Материал: Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины

При симметричном цикле изгиба для Стали 45 предел выносливости  Н/мм2.

 Н/мм2

По нормальным напряжениям определяем коэффициент запаса:

                                                                                       (53)

В опасном сечении определяем касательные напряжения:

, Н/мм2                                                                                    (54)

где Т - в рассматриваемом сечении крутящий момент, Н·м; - сечения вала полярный момент инерции сопротивления, мм3.

Сечения вала полярный момент инерции сопротивления:

, мм3                                                                               (55)

 мм3

В опасном сечении касательные напряжения:

 Н/мм2

Нормальных напряжений коэффициент концентрации:

,                                                                            (56)

где  - эффективный коэффициент концентрации, = 2,3;

 - влияния абсолютных размеров сечения коэффициент;

 - влияния шероховатости коэффициент;

Касательные напряжения. Предел выносливости:

, Н/мм2                                                                       (57)

где  - при симметричном цикле предел выносливости, Н/мм2.

Для Стали 45 :

 Н/мм2.

 Н/мм2

По касательным напряжениям определим запаса коэффициент:

                                                                                        (58)

Запаса прочности коэффициент расчетный:

                                                                              (59)

где  - допустимый коэффициент запаса прочности.

При данных расчетах условие прочности выполнимо.

2.1.7 Подбор муфты

Подбор муфты производится по вращательному моменту на валу и по диаметрам валов редуктора и электродвигателя.

Требуемый подаваемый крутящий момент муфтой:

, Н·м                                                                                  (60)

где  - зависящий от характера нагрузки коэффициент,

 [9];

 - крутящий момент на валу, Н·м.

 Н·м

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту исходя из имеющихся данных:

Муфта 125-I-25-II-12-У2 ГОСТ 21424-93.

У которой 125:

передаваемый крутящий момент максимальный (Н·м), I и II ;

под вал (цилиндрическое и коническое) исполнение места посадочного, 25 и 32;

диаметры валов (мм) редуктора и электродвигателя посадочные.

2.1.8 Подбор шпонок и проверка на прочность шпоночных соединений

Расчет на смятие - главное условие при соединении призматическими шпонками:

, H/мм2                                                              (61)

где  - шпонки длина рабочая, мм;

t - глубина шпоночного паза в вал, мм;

- смятия допускаемое напряжение, H/мм2.

Шпонка для посадки червячного колеса на вал 16х10х75 ГОСТ 23360-78

d = 50 мм, t = 6 мм.

Длина шпонки рабочая:

 мм.

2.2 Расчет и проектирование гидросистемы смазки подшипников

Разработаем гидросистему жидкой смазки подшипника скольжения валоповоротного устройства турбокомпрессора. Основные характеристики системы:

подшипник скольжения:

диаметр d = 56 мм;

длина l = 72 мм;

средний зазор в подшипнике Ψ=0,014 мм.

Вала подшипника частота вращения n = 120 об/мин.

Расчетное значение давления подачи жидкости в подшипник p = 0,4МПа.

2.2.1 Определение расхода жидкости через подшипник

Для определения требуемого расхода жидкости для подшипника скольжения воспользуемся следующей формулой:

, м3/с                                     (62)

где d, l - диаметр и длина подшипника соответственно, м;

Ψ - средний зазор в подшипнике, мм;

nс - секундная частота вращения вала подшипника, об/с;

р - расчетное значение подачи жидкости в подшипник, Па.

Секундная частота вращения вала подшипника:

, об/c                                                                                    (63)

где n -вращения частота подшипника вала, об/мин.

 м3/с (0,194 л/мин)

2.2.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

Валоповортное устройство турбокомпрессора это ответственный узел. С помощью него проводят подготовку турбокомпрессора к запуску (разогрев и промасливание) и остановку. Периоды запуска и остановки занимают довольно значительное время в связи с необходимостью постепенного разогрева или охлаждения узлов для обеспечения требуемых рабочих температурных зазоров в турбине. Резкая остановка компрессора при запуске или преждевременная при остановке приведет к выходу из строя основных дорогостоящих узлов турбокомпрессора.

Для обеспечения надежной работы валоповоротного устройства в схеме смазки используем два потока жидкости от насоса Н. Первый поток идет через клапан обратный КО1 и фильтр Ф1, второй поток через клапан обратный КО2 и фильтр Ф2. Оба фильтра снабжены сигнализацией засорения с выводом сигнала на пульт оператора. В крайнем случае, при засорении обоих фильтров, жидкость проходит напрямую к подшипнику компрессора через КО клапан обратный.

КП предохранительный клапан защищает систему от перегрузок. Дроссель Д обеспечивает необходимый расход жидкости в подшипник. Манометр МН показывает действующее давление в системе.

Принципиальная схема смазки изображена на рисунке 6.

Схема движения жидкости:

- - КО1 - - Ф1- - -

| |

Н - - - - - - - - - - КО - - - - - - - - - - Д - - - - -> к подшипнику

| | |

КП - - - КО2 - - Ф2 - - -

|

БАК

Рисунок 6 - Схема гидравлическая

2.2.3 Расчет и выбор насосной установки

Исходя из требуемых расходов жидкости выберем насосную установку.

На основании полученных расчетных данных из справочной литературы выбираем шестеренный насос типа НМШФ 0,6-25-0,25/10Ю, параметры насоса показаны в таблице 1.

Таблица 1 - Параметры насоса

2.2.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Производим выбор гидроаппаратуры из справочной литературы по рабочему давления и расходу жидкости. Способ установки встраиваемый.

Фильтр напорный Ф типа 1-16 ГОСТ 21329-75:

Обратный клапан КО типа МКОВ 16/3Ф3 УХЛ4 ТУ 2-053-1736-85:

Обратные клапана КО1, КО2 типа МКОВ 16/3Ф1 УХЛ4 ТУ 2-053-1736-85.

Клапан предохранительный типа МКПВ16/3ФВ УХЛ4 ТУ2-053-1737-85.

Дроссель Д типа МДКВ 16/3Ф2П УХЛ 4 ТУ2-053-1888-88.

Манометр МН типа МТ-1-1 ТУ25-02.72-75:

При выборе трубопроводов в данном случае перемещение отсутствует, трубопроводы применяются бесшовные холоднодеформированные стальные по ГОСТ 8734-75. Для стальных труб применяем монтаж развальцовкой соединения.

Трубопроводы диаметр внутренний определяем по формуле:

, м                                                                          (64)

где Qmax - в трубопроводе жидкости расход максимальный , м3/с;рек - в трубопроводе течение жидкости рекомендуемая скорость.

Исходя из максимального давления в трубопроводе толщина стенки допустимая минимально растяжение трубопровода предел прочности материала  труб определяется по формуле:

, мм                                                                             (65)

где Р - в трубопроводе жидкости давление максимальное, МПа;

σпр - растяжение трубопровода предел прочности материала.

Принимаем для стали σпр=340 МПа;

кб - безопасности коэффициент (кб=2…8).

В системах жидкой смазки скорость движения жидкости в трубопроводах согласно рекомендаций принимаем равной uрек=0,5 м/с.

Напорный трубопровод, участки: 1-13, 13-14:

= Qн = 0,00005 м3/с =3 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.

трубопровода диаметр внутренний:

 м (11,3 мм)

Выбор бесшовных труб стальных для участка 14х1 по ГОСТ 8734-75.

диаметр внутренний:

dвн = 14 - 2*1 = 12 мм.

Условие проверяем :

 мм

мм > 0,07 мм условие выполняется.

Трубопровод напорный, участки: 13-2, 3-4, 5-6, 7-8, 9-10, 11-12= 0,00000324 м3/с=0,193 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.

Трубопровод диметр внутренний:

 м (2,8 мм)

Выбор бесшовных труб стальных для участка 6х0,6 по ГОСТ 8734-75.

Диаметр внутренний:

dвн = 6 - 2*0,6 = 4,8 мм.

Условие проверяем :

 мм

,6 мм > 0,028 мм условие выполняется.

Сливной трубопровод, участок: 15-16:

= Qн = 0,00005 м3/с =3 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.

Трубопровод диметр внутренний:

 м (11,3 мм)

Выбор бесшовных труб стальных для участка 14х1 по ГОСТ 8734-75.

Диаметр внутренний:

вн = 14 - 2*1 = 12 мм.

Условие проверяем :

 мм

мм > 0,07 мм условие выполняется.

2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

Рассчитаем потери давления , выполним для одной линии подачи смазки проходящей через фильтр Ф1 и клапан обратный КО1.

Исходя из расходов, определяем перепад давления, на которое разработана аппаратура. Справочные перепады давления отличны от действительных, которые взяты для расчета

Их значения необходимо уточнить в аппаратах потери давления:

,МПа                                                     (66)

где Δp0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

A и B - коэффициенты аппроксимации экспериментальной;

зависимости потерь давления от расхода через гидроаппарат;

Qmax - максимальный расход рабочей жидкости через гидроаппарат, МПа.

Коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления найдем по формулам:

, МПа * с/м3                                                              (67)

, МПа * с2 / м6                                                          (68)

где Δp0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

Δpном - потери давления при номинальном расходе, МПа;

Qном - номинальный расход гидроаппарата, МПа.

В паспорте гидроаппаратуры приведены главные настройки и характеристики, такие как расход, давление открывания, настройки аппарата и потери давления.

В обратном клапане давления потери КО1:

л/мин (0,00105 м3/с);

 МПа;

МПа.

Аппроксимации коэффициенты:

 МПа · с/м3

 МПа · с2/м6

Расход максимальный  м3/с.

 МПа

В фильтре давления потери Ф1:

л/мин (0,000267 м3/с);

 МПа;

МПа.

Расчеты на потери в дросселе Д производим аналогичным способом. Основные потери давления в аппаратах приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Потери давления в аппаратах (расчетные значения)