Применение компрессоров в промышленности (стр. 9 из 10)
использован асимметричный профиль;
межцентровое расстояние выбирается с учетом серийных литых корпусных деталей.
Теплофизические показатели смеси рассчитаны по разработанным в СКБК программам А 001 и BFRG
Параметры компрессора рассчитаны для 2-го состава газа (больший % С02), температуры всасывания 288 К (15°С).
Газовая постоянная смеси
R= 200,74
Давление газа у патрубка всасывания компрессора
Pвс=P0-∆Pвс= 0,1 - 0,00196 = 0,09804 МПа
где:
- принятые потери давления на тракте всасывания.Давление газа на нагнетании у патрубка компрессора
= 0,6 ± 0,03922 = 0,63922 МПагде:
∆РН = 0,03922 МПа -потери давления на тракте нагнетания.
Степень повышения давления:
Теоретическая производительность компрессора
где:
Wo = 848*10-6 м3 - полезный объем парной полости
n1 = 90,7 1/с (5446 об/мин) - частота вращения ведущего ротор
z1 = 5 - число зубьез ведущего ротора.
Объемная производительность на всасывании:
,гдеηV= 0,845 - коэффициент подачи, принят по результатам испытаний ГВ 4/6
Изотермическая мощность компрессора
Мощность , необходимая на сжатие газа в компрессоре
где ηиз = 0,5 - изотермический к.п.д., принят по результатам испытаний ГВ 4/6.
Удельный вес газа на всасывании
Весовой расход газа
Удельный вес газа на нагнетании
где ТНК =363 К (90°С) - температура нагнетания, принятая по предварительным расчетам.
Объемный расход газа на нагнетании
11.2 Расчет количества масла, необходимого для охлаждения сжимаемого газа
Для охлаждения газа в процессе сжатия впрыскиваетсямасло КП-8с по ТУ 33-401512-85
Весовой расход маслаопределяем из уравнения теплового баланса:
где GM - весовой расход масла;
CPM - теплоемкостьмасла при средней температуре;
∆t - разность температур масла на входе в компрессор и на выходе из компрессора;
СРГ- теплоемкость газа;
∆tГ - разность температур газа на всасывании и нагнетании.
Расчет ведем для различных температур масла на входе от 50°С до 80°С
∆tМ =tM- tMBC= 90-50 = 40°С.
при
∆tГ= tH - tBC =90-15=75oC 
Расход масла на охлаждение газа в зависимости от температуры масла на входе для компрессора ГВ 4/6
Рис.5
Весовой расход масла
Объёмный расход масла
сла | tMo C | ∆to C | tCP | γM CPкг/м3 |  |  |  |
| 50 | 40 | 70 | 852 | 2,039(0,487) | 0,539(32,3) | 0,625(37,5) |
| 60 | 30 | 75 | 848 | 2,0578(0,4915) | 0,712(42,7) | 0,839(50,4) |
| 70 | 20 | 80 | 845 | 2,0766(0,496) | 1,058(63,5) | 1,252(75,1) |
| 80 | 10 | 85 | 842 | 2,0955(0,5) | 2,097(125,8) | 2,49(149,4) |
Расход масла на охлаждение газа компрессора в зависимости от температуры масла (см.рис. 5)
11.3 Динамический расчет
Расчет произведен по следующей литературе:
1. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
2. Пластинина П.И., Автономова И.В. Динамический расчет компрессора (учебное пособие). М.: Изд-во МВТУ, 1980. 46 с.
На опоры компрессора действуют осевые и радиальные силы, крутящие и изгибающие моменты, силы от зацепления шестерен мультипликатора.
Радиальные силы возникают вследствие различного давления на отдельные участки поверхности, они являются основными силами, определяющими реакции на опорных подшипниках, радиальные силы направлены перпендикулярно осям винтов.
К определению газовых сил
Для расчета газовых сил необходимо определить изменение давления в компрессоре в зависимости от угла поворота ведущего ротора.
Давление в полости
где PBCK =0,1 МПа (1 кгс/см2 ) - давление на всасывании в компрессор
εГ= 5
- среднее значение показателя «политропы» т2
Таблица 11.2
Значение изменения давленияпо полостям в зависимости от угла поворота ведущегоротора (см. рис.6).
| εГ | φ1сж (град) | Pi(МПа) |
| 1,2 | 109 | 0,123 |
| 1,3 | 129 | 0,135 |
| 1,4 | 143 | 0,147 |
| 1,5 | 156 | 0,159 |
| 1,7 | 177 | 0,183 |
| 1,9 | 192 | 0,208 |
| 2,2 | 211 | 0,246 |
| 2,5 | 225 | 0,284 |
| 2,9 | 240 | 0,337 |
| 3,7 | 258 | 0,444 |
| 4,5 | 270 | 0,555 |
| 5 | 276 | 0,626 |
Рис. 6 График изменения давления по полостям винтов в зависимости от угла поворота ведущего ротора
К определению реакций на опорах
Момент, передаваемый редуктором:
Окружное усилие на шестерне редуктора
Радиальное усилие на шестерне редуктора
Угол наклона зубьевна. делительной окружности
Угол зацепления в нормальном сечении колеса
Рис.7 Силы, действующие на колесе
Осевое усилие
Силы в зацеплении редуктора, действующие на ведущий ротор компрессора по плоскостям.
Пл. XOZ
Пл. YOZ
Рис.8 Ведущий ротор: проекция на пл. XOZ
=389,4 Н
Рис. 9 Ведущий ротор: п роекция на пл. YOZ
