Применение компрессоров в промышленности (стр. 10 из 10)
суммарная газовая сила, действующая на ведущий винт
Угол между действием силы Q1 и вертикальной пл. YOZ
Результирующая реакция на опорном подшипнике стороны:
Всасывания
нагнетания
Угол между направлением реакции и вертикалью на опорном подшипнике стороны всасывания
Нагнетания
11.4 Расчет торцового уплотнения
Расчет произведен по следующей литературе:
1. Максимов B.A. и др. Расчет опорных подшипников с самоустанавливающимися подушками высокоскоростных, турбомашин. -энергомашиностроение, 1979, №2,с. 15-19.
2. СТЛ 0502-238-64. Уплотнения торцовые. Типы основные параметры и размеры. Стандарт предприятия.
В качестве концевого уплотнения применено торцовое уплотнение аналогичное уплотнению типоразмера УТГ-57 в соответствии с СТО 0302-238-84, Отличие заключается в том, что вместо расходного кольца вданной конструкции установлена манжета.
Расчет уплотнения сводится к подбору диаметра жиклера на входе и определению расхода масла через уплотнение.
Рис. 10 Расчетная схема
данные:
РВС=4*105 Па - давление уплотняемого газа
(сторона всасывания)
РМ=19,5*105 Па - давление подачи масла
Pa =1,033*105 Па - давление атмосферы
n =3000 об/мин - частота вращения ротора
tn= 80оС - температура подачи масла
Марка масла: Тп-22С; БЗ-В
Порядок расчета:
Расчет ведем для масла Тп-22С.
1. Примем перепад давления масла на манжете равным
∆Рм = 1*103 Па, тогда:
Р'м= Рвс+∆Р'м = 4*105+1*105= 5*105Па -давление масла в камере уплотнения (после жиклера)
2.Потери мощности на трение для уплотнения типа УТГ-57, согласно [2] , при n= 3000 об/мин не превышает I кВт.
С учетом рекомендаций [1] по удельному расходу смазки для отвода тепла минимальное количество масла составляет:
Примем Q - 2 л/мин
3. Определим геометрические размеры жиклера d0 и D0
(cм.рис.2), где D - диаметр подводящего трубопровода
Диаметр жиклера:
где:
Сd=0,6 - коэффициент расхода диафрагмы
∆Рж = Рм - Р'м - перепад давлений на жиклере
∆Рж =(I9,5- 5) *105 = 14,5*105 Па
ρ= 851 кг/м3 - плотность масла при температуре tп
Принимаем dо= 1,5 мм и определим пропускную способность
жиклера
11.5 Расчет подшипников на долговечность
Расчет произведен по следующей литературе:
1. Максимов B.A. и др. Расчет опорных подшипников с самоустанавливающимися подушками высокоскоростных, турбомашин. -энергомашиностроение, 1979, №2,с. 15-19.
2. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
Расчет долговечности подшипников проведем по выбранной схеме
компрессора
Рис. 11 Схема компрессора
Для разгрузки осевой, силы на ведущем роторе установлен разгрузочный механизм
Долговечность подшипника в часах определяется по формуле:
где: n – частота вращения подшипника, об/мин;
С – динамическая грузоподъемность, Н;
Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
r – степенной показатель, для шариковых подшипников
r = 3, для роликовых r = 10/3
где: F2 и Fa– соответственно радиальные и осевые нагрузки;
V – коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки и равен 1,0;
kT– коэффициент учитывающий слияние температуры, принимаем равным 1,0;
kб – динамический коэффициент, в нашем случае принимаем равным 1,0;
X и Y – соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.
Для роликовых подшипников при угле контакта α= 0°,Fa =0 и X = 1.
Для упорных шарикоподшипников 46307 принимаем У = 0,87, aX = 0, так как подшипник воспринимает только осевую нагрузку.
Динамическая грузоподъемность подшипников равна:
для 32508 С = 5610 кгс=55 кН
для 46307 С= 4260 кгс=42 кН
Реакции и силы, действующие на подшипники приведены в табл.11.5.1
Таблица 11.5.1
| Режим | Обозначение подшипника на схеме | |||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5* | 6 | |
| 4/18 | 491 | 250 | 261 | 469 | 189 | 240 |
| 4/20 | 521 | 287 | 281 | 520 | 150 | 280 |
*Сила с учетом разгрузки.
Расчетные ресурсы в часах приведены в табл. 11.5.2
Таблица 11.5.2
| Режим | Обозначение подшипника по схеме | |||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | |
| 4/18 | 10280 | 97427 | 118160 | 16738 | 53211 | 36386 |
| 4/20 | 8429 | 61556 | 87030 | 11874 | 148881 | 22913 |
Выводы
По результатам расчета наименьший расчетный ресурс при постоянной работе на исходных режимах у роликоподшипника № I. Решение о его замене при среднем ремонте, после 10000 часов работы, можно принять после анализа его состояния.
Выводы и предложения
Спроектированная установка винтового компрессора ГВ 4/6 выдала следующие преимущества перед другими решениями:
Уменьшение затрат на перекачку газа.
Регулируемый электропривод (число оборотов в зависимости от количества газа на приеме).
Уменьшение затрат на ремонт и обслуживание.
Практически вдвое увеличился срок службы подшипников.
Компрессор устанавливается на маслоотделителе. Делая установку в целом мобильной и легко транспортируемой.
Не требуется массивный фундамент.
Наличие мультипликатора, позволяет уменьшить диаметры цилиндров, что приводит к снижению металлоемкости.
Таким образом, данную установку целесообразно применят в производстве с малыми объемами перекачиваемого газа.