Проект осевого компрессора для сжатия природного газа на магистральной газоперекачивающей станции с приводом от электродвигателя и одни

 

2. Термодинамический и газодинамический расчет компрессора

2.1 Определение числа ступеней  компрессора

 

Примем степень повышения давления в ступени компрессора из диапазона , [3]. Степень повышения давления в проектированном компрессоре:

 

 

 

 

Количество ступеней компрессора определим из выражения:

 

 

где: z – число ступеней компрессора, требуемого для получения заданного давления на выходе из него.

Тогда из (2.2)

 

 

 

 

Принимаем число ступеней z=11.

Уточняем с учетом определенного количества ступеней:

 

 

 

2.2 Определение параметров характерных  точек цикла

 

Определим газовую постоянную для природного газа:

 

,                                                     (2.5)

где: R- универсальная газовая постоянная,

-молекулярная масса газа, для  природного газа  кДж/моль (Волгоградское месторождение) по формуле (2.5).

 

 кДж/(кгК).

Определим параметры точек цикла.

Точка 1:

 МПа,  

 К,

 

 

 

Точка 2: процесс 1-2 – политропное сжатие газа.

 

 

  МПа,

 

где:- показатель политропы, для многоатомных газов k=1,29, тогда можно принять [3].

 К.

 

 

 

Точка 3: процесс 2-3 - политропный процесс сжатия газа, аналогичен процессу 1-2.

 

 МПа.

 

 К.

 

 

Точка 4: процесс 3-4 – изобарное охлаждение газа в промежуточном охладителе.

 МПа,

 К,

 

 

Точка 5: процесс 4-5 – политропный процесс сжатия газа, аналогичен процессу 1-2.

,

 МПа.

 

 К.

 

 

Точка 6: процесс 5-6 – политропный процесс сжатия газа, аналогичен процессу 1-2.

 

,

 МПа.

 

 К.

 

 

Точка 7: процесс 6-7 – политропный процесс сжатия газа, аналогичен процессу 1-2.

 

 

 

1,09⋅337,3=354,26 К.

 

 

 

Точка 8: процесс 7-8 – изобарное охлаждение газа в конечном охладителе.

 МПа,

 К,

 

 

 

2.3 Расчет термодинамических процессов

 

Процесс 1-2 – политропное сжатие газа в первой ступени компрессора.

Изобарная и изохорная теплоемкости природного газа, учитывая:

  кДж/кмоль,

    кДж/кмоль.

Отсюда

   Дж/(кгК),

 Дж/(кгК).

 

Тепло, передаваемое за процесс:

 

показатель адиабаты:

      

      

  

По формуле (2.9):

 

Удельная работа за процесс политропного сжатия газа:

 

 

Изменение внутренней энергии за процесс 1-2:

,                              (2.12)

 Дж/кг.

Изменение энтальпии за процесс 1-2:

,                              (2.13)

 Дж/кг.

Изменение энтропии за процесс:

 

 

Значение энтропии в точке 1:

 

 К;

 Мпа;

По формуле (2.15):

 

Значение энтальпии в точке 1:

,                                       (2.16)

 Дж/кг.

Рассмотрим процесс изобарного охлаждения газа в промежуточном охладителе.

Процесс 3-4.

Удельная работа процесса:

,                                  (2.17)

 Дж/кг.

Тепло, передаваемое за процесс:

,                                (2.18)

 Дж/кг.

Изменение внутренней энергии за процесс:

,                                (2.19)

 Дж/кг.

Изменение энтальпии изобарного процесса ровно теплоте процесса:

 Дж/кг

Изменение энтропии за процесс 3-4:

 

 

Значения энтропии в характерных точках цикла:

 275,6 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К,

 Дж/кг·К.

 

Процессы 2-3; 4-5; 5-6;6-7 – процессы политропного сжатия газа в ступенях компрессора, они аналогичны процессу 1-2.

Процесс 7-8 – изобарное охлаждение газа в конечном охладителе (аналогичен процессу 3-4).

Мощность на привод компрессора:

 

 

 

Действительная мощность на привод:

 

где: -механический КПД компрессора, [3].

 

 

 

 

2.4 Расчет  основных размеров и характеристик  компрессора

 

Принимаем переносную скорость на среднем диаметре колеса

 м/с 

 

 

Принимаем втулочное отношение =0,896 из интервала 0,45÷0,9 [2]

т.к. , где H – длина лопатки, равная:

 

 

Диаметр втулки:

 

Диаметр колеса:

 

Проверка:

 

Рассчитываем шаг лопаток по среднему диаметру :

 

 

где: – число лопаток одного колеса, [2].

 

Найдем ширину входного сечения канала. Для этого сначала рассчитаем расход газа через первый канал

 

 

 

Из соотношения :

 

,                                        (2.27)

где: – входная скорость, принимаем по [2] м/с, – площадь канала.

Найдем ширину канала S по формуле:

 

 

 

Из найденных значений параметров шага t и ширины входного сечения канала S находим наибольшую толщину лопатки:

 

,                                           (2.29)

 м.

Основные размеры лопатки на среднем диаметре.

 

Зная H, легко найдем b.

 

 

 

 

2.5 Скоростные характеристики лопаток  компрессора

 

Теоретические скорости:

– скорость на входе в ступень, м/с;

 – переносная скорость, м/с;

– абсолютная скорость на входе, м/с;

– угол наклона лопаток;

Ранее было принято, что м/с; м/с.

Из данных известно, что угол наклона лопаток .

Найдем скорость .

Для этого построим треугольник скоростей и с помощью теоремы косинусов выразим через скорость

,

,                              (2.31)

 м/с.

Тогда, выражая из теоремы косинусов, получим:

 

 

что соответствует углу=153,55.

Так как угол получился больше 90º, то за расчетный угол выбираем угол и будем откладывать его справа .

При степени реактивности [3] степень повышения давления на рабочих лопатках и на лопатках направляющего аппарата, будет одинаков профиль рабочей и направляющей лопаток одинаковы, а, следовательно треугольник скоростей будет симметричен треугольнику на входе [6].

Так что будет иметь равенства:

; ;; м/с; м/с; ; [3].

Найдем действительные скорости на выходе из ступени, учитывая скоростной коэффициент лопаток .

м/с; м/с – скорость звука

м/с;

 м/с.

,                                                                                  (2.33)

 м/с,

 м/с,

,

 МПа.

L=U2 ⋅C2u - U2 ⋅C1u,

L=210⋅62,67-210⋅137,9=-15798,3 Дж 
3 Расчет на прочность отдельных деталей компрессора и рабочей        лопатки

3.1 Расчет на прочность  лопатки

Проведем ориентировочную оценку прочности лопаток на растяжение и изгиб [3].

Центробежная сила, действующая на рабочую лопатку приближенно может быть вычислена по формуле:

 

 

где: – плотность материала лопатки, кг/м3;

– приближенное значение площади поперечного сечения лопатки, см2;

– окружная скорость тяжести лопатки, м/с;

– приближенное значение радиуса, определяющего положение центра тяжести лопатки, м.

В качестве материала для изготовления лопатки принимаем нержавеющую сталь марки 2X13. При температуре 100÷200 предел текучести кг/см3 [3].

Рис.3.1 Площадь поперечного сечения

см2, [3].

Радиус центра тяжести определим по формуле:

 

 

где:  – радиус втулки компрессора

 

 

– длина профиля лопатки, тогда

 

Скорость центра тяжести лопатки:

 

 

Тогда по формуле (3.1)

 

 

Растягивающее напряжение в лопатке найдем по формуле:

 

 

где: Pц - центробежная сила,

fвт – площадь сечения лопатки у основания.

Определим площадь сечения fвт по рис.3.2.

Рис. 3.2 Втулочное сечение профиля

 см2, тогда по формуле (3.4).

 кг/м2.

Принимая запас прочности n=2,7 [3], получим:

 

                                       

Получено: 
 
Растягивающее напряжение в корне лопатки лежит в допустимых пределах.

В направлении оси Z на лопатку действует сила, значение которой приближенно можно вычислить по формуле:

,                          (3.6)

где: ,– давление за ступенью и перед ней;

 – степень реактивности  ступени [3];

 

.

 

 

где: – минимальный момент сопротивления лопатки у корня;

 

Чтобы найти заменим профиль лопатки более простой геометрический фигурой – прямоугольником. Длина одной части прямоугольника будет равна длине профиля лопатки, длину другой стороны найдем, зная площадь сечения .

 

Найдем момент сопротивления для прямоугольника по формуле:

 

 

Принимаем угол наклона профиля [3].

 

 

 

Вывод: в процессе эксплуатации компрессора, рабочие лопатки не разрушаются.

3.2 Расчет вала на прочность

Расчет вала на прочность заключается в определении напряжений, возникающих от действия изгибающего и крутящего моментов.

За расчетный принимаем наиболее длительный по времени действия момент.

Крутящий момент на валу:

 

где: – частота вращения, об/мин;

– мощность на электродвигателе, кВт.

 

,                                                (3.10)

 – КПД участка кинематической передачи принимаем =0,98 [3].

 

 
                         

Момент сопротивления в опасном сечении:

 

Наибольшее касательное напряжение:

 

 

 

=4000÷5000 H/см2.

Вывод: в процессе эксплуатации компрессора, вал не разрушится.

 

4 Описание устройства и особенностей  его работы, заданного в  индивидуальном задании

 

 Охлаждение  сжимаемого газа в компрессорах  имеет и положительные и отрицательные  стороны, в связи с чем решение вопроса о целесообразности охлаждения и выбор его параметров требуют проведения технико-экономического анализа.

Промежуточное охлаждение газа в промежуточных холодильниках; осуществляется чаще  всего вне проточной части ступеней компрессора в специальных выносных холодильниках, установленных между ступенями компрессора. Процесс охлаждения теоретически идет при . Практически, вследствие газодинамических сопротивлений в газопроводах холодильника, происходит небольшое снижение давления.

Теоретически из диаграмм и следует, что, чем больше ступеней охлаждения, тем больше будет экономия работы. Однако практически это не совсем так. Так как уменьшение работы при установке каждого следующего холодильника снижается. Причем при увеличении числа холодильников будит меньше, чем при идеализированном процессе вследствие потерь энергии в реальном компрессоре в газопроводах межступенчатых коммуникаций и холодильников, и недоохлаждения газа до первоначальной температуры в холодильниках. Также увеличение числа холодильников связано с дополнительными затратами мощности на привод насосов охлаждающей жидкости, повышением стоимости компрессора, усложнением схемы компрессора, а следовательно, удорожанием обслуживания.

 Газоохладители различают по типам теплообменных поверхностей.

Конструкция  газоохладителей зависит от условий применения и, прежде всего, от давления охлаждаемого газа. Для низких давлений (3-3,5 МПа) используется преимущественно кожухотрубные, элементные, пластинчатые и  пластинчато-ребристые.