Повышение температуры на выходе из рабочего колеса по полным параметрам:

Полная температура на выходе из рабочего колеса (сечения 2-2 и 3-3):

Полное давление на входе в рабочее колесо для первой ступени (сечение 0-0):

где Рн* - полное давление на входе в ступень, равная давлению на входе в машину (заданная техническим заданием);

r 0-0 - плотность на входе в ступень;

С 0-0 - скорость потока газа.

Скорость потока, где j 0-0 и U 2 определяются по данным оптимизации:

Полное давление в i-ом сечении:

Значения статической величины температуры в сечениях ступени:

где Сi - скорость потока в i-ом сечении, вычисляемое по результатам оптимизации ступени:

Скорость потока в улитке определяют по значению F360 определяемое при оптимизации:

В первом приближении принимаем:

,

Тогда скорость :

,

Статическая температура :

К,

Значения статической величины давления в сечениях ступени:



Уточним значения статических параметров на выходе из улитки:

,

,

К ,

Кинематика потока в сечениях ступени (значение абсолютной величины скорости (Сr) определено при расчете статической величины температуры в сечениях ступени):



1.9.2 Расчет полных и статических параметров потока второй ступени

Политропные КПД по полным параметрам рабочего колеса второй ступени:



Показатели политропы в сечении 2-2 (считаются аналогично первой ступени):

Политропные коэффициенты напора по полным параметрам:

Политропные напоры по полным параметрам:



Теоретический напор ступени:

Полная температура на входе во вторую ступень, определяемая данными оптимизации компрессора:

Повышение температуры на выходе из рабочего колеса по полным параметрам:

Полная температура на выходе из рабочего колеса (сечения 2-2 и 3-3):

Полное давление на входе в рабочее колесо для второй ступени (сечение 0-0):

где Рн* - полное давление на входе в ступень;

r 0-0 - плотность на входе в ступень;

С 0-0 - скорость потока газа.

Полное давление на входе в ступень:

Плотность:

Скорость потока, где j 0-0 и U 2 определяются по данным оптимизации:

Полное давление в сечениях ступени:



Значения статической величины температуры в сечениях:

Скорость потока в улитке определяют по значению F360 определяемое при оптимизации:

В первом приближении принимаем:

,

Тогда скорость:

,

Статическая температура:

К,

Значения статической величины давления в сечениях:



Уточним значения статических параметров на выходе из улитки:

,

,

К ,

Расчёт статических параметров 3 и 4 ступени проводится аналогично. Все результаты статического расчёта сведём в таблицу.

Таблица 10. Газодинамические параметры.

ступень	1	2	3	4
, МПа	0,0981	0,1754	0.3049	0.5373
, МПа	0,0978	0,1751	0.3041	0.5366
, МПа	0,1899	0,3292	0.5814	1.094
, МПа	0,1879	0,3250	0.5751	0.9960
, МПа	0,1847	0,3194	0.56572	0.9774
, МПа	0,1786	0,31049	0.5469	0.9532
, МПа	0,0919	0,1648	0.2863	0.5051
, МПа	0,1405	0,2544	0.4360	0.7865
, МПа	0,1520	0,2727	0.4703	0.8282
, МПа	0,1749	0,3077	0.5362	0.9476
, МПа	0,1786	0,3104	0.5469	0.9532
, К	298	306,55	306.55	306.55
, К	363,2	370,33	371.76	370.4
, К	292,75	301.3	301,30	301,30
, К	333,29	344.04	342,43	344,91
, К	341,82	352,2	350,99	351,37
, К	357,55	365,43	366,13	367,12
, К	363,17	370.32	371,76	370,39

Рис. 17. Распределение полного и статического давления по сечениям первой ступени.

Рис. 18. Распределение полной и статической температуры по сечениям первой ступени.

Рис. 19. Распределение абсолютной величины скорости по сечениям первой ступени.



Рис. 20. Треугольник скоростей на входе в РК (сечение 0-0).

Рис. 21. Треугольник скоростей на выходе из РК (сечение 2-2).

Рис. 22. Векторы скоростей сечения 3-3.



Рис. 23. Векторы скоростей сечения 4-4.

Рис. 24. Вектор скорости сечения 360.

1.10 Определение ширины концевых уплотнений и внешних утечек газа

Расчет сводится к определению диаметра (DУ), шага (t) и расстояния между валом и выступами (d) концевого уплотнения, при некотором заданном числе выступов (z) выбранного типа уплотнения, обеспечивающие допустимое значение величины утечки газа.

Помимо типов уплотнений, различают схемы уплотнения: между боковой поверхностью ротора и корпусом, между торцевой поверхностью основного диска рабочего колеса и корпусом, комбинирование двух предыдущих схем (рис. 24). При этом применение той или иной схемы уплотнения осуществляется исходя из простоты выполнения и восстановления (первая схема: выступы уплотнения делают только на втулке, которую вставляют в корпус) уплотнения, а так же по рассчитываемой величине утечки газа (наиболее эффективна комбинированная схема).

Рис. 25. Схемы концевых уплотнений ступеней.

1.10.1 Расчет концевого уплотнения первой ступени

Величина критического давления:

где Р1 - давление перед уплотнением Р1 = 0,1405 МПа;

Р2 - давление за уплотнением Р2 =0,0981Мпа;

m - коэффициент, характеризующий тип применяемого уплотнения (из чертежа прототипа: см. рис. 26), m = 1,2; m КР - поправочный коэффициент, m КР = 1,8 (m КР = 1,5 m);

c - функция показателя адиабаты.

Рис. 26. Применяемый тип осевого уплотнения (m = 1,1…1,3).

Масса утечек для осевого уплотнения (между валом и корпусом):

где F - площадь сечения, через которое утекает газ:



Где значения величин DВ = D 2 упл = 220 мм определено из чертежа прототипа, а d принято из предела (0,3…0,4) мм.

Эффективность работы уплотнения

Значение шага выбираем из значений (7,5; 6; 4,5; 3,5) мм. Шаг равен 4,5 мм.

1.10.2 Расчет концевого уплотнения второй ступени

Расчет аналогичен предыдущему и выполняется относительно следующих данных второй ступени компрессора: Р 1 =0,254 МПа; ; D 2 упл = 220 мм; --m = 1,2; m КР = 1,8; d = 0,3 мм; t = 4,5 мм.

Масса утечек для осевого уплотнения:



Эффективность работы уплотнения

1.10.3 Расчет концевого уплотнения третьей ступени

Расчет аналогичен предыдущим и выполняется относительно следующих данных третьей ступени компрессора: Р 1 =0,436 МПа; ; D 2 упл = 110 мм; --m = 1,2; m КР = 1,8; d = 0,3 мм; t = 4,5 мм.

Масса утечек для осевого уплотнения:

Эффективность работы уплотнения

1.10.4 Расчет концевого уплотнения четвертой ступени

Ввиду большого давления на выходе из колеса, схема осевого уплотнения становится не эффективной и не обеспечивает выполнение условий по Ркр и hут. Всвязи с чем рассмотрим комбинированную схему уплотнения (рис. 25).

Расчет выполняется относительно следующих данных радиальных уплотнений четвертой ступени: Р1 = 0,786Па; Т 1= 344.91 К; R 2 = 245 мм; R 1 = 115 мм; m = 0,7; m = 0,84; d = 0,3 мм;

t = 3,5 мм.

Осевые уплотнения: D упл = 110 мм; ; m = 1,2; m КР = 1,8; z = 5; t =4,5 мм.

Проектирование комбинированного уплотнения состоит в определении такого значения числа выступов радиального уплотнения (z) и давления между уплотнениями (Рпром), которые обеспечивают выполнение условия допустимого значения массы утечек.

Давление между уплотнениями, выраженное из расчета массы утечек осевого уплотнения:

Масса утечек через радиальное уплотнение:

Для расчета необходимо задаться значением массы утечек через осевое уплотнение, определить Р пром, после чего определить массу утечек через радиальное уплотнение.

Вычисленные значения утечек должны быть в некотором приближении равны; если это равенство не выполняется необходимо повторить расчет, приняв за массу утечек через осевое уплотнение массу утечек через радиальное уплотнение предыдущей итерации.

Равенство выполняется при массе утечек через уплотнения равное 0,053 кг/с, что соответствует КПД уплотнения 0,988.

Масса утечек через радиальное уплотнение:

Суммарные утечки через уплотнения:

Суммарный КПД системы уплотнений:

.

1.11 Расчет осевого усилия, действующего на роторы компрессора

При вращении ротора на него действуют радиальные осевые и тангенциальные составляющие сил, возникающие вследствии наличия градиента давления перед и за колесом. Расчет радиальных и тангенциальных составляющих в курсовой работе не рассматривается.

Расчет выполняется относительно следующей схемы действия сил и условных обозначений (рис. 27).



Рис. 27. Схема действия сил (Q 1, Q 2, Q 3).

1.11.1 Расчет осевого усилия, действующего на РК первой ступени

Осевое усилие Q 1:

Осевое усилие Q 2:



Осевое усилие Q 3 при отсутствии радиального уплотнения:

Суммарное осевое усилие колеса первой ступени:

1.11.2 Расчет осевого усилия, действующего на РК второй ступени

Осевое усилие Q 1:

Осевое усилие Q 2 при наличии покрывного диска:

Осевое усилие Q 3 при отсутствии радиального уплотнения:

Суммарное осевое усилие колеса второй ступени:

1.11.3 Расчет осевого усилия, действующего на РК третьей ступени

Осевое усилие Q 1:

Осевое усилие Q 2 при наличии покрывного диска:

Осевое усилие Q 3 при отсутствии радиального уплотнения:

Суммарное осевое усилие колеса третьей ступени:

1.11.4 Расчет осевого усилия, действующего на РК четвертой ступени

Осевое усилие Q 1:

Осевое усилие Q 2:

Осевое усилие Q 3 при наличии радиального и осевого уплотнений:

Суммарное осевое усилие колеса четвертой ступени:

1.12 Расчет опорных и упорного подшипников скольжения на удельное давление

Опорные подшипники служат для удержания ротора массой GРОТ в относительно неизменном горизонтальном положении. При этом нагрузка (Р), воспринимаемая одним подшипников равна GРОТ /2 (знаменатель указывает на количество подшипников).

Определение массы роторов, выполнялось в программе AutoCAD при помощи функции (команды) mass prop для твердой трехмерной фигуры. Массы роторов, диаметры опорных поверхностей и ширина подушек подшипников:

Площадь опорной поверхности:

где dв - диаметр вала, где располагается подшипник;

q - угол сектора, образующий подушку подшипника, q = 1 рад.;

В - ширина подушки подшипника;

z - число подушек подшипника, z = 5.



Удельное давление на один подшипник:

Наибольшая окружная скорость опорной поверхности:

Условие допустимого значения удельной нагрузки на опорный подшипник выполняется.

Для устранения перемещения ротора под действием осевого усилия на приводном валу размещают упорный подшипник (см. рис. 28).



Где значения относительной длины (l) принимается равным 2,92, а угла сектора окружности (q) представляющего подушку подшипника выбирается из предела чисел 0,44 …0,524. .

Площадь подушки подшипника:

Проверка работоспособности упорного подшипника осуществляется по значению величины удельного давления:

Значение удельного давления на подшипник лежит в пределе допустимых значений.

1.13 Расчет критической частоты вращения ротора на ЭВМ

Расчет выполняется по методу, учитывающий влияние на величину критической частоты вращения ротора динамических всех элементов ротора, обладающих упругими свойствами.

Методика расчета критических скоростей вращения ротора турбомашин рассматривает роторные системы с распределенными параметрами, учитывающими жесткость смазочного слоя в опорных подшипниках, а также гидродинамические силы в уплотнениях. Для составления алгоритма и программы расчета на ЭВМ использован один из методов рекуррентного типа - метод начальных параметров в матричной форме.

Для выполнения расчета необходимо имеющийся ротор заменить эквивалентным, поделенным на участки. Деление на участки осуществляется: по различию диаметров (участки первого признака); с учетом имеющейся присоединенной массы (участки второго признака: рабочие колеса, обтекатель), для которых граница проходит через центр действия массы (для рабочих колес на расстоянии 1/3 ширины колеса от основного диска, для остальных в середине участка); с учетом имеющихся элементов, обладающие упругими свойствами (участки третьего признака: уплотнения, подшипники).

Коэффициенты жесткости упругих опор соответствующих участков вала, оказывающих демпфирующие воздействие на вал, принимаются следующими: смазочного слоя в опорных подшипниках скольжения, с самоустанавливающимися подушками Су = Н/м [5]; газового слоя в лабиринтных уплотнениях (если есть осевые уплотнения) по формуле, полученной по материалам статьи [6]:

где h - высота гребней лабиринтного уплотнения в мм, h = 3…5 мм;

- безразмерная окружная скорость вращения уплотняемой поверхности, = 0,1…0,4,

U - окружная скорость вращения уплотняемой поверхности, м/с;

Р - давление газа перед уплотнением (в данном случае Рпром расчета уплотнений), Па;

r - плотность газа перед уплотнением, кг/м;

D - диаметр уплотняемой поверхности (принимается равной диаметру вала), м;

mв и mг- молекулярный вес воздуха и газа, кг/ моль.

Безразмерная окружная скорость:

Коэффициент жесткости:

Определение присоединенной массы (рабочее колесо и обтекатель) выполнялось в программе Компас при помощи функции (команды) МЦХ для твердой трехмерной фигуры. Согласно выданным программой данным (плотность материала 7800 кг/м^3): массы колёс 25 и 26 кг.

Результатом расчета подраздела являются значения критических частот вращения ротора, при которых происходит потеря устойчивости и поломка.



КОЛИЧЕСТВО УЧАСТКОВ РОТОРА = 39

ИНДЕКСЫ УЧАСТКОВ

1-НЕФИКТИВНЫЙ УЧАСТОК РОТОРА

2-ФИКТИВНЫЙ УЧАСТОК С ПРИСОЕД. МАССОЙ

3-ФИКТ.УЧАСТОК С УПРУГОЙ ОПОРОЙ

ДЛИНА УЧАСТКА, М

ДИАМЕТР УЧАСТКА, М

ПРИСОЕД. МАССА НА УЧАСТКЕ, КГ

ЖЕСТКОСТЬ ОПОРЫ НА УЧАСТКЕ, Н/М

1 1 0.022 0.060 0.000 0.000E+00

2 2 0.000 0.000 3.000 0.000E+00

3 1 0.022 0.060 0.000 0.000E+00

4 1 0.092 0.080 0.000 0.000E+00

5 2 0.000 0.000 26.000 0.000E+00

6 1 0.035 0.092 0.000 0.000E+00

7 1 0.011 0.098 0.000 0.000E+00

8 1 0.030 0.110 0.000 0.000E+00

9 3 0.000 0.000 0.000 0.122E+05

10 1 0.030 0.110 0.000 0.000E+00

11 1 0.015 0.120 0.000 0.000E+00

12 3 0.000 0.000 0.000 0.100E+08

13 1 0.015 0.120 0.000 0.000E+00

14 1 0.040 0.120 0.000 0.000E+00

15 3 0.000 0.000 0.000 0.100E+10

16 1 0.040 0.120 0.000 0.000E+00

17 1 0.030 0.120 0.000 0.000E+00

18 1 0.010 0.110 0.000 0.000E+00

19 1 0.022 0.120 0.000 0.000E+00

20 1 0.325 0.235 0.000 0.000E+00

21 1 0.022 0.120 0.000 0.000E+00

22 1 0.010 0.110 0.000 0.000E+00

23 1 0.030 0.120 0.000 0.000E+00

24 1 0.040 0.120 0.000 0.000E+00

25 3 0.000 0.000 0.000 0.100E+10

26 1 0.040 0.120 0.000 0.000E+00

27 1 0.015 0.120 0.000 0.000E+00

28 3 0.000 0.000 0.000 0.100E+08

29 1 0.015 0.120 0.000 0.000E+00

30 1 0.030 0.110 0.000 0.000E+00

31 3 0.000 0.000 0.000 0.233E+05

32 1 0.030 0.110 0.000 0.000E+00

33 1 0.011 0.098 0.000 0.000E+00

34 1 0.035 0.092 0.000 0.000E+00

35 2 0.000 0.000 25.000 0.000E+00

36 1 0.092 0.080 0.000 0.000E+00

37 1 0.022 0.060 0.000 0.000E+00

38 2 0.000 0.000 3.000 0.000E+00

39 1 0.022 0.060 0.000 0.000E+00

КРИТИЧЕСКИЕ СКОРОСТИ ВРАЩЕНИЯ РОТОРА

РАДИАНЫ В СЕКУНДУ ОБОРОТЫ В МИНУТУ

1 ГАРМОНИКА: 1785.4 1/С 17049. ОБ/МИН

2 ГАРМОНИКА: 2318.6 1/С 22141. ОБ/МИН

3 ГАРМОНИКА: 3473.7 1/С 33171. ОБ/МИН

4 ГАРМОНИКА: 7858.4 1/С 75043. ОБ/МИН

ДЛИНА РОТОРА 1.167 М

МАССА РОТОРА 222.389 КГ

Рабочая частота вращения должна иметь не менее двадцати пяти процентов запаса до ближайшего критического значения.



Условие безопасности работы компрессора по критической частоте вращения ротора выполнено. Запас по числу оборотов 54 процента.

1.14 Расчет сечений патрубков компрессора

Расчет сечений проводится относительно допустимой скорости потока в патрубках (Снс), принимаемая из предела чисел 30…40 м/с, и состоит в определении площади поперечных сечений патрубков на входе и выходе ступеней:

Диаметры патрубков:

где r i ступ вх/вых - значение плотности потока на входе/выходе ступени;

m - массовый расход, заданный техническим заданием.

Определение плотностей осуществляется по данным газодинамического расчёта (см. предыдущий раздел 1.9):



При принятом значении допустимой скорости потока (Снс = 35 м/с) определим площади и диаметры патрубков:

1.15 Определение требуемой мощности компрессора

Расчет мощности потребляемой спроектированным компрессором (необходимая мощность приводной машины) выполняется по следующей формуле:

где Ni - внутренняя мощность компрессора, значение указано в данных результата расчета оптимизации ступеней на ЭВМ, Ni = 4514,59 КВт.

hвн.ут. - КПД внешних утечек, берется из расчёта уплотнений ;

hзуб.зац. - механический КПД (КПД зубчатой передачи), hзуб.зац. = 0,98;

КПД электродвигателя -hэл.дв. = 0,97.

1.16 Описание конструкции, материалов, порядка сборки и центровки компрессора

Промышленный центробежный компрессор представлен двухвальной четырехступенчатой схемой исполнения, таким образом, что все четыре ступени находятся на валу консольно и являются концевыми.

Применение многовальной конструкции позволило повысить частоту вращения третьего вала, тем самым уменьшить значение наружного диаметра рабочих колес третьей и четвертой ступеней, уменьшить длину и вес роторов - в целом уменьшить габариты машины; позволяет реализовывать простое промежуточное охлаждение и повысить значение КПД.

Для повышения КПД машины (см. подраз. 1.1) в конструкцию включены промежуточные выносные газоохладители, устанавливаемые под корпусом в блочной металической раме.

Все роторы изготовляются из поковок, выполняемые методами свободной ковки на молотах или кузнечных прессах; материал поковки - сталь марки 40Х ГОСТ 4543-71. Для обеспечения многовальной схемы исполнения в конструкции каждого ротора предусмотрены косозубые шестерни, при этом первый и третий валы изготавливаются вместе с шестернями и являются с ними одной целой деталью; на второй (приводной) вал колесо насаживается по горячей посадке, для чего в конструкции вала предусмотрен бурт для упора с одной стороны и резьба под поджимную гайку с другой стороны от центральной оси посадки шестерни, а также шпонка для устранения аварийной работы вследствии высвобождения шестерни из-за температурных и иных деформаций (в нормальном рабочем состоянии шпонка не должна работать).

Передача вращения с роторов на рабочие колеса выполняется посредством шпоночного соединения, для чего в конструкции роторов и колес предусмотрены соответствующего профиля шпоночные пазы.

Для сжатия и перемещения рабочего газа в конструкции спроектированного компрессора применяются осерадиальные рабочие колеса закрытого типа на всех ступенях . Изготовление колёс осуществляется из поковок, выполненных методами свободной ковки, на программированном многоточечном фрезерном станке, при этом основной диск колеса и лопатки являются одним целом - цельно фрезерные рабочие колеса. Присоединение покрывающих выполняется при помощи сварки к верхним торцам лопаток.

При вращении роторов образуются градиенты давления перед и за рабочими колесами, действие которых выражается в возникновении осевого усилия. Для упрощения машины было предложено внести в конструкцию зубчатой передачи съемные кольца - реборды, действие которых должно свестись к частичной взаимокомпенсации осевого усилия первого и третьего роторов, и передачу оставшегося нескомпенсированного усилия на второй - приводной вал, на котором устанавливается упорный подшипник.

Подвод газа к рабочим колесам осевой, что обеспечивает равномерность входа потока на лопатки. Для снижения кромочных потерь при обтекании торца колеса и вала применяются обтекатели, выполняющие в добавок функцию прижимной гайки для устранения осевого перемещения колеса.

Корпус компрессора чугунный, литой, материал - серый чугун марки Сч-12-28 ГОСТ1412-79 (первое значение - предел прочности на растяжение, второе -предел прочности на сжатие) с горизонтальным разъемом. Для монтажа в конструкции предусмотрены приливы под рым-болты, для базирования относительно других составляющих конструкции - базирующие поверхности: отверстия под штифты для верхней части корпуса компрессора, цилиндрические поверхности на торцах корпуса и пазы под базирующие поверхности у сопрягаемых элементов (корпуса улиток, муфты, упорного подшипника). Крепление корпуса с сопрягаемыми элементами осуществляется при помощи шпилек М8 40 5.8. ГОСТ 22034-76 (диаметр резьбы, длина, класс прочности) и гаек М8 ГОСТ 2524-70.

Улитки предназначены для сбора и направления газа после лопаточного диффузора в нагнетательный патрубок при минимальных газодинамических потерях. В данном компрессоре применяются улитки круглого поперечного сечения свернутые набок, выход газа вертикальный, вниз, для ступеней три и четыре. Улитки ступеней один и два повернуты дополнительно на 45 градусов для уменьшения диаметральных размеров и возможности беспрепятственно вписать улитку в межосевое расстояние между тихоходным ротором и приводным валом. Изготовление осуществляется чугунным литьем материала марки СЧ-12-28.

Для передачи нагрузки с ротора на корпус применяются опорные и упорный подшипники. Корпуса вкладышей подшипников изготовлены из чугуна повышенной прочности Сч-28-48 ГОСТ 1412-79; заливка - баббитовая Б83 или Б16 (где число - процент олова). Расположение упорного подшипника: со стороны второй и третьей ступеней, что обеспечивает работу вала при действии нескомпенсированной нагрузки на растяжение (больший предел устойчивости и прочности, чем при работе вала на сжатие).

Снижение утечек сжимаемого газа и смазки обеспечивается привлечением в конструкцию лабиринтных уплотнений и маслосъемных колец, изготовленные из материала Сталь 35 ГОСТ 4543-71. Для устранения утечек газа применяются осевые лабиринтные уплотнения на первой, второй и третьей ступенях; комбинированные - на четвертой ступени. Вследствии возможности неравномерного износа в комбинированном уплотнении было решено сделать его составным, из двух частей (втулок): осевая и радиальная часть комбинированного уплотнения, с возможностью замены не комбинированного уплотнения полностью, а только лишь износившейся его части.

Герметичность соединения деталей конструкции, к месту которого газ имеет допуск обеспечивается при помощи каучуковых резиновых колец.

Фиксацию рамы осуществляют при помощи фундаментных болтов, находящиеся в железобетонной основе.

Компрессор отличается хорошей компактностью, легкостью и не требует установки массивных рам или фундаментов, а также имеет довольно простую конструкцию межступенчатых коммуникаций.

Первым этапом по сборке конструкции спроектированного промышленного центробежного компрессора является размещение и крепление рамы к железобетонному фундаменту при помощи фундаментных болтов.

Вторым этапом следует ориентирование (базирование) и крепление шпильками М24 120 5.8. ГОСТ 22034-76 нижней половины корпуса компрессора, после чего приступают к размещению внутренних элементов конструкции: нижних частей (в виде полуокружностей) подшипников, маслосъемных колец, каучуковых резиновых уплотнений (при необходимости способны выдержать температуру 100…130 градусов Цельсия) и роторов согласно чертежу.

После установки элементов производится центровка торцов вкладышей в корпусах подшипников, которые должны обеспечить правильное радиальное положение роторов относительно статора машины. Регулировка концентричности вкладышей достигается за счет набора прокладок под верхней крышкой; проверка центровки опорного подшипника с помощью контрольного вала.

Следующий этап: размещение верхних частей внутренних элементов машины и верхней половины корпуса компрессора; размещение корпуса улитки, осевых и радиальных лабиринтных уплотнений.

Горизонтальная центровка корпусов улиток и корпуса компрессора вызывается необходимостью обеспечения необходимой величины радиального зазора между уплотнительными гребнями уплотнений и уплотняемыми поверхностями ротора, а также торца рабочих колес; таким образом, задача центровки состоит в совмещении оси расточек под уплотнения в корпусе улиток с осью соответствующего вала, что выполняется с помощью специальных опорных выступов (поясков) на корпусах улиток, которые прилегают к соответствующим пазам на корпусе компрессора.

После установки улиток приступают к монтажу рабочих колес, обтекателей и всасывающих камер.

Заключительный этап состоит в центровке по полумуфтам, т. е. операции при которой необходимо создать единую линию осей приводного вала машины, двигателя и редуктора путем достижения параллельного по торцам и концентричного по наружному диаметру положения полумуфт. Данная операция производится за счет изменения положения всей машины путем регулирования стоек или рам с помощью специальных клиньев и прокладок.

Список литературы

1. Проектирование и оптимизация проточной части промышленных центробежных ком-прессоров с использованием ЭВМ: Учебное пособие / К. П. Селезнев, Ю. Б. Галеркин, Б. Н. Савин, Е. Ю. Попова, Р. А. Измайлов - Л., 1990. 76 с.

2. Газодинамический расчет центробежных компрессоров поэлементным методом: Методическое пособие / С. А. Анисимов; Под ред. К. П. Селезнева - Л., 1974. 134 с.

3. Расчет критических скоростей вращения роторов турбомашин: Методические указания / А. В. Зуев, Л. Я. Стрижак, И. А. Тучина, В. М. Власов, В. Б. Семеновский - СПб. гос. техн. университет; СПб., 1995. 32 с.

Размещено на Allbest.ru