем не отличается от проектирования соответствующих элементов первой ступени, добавляется только проектирование обратного направляющего аппарата. По новой терминологии центробежный нагнетатель называется газовым компрессором. Дана методика оценки прочности ступени нагнетателя.
Z2л – число лопаток на выходе из колеса, принимаемое в диапазоне 9¸24, может не совпадать с числом лопаток на входе в колесо z1л если колесо двухярусное, в этом случае z2л=2 z1л.
На этом этапе можно произвести предварительную оценку прочности. Наиболее проблематичной в отношении прочности элементов рабочего колеса являются напряжения в покрывающем диске, особенно на его расточке.
Угол наклона покрывающего диска
По условиям прочности покрывающего диска целесообразно иметь q£ 8°, это рекомендуемое значение, окончательно прочность будет определена ниже.
Путем несложных преобразований соотношение V2 можно записать через коэффициент расхода в следующем виде
,
тогда коэффициент расхода
Для эффективной работы диффузора рекомендуется С2r /u2=0,20¸0,32. Если результат выходит за рекомендованные пределы, нужно перезадать значение b2 /D2.
Радиальная составляющая скорости
Задаемся углом выхода потока из рабочего колеса при бесконечно большом числе лопаток. Для одноступенчатых нагнетателей можно рекомендовать применение колес насосного типа, при умеренной напорности они имеют минимальные потери. Для колес насосного типа b2¥=22 ¸ 33°. Повышенные значения угла b2 обеспечивают более высокий напор при принятой окружной скорости.
Схема движения потока на выходе из рабочего колеса представлена на рисунке 1.3.
Рисунок 1.3 – Схема движения потока на выходе из рабочего колеса
Определяем относительную скорость потока на выходе при бесконечно большом числе лопаток (теоретическая скорость)
Чрезмерное замедление потока может вызвать его отрыв от стенок канала. Опыт проектирования показывает, что для обеспечения высокого КПД нагнетателя требуется выполнение условия
При невыполнении неравенства следует изменить принятые раньше величины.
Остальные теоретические скорости и углы потока на выходе из рабочего колеса находим также из треугольника скоростей
Теоретический напор при бесконечно большом числе лопаток
При конечном числе лопаток вследствие наличия циркуляции потока в межлопаточном канале происходит отклонение потока в направлении, обратном вращению колеса. Таким образом действительный угол всегда меньше теоретического (b2 < b2¥).
Вычисляют уменьшение окружной составляющей абсолютной скорости DСu по формуле Стодола
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость при конечном числе лопаток
Тогда теоретический напор при конечном числе лопаток
Так как окружная скорость u2 не меняется и не меняется расход, а следовательно и скорость С2r, то можно найти величины скоростей и углов потока при конечном числе лопаток (рисунок 1.4).
| Рисунок 1.4 – Теоретические треугольники скоростей на выходе из рабочего колеса при бесконечно большом и при конечном числе лопаток в колесе |
Параметры теоретического потока при конечном числе лопаток
Но действительный напор Нд, т.е. энергия, которой будет обладать поток на выходе из центробежной ступени, будет меньше теоретического Нт, так как часть энергии, полученной потоком в межлопаточных каналах, затрачивается на преодоление гидравлического сопротивления проточной части машины: меньшая часть - в колесе, большая – в выходном устройстве, состоящем из диффузора, сборной камеры и патрубка, соединяющего сборную камеру и напорный трубопровод. Это обстоятельство учитывает адиабатический КПД (hад), оценивающий совершенство проточной части и термодинамики процесса в центробежном нагнетателе. Вычисляем hад
Полученное значение hад должно отличаться от заданного (смотри таблицу 1.1) не более чем на 1%. Если это не так, то следует перезадать одно или несколько из выбранных величин и повторить расчет. Для современных одноступенчатых центробежных нагнетателей с учетом потерь в диффузоре и сборной камере или обратном направляющем аппарате hад =0,82 ¸ 0,87. Полученное значение hад должно находиться в этом диапазоне: hад < 0,82 говорит о том, что предполагается низкая эффективность спроектированной центробежной ступени нагнетателя, а hад>0,87 показывает, что предполагаемая эффективность спроектированной центробежной ступени нереалистично завышена.
При выборе конструктивных параметров рабочего колеса надо иметь в виду, что b1 влияет в основном на величину напора и КПД при увеличенном расходе, а величина b2 влияет на напорность рабочего колеса на расчетном режиме.
1.3 Профилирование рабочего колеса при полученном b2 /D2 в основном заключается в определении формы рабочей лопатки. Рассмотрим алгоритм профилирования наиболее простой формы рабочей лопатки – однорадиусной (рисунок 1.5):
- радиус, очерчивающий форму лопатки Rл
- радиус окружности R0л, на котором расположены центы радиусов лопаток
Исходя из конструкции рабочего колеса (клепаное, сварное), выбираем толщину лопаток dл, уточняем t1 и t2 и корректируем последующие значения, зависящие от них.
Рисунок 1.5 – Схема построения однорадиусной формы лопатки
1.4 Для одноступенчатого нагнетателя выходное устройство состоит из диффузора и сборной камеры.
1.4.1 Диффузор служит для преобразования скоростного напора потока в давление. В нагнетателях природного газа применяют лопаточные и безлопаточные диффузоры. При выборе типа диффузора следует руководствоваться комплексным подходом: с одной стороны в лопаточном диффузоре преобразование скоростного напора проходит по специально проектируемым каналам и поэтому с прогнозируемым уровнем потерь, в безлопаточном диффузоре, как показывает практика, в сравнимых условиях работы преобразование скоростного напора идет с более значительным уровнем потерь; с другой стороны безлопаточные диффузоры имеют более широкий диапазон эффективной работы при изменении режима, чем лопаточные, к тому же они просты в изготовлении. В практической деятельности можно предложить следующий подход:
1) если a2 > 20°, а C2r /u2=0,25¸0,32, предпочтителен безлопаточный диффузор (рисунок 2.1);
Рисунок 1.6 – Схема ступени с безлопаточным диффузором
Диаметр расположения входного сечения диффузора
D3=(1,05¸1,1)D2 , м;
Диаметр расположения выходного сечения диффузора
D4=(1,55¸1,8)D2 , м;
стенки диффузора могут быть как коническими (b4 >b3илиb4 < b3), так и параллельными (b4=b3);
ширина диффузора на входе
b3=b2+(2¸5) мм;
угол выхода потока из безлопаточного диффузора с плоскими стенками
a4=a2+(1¸3), град;
2) если a2=13¸20°, обычно выбирают лопаточный диффузор (смотри рисунок 1.1)
D3=(1,12¸1,15)D2 , м;
D4=(1,45¸1,55)D2 , м;
т. е. в радиальном направлении лопаточный диффузор значительно короче.
Лопатки диффузора профилируют таким образом, чтобы:
- угол входа a3»a2;
- угол выхода принимают в пределах a4=(32¸40)°;
- ширина диффузора на входе b3=(1,15¸1,3)b2 ;
- ширина диффузора на выходе b4=b3 ;
- число лопаток диффузора выбирают в диапазоне zлд=19¸29, но не кратно числу лопаток рабочего колеса во избежание появления резонансных колебаний в рабочем колесе.
Профилирование однорадиусных лопаток диффузора:
- радиус, очерчивающий форму лопатки Rлд
- радиус окружности R0лд, на котором расположены центы радиусов лопаток,
- абсолютная скорость на выходе из диффузора
Схема профилирования однорадиусных лопаток диффузора аналогична схеме профилирования однорадиусных лопаток рабочего колеса.
1.4.2 Сборная камера по возможности должна иметь в поперечном сечении простую форму, например прямоугольную, в которой углы скруглены радиусом не менее 0,1D2.(рисунок 1.7)
Рисунок 1.7 – Конструктивная схема кольцевой сборной камеры прямоугольного сечения
Относительная ширина сборной камеры
bcp /hк=0,8¸1,6;
ширина осевого участка сборной камеры
bнр=1,3b4 , м;
радиус скругления сборной камеры
Rп>=0,1D2, м;
наружный радиус языка сборной камеры
R0>=1,2Rп, м;
наружный радиус сборной камеры
Rнр>=0,5D4+bнр+R4, м;
относительная высота сборной камеры
,
где Кs =1,0 – после лопаточного диффузора,
Кs =1,3 – после безлопаточного диффузора;
высота сборной камеры
hк=(hк /Rн)Rн, м;
внутренний радиус сборной камеры
Rвн<=Rнр-hк, м;
ширина сборной камеры
bcp=(bcp /hк)hк, м;
площадь проходного сечения сборной камеры
2Проверка прочности рабочего колеса
2.1 Изложена упрощенная методика расчета наиболее напряженного элемента конструкции рабочего колеса, а именно, покрывающего диска, на внутренней расточке которого развиваются максимальные тангенциальные напряжения. Конструктивная схема колеса - смотри рисунок 1.1.
В данной методике форма диска упрощается: диск считается плоским, без скруглений и фасок.
Для расчета необходимы следующие данные:
- наружный диаметр диска D2 (наружный диаметр рабочего колеса);
- диаметр расточки диска D0»D1 (диаметр рабочего колеса на входе);
- ширина рабочего колеса на входе b1;
- ширина рабочего колеса на выходе b2;
- условная толщина диска на расточке В1;
- осевая толщина диска на периферии В2;
- толщина лопаток dл;
- число лопаток Zл;
- конструктивные углы лопаток на входе в колесо и на периферии b1к и b2¥;
- частота вращения ротора n, об/мин.
В методике принято, что материал диска сталь с плотностью
rр=7850 кг /м3 (назовем его расчетным). При расчете дисков, выполненных из других материалов, следует коэффициент умножать на коэффициент, равный отношению величины плотности принятого материала (rм) и расчетного
Км=rм /rр=rм /7850.
Определяем расчетные толщины боковой нагрузки на входе в колесо и на периферии
Здесь К=0,3 – коэффициент распределения боковой нагрузки между основным и покрывающим диском.
Относительные толщины боковой нагрузки
Диаметр полного конуса диска
Вспомогательные безразмерные параметры, учитывающие боковую нагрузку
Вспомогательные безразмерные параметры полного конуса
t1=D1/d; t2=D2/d;
Определяем коэффициент at (Приложение, рисунок 1).
Определяем коэффициент (Приложение, рисунок 2).
Определяем коэффициент (Приложение, рисунок 3).
Коэффициент учета боковой нагрузки
Тангенциальные напряжения на расточке покрывающего диска
Определяем запас прочности диска
,
где - условный предел текучести выбранного материала диска.
Для современных центробежных нагнетателей n ³ 1,6.
2.2 Рассмотрим пример расчета на прочность рабочего колеса нагнетателя Н-16-75-1,25, входящего в состав ГПА ГТК-16.
Рабочее колесо имеет следующие геометрические размеры и режимные параметры:
D1=518 мм;
В1=44 мм;
b1=88 мм;
b1=42°;
D2=1100 мм;
В2=10 мм;
b2=46 мм;
b2=32°;
dл=20 мм;
zл=11;