Проектирование линейного центробежного нагнетателя природного газа мощностью 25 МВт

Входные патрубки предназначены  для подвода газа к колесу, причём форма их проточной части должна обеспечивать минимальные гидравлические потери, наиболее равномерное распределение скоростей, отсутствие или совпадение с заданной закрутки на входе в РК. По опыту известно, что улучшение структуры потока во входном патрубке происходит при увеличении его осевых и радиальных размеров. Но размеры обычно не должны превышать определённых значений, в соответствии с размерами ступеней, следовательно, этот вариант в большинстве случаев неприменим. Поиск благоприятной проточной части входного патрубка в заданных  пределах габаритных размеров имеет большое значение.

В данном проекте у  компрессора имеется  входной  патрубок.  Патрубки имеют осевой подвод потока, который является  наиболее благоприятным с точки зрения уменьшения гидравлических потерь.

Как правило  в нагнетателях природного газа используются два типа выходных устройств: улитки различных конструкций (переменное сечение, рис.4.1) и сборные камеры (постоянное сечение, рис 4.2). Преимуществом улитки является обеспечение равномерного сбора и отвода нагнетаемого газа при выходе его из диффузора. Однако для нагнетателей высокого давления вследствие существенного радиального усилия на вал со стороны газа, находящегося в улитке переменного сечения, данный тип выходного устройства не применим, поскольку может привести к преждевременному усталостному разрушению вала. Сборная камера не имеет этого недостатка, поскольку имеет постоянное сечение по всей окружности. Выходные устройства имеют тангенциальный отвод потока. Такой отвод возможен, так как нет необходимости отклонять поток от направления выхода из диффузора (БЛД). Собранный по окружности газ выводится через один или несколько патрубков, расположенных тангенциально к этой окружности.

 

Рис. 6.1. Улитка с выходным диффузором

 

 

 

 

Рис. 6.2. Схема кольцевой сборной камеры

 

6.1. Расчет всасывающего патрубка

 

Исходные данные для  расчёта:

 

Массовая производительность ;

Скорость газа на входе в патрубок  ;

D₀=453,91 мм;

D_вт=265,44; мм.

 

Разбиваем камеру на 4 отдельных  участка:

1. от сечения f_н до сечения f_корп
2. от сечения f_корп до сечения f₁₈₀
3. от сечения f₁₈₀ до сечения f_к
4. от сечения f_к до сечения f₀

На участке  f_н/f_корп по имеющимся размерам определяем конфузорность, и также определяем общую конфузорность f_н/f₀. На остальных участках нужно задаться конфузорностью. На участке f_к/f₀ желательно иметь большую конфузорность, чтобы иметь более равномерное поле скоростей на входе в рабочее колесо.

 

Плотность газа на входе  в патрубок:

 

Площадь:

 

 

Входной патрубок имеет круглое сечение, таким образом, зная площадь сечения, можно найти его размеры, а именно, диаметр:

 

 

 

Площадь в сечении f₀ будет равна:

Задаем ряд параметров:

 

fкорп/f0	fн/f180	f180/fк	fк/f0
3,17	1,27	1,00	2,50

 

Принимаем R_s/b=0,65.

Площадь сечения конфузора:

 

 

 

 

 

По полученным размерам строим меридиональный контур камеры.

На рис. 6.3, 6.4 и в таблице 6.1  представлены схемы и данные для построения входного патрубка.

 

Рис.6.3. Схема 1 построения входного патрубка.

 

Рис. 6.4. Схема 2 построения входного патрубка.

 

Таблица 6.1. Геометрические параметры входного патрубка.

№ п/п	Rк	b	a/2
0	315	135	0
1	335	142	114
2	356	148	166
3	377	154	207
4	397	160	242
5	418	167	275
6	439	173	306
7	459	179	334
8	480	185	362
9	501	191	390
10	522	198	416
11	542	204	441
12	563	210	467
13	584	216	492
14	604	222	515
15	625	229	540
16	646	235	564
17	666	241	587
18	687	247	611
19	708	253	634
20	729	260	657
21	749	266	680
22	770	272	703

 

По результатам, приведенным в таблице №6.1, строим зависимости.

Рис. 6.5. График зависимости f(R_k)=b

 

 

Рис.6.6. График зависимости f(R_k)=a/2

 

 

 

Рис.6.7. График зависимости f(a/2)=b

 

 

Из схемы 6.3 определяем площади проходных сечений, соответствующие размеру a/2 в радиальной плоскости. Далее определяем углы поворота потока q, соответственно площадям проходных сечений S_q: (рис 6.4)

.

 

Таблица №6.2. Параметры входного устройства

 

 

a/2	0	114	166	207	242	275	306	334	362	390	416
Sq	0	15791	23309	29541	34956	40375	45645	50587	55744	60895	66081
q	0	21	32	40	47	55	62	68	75	82	89

 

441	467	492	515	540	564	587	611	634	657	680	703
71700	76362	81715	86882	92397	98007	103434	109224	115109	121102	126917	133125
97	103	111	118	125	133	140	148	156	164	172	180

 

 

 

 

Рис.6.8 Эскиз профиля всасывающей камеры в меридиональной плоскости

 

 

 

 

 

Рис.6.9 Эскиз контура входного патрубка. 
6.2. Расчет выходной камеры

 

В последнее время  все шире стали использоваться выходные устройства типа кольцевой сборной  камеры с постоянной площадью поперечного сечении. Применения выходного устройства такого типа обеспечивает высокую технологичность корпуса компрессора, широкую унификацию его закладных деталей и сокращение диаметра корпуса при незначительном увеличении длины.

При заданных значениях геометрических параметров диффузора b₄, D₄ и угла потока α₄ расчет сборной камеры сводится к определению площади ее проходного сечения при угле охвата θ=360°.

 

Диаметр колеса D₂=884,8 мм;

Диаметр на выходе из диффузора D₄=1327,2 мм;

Ширина на выходе из диффузора последней ступени b₄=59,2 мм.

 

На выходе из рабочего колеса:

В сборной камере:

Из равенства массовых расходов получаем:

 

7. Расчет осевого усилия,

действующего  на ротор компрессора

 

Расчет осевого усилия, действующего на ротор компрессора, проводился Методом универсального моделирования, разработанном на кафедре КВХТ и реализованном в программном комплексе ZZZ2. Ниже приведены данные, полученные по этой программе:

Рис.7.1. Схема к расчету уплотнений

Рис.7.2. Схема к расчету концевых уплотнений

Рис. 7.3. Схема к расчету подшипников

 

 

      Rotor # 1

      Radial bearings :  Dr= .14000m  Z= 5

      Axial bearings  : Da1= .17000m  Da2= .48000m  Z= 8

 

      Stage # 1

      Zs= 4    Ds= .53944

      Dels= .000800

      Zh=15    Dh= .27407

      Delh= .000800

 

      Stage # 2

      Zs= 4    Ds= .52644

      Dels= .000800

      Zh=25  Ddum= .47303

      Delh= .000800

 

====== Design point parameters =====

      Axial Force on rotor # 1 Pa=349780.5N

      Flow losses on rotor # 1 dm=  2.2043kg/s

      Stage # 1

      BETlcs= .006828  BETlch= .002216  BETfr= .004815

      Stage # 2

      BETlcs= .007324  BETlch= .005420  BETfr= .003128

 

===== Parameters of bearings =====

      Rotor # 1

      Radial bearings :  Dr= .14000m  Z= 5

      Axial bearings  : Da1= .17000m  Da2= .48000m  Z= 8

 

 

====== Oil temperatures in bearings ======

     t1= 68.40deg

      t2= 92.03deg

      tmax=102.16deg

      Uax= 85.08m/s

      Contact pressure=  2.47 MPa,  Axial force=431196.7N

  

  ====== Losses of Power in bearings ======

  

      Rotor # 1

      Radial bearings : Ntr= 10.8149kW

      Axial bearings  : Ntr=369.9823kW

 

По результатам расчета  в программе ZZZ2 получаем данные для построения упорного подшипника см. рис.7.3.

Z=8 – количество подушек подшипника.

Данный подшипник удовлетворяет  условиям:

 
8. Расчеты на прочность

8.1. Расчет критической частоты ротора

 

Расчёт выполняется по методу, учитывающему влияние на величину критической  частоты вращения ротора динамических характеристик всех элементов ротора, обладающих упругими свойствами.

Методика расчёта критических скоростей вращения ротора турбомашин рассматривает роторные системы с распределенными параметрами, учитывающими жесткость смазочного слоя в опорных подшипниках, а также гидродинамические силы в уплотнениях. Для составления алгоритма и программы расчёта на ЭВМ использован один из методов рекуррентного типа – метод начальных параметров в матричной форме.

Для выполнения расчёта  необходимо имеющийся ротор заменить эквивалентным, поделенным на участки. Деление на участки осуществляется: по различию диаметров (участки первого признака); с учетом имеющейся присоединенной массы (участки второго признака: рабочие колеса, обтекатель), для которых граница проходит через центр действия массы (для рабочих колес на расстоянии 1/3 ширины колеса от основного диска, для остальных в середине участка); с учетом имеющихся элементов, обладающие упругими свойствами (участки третьего признака: уплотнения, подшипники) – граница проходит через центр уплотнения, подушки подшипника.

На рис 8.1. представлена схема вала для расчета критических частот вращения ротора.

 

 

 

 

 

 

 Рис. 8.1 Схема вала для расчета критических частот вращения ротора

 

 

 

КОЛИЧЕСТВО  УЧАСТКОВ РОТОРА = 35

 

  ИНДЕКСЫ УЧАСТКОВ

1-НЕФИКТИВНЫЙ  УЧАСТОК РОТОРА

2-ФИКТИВНЫЙ  УЧАСТОК С ПРИСОЕД. МАССОЙ

3-ФИКТ.УЧАСТОК  С УПРУГОЙ ОПОРОЙ

       ДЛИНА УЧАСТКА, М 

                ДИАМЕТР УЧАСТКА, М 

                         ПРИСОЕД. МАССА НА УЧАСТКЕ,  КГ 

                                   ЖЕСТКОСТЬ ОПОРЫ НА УЧАСТКЕ,  Н/М

   1  1   0.048   0.117    0.000     0.000E+00

   2  1   0.033   0.130     0.000     0.000E+00

   3  2   0.000   0.000    16.000     0.000E+00