Курсовая работа - Гелиевый турбодетандер - файл n1.docx

Курсовая работа - Гелиевый турбодетандер
скачать (901.6 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.docx902kb.07.07.2012 00:05скачать

n1.docx

  1   2

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНЖЕНЕРНОЙ ЭКОЛОГИИ

Кафедра «Холодильная и криогенная техника»


Курсовой проект

на тему:
«Гелиевый турбодетандер».

Студент группы Т-43

Фетисов А. Б.

Преподаватель:

Куликов Е. М.

Москва. 2006 год.


МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ________ __ИНЖЕНЕРНОЙ ЭКОЛОГИИ__ _______
Кафедра "Холодильная и криогенная техника" "Утверждаю" .
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине "Машины низкотемпературной техники"

Студент Фетисов А. Б. группа Т-43 . Семестр VII .
1. Тема проекта

Гелиевый турбодетандер .
2. Срок предоставления проекта к защите 20 декабря 2006г.
3. Исходные данные для проектирования (научного исследования)

Рабочий газ — гелий; ; ; ;

.
4. Содержание расчётно-пояснительной записки

Введение

1. Пояснительная записка

1.1. Краткая техническая характеристика машины

1.2. Описание конструктивной схемы и принципа действия машины

1.3. Описание компоновки машины (агрегата)

1.4. Особенности конструкции основных узлов применяемых материалов

1.5. Описание работы системы смазки

1.6. Описание работы системы регулирования

1.7. Описание работы системы защиты

2. Расчёты

2.1. Газодинамический расчёт машины

2.2. Определение основных геометрических размеров
5. Перечень графического материала

1. .

2. .

3. .
Руководитель проекта .
Задание принял к исполнению

« » 2006 год.

Описание конструктивной схемы и принципа действия машины.

1. Принцип работы турбодетандера.

Поступающий на расширение сжатый газ по распределительному каналу корпуса подводится к соплам направляющего аппарата турбодетандера первой ступени. В соплах направляющего аппарата газ частично расширяется и, приобретя высокую скорость, при определенном направлении опадает на лопатки вращающегося рабочего. Двигаясь к центру рабочего колеса, и продолжая расширяться, газ вращает рабочее колесо, совершая для этого работу за счет внутренней энергии. Прошедший через рабочее колесо расширенный и охлажденный газ, проходит диффузор, где скорость его падает, и попадает в отводящий трубопровод первой ступени.

Развиваемая турбодетандером мощность расходуется на нагрев масла в гидростатическом подшипнике. Горячее масло охлаждается водой в холодильнике агрегата смазки. Изменение тормозной мощности производится за счет изменения давления масла, идущего в подшипники.

Вышедший из первой ступени газ дополнительно охлаждает в промежуточном теплообменнике установки и поступает во вторую ступень турбодетандера. Работа газа во второй ступени турбодетандера происходит аналогично работе его в первой.
Описание компоновки машины (агрегата).

Состав изделия должен соответствовать следующему списку:

Турбодетандер

Кожух изоляционный

Агрегат смазки

Щит контроля и пуска турбодетандера

Комплект запасных частей в составе:

-турбодетандер

-втулка уплотняющая

-комплект технической документации.
Особенности конструкции основных узлов и применяемых материалов.

Турбодетандер состоит из следующих основных узлов: корпуса, направляющего аппарата, рабочего колеса, уплотняющих устройств, диффузора, вала и подшипников.

В зависимости от типа и параметров рабочего колеса одинаковые элементы турбодетандера могут существенно отличаться друг от друга. Ниже даны краткие описания основных узлов турбодетандеров, применяющихся в отечественной промышленности.

1. Корпус турбодетандера состоит из полости высокого давления, включающей в себя входной патрубок и подводящий канал, промежуточной полости, в которой располагаются рабочие элементы проточной части и полости низкого давления, обычно включающей в себя диффузор и выходной патрубок.

В промежуточной полости корпуса располагаются направляющий аппарат и рабочее колесо.

Полость высокого давления отделяется от полости низкого давления уплотняющими устройствами.

Отводящий канал корпуса у некоторых турбодетандеров одновременно является диффузором. Угол раскрытия диффузора не превышает .

Корпус турбодетандеров низкого давления выполняется литым. Материалом корпусов, отечественных турбодетандеров низкого давления, является латунь, марки . Корпусы ряда зарубежных турбодетандеров выполняются из литейных алюминиевых сплавов типа "силумин".

Ввиду того, что корпус турбодетандера имеет относительно сложную форму, работает под давлением газа, доходящим до , и испытывает значительные температурные деформации, к конструкции корпусов предъявляются повышенные технологические требования.

Стенки корпуса должны иметь одинаковую толщину, в корпусе не должно быть местных утолщений, переход от стенки к фланцу должен быть постепенным.

Крепление корпуса к раме или корпусу редуктора должно предусматривать возможность температурных перемещений при сохранении соосности корпусов. Обычно это достигается установкой трех скользящих шпонок между лапами корпуса и платиками рамы.

Корпуса турбодетандеров среднего и высокого давления выполняются точеными из стальных поковок.

Материал поковки сталь 12Х18Н10Т. Крепление корпусов обычно осуществляется через тонкостенную промежуточную втулку, выполненную из материала с низким коэффициентом теплопроводности, обычно из стали 12X18H10T.

2. Направляющий аппарат.

Назначением направляющих аппаратов турбодетандеров является преобразование потенциальной энергии давления газа в кинетическую энергию.

Скорость газа в соплах направляющего аппарата возрастает от до для воздушных турбодетандеров и до для водородных турбодетандеров.

Температура газа в направляющем аппарате для воздушных турбодетандеров и для гелиевых турбодетандеров.

При некачественной очистке газа возможно попадание в направляющий аппарат твердых механических частиц, а также твердого льда и двуокиси углерода. Ввиду того, что скорость механических частиц меньше скорости газа, происходит удар этой частицы в лопатку рабочего колеса. От лопатки колеса частица отбрасывается опять на лопатку направляющего аппарата, вызывая интенсивный износ кромок лопаток.

Назначение и условия работы направляющих аппаратов определяют следующие требования, которые необходимо учитывать при конструировании.

а) Обеспечение движения потока газа с минимальными потерями. Форма каналов направляющего аппарата должна исключать возможность завихрений. Толщина выходной кромки лопаток должна быть минимально допустимой по соображениям прочности и технологичности.

Поверхность каналов должна быть обработана с чистотой не ниже 7 по .

б) Направляющий аппарат должен быть изготовлен из хладостойких материалов.

Ранее выпускавшиеся турбодетандеры имели направляющие аппараты из латуни , а современные турбодетандеры из нержавеющей стали марки Х14Г14Н3Т или 12Х18Н10Т.

в) Для уменьшения износа, лопатки направляющих аппаратов, изготовленные из латуни , хромируются.

Направляющие аппараты с неподвижными лопатками состоят из двух щёк, покрывной и лопаточной, в которой выфрезированны лопатки. Щёки соединяются одна с другой винтами.

Направляющие аппараты турбодетандеров, имеющих корпус с горизонтальным разъёмом, состоят из двух половин.

Направляющие аппараты с поворотными лопатками горизонтального разъёма не имеют.
3. Рабочее колесо.

Назначением рабочих колёс турбодетандеров является преобразование внутренней энергии газа в механическую работу. Энергия газа затрачивается на вращение рабочего колеса и передается тормозному устройству.

Требования к рабочим колесам:

а) Высокая прочность материала рабочего колеса при низких температурах и малый удельный вес.

Первые отечественные турбодетандеры имели закрытые рабочие колеса с двухсторонним выходом газа, изготовленные из нержавеющей стали, что делало рабочие колеса весьма тяжелыми. Из-за высокого веса подобные рабочие колеса располагались посредине между опорами. Вал в этом случае был "гибким", то есть рабочее число оборотов ротора выше критического числа оборотов. Колеса этого типа состоят из стрелки, лопаток и двух покрывных дисков. Диски соединяются с лопатками расклепыванием.

Современные отечественные и зарубежные турбодетандеры имеют рабочие колеса, изготовленные из высокопрочных алюминиевых сплавов. Диски рабочих колес изготавливаются из сплава марки , а заклёпки из сплава марки . Заготовками для изготовления дисков рабочих колёс являются поковки. Многие турбодетандеры имеют закрытые радиальные рабочие колёса с односторонним выходом газа.

Современные отечественные турбодетандеры низкого давления имеют закрытые, радиально-осевые рабочие колёса с односторонним выходом газа.

Подобные колеса состоят из лопаточного и покрывного дисков, соединённых между собой заклёпками. В последнее время всё большее применение находит метод соединения дисков рабочих колес друг с другом.

Лопатки рабочего колеса выполняются в теле лопаточного диска фрезерованием.

Число лопаток у рабочих колёс подобного типа равно , толщина определяется диаметром заклёпки и обычно равна , в зависимости от размеров колеса. Диаметр заклепки обычно меньше толщины лопатки на .

Малые высокооборотные турбодетандеры имеют полузакрытые и открытые радиально-осевые колеса с односторонним выходом газа. Для увеличения механической прочности эти рабочие колеса конструируются так, чтобы ось любого сечения лопатки плоскостью, перпендикулярной к оси вращения колеса пересекалась бы с осью вращения колеса.

Количество лопаток у подобных рабочих колес обычно невелико и равно , при толщине их равной у корня лопатки. Из-за малых размеров рабочих колес, даже при сравнительно небольшом числе лопаток и небольшой их толщине загромождения ими площади выходной воронки достигается 20%.

Для обеспечения движения потока газа по каналам рабочего колеса с минимальными потерями, каналы рабочих колес имеют плавные обводы и постоянное приращение площади от сечения к сечению.

Чистота механической обработки внутренних стенок каналов рабочего колеса 7, а наружных стенок 8 – 9 с полировкой.

После окончательного изготовления рабочие колеса подвергают статической балансировке.

Рабочие колеса малых диаметров подвергаются динамической балансировке совместно с валом.

4. Уплотнения.

Для предотвращения перетекания газа из полости высокого давления в полость низкого давления применяются различные виды уплотнений. Ввиду того, что газ перетекает по деталям вращающимся с высокими окружными скоростями () применение уплотнений контактного типа (например, сальников) исключается.

В турбодетандерах применяются два вида уплотнений, ступенчатое лабиринтное уплотнение с вращающимися гребнями и уплотнение с графитовыми кольцами.

Ступенчатое лабиринтное уплотнение с вращающимися гребнями нашли себе широкое применение в турбодетандерах низкого давления и состоят из гребней, зачеканенных в пазы лабиринтных втулок мягкой медной проволокой. Гребни изготавливаются из латунной или никелевой ленты.

Эффективность работы такого уплотнения зависит от зазора между гребнями и втулкой и от числа гребней.

Радиальный зазор в лабиринтном уплотнении такого типа обычно выбирается от 0,3 до 0,8 мм в зависимости от размеров турбодетандера. В малых турбодетандерах гребни лабиринтного уплотнения выполняются за одно целое с валом и вращаются в графитовой втулке с зазорами равными или несколько меньшими, чем зазор в подшипнике.

В некоторых турбодетандерах применяются уплотнения вала с помощью неподвижных, разрезных графитовых колец. Кольца состоят из трёх сегментов, стянутых пружиной.

Наиболее эффективны уплотнения вала с помощью неразрезных графитовых колец. Диаметральный зазор между кольцами и валом должен быть равным , торцевой зазор между кольцом и стенкой камеры . При достижении валом рабочего числа оборотов, кольцо "всплывает" и контакт между ним и валом отсутствует.

Во избежание контакта между кольцом и сопрягаемыми деталями шейка вала и стенки камеры должны быть обработаны под знак 8 - 10 с последующей полировкой.

5. Валы.

Вал турбодетандера передает крутящий момент от рабочего колеса турбодетандера к тормозному устройству. Окружные скорости вращения вала достигают на шейках подшипников. Температура участка вала, на котором укреплено рабочее колесо доходит до 20К у гелиевых турбодетандеров, а температура шеек вала под подшипниками доходит до 363К.

Кроме того, материал вала должен составлять антифрикционную пару с материалом подшипников. У турбодетандеров низкого давления вал одновременно является быстроходной шестерней редуктора. В этом случае материал вала должен обладать высокой прочностью, так как контактные напряжения в зубьях шестёрен обычно велики.

Все валы турбодетандеров подвергаются расчёту на критическое число оборотов. Критическим числом оборотов называют число оборотов ротора, при котором угловая скорость вращения вала совпадает с частотой его собственных колебаний. При этом увеличивается амплитуда колебаний вала. Работа вала при критическом числе оборотов недопустима, так как это может привести к аварии.

Валы, рабочее число оборотов которых ниже критического, называются "жёстким", а валы, рабочее число оборотов которых выше критического называются "гибкими".

Турбодетандеры с "гибкими" валами обычно имеют демпфирующие устройства для уменьшения колебаний вала при переходе через критическое число оборотов .

Расчёт вала на критическое число оборотов производится графоаналитическим методом.

В турбодетандерах с двухсторонним рабочим колесом, расположенным в средней части вала, наиболее нагруженная часть вала работает в зоне низких температур. Материалом вала является сталь 12Х18Н10Т. Для придания лучших антифрикционных свойств шейки вала хромируются.

При расположении рабочего колеса на консоли вала, в зоне низких температур находится ненагруженная часть вала. Валы в этом случае изготавливают из легированных сталей с высокими антифрикционными свойствами, типа 18Х2Н4ВА.

Когда вал турбодетандера одновременно является быстроходной шестерней редуктора, материал вала определяется из условия прочности зацепления редуктора.

При изготовлении валов предъявляются высокие требования к точности и к чистоте обработки вала. Биения валов высокооборотных турбодетандеров среднего давления не превышают 0,004 на шейках и 0,01 на остальных поверхностях. Чистота обработки шеек вала 10, а всей остальной поверхности 6 – 7.

6. Подшипники.

Подшипники турбодетандера должны обеспечить устойчивую его работу при окружных скоростях вращения щипа, доходящих до .

Продолжительность безостановочной работы обычно определяется продолжительностью компании криогенной установки и доходит до . Кроме того подшипники малых высокооборотных турбодетандеров одновременно являются тормозными устройствами.

Всем этим требованиям более полно удовлетворяют подшипники скольжения с масляной смазкой. Износ таких подшипников не имеет места и правильно выполненные подшипники, при хорошей очистке масла имеют неограниченный срок работы. Смазочный слой масла также может гасить небольшие колебания вала.

Турбодетандеры низкого давления имеют вкладыши подшипников, выполненные из стали с постелью баббита, марки .

Максимальная температура смазочного слоя в подшипниках с баббитовой заливкой составляет 353К.

В малых турбодетандерах применяются подшипники, изготовленные из антифрикционной бронзы, марок , или .

Температура смазочного слоя в бронзовых подшипниках может достигать 373К.

Осевые силы, действующие на ротор турбодетандера, воспринимаются подпятником. Подпятники обычно объединяются с радиальным подшипником в один радиально-упорный подшипник. Для обеспечения нормальной работы радиально-упорного подшипника необходимо обеспечить подвод холодного масла к радиальной и упорной частям подшипника и отвод нагретого масла из радиальной части.
Описание работы системы смазки.

1.Снабжение турбодетандера маслом осуществляется от отдельно стоящего агрегата смазки.

Агрегат смазки состоит из маслобака, масляного насоса, фильтра охлаждения масла, сопуна, арматуры и трубопроводов. Агрегат смазки полностью герметичен, электродвигатель масляного насоса закрыт герметичным колпаком с водяным охлаждением внутренней полости. Фильтр для очистки масла состоит из корпуса и набора сетчатых пластин через которые продавливается масло. Охладитель масла встроен в маслобак, масло идёт по трубкам, охлаждающая вода по межтрубному пространству. Насос для подачи масла, лопастного типа, является покупным изделием, описание его дано в прилагаемой к нему инструкции.

2.Система смазки.

Система смазки турбодетандеров всех систем принудительно-циркуляционная.

Система смазки турбодетандеров, имеющих зубчатые редуктора, состоит из главного масляного насоса, вспомогательного масляного насоса, фильтра тонкой очистки масла, маслобака, сбросного клапана, сопуна, всасывающих фильтров насосов с обратными клапанами, контрольно-измерительных приборов и трубопроводов.

Главный масляный насос приводится в движение от вала редуктора и работает при работе турбодетандера.

Вспомогательный масляный насос включается при пусках и остановках турбодетандера и приводится в движение от самостоятельного электродвигателя.

Смазка турбодетандера осуществляется следующим образом.

За несколько минут до пуска машины, включается вспомогательный масляный насос, после того, как главный масляный насос начнёт подавать масло, вспомогательный насос останавливается.

Масло засасывается насосом из маслобака через приёмный сетчатый фильтр и подаётся в фильтр тонкой очистки. Излишек масла через отбросной клапан попадает обратно в маслобак. Отфильтрованное масло охлаждается водой в холодильнике и подаётся на смазку подшипников и зацепления редуктора.

Маслобак должен быть снабжён люком для залива масла, указателем уровня масла, сливным отверстием и люком для очистки бака.

Ёмкость маслобака обычно выбирается в пределах трёх-пяти минутной производительности масляного насоса. Масляная полость бака соединяется с атмосферой сопуном. Сопун представляет собой простейший холодильник, в котором часть масляных паров конденсируется и стекает обратно в бак. Для контроля работы системы смазки служат манометры и термометры, установленные до и после масляного насоса.

Система смазки турбодетандера без редуктора отличается от системы смазки с редуктором тем, что в ней имеется лишь один маслонасос с приводом от электродвигателя без обратного клапана.

Для смазки турбодетандера с редуктором применяется турбинное масло марки , а для смазки высокооборотных турбодетандеров применяется турбинное масло марки .

Температура масла перед машиной поддерживается на уровне для подшипников с баббитовой заливкой и на уровне для бронзовых подшипников.

Давление масла перед машиной колеблется в пределах от до .
Описание работы системы регулирования.

1.Способы регулирования холодопроизводительности.

Опыт эксплуатации воздухоразделительных установок низкого давления показывает, что турбодетандеры вырабатывают расчётную холодопроизводительность в течение лишь рабочего времени. В остальное время работы требуемая холодопроизводительность турбодетандера значительно ниже расчётной.

Холодопроизводительность турбодетандера определяется по следующей формуле:

,

где G — секундный расход газа, ;

— изоэнтропический теплоперепад;

— адиабатический КПД турбодетандера.

Из формулы видно, что для изменения холодопроизводительности необходимо изменить одну из трёх величин G, , . Располагаемый изоэнтропический теплоперепад , определяется разностью давлений газа в нижней и верхней ректификационных колоннах или расчётом криогенной установки. Наибольшая отдача от турбодетандера происходит при равенстве срабатываемого в турбодетандере изоэнтропического теплоперепада и располагаемого теплоперепада .

Для определения эффективности работы турбодетандера в установке глубокого охлаждения вводится коэффициент использования теплоперепада:

.

Можно считать, что турбодетандер работает с полной отдачей, если .

1) Изменение давления газа перед турбодетандером — дросселирование на входе. При этом способе регулирования изменение холодопроизводительности может проводится только в сторону уменьшения от расчётной величины, главным образом за счёт уменьшения срабатываемого теплоперепада. Одновременно несколько уменьшают расход и адиабатический КПД. Коэффициент использования теплоперепада в данном случае чрезвычайно низок. Достоинством этого способа регулирования является простота конструкции турбодетандера. Недостатками являются потеря срабатываемого теплоперепада из-за ухудшения адиабатического КПД и низкий коэффициент использования теплоперепада.

2) Изменение давления газа за турбодетандером. Этим способом регулирования холодопроизводительности практически не используются, так как эффективность его значительно ниже способа дросселирования газа на входе в турбодетандер.

3) Изменение холодопроизводительности путём изменения расхода газа, осуществляемого заменой направляющего аппаратов. Так как установки разделений воздуха обычно комплектуются двумя турбодетандерами, в которых устанавливается направляющие аппараты с различной высотой сопла. Этот метод позволяет иметь всего две величины расхода газа и применяется обычно наряду с дросселированием газа на входе в турбину.

4) Изменение холодопроизводительности путём отключения групп сопловых каналов направляющего аппарата. При этом изменяется количество газа, проходящего через направляющий аппарат. Количество газа, проходящего через направляющий аппарат, зависит от степени парциальности направляющего аппарата. Степенью парциальности называется отношение длины дуги, на которой расположены выходные крышки лопаток действующих сопел к длине окружности, на которой расположены выходные крышки лопаток. При этом способе регулирования возникают потери энергии, затрачиваемые на "выколачивание" объёма газа заключённого между лопатками рабочего колеса, находящимися против неработающих сопел. Эти потери тем больше, чем больше объём этого газа, а, следовательно, чем меньше степень парциальности, тем длиннее лопатки рабочего колеса. Следовательно, в реактивных турбодетандерах, имеющих длинные лопатки рабочего колеса, потери на "выколачивание" резко возрастают по сравнению с активными турбодетандерами, имеющими короткие лопатки. Преимущество этого способа — сравнительная простота конструкции. Недостатки — изменение холодопроизводительности только в меньшую сторону и значительное уменьшение адиабатического КПД для реактивных машин. Поэтому этот способ нашел себе широкое применение лишь в турбодетандерах активного типа.

5) Изменение холодопроизводительности при помощи поворота лопаток направляющего аппарата. При этом изменяется расход газа, так как при повороте лопаток изменяется площадь проходного сечения сопел. Изменение холодопроизводительности при этом способе регулирования может происходить в обе стороны от расчётной величины, в широком диапазоне . При повороте лопаток происходит уменьшение адиабатического КПД из-за появления угла "атаки" между направлением относительной скорости струи газа на входе в рабочее колесо и направлением лопатки рабочего колеса. Недостатком этого способа регулирования является относительная сложность, а, следовательно, и большая стоимость изготовления направляющего аппарата. Повышенная стоимость изготовления направляющего аппарата с поворотными лопатками полностью окупается эффективностью его эксплуатации. Все современные отечественные турбодетандеры, выпускаемые по , имеют регулирование холодопроизводительности с помощью поворотных лопаток направляющего аппарата.

6) Регулирование холодопроизводительности турбодетандера за счёт изменения высоты сопел направляющего аппарата. При этом способе изменение холодопроизводительности возможно в обе стороны от расчётной величины с почти постоянным адиабатическим КПД. Однако из-за технологических трудностей при изготовлении таких направляющих аппаратов, этот способ практического применения не нашёл.

7) Регулирование холодопроизводительности методом изменения числа оборотов ротора. Этот способ может быть применён в турбодетандерах, в которых развиваемая ими энергия воспринимается газодувкой или гидротормозом. Изменение холодопроизводительности при этом происходит, в основном, за счёт ухудшения адиабатического КПД, так как расход газа при изменении числа оборотов изменяется незначительно.

В данном турбодетандере возможны следующие способы регулирования холодопроизводительности:

1) Изменение давление газа перед турбодетандером — дросселирование на входе.

2) Изменение давления газа за турбодетандером.

3) Изменение холодопроизводительности методом изменения числа оборотов ротора.
Описание работы системы защиты.

Для обеспечения безаварийной работы турбодетандера, они снабжаются автоматически действующими системами для защиты от превышения числа оборотов ротора, падения давления масла в маслосистеме и от попадания жидкости в турбину.

Превышение числа оборотов в турбодетандерах с торможением электрогенератором происходит из-за исчезновения напряжения в электросети или из-за выхода из строя электрогенератора.

Система защиты в этом случае состоит из быстродействующего, автоматического запорного органа на трубопроводе подачи газа к турбодетандеру, получающего импульс на работу от механического или электрического механизма.

В качестве запорного органа используется обычно задвижка или клапан с пружинным или пневматическим приводом.

Открытие отсеченного клапана производится сжатым воздухом, действующим на поршень сервомотора.

Закрытие клапана осуществляется пружиной и происходит при прекращении подачи сжатого воздуха в цилиндр сервомотора.

Существуют варианты клапанов, у которых закрытие и открытие осуществляется приказным воздухом, действующим с противоположных сторон на поршень сервомотора.

Приказной воздух подаётся в цилиндр сервомотора через золотник, приводимый в действие электромагнитом или центробежным выключателем.

Электромагнитный выключатель включён в электроцепь тормозного генератора. При наличие напряжения в цепи электрогенератора якорь электромагнита притянут к катушке и с помощью рычага перемещает золотник в верхнее положение.

При исчезновении напряжения в электроцепи пружина, соединённая с рычагом, переводит золотник в нижнее положение.

Вал центробежного включателя обычно приводится во вращение от вала турбодетандера через понижающую зубчатую передачу. При повышении числа оборотов ротора турбодетандера допустимой величины, обычно на 10 – 15% от номинального числа оборотов, боек, укреплённый в теле вала центробежного выключателя, сжимает пружину и ударяет по кулачку, удерживающему пружину золотника. Пружина освобождается и перемещает золотник в нижнее положение.

В некоторых конструкциях для перемещения золотника используется тахогенератор, приводимый во вращение от вала турбодетандера.

Отсечной клапан может получать импульс от маслосистемы агрегата. Этот метод защиты обычно применяется в турбодетандерах с гидроторможением.

Подача приказного газа в цилиндр сервомотора происходит при помощи двухседельного клапана, перемещение которого в верхнее положение осуществляется за счёт сжатия сильфона давлением масла в цилиндре. При падении давления масла в цилиндре ниже допускаемого уровня, пружина опускает двухседельный клапан в нижнее положение.

Защита от падения давления масла в турбодетандерах с электроторможением обычно осуществляется электроконтактным манометром, устанавливаемым на трубопроводе подачи масла к подшипникам. Электроконтактный манометр даёт импульс на аварийный сигнал.

Для защиты от попадания жидкости в турбодетандер на трубопроводе подачи газа в турбину устанавливают контрольный термометр сопротивления, который при понижении температуры перед турбодетандером ниже допускаемого уровня, подаёт импульс на электромагнитный выключатель и закрывает отсечной клапан.
Глава I.

Расчёта основных размеров ступени турбодетандеров.

Исходные данные:

Род газа — гелий, , , ; ; ; , .

Определить: , , , , , .

Решение:

  1. Определение коэффициента сжимаемости в начале НА, в точке К при изоэнтропном расширении, а также вязкость гелия при начальных и конечных условиях.

По [2, 85, табл. 4.1.] определим саму степень сжимаемости гелия, а затем коэффициент сжимаемости [2, 83].

    1. Коэффициент сжимаемости при начальных параметрах.

При этих условиях имеем: ; . Тогда, пользуясь интерполяцией и приняв, что , получим:





.

.

    1. Коэффициент сжимаемости при конечных параметрах.

Поскольку в справочнике даётся степень сжимаемости, а следовательно и коэффициент сжимаемости, только при , что немного выше нами полученной температуры на выходе, то есть , то воспользуемся лишь степенью сжимаемости при , а коэффициент сжимаемости определим при (смотри п. 2.).

При этих условиях имеем: ; . Тогда, пользуясь интерполяцией и приняв, что , получим:

.



    1. Определение вязкости при начальных параметрах.

Динамическая вязкость газообразного гелия (необходимо конечный результат домножать на ) в интервале температур от 4 до 1100К с погрешностью 1% может быть вычислена по формуле Кеезома [2, 120, уравнение 4.7]:



    1. Определение вязкости при конечных параметрах.



  1. Определение располагаемого перепада энтальпий

Существует два способа определения

  1. Точный. При применении этого способа используют диаграммы данного газа либо , либо

  2. Примерный. Используются только формулы.

,

где ,

где .

Этот способ менее точен, потому что на самом деле .

Используя первый способ, получим:

.

  1. Располагаемая скорость.

.

  1. Критическая скорость.

.

  1. Начальная и конечная плотность.

.



  1. Относительная критическая плотность.

.

  1. Определение режима истечения.

.

Так как нами полученное значение попало в интервал [1], соответствующий критической ступени, то мы имеем критический режим истечения.

  1. Газодинамическая функция .

, где ; .

Приняв, что и , получим .


  1. Относительный радиус кромок.

Так как , то примем .

  1. Принятое значение приведённой горловины .

Из промежутка конструктивно принимаем .

  1. Определение диаметра рабочего колеса .

Определим по формуле:



Стандартные диаметры колёс [1]: 8; 12; 20; 28; 30; 45; 50; 60; 90; 125; 150; 250; 300; 500.

Принимаем из стандартного ряда

― внешний радиус РК.

  1. Определение рабочей частоты.

В соответствии с рекомендацией принимаем для данного турбодетандера . .

.

Если бы мы приняли , тогда бы и .

Если бы мы приняли , тогда бы и .

  1. Определение горловины направляющего аппарата и числа сопел.

На этом этапе расчёта необходима конкретизация типа НА. В связи с этим надо учитывать следующие опытные результаты [3].

1. Малоразмерные ступени () с канальными НА эффективнее ступеней с лопаточными НА, причём это преимущество возрастает с уменьшением масштаба ступени.

2. Нерегулируемые нормальные ступени () с канальными и лопаточными НА по эффективности близки; закритические ступени с канальными НА существенно эффективнее.

3. Регулируемые ступени с канальными НА существенно эффективнее.

Проектируемую ступень и в нерегулируемом, и в регулируемом вариантах целесообразно выполнять с канальным НА.

По результатам оптимизации геометрии канальных НА рекомендуется число сопел и геометрический угол кромок :

Для лопаточных направляющих аппаратов принимаем:

Если , то ;

Если , то , причём меньшие значения числа сопел и углов соответствуют тихоходным ступеням.

Для канальных направляющих аппаратов принимаем:

Если , то ;

Если , то ;

Если , то ;

Если , то . Меньшие значения числа сопел и углов соответствуют тихоходным ступеням.

Для нашего случая выбираем канальный направляющий аппарат, принимая, что и .

Находим относительную горловину :

, откуда получим

.

  1. Ширина направляющего аппарата .

, откуда .

Глава II.

Профилирование канального направляющего аппарата.

Исходные геометрические данные для построения канального направляющего аппарата содержатся в расчёте ступени.

— радиус рабочего колеса;

— радиус кромок;

— количество сопел в НА; — горловина НА;

— относительная горловина НА;

— относительная ширина НА, где — ширина аппарата. Меридиональное сечение канального НА, обычно не профилированное, задаётся шириной аппарата .

  1. Определяется .

— угол установки сопел.

  1. Определяется .

— средний на шаге угол кромок.

  1. Задаёмся значениями . Принимаем, что [1].

  2. Определяется .

— кромочный угол.

  1. Определяется .

.

  1. Определяется .

— средний угол потока, движущегося в косом срезе КНА.

  1. Определяется .

.

  1. Определяется .

.

Построение.

  1. Откладываем радиус кромки .

  2. На этом радиусе берём произвольную точку А и, откладывая дуговой шаг , получаем точку В.

  3. Откладываем и получаем точки С и D.

  4. Через точки А и В проводятся касательные к окружности радиусом и от них под углом проводятся лучи АК и BL.

  5. Из точки А откладывается отрезок , перпендикулярный проведённому лучу АК.

  6. Продлевая луч ОС и проводя из точки Е линию, параллельную лучу АК, получаем точку F.

  7. Через точки С и D и лучи АК и BL проводим окружности с радиусом .

  8. Профилирование стенки улитки.

Примем, что на отрезке дуги DA будут рассчитываться пять промежуточных точек.

При обводе стенки улитки используется, так называемая, линейная улитка, в которой высота текущего сечения выражается

.

Если эту высоту отложить от окружности под углом к радиусу, то можно получить текущую точку стенки улитки.

Ниже приводится таблица, в которой рассчитаны значения пяти произвольных точек улитки стенки канального направляющего аппарата.

Таблица №1.

Угол поворота

Относительная высота улитки

Действительная высота улитки





































  1. Из точки F восстанавливаем перпендикуляр к линии ЕF, на котором откладываем , где ― относительный радиус. Принимаем , так как имеем дело с малой машиной. В результате получаем точку Н.

  2. Из точки Н радиусом проводим полуокружность.

  3. Затем из точки О, проводя к окружности касательную, мы получим точку М.

  4. Проведём радиус ОМ из точки О. Скругляющие радиусы выбираются произвольно.

  5. Проверяем соотношение размеров на входе в НА и на выходе, полагая, что , где ― диаметр окружности, вписанной между лучами АК и ОМ.

Глава III.

Рабочие колёса ТД.

  1. Режимные параметры рабочего колеса (РК).

    1. Коэффициент расхода РК и канала РК.

Он определяется из понятия, что

,

где ― принято с последующим уточнением;

― коэффициент потерь в РК, определяются по ГРАФИКУ.

    1. Соотношение между коэффициентами расхода, посчитанными для горловины и всего колеса в целом.

,

где ― коэффициент загромождения выходного сечения колеса кромками лопаток, принят с последующей проверкой.

Откуда нетрудно определить коэффициент расхода канала РК (до горловины):

.

    1. Соотношение углов потока на выходе и в кромках.

.

    1. Режимные параметры за РК.

Принимаем с последующим уточнением:

― приведённый полезный эффект диффузора [1];

― коэффициент абсолютной скорости [1].

― коэффициент потерь в НА (ГРАФИК).

      1. Располагаемая скорость в РК.

.

      1. Соотношение плотностей.



      1. Соотношение температур.

.

    1. Геометрические параметры РК на выходе.

      1. Относительный радиус ступицы.

Уравнение неразрывности между сечениями горловины НА и горловины каналов РК решается относительно радиуса ступицы РK.

,

где ;

― угол наклона кромок на радиусе ступицы [3];

,

где ― объёмный КПД [1];

― относительный радиус кромок (Глава I, п. 9);

― начальная плотность (Глава I, п. 5);

― конечная плотность (Глава I, п. 5);

― (Глава I, п. 8);

― (Глава I, п. 6);

― (Глава II,п. 3);

― коэффициент расхода канала РК (Глава III, п. 1.2.).

      1. Геометрический параметр РК.

.

      1. Периферийный радиус выхода.

.

Откуда находим радиус выходной воронки :

.


      1. Проверка по толщине выходной кромки лопатки на периферийном радиусе выхода .



, где , принятое ранее.

На втором этапе расчёта, чтобы было , необходимо уменьшить коэффициент загромождения до .

    1. Геометрические параметры РК на входе.

      1. Ширина РК.



где ― относительная ширина НА (Глава I, п. 14);

― относительный радиус кромок (Глава I, п. 9);

― принято.

      1. Перекрыша.

.

      1. Толщина входной кромки.



    1. Коэффициент относительной скорости.



  1. Уточнение режимных и геометрических параметров.

    1. Коэффициент окружной скорости.

Коэффициент окружной скорости определяется из уравнения энергобаланса ступени. При выводе уравнения энергобаланса используется связь между перепадами энтальпий и . раскрывается по уравнениям сохранения энергии НА и РК, используются соотношения скоростей и . Из треугольников скоростей при близких к оптимальным углах , раскрывается полезный эффект диффузора.



где ― коэффициент потерь в НА (Глава III, п. 1.4);

― коэффициент потерь в РК (Глава III, п. 1.1);

― КПД диффузора [1];

― принято с последующей проверкой.

Отсюда определяем реальную (уточнённую) частоту вращения.

.

    1. Коэффициент абсолютной скорости.

,

откуда .

    1. Приведённый расход сопла.

Скорость в горловине: ― докритические режимы; ― закритические режимы; . В данном расчёте имеем: и .

      1. Коэффициент расхода сопла.

,

где ― определено опытным путём [3];

;

.

      1. Приведённый расход сопла.

.

      1. Корректировка на

.

    1. Угол потока.

      1. Коэффициент расхода НА.

,

где ;

.

      1. Угол потока.

,

где .

Откуда .

Соотношение и корректировать расчёт на не надо.

    1. Режимные параметры за РК.

      1. Расходная скорость.

.

      1. Раскрытие .

.

      1. Коэффициент располагаемой скорости.

,

откуда .

      1. Соотношение плотностей.



      1. Соотношение температур.

.

    1. Коэффициент расхода РК и канала РК.

      1. Соотношение температур.

,

где ,

где ,

где (Глава I, п. 1.1); (Глава I, п. 1.2).

      1. Коэффициент расхода РК.

,

где ― (Глава III, п. 2.6.1.);

      1. Коэффициент расхода канала РК. Соотношение между коэффициентами расхода, посчитанными для горловины и всего колеса в целом.

,

где ― коэффициент загромождения выходного сечения колеса кромками лопаток, принятый ранее.

Откуда нетрудно определить коэффициент расхода канала РК (до горловины):

.

      1. Соотношение углов потока на выходе и в кромках.

.

    1. Геометрические параметры РК.

      1. Относительный радиус ступицы.

Уравнение неразрывности между сечениями горловины НА и горловины каналов РК решается относительно радиуса ступицы РK.

,

где ;

― угол наклона кромок на радиусе ступицы [3];

,

где ― объёмный КПД [1];

― относительный радиус кромок (Глава I, п. 9);

― начальная плотность (Глава I, п. 5);

― конечная плотность (Глава I, п. 5);

― (Глава III, п. 2.3.2);

― (Глава I, п. 6);

― (Глава II,п. 3);

― коэффициент расхода канала РК (Глава III, п. 2.6.4.);

― (Глава III, п. 2.1.).


      1. Геометрический параметр РК.

.

      1. Периферийный радиус выхода.

.

Откуда находим радиус выходной воронки :

.

      1. Толщина выходной кромки.

.

    1. Геометрические параметры на выходе.

      1. Ширина РК.



где ― относительная ширина НА (Глава I, п. 14);

― относительный радиус кромок (Глава I, п. 9);

― принято.

      1. Перекрыша.

.

Число лопаток и толщина кромки сохранились.

      1. Толщина входной кромки.

― (Глава III, п. 1.6.3.).

    1. Коэффициент относительной скорости.



    1. Давление на входе в РК.

, откуда .

где ― (Глава III, п. 2.4.1.);

― начальное давление (Глава I, п. 1.1).

  1. Гидравлический КПД ступени.

    1. Потери.

,

где ― приведённые потери а НА;

.

― приведённые потери в РК;



― приведённые потери с выходной скоростью

,

где ― КПД диффузора (Глава III, п. 2.1.);

― осевая составляющая скорости:

,

где ― (Глава III, п. 2.5.1.);

― (Глава III, п. 2.6.4.);

― (Глава III, п. 1.1.);

― окружная составляющая скорости:

,

где ,

где ― (Глава III, п. 2.9.).

Отсюда .

.

Отсюда .

    1. Проверка правильности расчёта гидравлического КПД по уравнению Эйлера.

,

где ― степень радиальности РК.

    1. Угол .

.

.

  1. Изоэнтропный КПД ступени.

,

где ― относительные потери мощности

,

где ― приведённые дисковые потер трения

,

где ― (Глава III, п. 2.1.);

― коэффициент для полуоткрытого РК;

― (Глава III, п. 2.4.1.);

― объёмный КПД (Глава III, п. 2.7.1.);

― (Глава I, п. 7.);

;

;

― приведённые потери перетечек.

,

где



где ― коэффициент расхода из [1] и [3];

― внешний диаметр РК (Глава I, п. 11.);

― (Глава III, п. 4.);

― число гребней уплотнения. Принято такое значение, так как выбрано полузакрытое РК;

― (Глава III, п. 2.4.1.);

― степень сжатия;

,

где ― радиус выходной воронки (Глава III, п. 2.7.3.). , потому что было принято полузакрыто рабочее колесо.

― приведённый зазор торцевого лабиринтного уплотнения, где обычно принимается [1].

  1. Объёмный КПД ступени.

,

где



где ― коэффициент расхода из [1] и [3];

― внешний диаметр РК (Глава I, п. 11.);

― (Глава III, п. 4.);

― число гребней заднего уплотнения;

― (Глава III, п. 2.4.1.);

― степень сжатия;

;

― приведённый зазор торцевого лабиринтного уплотнения, где обычно принимается [1].

  1. Валовая производительность, или мощность, ступени.

,

где ― расход газа (Глава I, дано);

― располагаемый теплоперепад (Глава I, п. 2.);

― изоэнтропный КПД ступени (Глава III, п. 4.);

― утечки через заднее уплотнение.
Глава IV.

Профилирование рабочего колеса.

Исходные данные.

В результате расчёта ступени определены исходные данные для профилирования рабочего колеса (РК), а именно:

— радиус РК;

— ширина РК на входе;

— количество лопаток РК в случае одноярусной решётки;

— периферийный радиус ступицы РК;

— периферийный радиус выхода из РК (Глава III, п. 2.7.3.);

― угол наклона кромок на радиусе ступицы [3];

— толщина входной кромки профиля;

— толщина выходной кромки профиля на периферийном радиусе выхода (Глава III, п. 2.7.4);

― степень радиальности РК (Глава III, п. 3.2.).

Определить:

― внутренний радиус обвода лопатки;

― внутренний радиус обвода лопатки;

― протяжённость лопатки,

где ― протяжённость прямого участка лопатки;

― протяжённость кривого участка лопатки;

― угол средней линии канала на выходе. В теории ― обеспечивает малую радиальную составляющую скорости за РК, но в пределе .

― длина цилиндрического участка лопатки на выходе, в пределе возможно, что .

При расчёте РК используются следующие приведённые величины:

― (Глава III, п. 2.8.1); ― (Глава III, п. 2.7.1); ; ― (Глава III, п. 2.7.3); ― (Глава III, п. 3.2.); ; ; ; .

От формы меридиональных обводов зависит распределение скоростей в межлопаточных каналах и как следствие ― величина потерь в РК. Благоприятное распределение скоростей (нарастающий темп роста скорости потока от входа к выходу) обеспечивает способ профилирования меридионального сечения радиусными обводами.

Из геометрических соотношений находятся:

  1. Угол средней линии канала на выходе .

Поскольку опытным путём было установлено, что принимает минимальные значения при , то примем это же значение. Затем, так как этот угол при расчётах не подошёл, сменим его на .


  1. Осевая ширина РК .



  1. Внутренний радиус обвода лопатки .

, откуда .

  1. Проверяем условие .

,

то есть РК имеет цилиндрический участок на периферийном радиусе выхода.

Если бы получилось, что , то необходимо увеличить ширину РК , по крайней мере, до значения .

  1. Находим внешний радиус обвода лопатки .

, откуда .

  1. Профилирование лопаток рабочего колеса.

Ниже рассмотрен способ профилирования рабочих лопаток с "линейчатыми" поверхностями. Профилирование лопатки начинается с построения её средней линии. Для профилирования лопаток РК используется уравнение параболы, связывающее между собой величины , , , :

,

где ― фокальный параметр;

― шаг лопаток РК на произвольном радиусе,

где ― число лопаток на выходе; ― текущий радиус.

Обычно для построения полного профиля лопатки выбирается радиус или радиус выходной воронки .

    1. Определение протяжённости кривого участка лопатки .

Ширина , в пределах которой лопатка искривлена, находится дифференцированием исходного уравнения параболы:

.

При с учётом свойства «линейчатой» поверхности ширина колеса, в пределах которой производится загиб лопаток, определяется так:

.

    1. Определение протяжённости прямого участка лопатки .

.


    1. Координаты средней линии лопаток.

Координаты средней линии лопатки определяются по специальной формуле. Эта расчётная зависимость для определения текущих координат и средней линии лопатки на развёртке сечения лопатки цилиндрической поверхностью произвольного радиуса , получена после преобразования исходного уравнения параболы:

,

где изменяется в диапазоне .

Примем и получим:

.

При расчёте координат спинки и корытца развёртки сечения лопатки цилиндрической поверхностью с радиусом используется линейный закон изменения толщины лопатки в окружном направлении вдоль координаты , а также условие по высоте лопатки от периферии к корню:

,

где ,

где , где величина — толщина входной кромки профиля (Глава IV, Исходные данные);

,

где — толщина выходной кромки профиля на периферийном радиусе выхода (Глава III, п. 2.7.4).

Выразив относительную координату средней линии лопатки , относительную координату спинки лопатки , относительную координату корытца лопатки , а также их действительные величины, полученных умножением относительных величин на радиус , были получены графики данных зависимостей (Рис.1 и Рис.2).


Рисунок 1. Графическое изображение относительных зависимостей.



Рисунок 2. Графическое изображение действительных зависимостей.
  1   2


Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации