Diplomne_ta_kursove_proektuvannya_UKR

Для звичайно прийнятого у відцентрових компресорах турбінного

визначити осьове зусилля, сприймане підшипником . Тоді осьове зусилля, що повинне бути сприйняте думісом визначається як:

Діаметр ущільнень думіса (тиск перед думісом дорівнює

Питомий об'єм пари перед думісом:

радіальному зазорі в ущільненнях s=0,4 мм і коефіцієнті витрати східчастого лабіринту ущільнення α = 0,7 визначаються протічки

пари через думіс G дум .

41

10.Визначення критичної частоти обертання ротора компресора.

Для визначення критичної частоти обертання ротора необхідно попередньо вичертити ескіз вала з усіма насадженими на нього деталями: робочими колісьми, втулками, думісом, завзятим гребенем та ін. Далі вал варто розділити на ділянки з постійними діаметрами й визначити масу кожної ділянки (з урахуванням маси насаджених на цю ділянку деталей див.рис.10.1). Перша критична частота обертання двохопорного ротора (тон I), що складається з k ділянок, визначається по формулі:

ділянки вала.

Підсумовування ведеться по всіх k ділянках вала, розташованих між опорами.

Момент інерції найбільш товстої ділянки вала, що має діаметр d max :

Фіктивні моменти Мфі прикладені до i-ої ділянки вала, обчислюються по формулі:

у якій фіктивні навантаження P φi , прикладені до ділянок, визначаються співвідношенням :

У формулі (10.3.) фіктивна реакція в опорі A (див. рис. 10.1.):

42

У наведених вище співвідношеннях: аі - відстань від опори А до середини i-ої ділянки вала; ак - відстань від опори А до кінця ділянки;

– між опорна відстань; x ц.т - координата центра ваги ділянки, обумовлена співвідношенням:

При визначенні критичної частоти обертання ротора всі лінійні розміри прийнято брати в сантиметрах.

43

Визначення першого критичного числа обертів двохопорного ротора зручно робити відповідно до форми, у якій наведений порядок розрахунку ротора, параметри якого зазначені на рис.10.1.

Якщо в результаті розрахунку першої критичної частоти обертання

менш чим на 15-20%, то варто змінити розміри вала й повторити розрахунки.

Рис. 10.1. До розрахунку критичної швидкості обертання двохопорного вала

Друга критична частота обертання ротора (том II), відповідно до дослідів НЗЛ, перевершує першу в 3,6-3,8 рази.. Відомості про розрахунок двохопорного ротора з урахуванням консольних ділянок вала, а також про розрахунок критичних частот обертання більш складних валопроводів також можна знайти в згаданій вище монографії.

11. Система змащення

Машина має дві системи змащення: 1 - турбокомпресора, 2- редуктора. У систему змащення турбокомпресора входять робочий і резервний маслонасоси, масло охолоджувачі і масло нагрівачі, фільтри тонкого й грубого очищення й баки для збору масла.

44

Робочий масло насос включається вручну до пуску компресора й відключається після його зупинки. Він забезпечує потребу маслом системи компресорів не тільки в період пуску але й під час роботи в режимі.

Резервний насос включається у випадку зниження тиску в системі змащення компресора нижче встановленої величини й у випадку зупинки робочого насоса по будь-яким причинах.

У системі змащення редуктора так само є 2 насоси. Під час пуску й розгону компресора працює пусковий електронасос, що є й резервним. Всі вони горизонтального типу із приводом через втулочно-кільцеву муфту асинхронного двигуна. Монтуються на загальній рамі.

Під час робіт компресора, масло в редуктор подається насосом, що знаходиться на валу редуктора. Всі використовувані насоси шестерного типу. Вони повинні забезпечувати продуктивність масляної системи не менш 2 10 −6 м3 / с .

Система змащення компресора забезпечує охолодження й змащення опорних і завзятих підшипників. Масло прокачується через радіальні зазори по обидва боки підшипників і вимиває продукти зношування. Потім воно зливається в маслобаки, де відстоюється, і через фільтри знову надходить у систему змащення. При цьому кількість масла регулюється зміною перетинів отворів у дросельних діафрагмах, установлених у штуцерні з'єднання маслопідводящих труб. Ємність масляного бака підбирається такою, щоб забезпечити повний злив масла із системи.

Шестерний насос складається з корпуса й кришки, у яких запресовані підшипники валиків провідної й веденої шестірень.

Кришка кріпиться до корпуса на шпильках і фіксується відносно його конічними штифтами.

У корпусі масло насоса встановлене торцеве ущільнення для ущільнення вихідного вала при роботі й стоянці.

Масло для змащення й охолодження торцевого ущільнення подається з нагнітальної порожнини насоса по спеціальній трубі й зливається в усмоктувальну порожнину насоса по висвердленою в корпусі.

Маслоохолоджувач, горизонтальний кожухотрубного типу. По трубах проходить вода, а в між трубному просторі знаходиться масло, що

45

переміщається проходячи перегородки для турбулізації й перемішування.

На виході з охолоджувача масло не повинне перевищувати 40-60 0 С.

У масло нагрівачах найчастіше використовуються електричні тепло нагрівачі типу тєнів , у рідких випадках гаряча вода або пара.

Як видно, системі змащення приділяється велика увага. При її формуванні передбачаються ті елементи які забезпечують підтримку працездатності системи, режим плину й температури масла.

У зв'язку із цим масло повинне мати ряд якостей, що дозволяють забезпечити необхідні параметри, до них відносяться:

1) термічна стабільність;

2) довговічність і нейтральність до матеріалів використовуваним у системі;

3) мінімальна залежність в'язкості від температури у використовуваному діапазоні температур;

4) висока температура спалаху масла;

5) достатня розчинність із робочим тілом, використовуваним для стиску;

6)відсутність можливого утворення вибухо - і вогневонебезпечної суміші зі стисливим середовищем;

7)мінімальне шумовиння;

8) температура початку кристалізації повинна бути значно нижче нижчої температури використання для даних умов.

При використанні нижче рекомендованих масел, необхідно строго

46

12. Підшипники

Промислові турбомашини в більшості випадків виконують із опорами ковзання із примусовим циркуляційним змазуванням маслом. Радіальні навантаження сприймають опорні підшипники, а осьові - комбіновані опорні підшипники з підп'ятниками й цією конструкцією називається упорним-радіально-завзятим підшипником.

Підшипникам ковзання віддають переваги перед підшипниками кочення у вигляді того, що при забезпеченні рідинного змащення припустима значна окружна швидкість обертання вала.

Вкладиші підшипників звичайно виконуються зі сталі або чавуну й заливаються бабітом марки Б-83 відцентровим способом. Іноді малі підшипники, у тому числі й колодки, виконують із антифрикційної

47

бронзи. Підведення холодного масла здійснюється роздільно до опорних і завзятих підшипників.

На рис. 12.1 і 12.3 показані упорні-опорно-завзяті підшипники, застосовувані в стаціонарних відцентрових нагнітачах і компресорах. Нижня 10 і верхня 3 половини вкладиша з'єднані болтом 6, розташовуються в обоймі, що складається, у свою чергу, з нижньої 9 і 4 половин, які центруються одна щодо іншої штифтами 5. Обойма встановлюється в корпусі підшипника на подушках 7, скріплених з обоймами гвинтами 11. Положення обойми в корпусі підшипника регулюється за допомогою прокладок 8. У вкладиші підшипника встановлюються завзяті колодки 2 (подушки) і 1. Поверхні їх прилягаючі до гребеня на валу, так само як і внутрішні поверхні верхнього й нижнього вкладишів підшипника, заливають бабітом. Колодки при обертанні вала можуть повертатися; при цьому між поверхнею колодок і торцевою поверхнею гребеня утвориться маслений клин, що зменшує тертя й зношування колодок. Масло до підшипника підводиться через свердління в нижній половині обойми й вкладиша й калібровану шайбу.

Рис.12.1. Конструкція упорного-опорно-завзятого підшипника

48

12.1 Розрахунок опорного підшипника (див. рис.12.2 і 12.4)

Розрахунок підшипника полягає у визначенні потужності тертя й витраті масла для підтримки працездатності компресора. Для цього варто визначитися з розмірами ротора й конструктивними особливостями підшипника.

Рис. 12.4. Радіальний підшипник (розрахункова схема).

Рис. 12.5.

Реакції опорів визначаються зі співвідношення: (див. рис.12.5)

R А 0 + Р1 1+Р2 2 + Р3 3 + Р4 4 = RБ

Визначення параметрів опорного підшипника здійснюється одним з відомих методів.

Вихідні дані:

-навантаження підшипника, R A , RБ , H

-діаметр вала, d

50