Zadane karakteristike kompresora 235 24 1. Tekst znanstvenog rada na temu "Karakteristike kompatibilnosti energetski učinkovitih centrifugalnih plinskih puhala"

Kazansko nacionalno istraživačko sveučilište po imenu S.M. Kirov
Mehanički fakultet
Odjel KTU -a
Diplomski projekt: "Modernizacija kompresora TSN-235-21-1"
Kazan 2013

Završni kvalifikacijski rad (WRC) prezentiran je u obliku objašnjenja i grafičkog materijala. Objašnjenje je napravljeno na 139 stranica teksta, sadrži 30 slika, 26 tablica, popis literature, dodatak. Grafički dio izrađen je na 12 listova A1 formata.

Glavna pitanja o kojima se govori u ovom radu su:
Modernizacija centrifugalnog puhala 235-21-1 GPA-10-01, zamjena uljnih mehaničkih brtvi sa suhim plinsko-dinamičkim brtvama i zamjena potpornih obloga s potpornim ležajevima sa samoporavnavajućim košuljicama.

Provedeni su proračuni dinamike i čvrstoće plina. Razmatraju se pitanja ekonomske opravdanosti projekta, pitanja automatske regulacije i zaštite. Također, rad u potpunosti razmatra pitanja zaštite rada i zaštite okoliša.

Tehničke karakteristike Kompresor NC235-21-1
1. Sastav plina prema GOST 23194-83
2. Početni tlak, MPa 5.17
3. Završni tlak, MPa 7,45
4. Početna temperatura, K 288
5. Konačna temperatura, K 318,74
6.Produktivnost, m / min 248,4
7. Unutarnja snaga, kW 9834
8. Učestalost rotacije, o / min 4800

U završnom kvalifikacijskom radu, centrifugalna puhalica je modernizirana. Izvršeni su proračuni glavnih jedinica i dijelova:
1 Termogasdinamički proračun;
2 Proračun aksijalne sile;
3 Proračun kritičnih frekvencija rotora;
4 Proračun čvrstoće diskova rotora;
5 Proračun mehaničke brtve vratila;
6 Proračun potisnog ležaja;

Svrha modernizacije bila je zamjena uljnih mehaničkih brtvi sa suhim plinsko-dinamičkim brtvama i zamjena potpornih obloga s potpornim ležajevima s samoporavnavajućim jastučićima. Korištenje suhih plinsko-dinamičkih brtvi omogućilo je uklanjanje složenog, nepouzdanog sustava hidrauličkih brtvi opasnih od požara, značajno smanjilo gubitke snage pri trenju, isključilo onečišćenje plina uljem i spriječilo gubitak ulja, koje je prethodno odneseno plinom .
Samoporavnavajući jastučići ležajevi, koji se ugrađuju umjesto cilindričnih, otporni su na vibracije i jamče pouzdan rad puhala.
Razrađeni su odjeljci: ekonomija, automatizacija, željeznica, tehnologija.

Sastav: Objašnjenje. Grafički dio: CK 905.00.00.000 SB-Kompresor NC 235-21-1 (A1h3); TsK 905.12.00.000 SB - Rotor (A2x5); TsK 905.12.02.000 SB - Radni kotač u 2 stupnja (A2h5); TsK 905.10.00.000 SB - Završna brtva (A1); TsK 905.13.00.000 SB - Noseći ležaj (A1) TsK 905.12.02.000 - Krzno. obrada vratila za ugradnju SGU (A2); TsK 905.20.00.001 - Labirintna brtva (A2); Sheme: CC 810.00.00.000 A1 - Shema funkcionalne automatizacije (A1); CK 810.00.00.000 TS - Tehnološka shema (A1);

Softver: KOMPAS-3D v9

Stvoreno za
kompresija i
transport
prirodni plin po
glavna linija
plinovoda. Raditi
moguće prema shemi
jedan puhač
ili paralelno
nekoliko
isto
puhala.

Centrifugalni puhač N-235-21-1

Centrifugalni puhač N-235-21-1

Karakteristike CBN -a

TsBN uključuje:

Rad CBN -a.

Hidroakumulator

Puhače prirodnog plina uobičajeno je nazivati ​​kompresorskim strojem s lopaticama s omjerom tlaka tlaka većim od 1,1 i bez posebnih uređaja za hlađenje plina u procesu njegove kompresije. Svi puhači prirodnog plina konvencionalno su podijeljeni u dvije klase: parcijalni (jednostepeni) i punotlačni.

Prvi, koji imaju omjer kompresije u jednom kompresoru na razini 1,25-1,27, koriste se u takozvanoj shemi sekvencijalne kompresije plina na kompresorskoj stanici, kada se kompresija plina na stanici provodi uzastopno u dvije jedinice; drugi-pod punim tlakom, s omjerom kompresije od 1,45-1,51, koriste se paralelno u radu jedinica instaliranih na stanici (to jest, kolektorski krug cjevovoda kompresorske stanice).

Geometrijske dimenzije kompresora određene su njegovim volumetrijskim protokom. S obzirom na plinovod, razlikuje se volumetrijski Q, m 3 / min., Masa G, kg / h. i opskrba komercijalnim plinom Q do, mln. nm 3 / dan. Pretvorba nekih vrijednosti u druge provodi se pomoću Clapeyronove jednadžbe s korekcijom stlačivosti plina z, pv = zRT. Kada se koristi maseni protok plina G kg, koristi se i Clapeyron-Mendeleevova jednadžba pomoću korekcije za stlačivost plina z, pQ = GzRT, gdje je Q volumetrijski protok plina, G je maseni protok koji karakterizira količinu plina teče po jedinici vremena kroz odjeljak usisne cijevi.

Komercijalni dovod plina Q to je određen parametrima njegovog stanja u usisnoj cijevi, svedenih na normalne fizičke uvjete (t = 20 0 C; p = 0,101 MPa). Za određivanje komercijalnog podnošenja koristi se Clapeyronova jednadžba za "standardne" uvjete: p 0 v 0 = RT 0; Q k = G / r 0; r 0 = p 0 / RT 0.

Prilikom razmatranja značajki dizajna dva ili više stupnjevitih centrifugalnih puhala razlikuju se dvije bitno različite faze: srednja i krajnja (slika 7.1). Međufaza (slika 7.1, a) je kombinacija radnog kola, difuzora i reverzne vodilice koja se koristi samo u dva ili višestupanjska puhala za stvaranje ravnomjernog protoka plina na ulazu u sljedeću fazu nakon napuštanja prethodne jedan; završni stupanj (slika 7.1, b) - kombinacija radnog kola, difuzora i tlačne komore ili volute. Difuzor se zajedno s komorom za isporuku često naziva i izlaznim uređajem.

Riža. 7.1 Fazni dijagram centrifugalnog puhala

a - srednji stupanj, b - završni stupanj: 1 - rotor, 2 - difuzor,

3 - reverzna vodilica, 4 - sabirna komora.

Radno kolo u centrifugalnom superpunjaču najvažniji je strukturni element, gdje se mehanički rad energetske turbine GTU -a s povećanjem njegova tlaka pretvara u energiju protoka prirodnog plina. U nekim slučajevima, radna kola izrađena su s lopaticama izrezanim s tijela glavnog diska kotača ili zavarenim na glavni disk; pokrovni disk zakivljen je ili zavaren.

Difuzor je najvažniji dio izlaza, gdje se kinetička energija protoka plina nakon radnog kola pretvara u potencijalnu energiju tlaka. U isto vrijeme, difuzor osigurava relativnu ujednačenost protoka u smislu veličine i smjera brzine, smanjujući u određenoj mjeri vrtloženje protoka nakon što napusti rotor.

Puhači za plin proizvedeni u raznim tvornicama i raznim tvrtkama, uključujući i strane, trenutno se koriste na plinovodima u zemlji: Nevski stroj za proizvodnju strojeva (NZL), Sverdlovsk turbomotorni pogon (TMZ), Sumy Machine-Building Production Association (MPO), Ural i Permska OJSC -a, strane tvrtke: Cooper - Bessemer, Nuovo - Pignoni itd.

Jedan od prvih puhala s klasičnim oblikom plina na ulazu bio je puhač tipa 280 koji je razvila tvornica NZL s pogonom od elektromotora tipa STD-4000 preko pojačanog reduktora, iz plina GT-700-5 turbinski agregat snage 4000 kW s nominalnom frekvencijom rotora 7950 o / min. (Slika 7.2). Takvi puhači mogli su raditi s rotorima promjera 564, 590, 600 i 620 mm različitih modifikacija, ovisno o omjeru napajanja i kompresije kompresorske stanice.

Puhalo se sastoji od kućišta 1, kućišta ležaja 11, rotora 111, usisnih i ispusnih grana. Kućište ventilatora je čelična zavojnica zavarena s dvije polovice s jednim okomitim priključkom. Rotor puhala sastoji se od osovine 2, na čijem je kraju rotor 1 postavljen na ključ. Na navojni kraj vratila navijena je matica za pritezanje 9. Kućište ležaja puhala podijeljeno je pregradom 7 u dvije šupljine - plinovito i čisto ulje. Svaka šupljina ima svoju odvodnu cijev. Potisni disk 4, smješten bliže rotoru, ima prstenaste izbočine za brtvljenje pregrade 7. Unutar kućišta ležaja ugrađen je relej za osno pomicanje rotora 5 koji daje impuls za zaustavljanje jedinice u slučaju nužnog pomaka rotora. Na poklopcu kućišta ležaja 6 ugrađeni su otporni termometri 3 koji su davali impulse za zaustavljanje jedinice u slučaju hitnog porasta temperature košuljica ili potisnih blokova ležaja. Rotor puhala montiran je na potporni ležaj 8 i potporni klizni ležaj 6.

Riža. 7.2 Centrifugalna puhalica 280 - 11 - 1 (2).

Puhači NZL tipova 370 i 520 s pogonom iz plinskih turbinskih agregata GT-750-6 snage 6000 kW i GTK-10-2 snage 10.000 kW postali su rašireni u plinovodima, već s tangencijalna opskrba plinom.

Opći prikaz superpunjača 520-11-1 prikazan je na Sl. 7.3. Kućište ventilatora ima vertikalno podijeljene, tangencijalne koaksijalne ulazne i izlazne cijevi.

Riža. 7.3 Jednostepeni centrifugalni puhač s djelomičnim tlakom 520-11-1.

Kompresor se sastoji od zavarenog kućišta u obliku cijevi 4. U kućište puhala ugrađena je voluta 5, a difuzor 2 s potpuno brušenim noževima pričvršćen je vijčanim spojem. Puž 5 pritisnut je poklopcem 6 kućišta ventilatora. Akumulator ulja 1 ugrađen je u gornji dio kućišta ventilatora na posebno zavareno gradilište.

Kompresor je opremljen neovisnim sustavom brtvljenja ulja, koji značajno smanjuje količinu plinovitog ulja. Rotor puhala čini jednu jedinicu za zavarivanje, koja s vodoravnim rascjepom čini relativno lakom provjeru ispravnosti relativnog položaja dijelova.

Na NZL-u su naknadno razvijeni dvostupanjski puhači punog tlaka tipa 235-21 i 650-21 za blokove GTK-10 snage 10 MW i GNT-25 snage 25 MW.

Dvostupanjski punjač NZL tipa 650-21 prikazan je na Sl. 7.4.

Riža. 7.4 Dvostupanjski centrifugalni puhač NZL tip 650-21.

1-polu spojka, 2-rotor, 3-nožni difuzor, 4-kućište, 5-sklop

komora, 6 poklopaca, 7 lutki, paket s 8 rotora, greben s 9 potisnih ležajeva.

Punjač 650-21 ima lijevano tijelo 4 izrađeno od niskolegiranog čelika, s tangencijalnim koaksijalno postavljenim ulaznim i izlaznim mlaznicama. Kućište ima jedan okomiti priključak. Put protoka kompresora zajedno s rotorom čini svojevrsnu jedinstvenu sklopnu jedinicu koja omogućuje njegovu zamjenu u cjelini u radnim uvjetima. Radna kola 2 prvog i drugog stupnja kompresije neznatno se razlikuju po širini, inače im je geometrija ista. Lopatice 3 i obrnuti difuzori su zavarene konstrukcije. Sabirna komora 5 nalazi se iza difuzora drugog stupnja. Snaga iz energetske turbine prenosi se na rotor puhala iz zupčanika

spojnice 1 sa zupcem u obliku cijevi. Aksijalna sila kompenzira se lutkom 7. U zavarenom potpornom okviru nalazi se komora s plovkom, početna pumpa za brtve, uljni vodovi itd.

Prvi kompresor Sverdlovskog turbomotornog pogona (TMZ) bio je kompresor N-300-1.23 za plinsko-turbinsku jedinicu GT-6-750 snage 6000 kW. Na temelju superpunjača N-300-1.23 razvijen je i proizveden niz kompresora za tlak od 5,5 i 7,5 MPa. Postrojenje je za jedinicu GTN-16 proizvelo nekoliko modifikacija linearnih i pojačivača s kapacitetom od 16 MW pod tlakom od 7,5 MPa s omjerom kompresije 1,45-1,50.

Trenutno plinovodi u zemlji koriste razne vrste puhala, uključujući i one strane proizvodnje. Karakteristike nekih vrsta centrifugalnih puhala date su u tablici. 7.1.

Tablica 7.1.

Karakteristike centrifugalnih puhala za transport plina.

7.2. Karakteristike centrifugalnih hranilica.

Svaka vrsta superpunjača određena je svojim karakteristikama, koje se izrađuju tijekom njegovih testova u punom opsegu. Karakteristika superpunjača obično se shvaća kao ovisnost o kompresijskom omjeru e, politropskoj učinkovitosti (h poz.) I specifičnoj smanjenoj snazi ​​(N i / r in) pr. O smanjenom volumetrijskom protoku plina Q pr. Takve karakteristike su konstruiran za zadanu vrijednost konstante plina R pr., koeficijent stišljivosti z pr., politropski indeks, usvojena proračunska temperatura plina na ulazu u kompresor T u zadanom rasponu varijacije smanjene relativne brzine vrtnje vratila kompresora ( n / n 0) pr.

Tipične karakteristike punjača tipa 370-18-1 prikazane su na Sl. 7.5. Karakteristike drugih vrsta puhala jednake su za puhače s dijelom i punom snagom.

Posljednjih godina, karakteristike centrifugalnih puhala predstavljene u obliku Sl. 7.5 počeo se pregrađivati ​​u obliku jedne ovisnosti F (Q), Sl. 7.6. U ovom slučaju, na grafikonu na točki presjeka koordinata - omjer kompresije () i volumetrijski dovod plina (Q, m 3 / min.), Numeričke vrijednosti smanjene politropske učinkovitosti kompresora () , istovremeno se bilježe njeni smanjeni okretaji () i smanjena unutarnja snaga na vratilu usisavača ().

Proračunski omjeri (7.1-7.4) za izračunavanje parametara plina prema prvom obliku prikaza karakteristika kompresora prirodno vrijede i za drugi oblik refleksije njegovih parametara.

Iskoristite sljedeće karakteristike puhala. Poznavajući stvarne vrijednosti vrijednosti R, z, T B, n za ove uvjete, prema relaciji 7.1, smanjena relativna brzina vrtnje kompresora (n / n 0) pr. Prema poznatom omjeru kompresije pomoću karakteristika puhala (slika 7.1), utvrđuje se volumetrijski protok plina Q 0, a smanjeni volumetrijski protok plina Q pr. Određuje se omjerom 7.2. Prema odgovarajućim krivuljama karakteristike puhala (slika 7.5), određuje se poltropna učinkovitost h pod. i smanjena unutarnja snaga kompresora (N i / r B) pr. :

(7.1)

Q pr. = Q 0 (7.2)

gdje n 0 i n - odnosno nominalna i trenutna brzina vrtnje osovine za pogon; Q pr. - smanjena volumetrijska produktivnost kompresora.

Unutarnja snaga koju troši puhač određena je omjerom:

N i = (7.3)

U omjerima 7.1-7.3, indeks "0" označava nominalni način rada kompresora; oznaka "c" označava parametre plina na ulazu u ventilator. Gustoća plina na ulazu u ventilator r in, kg / m 3 određena je omjerom:

gdje su p in, T B, apsolutni tlak plina na ulazu u kompresor (p in, MPa) i apsolutna temperatura plina na usisnom vodu, K.

Učinkovita (stvarna) snaga na spojnici energetske turbine, kW; N e = N i + N krzno. , gdje je N fur. - mehanički gubici; za pogon plinske turbine N mech. = 100 kW.

Izračunati protok radnog plina Q pr. Za puhače bi trebao biti otprilike 10-12% veći od ekstremno lijevih vrijednosti protoka po njegovoj karakteristici, što odgovara uvjetima za početak zaustavljanja protoka plina kroz ventilator ( zona prenapona). Na Sl. 7.5 ovaj način rada odgovara protoku plina od oko 360 m 3 / min.

Riža. 7.5. Navedene karakteristike puhala 370-18-1

pri T pr. = 288 K; z ex = 0,9; R pr. = 490 J / (kgK).

Prisutnost pouzdanih zadanih karakteristika tijekom rada pogona plinske turbine omogućuje osoblju za održavanje da odredi karakteristike radnih jedinica i odabere najbolji način njihova rada ovisno o specifičnim uvjetima.

Nažalost, karakteristike prikazane na slici 7.5. i Sl. 7.6 nisu uvijek dovoljno pouzdani u radnim uvjetima. Karakteristike iste vrste puhala nisu uvijek međusobno identične. Osim toga, u radnim uvjetima, zbog određenog trošenja puta protoka kompresora, ove se karakteristike u jednom ili drugom stupnju pomiču jedna u odnosu na drugu. U najvećoj mjeri, kako pokazuje radno iskustvo, mijenja se karakteristika ovisnosti učinkovitosti kompresora o smanjenom protoku plina, što prirodno uzrokuje određene netočnosti u izračunima.

U ovom slučaju, u brojnim slučajevima, preporučljivo je upotrijebiti karakteristike dizajna izvedene iz putovnica, na primjer, za određivanje politropske učinkovitosti kompresora.

Pri određivanju ovih izračunatih karakteristika potrebno je uzeti u obzir da se funkcije stanja prirodnog plina, osobito entalpija, za razliku od idealnog plina, određuju ovisno o dva parametra, na primjer, temperaturi i tlaku: h = f (P, T).

Tada je ukupni diferencijal ove funkcije h zbroj parcijalnih derivacija, tj .:

dh = (a)

S obzirom na izraz (a) za h = idem, potrebno je zamijeniti znakove ukupnih diferencijala dP i dT znakovima parcijalnih derivata

(v)

što odmah slijedi:

(G)

(e)

gdje je c p pravi toplinski kapacitet plina pri konstantnom tlaku, definiran kao parcijalna izvedenica entalpije u odnosu na temperaturu; D h je Joule-Thomsonov koeficijent u izentalhalnom procesu, koji karakterizira promjenu temperature s obzirom na tlak, K / Pa.

Uzimajući u obzir omjer (a), integralna vrijednost promjene entalpije (specifični rad kompresije) bit će određena omjerom:

Smanjena razlika entalpije plina (ili stvarni smanjeni specifični rad kompresora):

(7.5a)

Smanjeni specifični potencijalni rad (specifičan rad reverzibilnog procesa kompresije):

Usporedbom jednadžbi (7.5) i (7.6) određuje se poltropska učinkovitost kompresora u stvarnim uvjetima njegova rada:

pri čemu dolazi do pada temperature i tlaka plina preko kompresora; s pm toplinski kapacitet prirodnog plina; D h - Joule -Thomsonov koeficijent, K / Pa.

Uzimajući u obzir da je glavna komponenta prirodnog plina metan, čiji je postotak na razini od 90-94%, u inženjerskim se proračunima određivanje toplinskog kapaciteta plina i Joule-Thomsonov koeficijent može odrediti bez velika pogreška po karakteristikama metana (slika 7.7; 7.8).

Riža. 7.7 Ovisnost toplinskog kapaciteta (c p) metana o tlaku i temperaturi plina.

Riža. 7.8 Ovisnost Joudy-Thomsonovog koeficijenta o tlaku

i temperaturu plina.

Valja napomenuti da je za centrifugalne puhače plina, kao i za aksijalne kompresore, svojstven isti fenomen kao i prenaponi.

Nalet centrifugalnog kompresora popraćen je istim vanjskim znakovima kao i udar aksijalnog kompresora: udarci, jake vibracije kompresora, povremeni potresi, fluktuacije brzine vrtnje i temperature plinskih turbina itd.

Razlozi za skok u kompresoru su: fluktuacije tlaka u plinovodu, pogrešno ili nepravovremeno preuređivanje ventila u cjevovodu kompresora, smanjenje brzine vrtnje kompresora ispod dopuštene vrijednosti, ulazak stranih predmeta u zaštitnu rešetku kompresora i njegovo zaleđivanje itd.

Trenutno postoji mnogo automatskih sustava protiv prenapona koji sprječavaju puhanje da uđe u zonu prenapona i signaliziraju približavanje radne točke granici prenapona. Najčešći sustavi temelje se na usporedbi brzine protoka plina s tlakom koji stvara puhalo, a zatim djeluju na premosni ventil. Poseban regulator, koji izračunava udaljenost radne točke od rastuće granice, djeluje na zaobilazni ventil i zaobilazi dio plina od izlaza kompresora do ulaza, što osigurava stabilnost načina rada kompresora.

Glavna karakteristika kompresora s vodovima ograničenja prenapona prikazana je na Sl. 7.9. Ovaj sustav zaštite od pada osigurava da se radna točka puhala nalazi u desnoj zoni od granične linije prenapona (slika 7.9, linija 111). To se postiže otvaranjem premosnog ventila (protiv prenapona) koliko je potrebno za održavanje minimalnog protoka. Točka na krivulji ventilatora koja odgovara otvoru ventila je vod za kontrolu prenapona (slika 7.9, linija 1). Udaljenost između upravljačkog voda i graničnog voda prenapona definira sigurnosnu granicu ili zonu kontrole prenapona (zasjenjeno područje). Otvor premosnog ventila povećava se kako se radna točka pomiče u zonu upravljanja prenaponom. Područje za kontrolu prenapona ima dva kontrolna područja: upravljačko područje između vodova 1 i 11 odgovara malim smetnjama u protoku plina; kontrolno područje između vodova 11 i 111 odgovara velikim smetnjama protoka plina.

Riža. 7.9 Osnovne karakteristike puhala s restriktivnim vodovima

Pomazat ću.

Q - Volumetrijski protok plina; relativna glava; 1 - normalan rad kompresora; 1 1 - način rada kompresora nakon otvaranja premosnog ventila; 1 11 - način potpunog otvaranja premosnog ventila; 1 111 - način rada kompresora s malim smetnjama;

1 - vod za kontrolu prenapona; 11 - linija ograničenja velikih smetnji; 111 - prenaponski vod; 1U - linija za ograničavanje broja pljeskanja.

7.3. Politropska učinkovitost kompresora.

Prilikom razmatranja osnova termodinamičkog proračuna ciklusa plinskih turbina i određivanja prirode promjena njihove učinkovitosti i specifičnog rada u funkciji omjera tlakova kompresije za aksijalni kompresor (), strogo govoreći, relativne vrijednosti učinkovitosti aksijalnog kompresora i plinske turbine uzete za izračun ne mogu se smatrati sasvim realnima za širok raspon vrijednosti (), budući da se u stvarnosti vrijednosti () također mijenjaju ovisno o (). Dakle, u slučaju aksijalnog kompresora, učinkovitost njegovog puta protoka niža je od učinkovitosti pojedinog stupnja, a učinkovitost višestepene turbine veća je od učinkovitosti jedne faze.

Povećana razlika temperature u stupnju kompresora (u usporedbi s adijabatskom razlikom) uzrokuje u sljedećoj fazi, s konstantnim omjerom porasta tlaka, značajnije povećanje temperature od onog koje bi bilo potrebno za provedbu cijelog procesa kompresije s učinkovitošću jednaka učinkovitosti pojedine faze; obrnuto, ako druga faza ima isti porast temperature kao i prva faza, tada će ukupni porast tlaka biti manji od onog koji bi se mogao postići u jednoj fazi s istom učinkovitošću. S druge strane, u stupnju turbine, obnovljena toplina može se koristiti u sljedećoj fazi, tako da zbroj izentropskih padova topline prelazi ukupni izentropski pad topline. Stoga je ukupna izentropska učinkovitost protočnog puta turbine veća od učinkovitosti pojedinog stupnja.

Utjecaj dobivene topline raste s brojem stupnjeva kompresora ili turbine i očituje se u neusklađenosti izobara u T - S dijagramu.

Ako se, s druge strane, ukupni porast tlaka u kompresoru smatra nepromijenjenim, a učinkovitost se utvrdi na temelju punog povećanja tlaka od ulaznih do izlaznih prirubnica, tada će smanjenje broja stupnjeva uzrokovati smanjenje učinkovitosti zbog povećanja relativnog utjecaja gubitaka u mlaznicama.

Po litre optička učinkovitost može se smatrati učinkovitošću beskonačno malog stupnja kompresije ili ekspanzije; stoga ukupna učinkovitost temeljena na ovom konceptu ne ovisi o broju stupnjeva stvarnog stroja, već ovisi samo o omjeru tlakova kompresije (). Stoga se politropska učinkovitost često koristi za procjenu savršenstva procesa kompresije u centrifugalnim punjačima.

Dijagrami Sl. 7. 10 a i b objašnjavaju definiciju politropske učinkovitosti, (). Beskrajno mala promjena tlaka (dp) odgovara adijabatskoj (dT 1) i stvarnoj (dT) promjeni temperature.

Veza između politropske i opće adijabatske učinkovitosti procesa proizlazi iz usporedbe jednadžbi (7.15) i (7.16).

Za politropski proces, u skladu s jednadžbom (7.16), imamo:

(7.17)

U slučaju adijabatskog procesa kompresije imamo.

Kompresor HRC 235-1.4 / 76-16 / 5300 AL 31 dizajniran je za komprimiranje prirodnog plina na kompresorskim stanicama glavnih plinovoda. Omjer kompresije - 1,45 s Kompresor se sastoji od cilindra (tijela) i paketa kompresora. Cilindar puhala izrađen je od lijevanog čelika, nema vodoravne podjele, ulazna i odvodna cijev izrađene su u jednom komadu s cilindrom i imaju zavarene prirubnice s Dus680s za spajanje na plinovod. Paket kompresora izrađen je prema shemi "paket na poklopcu" i sastoji se od rotora, usisne membrane, srednjeg dijela, ispusnog dijela, labirintnih brtvi, mehaničkih brtvi i potpornih ležajeva, potisne košuljice, umetka i vijčanu pumpu. Ispusni dio izrađen je od kovanog čelika i ima elastičnu membranu za kompenzaciju osnih temperaturnih deformacija i stvaranje sila koje tlače dijelove paketa. Dostavni dio je istovremeno i glava cilindra. Srednji dio je lijevano zavareni čelični element koji nema vodoravnu spojnicu. Centriranje dijelova pakiranja vrši se uz pomoć izbočenih remena na ekstremnim dijelovima pakiranja, izrađenih s velikom preciznošću. Dijelovi paketa povezani su zatvaračima duž okomitih konektora. Svi elementi uključeni u paket, osim ležajeva, nemaju vodoravne priključke, što omogućuje povećanje točnosti izrade površina za sjedenje i smanjenje curenja plina tijekom rada puhala. Labirintne brtve sprječavaju curenje plina. koji se sastoji od isječaka s mjedenim češljem utisnutim u njih. Kompresor koristi sustav brtvi krajnjih vratila tipične izvedbe, koji se sastoji od mehaničkih brtvi i potisnih ležajeva pod punim tlakom. Aksijalne sile koje djeluju na rotor usisavača apsorbiraju potisni ležaj s uređajem za izjednačavanje za ravnomjerno opterećenje blokova ležajeva. Rotor puhala povezan je s pogonom puhala pomoću elastične spojnice koja ne zahtijeva podmazivanje. Kako bi se spriječilo ulazak ulja u šupljinu u kojoj se rotira spojka i kako bi se potonje ohladilo, zrak se dovodi u kućište spojke iz sustava ventilatora pogona mjenjača. Svaki tip superpunjača odlikuje se vlastitim karakteristikama (slika 1.9.), Koje se izrađuju tijekom njegovih ispitivanja u punom opsegu. Karakteristika puhala uzima se kao ovisnost o stupnju kompresije, politropskoj učinkovitosti () i snazi ​​N o volumetrijskom protoku plina Q. Takve se karakteristike konstruiraju za zadanu vrijednost plinske konstante R ‡, adijabatski indeks k, usvojena proračunska temperatura plina na ulazu u ventilator T n u prihvaćenom rasponu mijenja smanjenu relativnu brzinu.

Slika 1.8-Supercharger HRC 235-1.4 / 76-16 / 5300 AL 31

1 - rotor; 2 - ležajevi; 3 - krajnje brtve; 4 - labirintne brtve; 5 - difuzori; 6 - krilo za vođenje unatrag

Slika 1.9-Plinsko-dinamičke karakteristike kompresora SPCh 235-1.4 / 76-16 / 5300 AL 31

Q-izvedba je volumetrijska; ? - omjer tlaka; s-politropska učinkovitost;

Potrošnja N-energije.

Početni uvjeti: T n = 288 ° K; P k = 7,45 MPa; R s = 454,6 J / kg · K; k = 1,312;

Brzina rotora n, min: 1-5565; 2-5300; 3-5000; 4-4600; 5-4200; 6-3700

Glavni parametri punjača 235-21-1 prikazani su u tablici 1.11.

Tablica 1.11-Osnovni parametri kompresora SPCh 235-1.4 / 76-16 / 5300 AL 31