Расчет винтового комперессора

Технология ремонта поршневого компрессора 2 ГМ

... ремонт связан как правило с восстановлением и ремонтом основных деталей (базовых). Техника безопасности при работе с поршневым компрессором ... всасывания первой ступени и буферная емкость нагнетания ... Способы устранения Торец рамы ... ремонты должны производиться в сроки , устанавливаемые графиком ремонта . Снятие клапанных крышек цилиндров компрессора производить только после ослабления всех отжимных винтов ...

Эти впадины, в дальнейшем называемые также полостями, благодаря создаваемому в них разряжению заполняются газом, поступающим через окно из камеры всасывания. В тот момент, когда полости полностью освободятся на противоположном торце винта от заполняющих их зубьев, объём их достигнет максимальной величины; пройдя окно, они разъединяются с камерой всасывания. Процесс всасывания газа в них закончится. Объёмы газа, ограниченные поверхностями винтов и корпусом, уже разобщились с камерой всасывания, но ещё не соединились с камерой нагнетания. По мере входа зуба ведомого винта во впадину ведущего объём, занимаемый газом, уменьшается и газ сжимается. Через некоторый угол поворота полости ведущего и ведомого винтов соединяются между собой, образовав одну общую парную полость. Затем зуб ведущего винта начнёт заполнять полость ведомого, что вызовет более интенсивное сжатие газа в парной полости. Процесс сжатия газа в данной полости продолжается до тех пор, пока всё уменьшающийся её объём со сжатым газом не подойдёт к кромке окна нагнетания. В этот момент процесс внутреннего сжатия газа в компрессоре заканчивается. Таким образом, величина внутреннего сжатия газа в винтовом компрессоре зависит от расположения окна нагнетания: с уменьшением его внутреннее сжатие газа будет увеличиваться, с увеличением — уменьшаться.

При дальнейшем вращении винтов, после соединения парной полости со сжатым газом с камерой нагнетания, происходит процесс выталкивания газа.

Помимо смазывания этих деталей необходимо подвести масло и к щелевым уплотнениям с масляным затвором. В системе смазки используется такое же масло, что и в системе охлаждения. При этом специальный подвод масла делается только к уплотнениям и подшипникам через проточенные для этого каналы в корпусе компрессора. К винтовым частям роторов специальной подачи масла нет, поскольку они смазываются от охлаждающего масла. Циркуляция отработавшего масла осуществляется также как и в системе охлаждения: масло из подшипников и уплотнений по специальным каналам поступает в нагнетательный патрубок, а далее, пройдя все участки очищения и охлаждения, из масляного насоса снова поступает к уплотнениям и подшипникам. Зубчатые колёса синхронизирующего механизма и мультипликатора смазываются самостоятельно разбрызгиванием масла из картера.

Выпускной квалификационной работы «Технологическая установка ...

... углеводородного сырья (технологической схемы последующей подготовки и транспорта нефти и нефтяного газа до пунктов их потребления). Оптимизировать давления на первой ступени сепаратора особенно ... понижения гидравлических сопротивлений; 3. уменьшения образования пены, за счет выделяющихся пузырьков газа; 4. уменьшения колебаний давления в трубопроводах при дальнейшей транспортировке нефти от ...

Осушка газа методом абсорбции

... переработки газов. В практике осушки углеводородных газов применяют абсорбционные и адсорбционные методы, причем из абсорбционных чаще всего используют осушку гликолями (этиленгликоль, диэтиленгликоль и триэтиленгликоль), а из адсорбционных силикагелем или цеолитами (природными ...

Округляем до ближайшего по типоразмерному ряду диаметра Следовательно: .

• диаметр шейки вала, — высота щели (см. рис. 3).

• Рис. 3. Схема щелевого уплотнения с масляным затвором.
• Для узких и длинных щелей ламинарный режим течения масла характерен при
• ,
• где н — коэффициент кинематической вязкости.
• В этом случае коэффициент расхода
• .
• При можно воспользоваться зависимостью .
• Поскольку б зависит от Re, а Re — от расхода масла, то массовый расход масла определяется по предложенным выше формулам методом последовательных приближений в следующем порядке:
• 1) задают в первом приближении б =0,02;
• 2) находят расход масла ;
• 3) определяют число Re;
• 4) находят величину С;
• 5) определяют коэффициент расхода во втором приближении
• Расчет продолжается до выполнения условия .
• Плотность масла равна кг/м3, коэффициент кинематической вязкости равен мм2/с (выбираем масло К-19).

• Результаты расчета массового расхода масла с помощью предложенного выше метода сведены в Таблицы №1 и №2.
• Таблица №1

• 0,02	0,000344	0,593606	0,013	0,010128
  0,010128	0,000174	0,300600	0,013	0,007207	-0,975
  0,007207	0,000124	0,213912	0,013	0,006080	-0,405
  0,006080	0,000105	0,180450	0,013	0,005584	-0,185
  0,005584	0,000096	0,165737	0,013	0,005352	-0,089
  0,005352	0,000092	0,158836	0,013	0,005239	-0,043
  0,005239	0,000090	0,155494	0,013	0,005184	-0,021
  0,005184	0,000089	0,153850	0,013	0,005156	-0,011

  • Таким образом, массовый расход масла в уплотняемую полость при равен .
  • • Таблица №3

    • 0,02	0,001121	1,932640	0,013	0,018275
      0,018275	0,001024	1,765909	0,013	0,017469	-0,094
      0,017469	0,000979	1,688018	0,013	0,017079	-0,046
      0,017079	0,000957	1,650370	0,013	0,016887	-0,023
      0,016887	0,000946	1,631862	0,013	0,016792	-0,011
      0,016792	0,000941	1,622686	0,013	0,016745	-0,006

      • Таким образом, массовый расход масла в полость с атмосферным давлением при равен .
      • • Общий расход масла на уплотнениях равен
        • • .
          • 3.2 Расчет количества масла, необходимого для впрыскивания в маслозаполненный компрессор
          • Для нахождения масла необходимого для впрыскивания используем следующее соотношение теплового баланса: ,
          • где — теплоемкость масла,
          • — разность температур масла в процессе отвода теплоты в компрессоре,
          • — количество теплоты, отводимой маслом от рабочего тела, кВт:
          • ,
          • Где и :
          • Вт.
          • кг/с.
          • Суммарный расход масла — это расход впрыскиваемого масла и подаваемого в уплотнения:
          • mм = 0,031 кг/с,
          • кг/с,
          • m = mупл+mм=1,0304+0,031=1,0614 кг/с.
          • 3.3 Уточнение основных параметров
          • Для всех щелей минимальная величина среднего рабочего зазора мм.
          • Щель №1.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • ,
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №2.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • ,
          • где
          • ,
          • где и (см. [1], рис. 2,б).

          • ,
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №3.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №4.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • ,
          • где .
          • Щель №5.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • ,
          • где ; .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №6.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • компрессор винт
          • .
          • .
          • Щель №7.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №8.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №9.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • .
          • Щель №10.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • ,
          • где — радиус шейки вала.
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • ,
          • где .
          • Щель №11.
          • Давление газа в полости высокого давления:
          • .
          • Температура газа в полости высокого давления:
          • .
          • Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Геометрические параметры щели.
          • Полная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведенная длина уплотняющей кромки:
          • .
          • .
          • Приведённая длина пути газа в щели:
          • .
          • ,
          • где .
          • Все полученные данные сведем в Таблицу №5:
          • Таблица №3

          • № щели	i — j	№ рн	pi,рн, МПа	Ti,Тн, К		l, мм	lпр, мм	, мм	bпр, мм
            1	1-2	IIн	0,366	336,7	3,94	28,19	17,686	0,04	0,22
            2	2-3	IIн	0,366	336,7	3,22	7,437	3,813	0,04	0,89
            3	3-4	IIн	0,366	336,7	2,61	22,056	9,17	0,04	0,22
            4	1-5	IIIн	0,9	392,8	2,69	22,16	9,49	0,04	2,06
            5	5-4	IIIн	0,9	392,8	4,56	19,9	14,45	0,04	1,46
            6	1-2	IIIн	0,9	392,8	1,292	28,19	5,8	0,04	0,22
            7	2-3	IIIн	0,9	392,8	2,25	7,437	2,66	0,04	0,89
            8	3-4	IIIн	0,9	392,8	2,62	22,056	10,91	0,04	0,22
            9	—	—	0,9	392,8	1,57	14,4	3,6	0,04	12,44
            10	—	—	0,9	392,8	1,57	11,5	3	0,04	29,43
            11	—	—	0,9	392,8	1,57	9,9	2,6	0,04	33,96

            • Алгоритм вычисления массового расхода притечек газа по формуле Захаренко.
            • • Критический расход газа через щель
              • • ,
                • где = 0,8 — коэффициент расхода; k = 1,4 — показатель адиабаты; R = 287,2 кДж/кгК — газовая постоянная.
                • Вычисление числа Рейнольдса
                • ,
                • где В — динамическая вязкость газа (воздуха).

                • Расчет коэффициента трения газа о стенки:
                • , при Re ? 1200
                • при Re < 1200
                • Расчет действительного расхода по формуле Захаренко:
                • ,
                • где i — порядковый номер щели;
                  • плотность протекающего газа;
                  • и — давления в областях низкого и высокого давления соответственно;
                  • Дж/кг·К — газовая постоянная для воздуха;
                  • отношение давлений в полостях по обе стороны от щели;
                  • и — коэффициенты местных потерь для щелей второго рода;
                  • и — коэффициенты местных потерь для щелей первого рода;
                  • л — коэффициент трения газа о стенки щелей в уплотнении;

                  — геометрический параметр щели.

                • Расчет продолжается до выполнения условия .
                • Расчёт ведётся методом последовательных приближений:
                • Щель №1.
                • .
                • Определяем число Рейнольдса
                • .
                • где м 1 = 22,6·10-6 Н·с/м2 — коэффициент динамической вязкости воздуха при , для — м = 20·10-6 Н·с/м2 .
                • Поскольку , то для уточнения значения л используем следующую формулу:
                • .
                • Расход газа через щель
                • кг/с.
                • Проверка истинности расчёта
                • .
                • Так как значение m 1 не попадает в необходимый интервал, то необходимо провести итерационные расчеты, т.е. приравниваем m 01 = m 1, и так пока не выполнится условие.
                • В итоге, при достижении m 1 = -0,00121, расход газа через щель равен m 1 = 0,3937·10-3 кг/с.
                • Расчет остальных щелей сведены в Таблицу №4:
                • Таблица №4

                • № щели	mо	Re	?	m	? m
                  1	0,0004561	2573,1	0,04227	0,0003942	-0,13583
                  	0,0003942	2223,6	0,04591	0,0003937	-0,00121
                  2	0,0000983	2552,1	0,04246	0,0000815	-0,17128
                  	0,0000815	2115,0	0,04723	0,0000810	-0,00591
                  3	0,0002365	2567,7	0,04232	0,0002044	-0,13587
                  	0,0002044	2218,8	0,04596	0,0002041	-0,00122
                  4	0,0005572	5174,0	0,02846	0,0004674	-0,16123
                  	0,0004674	4339,8	0,03144	0,0004629	-0,00960
                  5	0,0008484	5181,5	0,02844	0,0007318	-0,13739
                  	0,0007318	4469,6	0,03092	0,0007274	-0,00602
                  6	0,0003405	5160,3	0,02851	0,0003128	-0,08143
                  	0,0003128	4740,0	0,02991	0,0003126	-0,00059
                  7	0,0001562	5118,9	0,02864	0,0001384	-0,11370
                  	0,0001384	4536,8	0,03066	0,0001380	-0,00321
                  8	0,0006406	5176,9	0,02845	0,0005884	-0,08138
                  	0,0005884	4755,6	0,02985	0,0005881	-0,00059
                  9	0,0002114	5138,7	0,02857	0,0001189	-0,43754
                  	0,0001189	2890,3	0,03957	0,0001087	-0,08588
                  	0,0001087	2642,1	0,04164	0,0001070	-0,01507
                  10	0,0001761	5127,5	0,02861	0,0000759	-0,56887
                  	0,0000759	2210,6	0,04606	0,0000634	-0,16513
                  	0,0000634	1845,6	0,05101	0,0000608	-0,04042
                  	0,0000608	1771,0	0,05222	0,0000603	-0,00950
                  11	0,0001527	5117,1	0,02864	0,0000624	-0,59122
                  	0,0000624	2091,8	0,04752	0,0000511	-0,18047
                  	0,0000511	1714,3	0,05319	0,0000488	-0,04591
                  	0,0000488	1635,6	0,05462	0,0000482	-0,01116

                  • Суммарные притечки газа во всасывающую парную полость:
                  • • ,
                    • • где i -номер рассматриваемой щели.
                      • .
                      • На основании полученных данных, уточняем коэффициент производительности компрессора и определяем действительное число оборотов ведущего ротора.
                      • На основании формулы(*), действительный коэффициент производительности равен:
                      • .
                      • При этом используются следующие уравнения:
                      • .
                      • .
                      • ,
                      • ,
                      • где плотность газа на всасывании:
                      • .
                      • Теоретически возможный объем парной полости, обусловленный ее геометрическими параметрами:
                      • ,
                      • ,
                      • .
                      • .
                      • .
                      • .
                      • .
                      • ;
                      • .
                      • ,
                      • где температура притечек газа:
                      • .
                      • .
                      • .
                      • .
                      • Уточнённая частота вращения ведущего ротора:
                      • .
                      • .
                      • .
                      • 4. Расчёт потребляемой мощности. Выбор привода
                      • Мощность, подводимая к компрессорной установке с винтовым компрессором, расходуется на сжатие и перемещение газа (индикаторная мощность), на преодоление механического трения в элементах компрессора (механическая мощность) и на привод вспомогательных механизмов (масляный и водяной насосы, синхронизирующий механизм, мультипликатор и др.), т.е.
                      • .
                      • ,
                      • где зМЕХ = (0,95ч0,98).

                        . В общем виде

                      • .
                      • Тогда необходимая мощность привода будет равна
                      • .
                      • Из термодинамического расчета .
                      • .
                      • Выбираем двигатель 4АМ160М4У3 , 18,5 кВт, 3000 об/мин, точное число оборотов 2940 об/мин.
                      • 5. Расчёт вала на кручение
                      • Для проверки определения диаметров валов, выполним расчет валов на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:
                      • ,
                      • где Т = — крутящий момент, Н·м,
                      • Н·м,
                      • где N — мощность привода,
                      • щ — частота вращения ротора.
                      • Допустимое значение []1520 МПа, тогда получаем допустимый диаметр вала по напряжениям кручения:
                      • мм.
                      • 6. Построение теоретических профилей винтов
                      • В настоящее время применяются винты с зубьями окружного, эллиптического и асимметричного профиля. С точки зрения унификации узлов винтовых компрессоров рационально применять асимметричный профиль, отличающийся наилучшими технико-экономическими параметрами.
                      • На первой стадии проектирования ВК используют теоретический профиль. Под теоретическим профилем понимают профиль винтов в торцовом сечении (нормальном к оси вращения) при беззазорном вращении винтов в корпусе и номинальном межцентровом расстоянии.
                      • Теоретический контур зубьев ведущего ротора (см. Рис. 3.) формируется:
                      • – Участок — дугой окружности радиусом , центр которой лежит внутри начальной окружности с диаметром ;
                      • – участки и — гипоциклоидой, которая образуется точкой окружности диаметром , катящейся по внутренней стороне начальной окружности ведущего винта;
                      • – участки и — дугой окружности с диаметром ;
                      • – участки — эпициклоидой, образованной точкой начальной окружности ведомого винта при качении последней по начальной окружности ведущего винта.
                      • Теоретический контур зубьев ведомого винта формируется:
                      • – участок — огибающей кривой дуги профиля ведущего ротора;
                      • – участки и — эпициклоидой, которая образуется точкой окружности диаметром , катящейся по наружной стороне начальной окружности ведомого ротора;
                      • – участки и — дугой окружности диаметром ;
                      • – участок — удлиненной эпициклоидой, образованной точкой наружной окружности ведущего винта при качении последней по начальной окружности ведомого винта.
                      • Построим профиля, используя координаты теоретических профилей ведущего и ведомого винтов в торцовом сечении в относительных величинах, приведённых в [1], Таблица№3. Для удобства занесём все величины в Таблицу №7 и по полученным результатам построим профиля винтов (см. Рис. 3.).

                      • Таблица №5

                      • Ведущий винт	Ведомый винт
                        профиля					профиля
                        	0,52	13,3	-0,78	-20		-1,45	-37,1	0,6	15,4
                        	0,63	16,1	-0,7	-17,9		-1,5	-38,4	0,45	11,5
                        	0,74	18,9	-0,68	-17,4		-1,46	-37,4	0,34	8,7
                        	1,12	28,7	-0,64	-16,4		-1,15	-29,4	0,29	7,4
                        	1,43	36,6	-0,41	-10,5		-0,99	-25,3	0,16	4
                        	1,56	39,9	0	0		-0,94	-24	0	0
                        	1,23	31,5	0,28	7,2		-1,23	-31,5	-0,6	-15,4
                        	1	25,6	0,34	8,7		-1,31	-33,5	-0,69	-17,7
                        	0,94	24	0,34	8,7		-1,32	-33,8	-0,71	-18,2
                        	0,85	21,8	0,4	10,2		-1,33	-34	-0,83	-21,2
                        	0,78	20	0,52	13,3		-1,24	-31,7	-0,95	-24,3

                        • Пример расчёта координаты для точки 1 ведущего винта:
                        • • ,
                          • • где отношение взято из Таблицы №7.
                            • Рис. 4. Теоретические профили ведущего и ведомого винтов.
                            • Учитывая ранее полученные геометрические параметры, построим объёмные модели винтов в изометрии.
                            • Рис. 5. Объёмные модели винтов.

                        7.2 Расчёт необходимой площади поверхности теплообмена , Необходимую площадь поверхности теплообмена определяем по формуле: , , , где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2•К); F — площадь поверхности теплообмена, м2;

                        — средний температурный напор. , Принимаем k = 100 Вт/м2•к (данные предоставлены преподавателем).

                        , Средний температурный напор определяется по формуле: , , , где — находим по графикам в зависимости от схемы движения потоков и разности температур, со страницы 252[3]. Зависит от Р и R. , , , . , , , ; , При таких R и P, для кожухотрубной схемы газоохладителя . , К; , м2.

                        7.3 Определение основных геометрических параметров газоохладителя , Количество трубок в пучке газоохладителя определяется по формуле: , , , где F — поверхность теплообмена, м2; d1 — внутренний диаметр трубок, м; L — длина трубок, м. , Площадь загромождения трубками проточной части для газа: , , , где d2 — наружный диаметр трубок, м. , Принимаем внутренний и наружный диаметр соответственно равными: d1=0,014м, d2=0,016м; а длину трубок с учётом конструктивных особенностей охладителя газа равной: L=0,8м. , Площадь для прохода газа между трубками вычисляется по формуле: , , , где м/с — допустимая скорость газа для поперечного обтекания трубок, , , , где РХОЛ — давление газа на входе в газоохладитель, , . , Площадь внутренней поверхности кожуха газоохладителя: , , , Внутренний диаметр кожуха: , . , Стенки кожуха газоохладителя при таких давлениях рекомендуется брать равными 10мм. , Таким образом, получаем: , ; , м2; , К, , кг/м3, , , , , , , , кг/с, , м2; , м2; , м. , м. , 8. Расчёт мультипликатора , Частота вращения роторов велика, а электропривод выбран стандартный, то необходимо использовать повышающую передачу. Рассчитаем зубчатую передачу, воспользовавшись программным пакетом кафедры Деталей Машин СПбГПУ «MADE». , ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ №1. , ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 13967.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30000 ч , ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 12.4 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная , РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00 , ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ , КОЛЕСО: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ , СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 6 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8 , МОДУЛЬ 1.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 50.500 мм , ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 32 колеса 69 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.16 , УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00 , КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000 , ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 25.0 колеса 23.0 , ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.719 в долях aw 0.455 , КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.74 осевого 0.00 суммарный 1.74 , CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 775 радиальная 282 осевая 0 , ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 32.000 вершин 34.00 впадин 29.50 , ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 69.000 вершин 71.00 впадин 66.50 , УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 80 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 23.40 м/с , |НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную | , | [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность | , | | | |шестер. колесо|шестер. колесо| , | расчетные | 680 | 962 | 283 267 | 566 534 | , |допускаемые| 766 | 2520 | 286 286 | 2500 2500 | , КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.77 Kf 2.16 долговечн.Zn 0.76 0.79 Yn 1.00 1.00 , ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ №2. , ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 6409.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30000 ч , ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 27.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная , РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00 , ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ , КОЛЕСО: прокат сталь 50ХН ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 55 HRCэ , СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 3 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8 , МОДУЛЬ 1.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 109.500 мм , ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 69 колеса 150 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.17 , УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00 , КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000 , ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 23.0 колеса 22.0 , ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.319 в долях aw 0.201 , КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.85 осевого 0.00 суммарный 1.85 , CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 783 радиальная 285 осевая 0 , ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 69.000 вершин 71.00 впадин 66.50 , ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 150.000 вершин 152.00 впадин 147.50 , УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 358 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 23.15 м/с , |НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную | , | [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность | , | | | |шестер. колесо|шестер. колесо| , | расчетные | 466 | 659 | 279 271 | 559 543 | , |допускаемые| 796 | 2520 | 286 286 | 2500 2500 | , КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.79 Kf 2.14 долговечн.Zn 0.79 0.82 Yn 1.00 1.00 , 9. Выбор и проверка подшипника

                        9.1 Расчёт осевых сил , Рис. 6. Схема сил. , Осевая сила, действующая на ротор равна векторной сумме , , , где РТ — суммарная осевая сила, действующая на торцы винта; РА — осевая сила, действующая на профильные поверхности винта; РZсш — осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении синхронизирующих шестерен; РZшм — осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении шестерни мультипликатора, насаженной на ведущий вал компрессора. , Суммарная осевая сила, действующая на торцы винта, РТ , равна разности произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров нагнетательных окон можно принять, что площади торцевого сечения двух зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом, осевые силы, действующие на торцы ведущего и ведомого винтов , , , , , где Па. , Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов , , , , , где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов , , , . , ; , ; , мм2; , мм2. , Кольцевые площади, ограниченные окружностями впадин и окружностями валов, примыкающих к торцам винтов , , , . , , , . , Н, , Н. , Средние значения осевых сил, действующих на профильные поверхности ведущего и ведомого винтов , , , , , где МКР 1 и МКР 2 — средние крутящие моменты, действующие на ведущем и ведомом винтах. , , , . , Н·м; , Н·м. , Н; , Н. , Следует так же учесть, что сила РА 1 направлена в сторону торца всасывания, я сила РА 2 — в сторону торца нагнетания (см. рис. 7).

                        , Осевые составляющие нормальных сил, действующих в зацеплении зубчатых колёс, возьмём из результата проектного расчёта, выполненного программой , Н, , Н. , Таким образом, суммарная осевая сила, действующая на роторы , Н, , Н. , Обе силы направлены в сторону торца всасывания.

                        9.2 Выбор подшипников , В данной схеме действуют сравнительно большие осевые усилия, но учитывая большие обороты выберем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими втулками. , Данные для расчёта. , Н — осевая нагрузка, действующая на подшипник; , ч — долговечность подшипника; , n = 13967 об/мин — частота вращения внутреннего кольца подшипника; , d = 20мм — внутренний посадочный диаметр подшипника. , Эквивалентная динамическая нагрузка, действующая на подшипник: , , , где V — коэффициент вращения относительно вектора нагрузки; , X и Y — соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника; , — динамический коэффициент, учитывающий влияние динамических условий работы на долговечность подшипника; , — коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника. , По известному внутреннему посадочному диаметру подшипника выбираем из каталога роликовый радиальный с короткими цилиндрическими втулками подшипник № 2505 ГОСТ 8928-75, имеющий следующие размеры: , d = 25 мм — внутренний посадочный диаметр подшипника, , D = 52 мм — внешний диаметр, , T = 18мм- ширина подшипника. , Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки: , R = 0 — радиальная нагрузка на подшипник отсутствует, Y = 0,92 при , , . Температура подшипника может достигать в связи с высокой температурой ротора. Таким образом эквивалентная нагрузка: , Н. , Определяем долговечность подшипника: , , млн.об., , млн.об. , Определяем по таблице 24[4] значение С/Р=19,2. , Далее определяем необходимую грузоподъёмность конического подшипника. , Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника № 2505 составляет С =22,9 кН, поскольку , поэтому необходимо устанавливать по два подшипника. , Заключение , В заключение необходимо отметить достоинства и недостатки винтовых компрессоров, а так же их область применения. , Достоинства , Высокая экономическая эффективность и техническая целесообразность применения винтовых компрессоров определяется следующим:

                        1) винтовой компрессор можно эксплуатировать в широком диапазоне производительностей и давлений без существенных отклонений от оптимальных значений КПД;

                        2) отсутствие функциональной связи между числом оборотов компрессора и его степенью сжатия, что позволяет иметь нужную степень сжатия при любых оборотах компрессора;

                        3) быстроходность, что обеспечивает малый вес и малые габариты компрессора и даёт возможность прямого соединения с современными быстроходными двигателями, т. е. позволяет скомпоновать малогабаритную, простую и лёгкую компрессорную установку;

                        4) высокая удельная производительность, приходящаяся на единицу веса, площади и объёма компрессора, что даёт возможность значительно повысить количество полезной продукции, снимаемой с единицы площади помещения цеха компрессии, и снизить металлоёмкость машины;

                        5) исключительно высокая степень надёжности компрессора и высокий моторесурс благодаря простоте конструкции, отсутствию деталей, совершающих возвратно-поступательное движение, отсутствию клапанов, поршневых колец или других часто выходящих из строя деталей; отсутствие деталей, легко подверженных вибрации;

                        6) полная уравновешенность роторов компрессора, позволяющая отказаться от тяжёлых и громоздких фундаментов;

                        7) высокая равномерность подачи газа, благодаря чему отпадает необходимость в устройстве громоздких газосборников;

                        8) отсутствие помпажа;

                        9) возможность сжатия влажного газа, содержащего капельную жидкость (например, воду, масло и др.) в количествах, значительно превышающих вес сухого сжимаемого газа без какого-либо снижения моторесурса;

                        10) возможность сжатия сильно загрязнённых газов без снижения моторесурса, причём производительность и экономичность винтового компрессора в этом случае с течением времени не только не уменьшается, но даже увеличивается; громоздкие и дорогостоящие фильтры становятся излишними;

                        11) возможность сжатия любых газов, в том числе с малым удельным весом (гелий, водород и др.), благодаря объёмному принципу действия компрессора;

                        12) низкие эксплуатационные расходы — незначительные расходы смазочного масла, охлаждающей воды для машин сухого сжатия, редкие ремонты, возможность перевода на дистанционное или автоматическое управление. , Основными достоинствами и особенностями маслозаполненных винтовых компрессоров являются:

                        1) высокая степень сжатия газа (8 — 9) в одной ступени, в отдельных случаях достигающая 14. Такое высокое сжатие в одной ступени компрессора стало возможным благодаря подачи большого количества масла в полости компрессора, уплотнению маслом щелей, охлаждению им газа и деталей компрессора;

                        2) окружные скорости винтов у маслозаполненных компрессоров значительно ниже, чем у машин сухого сжатия, что также стало возможным, прежде всего, благодаря уплотнению щелей маслом и сокращению протечек газа через них;

                        3) при всасывании воздуха из атмосферы и сжатии у маслозаполненого компрессора отпадает необходимость в уплотнении валов на стороне всасывания; уплотнение валов на нагнетании существенно упрощаются и сокращаются их размеры;

                        4) маслозаполненные компрессоры не нуждаются в глушителях вследствие снижения уровня шума из-за более низких окружных скоростей роторов; из-за поглощения звуковых волн маслом, а также потому, что роль глушителя на нагнетании выполняют маслосборник и маслоотделитель;

                        5) снижение температурного перепада в компрессоре уменьшает и стабилизирует тепловые деформации его деталей, что позволяет уменьшить по сравнению с машинами сухого сжатия зазоры между винтами и корпусом; этому способствует также применение подшипников качения. В свою очередь, снижение зазоров уменьшает протечки, повышает экономичность машины и её коэффициент подачи. , Недостатки

                        1) невозможность достигнуть очень высокой (более 14) степени сжатия газа в одной ступени;

                        2) невозможность изготовления машин с роторами большого диаметра, поскольку резко падает прочность ведомого ротора, увеличивается линейная скорость вершин зубьев, вследствие чего необходимо увеличивать длину роторов, что усложняет их технологичность;

                        3) большие перепады между соседними полостями, вследствие чего возникают большие перетечки;

                        4) работа компрессора сопровождается сильным шумом. , Указанный перечень достоинств винтового компрессора показывает, что винтовые машины совмещают в себе все положительные качества поршневых и центробежных машин и лишены их недостатков. Эти достоинства винтового компрессора в совокупности и обеспечивают низкую стоимость их серийного производства и эксплуатацию при исключительно высокой надёжности и долговечности. , Применение винтовых компрессоров , Винтовые компрессоры применяются в химической, металлургической и пищевой промышленности, на транспорте и в угольных шахтах. Маслозаполненные компрессоры нашли широкое применение в строительной индустрии, в воздушных компрессорных станциях машиностроительных, судостроительных и аналогичных им по требованию к воздушным сетям предприятиях; в холодильных установках; в передвижных компрессорных станциях. , Список литературы

                        [Электронный ресурс]//URL: https://inzhpro.ru/kursovaya/vintovyie-kompressoryi/

                        1. Диментов Ю.И., Прилуцкий И.К. Винтовые компрессоры. Учебное пособие. Издание ЛПИ им. М.И. Калинина. 1978 г.

                        2. Нарышкин В.Н. Коросташевский Р.В. Подшипники качения. Справочник-каталог.-М., «Машиностроение», 1984, 280с.

                        3. Фотин Б.С., Пирумов И.Б., Прилуцкий И.К., Пластинин П.И.; Под общ. ред. Фотина Б.С. Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов вузов, обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки». — Л.: «Машиностроение». Ленингр. отд-ние, 1987. — 372 с.: ил.

                        4. Программный пакет кафедры Деталей Машин СПбГПУ «MADE».

                        5. Сакун И.А. Винтовые компрессоры. Изд-во «Машиностроение», 1970, 400 стр. , Размещено на Allbest.ru