Все разделы / Нефтяная промышленность /


Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы

(664 )

Расчетная часть-РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ МОБИЛЬНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ-Расчет компрессорной станции-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 175171
Дата закачки: 24 Ноября 2016
Продавец: lesha.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ МОБИЛЬНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ-Расчет компрессорной станции-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 6. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ МОБИЛЬНОЙ
КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ

6.1. Термодинамический расчет

Расчет проводим по работе (6)
6.1.1. Определение общего отношения давлений

Определим общее отношение давлений по следующей формуле:

Где Еоб - общее отношения давления
P2IV - давление нагнетание IV ступени, МПа;
P1I - давление нагнетание I ступени, МПа;

6.1.2 Определение отношения давлений и движения газа по ступеням

Определим отношение давлений и движения газа по ступеням по следу-ющей формуле:

где Ест – отношение давлений и давление газа в ступени;
Z - число ступеней.

P1I = 0,1 МПа    P2I = P1I * Ест
где P2I – давление нагнетания ступени, МПа;
P1 – давление всасывания ступени, МПа;
P2I=0,1*3,17=0,317 МПа;
P1II = P2I=0.317 МПа; P2II = P2I * Eст=0.317*3,17=1,00489 МПа;
P1III = P2II=1.0049 МПа; P2III = 1,0049*3,17=3,1855 МПа;
P1IV = P2III=3.186 МПа; P2IV = 3,185*3,17=10,1 МПа;
6.1.3. Определение средних величин потерь по ступеням

Определим средние величины потерь по ступеням по следующей форму-ле:

МПа;
где Р1 – средняя величина потерь в ступени, МПа;
- коэффициент относительных потерь давления
Р1I =0,046*0.1=0.0046 МПа;
Р1II =0,03*0.317=0.00951 МПа;
Р1III =0,022*1.00489=0.0221 МПа;
Р1IV = 1IV*P1IV = 3,1855*0,018 = 0,05734 МПа;
Р2I = 0,057*0,317 = 0,01807 МПа;
Р2I I = 0,038*1,00489 = 0,03819 МПа;
Р2 I I I = 0,021*3,1855=0,0669 МПа;
Р2 IV = 0,012*10,1=0,1212 МПа;

6.1.4. Определение средних расчетных давлений и отношений давлений по ступеням при действительном рабочем процессе

Определим средние расчетные давления и отношение давлений по сту-пеням при действительном рабочем процессе по следующей формуле:

РЦ1i = Р1i -  Р1i , РЦ2i = Р2i +  Р2i , МПа ;
где РЦ1i -среднее расчетное давление всасывания ступени, МПа ;
РЦ2i -среднее расчетное давление нагнетания ступени, МПа;
РЦ1i = 0,1-0,0046=0,0954 МПа;
РЦ1 II = 0,317-0,00951=0,3075 МПа;
РЦ1 III = 1,00489-0,02211=0,9828 МПа;
РЦ1 IV = 3,1855-0,05734=3,1282 МПа;
РЦ2I = 0,317+0,01807=0,3351 МПа;
РЦ2 II =1,00489+0,03819=1,0431 МПа;
РЦ» III =3,1855+0,0669=3,2524 МПа;
РЦ2 IV =10,1+0,1212=10,2212 МПа;

где ЕЦi - отношение давлений i-той ступени


6.1.5. Определение эквивалентных показателей политроп 
Определим эквивалентные показатели политроп по следующей
Формуле: 

где nсэI – эквивалентный показатель политропы сжатия I ступени ;
К - показатель адиабаты
nсэI =0,95*1,4=1,33
nсэI = nсj -1+0,015*К
где nсj – эквивалентный показатель политропы сжатия i-той ступени .
nсэII =1,33+0,015*1,4=1,351
nсэIII =1,372; nсэIV=1,393;
nрэj =(0,94 1,0) * nсэj

где nрэj- эквивалентный показатель политропы расширения i-той ступе-ни .
nрэI-1,29; nрэII-1,31; nрэIII – 1,331; nрэIV – 1,3512;


6.1.6. Определение относительных величин мертвых пространств

Определяем относительные величины мертвых пространств по следую-щей формуле:

ai =aI+0,025 (i-1) ,
где ai- относительно мертвое пространство i-той ступени

Принимаем аI =0,08 тогда
   аII =0,08+0,025=0,105;
  аIII=0,08+0,025*2=0,13;
  аIV=0,155


6.1.7. Определение температурных коэффициентов и коэффициен-тов давления по ступеням

Определим температурные коэффициенты и коэффициенты давления по ступеням по следующей формуле:

где - коэффициент давления i-той ступени .

,
где - - температурный коэффициент i-той ступени


6.1.8. Определение температур газа по ступеням
Определим температуры газа по ступеням по следующей формуле:

где - температура газа в конце сжатия в i-той ступени, К.
 - температура газа на всасывании в i-тую ступень, К.

T1 II= T1 III= T1 IV= 323 К.


Вычисленные значения заносим в таблицу
     
Температура газа по ступеням

Таблица 6.1
Ступень T1i, 0C T1i, K; Tц2i, К. Tц2i, 0C
I 25 298 417,5 144,5
II 50 323 454,5 181,5
II 50 323 457,4 184,4
IV 50 323 461,6 188,6


6.1.9. Определение объёмных коэффициентов по ступеням
Определим объёмные коэффициенты по ступеням по следующей форму-ле:
Для ступеней низкого и среднего давлений

где -объёмный коэффициент i-той ступени
  -показатель политропы конечных параметров.


Для IV ступени;

где и - характеристические коэффициенты

где -коэффициент сжимаемости

6.1.10. Определение коэффициента герметичности
Определим коэффициент герметичности по следующей формуле:


6.1.11. Определение коэффициента влажности
Определим коэффициент влажности по следующей формуле:


где - коэффициент влажности,
- относительная влажность всасываемого воздуха
R- Универсальная газовая постоянная
Т1 I- Температура всасываемого газа I ступени, К

6.1.12. Определение коэффициента подачи по ступеням
Определим коэффициент подачи по ступеням по следующей фор-муле:

где - Коэффициент подачи I ступени

где - коэффициент подачи II ступени .


6.1.13. Определение объёмов, описываемых поршнями по ступеням в секунду
Определим объёмы, описываемые поршнями по ступеням в секунду по следующей формуле:

где Vni- объем, описываемый поршнем i-той ступени в секунду, м3/сек.

Для IV ступени
P1I при P1I и T1I ; P1IV при P1IV и Т1IV;

Данные, полученные в результате расчетов сводим в таблицу.

Объемы, описываемые поршнями по ступеням
Таблица 6.2
VhI, м3/с VhII, м3/с VhIII, м3/с VhIV, м3/с
0,2248 0,07516 0,02309 0,006053

6.1.14. Выбор средней скорости поршня и предварительное опреде-ление рабочих площадей поршней по ступеням

Выбираем среднюю скорость поршня и предварительно определим рабочие площади поршней по ступеням по следующей формуле:

где Сср – средняя скорость поршня, м/с
Sп- ход поршня, м;
nо - частота вращения вала, об/мин.


где Fпi- рабочая площадь поршней i-той ступени, м2


6.1.15. Определение диаметра цилиндров и действительных значе-ний рабочих площадей поршней
Определим диаметр цилиндров и действительные значения рабочих площадей поршней по следующей формуле:


где - площадь штока, м2;
- диаметр штока, м.

где - площадь цилиндра i-той ступени, м2;



где Dцi- диаметр цилиндра i-той ступени, м  

Принимаем Dц I =0,330 м.

Принимаем DцII=0,190 м.


Принимаем DцIII=0,105 м.


Принимаем DцIV=55 мм

где - действительная рабочая площадь поршня, м2;


6.1.16. Окончательное принятие средней скорости поршня

Окончательно принимаем среднюю скорость поршня следующую:
Сср=5,5 м/с;

6.1.17. Определение коэффициента, характеризующего отношение хода поршня к диаметру


Определим коэффициент, характеризующий отношение хода порш-ня к диаметру по формуле:

где - коэффициент
;

6.1.18. Определение действительных рабочих объёмов ступеней

Определим действительные рабочие объёмы ступеней по формуле:

где -действительный рабочий объём ступени м3/с;


Полученные результаты сносим в таблицу

Действительные рабочие объемы, описываемые поршнями
Таблица 6.3
VhI, м3/c. VhII, м3/c. VhIII, м3/c. VhIV, м3/c.
0,2329 0,07572 0,0238 0,006531

6.1.19. Перерасчет давлений по степеням по уточненным рабочим объемам
Сделаем перерасчет давлений по степеням по уточненным рабочим объемам по следующей формуле:


где - давление в ступенях по уточненному рабочему объему, МПа.

где,
-давление нагнетания i-той ступени по уточненному расчету объема, МПа.



Рц2I=1,0898*0,2934=0,3197 МПа;
Рц2 II =1,06136*0,9336=0,9909 МПа;
Рц2 III =1,0397*3,402=3,537 МПа;
Рц2 IV =10.2212 МПа;
По полученным значениям давлений находим по ступеням
Е’ц ; ; ; ;

Для IV ступени:
где и характеристические коэффициенты.


где - температура нагнетания i- той точки ступени при уточ-ненном рабочем объеме, К.


Определим постоянную компрессора.

где -постоянная компрессора i-той ступени ;
=характеристический коэффициент;


где -степень точности расчета в первом приближении , следовательно, расчет необходимо повторить во втором приближении

Параметры компрессора после расчета в первом приближении
Таблица 6.4
Сту-пени 
РIц1i; МПа РIц2i; МПа ЕIц 
;K
 
Р’ц1i Р’ц2i C’i
I 1,0898 0,0954 0,3197 3,3512 0,9765 298 402,3 0,8609 - - 0,0172
II 1,061 0,2934 0,9909 3,377 0,9762 323 443,1 0,827 - - 0,0155
III 1,0397 0,9336 3,537 3,789 0,9721 323 463,5 0,7816 - - 0,0147
IV - 3,402 10,2212 3,0045 0,98 323 440,5 0,829 1,183 1,69 0,0156

Выполним расчет во втором приближении

следовательно, расчет надо повторить в третьем приближении

Параметры компрессора после расчета во втором приближении
Таблица 6.5
Сту-пени 
РIIц1i MПa. РIIц2i; MПa. ЕIIц 

;
К  ;
К Р’’ц1 Р’’ц2 C’’
I 1,0898 0,0954 0,3373 3,536 0,9765 0,8508 298 407,7 - - 0,0173
II 1,06136 0,3095 1,075 3,473 0,978 0,8207 323 446,4 - - 0,0163
III 1,0397 1,013 3,718 3,67 0,9751 0,7898 323 459,5 - - 0,0161
IV - 3,576 10,22 2,858 0,9814 0,8449 323 434,4 1,183 1,69 0,0167

Выполним расчет в третьем приближении


























следовательно, ограничимся третьим приближением.

Параметры компрессора после расчета в третьем приближении
Таблица 6.6
Сту-пени 
РIIIц1ш; МПа. РIIIц2i; MПa. ЕIIIц  i;
К  ;
К 

Р’’’цi Р’’’ц2i C’’’i
I 1,0898 0,0954 0,3476 3,64 298 410,6 0,8452 0,9736   0,0172
II 1,06136 0,319 1,123 3,52 323 447,9 0,8176 0,9748   0,0167
III 1,0397 1,058 3,809 3,6 323 457,1 0,7946 0,974   0,0169
IV - 3,664 10,2212 2,79 323 431,4 0,8512 0,9821 1,183 1,69 0,0172

6.1.20. Определение действительной производительности компрес-сора, приведенной к условиям всасывания

Определим действительную производительность компрессора, при-веденную к условиям всасывания по следующей формуле:


; м3/сек.
где -действительная производительность компрессора, м3/мин.

; м3/сек

; м3/мин

По ГОСТ 23680-83 расчетная производительность должна отличат-ся от заданной не более чем на 15% в большую и 5% в меньшую сторо-ны.
Подсчитаем отклонение расчетной производительности от заданной.
т.е. значение вполне приемлемо

6.1.21. Определение поршневых сил

Определим поршневые силы по следующим формулам:
Поршневые силы определяем исходя из выбранной схемы
компрессора
Для I ряда со стороны крышки по формуле:

где - поршневая сила ряда со стороны крышки, МН;
- давление в уравнительной полости первого ряда, МПа;

Со стороны вала по формуле:

где - поршневая сила первого ряда со стороны вала, МН;


Для второго ряда со стороны крышки по формуле:


где - Поршневая сила II ряда со стороны крышки, МН;
- Давление в уравнительной полости II ряда МПа.

Со стороны вала по формуле:

где -поршневая сила II ряда со стороны вала, МН;
6.1.22. Определение всасывающего объема газа по ступеням
компрессора

Определим всасывающей объем газа по ступеням компрессора по следующей формуле:


Где - всасываемый объем ступени, м3/с;
- объемный коэффициент для определения мощности .

6.1.23. Определение индикаторных мощностей по ступеням
Определим индикаторные мощности по ступеням по формуле:

Для I,II и I I I ступеней


где -индикаторная мощностьi-той ступени, кВт.
-буквенные обозначение следующих выражений:


Для IV ступени


где -характеристический коэффициент при и
- характеристический коэффициент при и

где - коэффициент сжимаемости .

[7 с.14]

6.1.24. Определение индикаторной мощности компрессора

Определим индикаторную мощность компрессора по следующей фор-муле:

Nин.к.= Nин.кI+ Nин.кII+ Nин.кIII +Nин.кIV кВт

где Nин.к.- индикаторная мощность компрессора, кВт

Nин.к.=2,929+30,02+30,66+64,968=128,577 кВт

6.1.25. Определение изотермической мощности компрессора при теоре-тическом процессе

Определим изотермическую мощность компрессора при теоретическом процессе по формуле:
Nиз= Nиз*нд+ Nиз*вд кВт.
где Nиз - изотермическая мощность компрессора при теоретическом процессе.
Nиз*нд- изотермическая мощность ступеней низкого давления, кВт .
Nиз*вд - изотермическая мощность ступеней высокого давления, кВт .

Nиз*нд =103 * Р1I*V1* nЕнд. кВт.

где Енд- отношение давлений ступеней низкого давления

Nиз.н.д.=103*0,1*10*3,4516=57,527 кВт

где - изотермическая мощность степени высокого давления, кВт
  
; м3/с
где - действительная производительность IV ступени , м3/с

м3/с
6.1.26. Определение мощности, потребляемой компрессором

Определим мощность, потребляемую компрессором, по следующей формуле:

где -мощность потребляемая компрессором, кВт;
- механический КПД компрессора, %.
Принимаем

6.1.27. Определение общего изотермического КПД

Определим общий изотермический КПД по следующей формуле:
где - общий изотермический КПД

6.1.28. Определение коэффициента подачи

Определим коэффициент подачи по следующей формуле:
где - коэффициент подачи

6.1.29. Определение мощности двигателя
Определим мощность двигателя по следующей формуле:

где -мощность двигателя, кВт
6.2.Динамический расчет

Расчет проводим по работам (6,7)
6.2.1. Расчеты для построения силовых диаграмм графоаналитическим методом
6.2.1.1. Расчетные индикаторные диаграммы
Закон изменения сил давления газа, действующих на поршень, характе-ризуется индикаторной диаграммой компрессора, которая строится на основании данных термодинамического расчета. По оси ординат откла-дываем в масштабе произведения PЦ FП, но оси абсцисс -ход поршня . Принимаем длину диаграммы S=165 мм.
Мертвые пространства по ступеням были приняты ранее (п. 6.1.6.)
а I=0,08 ;
a II=0,105 ;
a III=0,13 ;
a IV=0,155 ;
В масштабе М3=0,667 на диаграммах
a I=13,2 мм ;
a II=17,3 мм ;
a III=21,45 мм;
a IV=25,575 мм ;
Масштаб сил М p Fn принимаем равным
М p Fn =250
Диаграммы ступеней строим по способу Брауэра. Определяем углы наклона лучей для диаграмм

Положим

Tg CI =(0,176 +1)1.33-1=0,2406;
Tg pI =1.1761.29 -1=0,2326;
Tg cII =1.1761.351 -1=0,2449;
Tg pII =1.1761.31 -1=0,2366;
Tg cIII =1.1761.372 -1=0,2491;
Tg pIII =1.1761.331 -1=0,2408;
Tg cvI =1.1761.393 -1=0,2534;
Tg pvI =1.1761.3512 -1=0,2449;

6.2.1.2. При шатуне конечной длины, при повороте кривошипа на 900 ,
поршень пройдет не ½ хода поршня, а больше на величину S,
которую рассчитываем по формуле




где S – поправка Брикса , м;
R- радиус кривошипа, м;
- длина шатуна, м;




что в масштабе длины составит S=5мм.


6.2.1.3. Определение сил, действующих на поршень

Давление в цилиндрах и площади поршней берем из термодинамиче-ского расчета:


Рц1I * FnI = 0,00807904 МН = 8079 Н;
Рц2I * FnI = 0,0294368 МН = 29436,8 Н;
Рц1III * FnIII = 0,009157 МН = 9157 Н;
Рц2III * FnIII = 0,0329668 МН = 32966,8 Н;
Рц1II * FnII = 0,00878398 МН = 8783,98 Н;
Рц2II * FnII = 0,0309229 МН = 30922,9 Н;
Рц2II * FnII = 0,008702 МН = 8702 Н;
Рц2vI * FnvI = 0,0242753 МН = 24275,3 Н;

Где Р - суммарная поршневая сила; Н.

- комплекс вычислительной зависимости от и от уг-ла поворота вала.

Длину тангенциальной диаграммы принимаем равной 252 мм, следова-тельно масштаб углов M4 = 1,479 град/мм. Масштаб сил оставлен преж-ний.

В проектируемом компрессоре ряды расположены под углом 1800,значит суммирование потенциальных сил производим со смещени-ем диаграммы для второго ряда по отношению к первому на 1800 в сторону увеличения углов. Рассчитанные величины помещаем в таблицу.

Отложенная в низ на диаграмме тангенциальных сил, сила трения Тв даст в известном масштабе величину работы за один оборот вала.
Средняя тангенциальная сила может быть определена делением полной площади тангенциальной диаграммы на ее длину т.е.


где Тср – средняя тангенциальная сила, мм.
F – Полная площадь диаграммы, мм2 .
- Длина диаграммы, мм

Силу трения определяем через индикаторную мощность по формуле:

Где Тв – сила трения , H:

В масштабе Тв= 1,3 мм

Из потенциальной диаграммы мощность, потребляемая компрессором определяется по формуле:
Nk= Тср * МрFr * 2П * R * n0 кВт

NK =574,4 * 250 * 2 * 3,14 * 0,55 * = 125,2 кВт

В термодинамическом расчете была получена мощность NK= 135,3 кВт Сравним их:

, т.е. допустимо

6.2.1.4. Определение махового момента и массы маховика
Определим маховый момент и массу маховика по следующей формуле:


где mnn- масштаб площади
mgn – масштаб длины

mc – Масштаб сил ,


Где М – масса маховика, кг;
Д- диаметр маховика, м;
fрез- результирующая площадь из векторной диаграммы, см2;
б – Степень неравномерности вращения, б= 1/80

6.2.2. Уравновешивание компрессора

В двухрядном оппозитном компрессоре (рис. 6.1) цилиндры расположе-ны по обе стороны вала

Рис. 6.1. Схема двухрядного оппозитного компрессора.


Развал цилиндров и смещение колен составляют каждый по 1800. Поло-жение поршней всегда симметрично относительно оси вала, а движение происходит по встречным направлениям. Силы инерции первого и вто-рого порядка уравновешены, т.к. массы в рядах принимаем одинаковы-ми. Остается неуравновешенным их момент, максимальное значение ко-торого можно представить

Где M неур. max - максимальный неуравновешенный момент,

стремящийся повернуть компрессор в горизонтальной плоскости; Н.М

а- расстояние между осями, мм; а=105 мм

M неур. max= 23 * 0,055 * 252 *1,25 * 0,105 = 103,7 кг.м

6.3.Конструкторский расчет

Расчет производим по работе (6)
6.3.1. Определение проходных сечений всасывающих и нагнетатель-ных патрубков
Скорость газа во всасывающих и нагнетательных патрубках опреде-ляем, исходя из сплошности потока газе в патрубке и цилиндре в мо-мент всасывания и нагнетания по следующей формуле:

где fпатр – площадь сечения патрубка, м2 ;
С ср- средняя скорость поршня, м/с ;
С патр. ср. – средняя скорость газа в патрубке, м/с;
Fп- площадь поршня I- той ступени,м 2;
Спатр. ср.- средняя скорость газа в патрубке, м/с

Принимаем С патр. ср = 13,5 м/с

где Дпатр. – диаметр патрубка, м

; принимаем ДуI = 200 мм

; принимаем ДуII = 125 мм
; принимаем ДуIII = 65 мм

; принимаем ДуVI = 40 мм

6.3.2. Определение проходных сечений водяных штуцеров

Расчетный расход воды для охлаждения цилиндров определяем по ко-личеству подлежащей отводу теплоты и разности температур воды до и после цилиндра по следующей формуле:



где W – расчетный расход воды, м/c
- относительное количество отводимой теплоты ,
N ин- индикаторная мощность охлаждаемого цилиндра, кВт;
4,19 – удельная теплоемкость воды, кДж/кг к;
- коэффициент схемы охлаждения. (параллельная - =3)

м2

где - проходное сечение штуцера, м2 ;
Своды – скорость воды, м/с; (Своды=1 1,5 м/с)
где - диаметр штуцера, м;

6.4. Расчет основных деталей на прочность

6.4.1. Расчет поршня II-IV ступени
Определение удельного давления на опорную поверхность поршня
Определяем удельное давление на опорную поверхность поршня по сле-дующей формуле:

где К - удельное давление на несущую поверхность скользящего порш-ня в горизонтально расположенном цилиндре, МПа;
G – Суммарный вес поршня и половины штока, МН;
b - ширина проекции несущей поверхности, М;
   b=2R*Sin ,м ; Sin =Sin450=0,7;
  bII=2*0,095*0,7=0,133 м. ;  bIV=2*0,0275*0,7=0,0385 м ;
Н!- Длина несущей поверхности, м.

Рис. 6.3. Эскиз шатуна

При работе стержень шатуна воспринимает силы от давления газа и сил инерции масс, движущихся возвратно поступательно. В итоге на стер-жень шатуна действует сила.

где - сила, действующая на стержень шатуна, МН
П - сила от давления газа на поршень, МН
- сила инерции возвратно -поступательно движущихся масс, МН
- угол между осью шатуна и осью ряда
Напряжение растяжения в среднем сечении, лежащем посередине между осями верхней и нижней головок шатуна определяем по формуле:
напряжение растяжения в среднем сечении, МПа;
- площадь среднего сечения, м2 ;

Суммарное напряжение от сжатия и продольного изгиба в среднем сече-нии определяем по эмпирическим формулам:
- в плоскости качания шатуна, предполагая шарнирное закрепление концов шатуна.

- в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания, предполагая концы стержня защемленными,

где - наибольшая сжимаемая сила, действующая на шатун, МН;
- характеристика материала, которая для применяемых в шатунах сортов сталей, лежит в пределах: C=0,0002 0,0005;
Где Е- модуль упругости ;
  - предел упругости ; МПа;
l ш- длина шатуна, м.
, М;
Здесь Д и d-головка цилиндра диаметры отверстий соответственно нижней и верхней головок шатуна, м

Jx- момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси x-x , м4
Jy- момент инерции среднего сечения относительно оси Y-Y1, м4

Подставляя значения в формулы, получаем следующие суммарное
напряжение от сжатия и предельного изгиба
 

Запас прочности стержня шатуна на выносливость
определяется по уравнению
 
где - n - запас прочности стержня шатуна на выносливость ,
-1p – предел выносливости материала при симметричном цикле рас-тяжение-сжатие, МПа


- предел прочности на растяжение материала шатуна, МПа
К - коэффициент концентрации напряжений,

- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения, определяемых по наибольшему размеру рассчитываемого сечения ;
- коэффициент характеризующий чувствительность материала к асим-метрии цикла;


- среднее напряжение цикла, МПа;

Для плоскости Х-Х:

Для плоскости Y-Y;

Подставляя в формулу соответственно для Х-Х и Y-Y, получим;
 
Эти значения удовлетворяют допускаемым [ n ] = 3 – 5.5

6.4.3. Расчет шатунного болта


Рис. 6.4. Эскиз шатунного болта

Расчет выполнен как для обычного резьбового соединения. Предвари-тельное определение площади сечения болта производим, рассчитывая его на действие статической силы Pmax , в качестве которой выбираем большую из двух:
- растягивающую шатун при работе компрессора под номинальной нагрузкой
-  силу инерции в верхней мертвой точке;
Pmax = 0,03898 МН.
Площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы болта определяем из уравнения

где - площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы болта, м2 ;
- статическая сила, МН;
- число болтов ;
- условное напряжение, МПа;

Здесь - предел текучести, МПа;

Коэффициент основной нагрузки принимаем в пределах
Вычисляем полную силу, действующую на болт

где Q – полная сила, действующая на болт , H ;
T0- сила предварительной затяжки, H ;

Здесь к – коэффициент затяжки. Для переменных нагрузок



6.4.3.1.Расчет на статическую прочность
Нормальные напряжения в поперечных сечениях болта определяем по формулам:
- в нарезанной части
     
где - - номинальное напряжение в поперечном сечении нарезной части
болта, МПа;
F1 – площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру резьбы, м2;

- в гладкой части

- номинальное напряжение в гладкой части болта, МПа;
Fс – площадь поперечного сечения болта в гладкой части, м2;

На стержень болта при его затяжке действует крутящий момент, возни-кающий за счет трения поверхностей витков нарезки болта и гайки.

где - крутящий момент при затяжке , H*M;

- коэффициент, зависящий от трения в нарезке, который обычно принимают
- наружный диаметр болта, М;


Касательные напряжения в поперечных сечениях болта определяются по формулам:
- в нарезанной части

где -касательное напряжение в поперечном сечении болта в нарезан-ной части, МПа;
- внутренний диаметр резьбы, м;

- в гладкой части

где - касательное напряжение в поперечном сечении гладкой части болта, МПа;
- минимальный диаметр болта в гладкой части, м;

Приведенные напряжения в нарезанной и гладкой частях болта
соответственно равны:


где - приведенное напряжение в нарезанной части болта, МПа;
- напряжение в гладкой части болта, МПа;


Запасы прочности по пластическим деформациям:
- в нарезанной части

где -nТ - предел прочности по пластическим деформациям в нарезанной части болта

- в гладкой части

Что вполне удовлетворяет требуемым.
Запасы прочности до разрушения в резьбовой и гладкой частях болта
соответственно равны:


где - запас прочности в резьбовой части;
- предел прочности при растяжении материала болта; МПа;
- запас прочности в гладкой части;


Что удовлетворяет значениям обычных запасов прочности

6.4.3.2. Расчет на выносливость

Переменные напряжения в сечение болта при пульсирующим характере нагрузки определяются по формуле:

где -переменное напряжение в сечении болта, МПа;


Среднее напряжение цикла


где - среднее напряжение цикла, МПа;
-напряжение затяжки, МПа;

Предел выносливости резьбового соединения вычисляется по формуле

где -предел выносливости резьбового соединения, МПа;
- предел выносливости при изгибе, МПа;

Согласно [12] значение можно определить по приближенной эм-пирической зависимости.


- эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбовом соединении;


Запас усталостной прочности по переменным напряжениям определяется по формуле:

где - запас усталостной прочности по переменным напряжениям;
- среднее напряжение цикла (без учета постоянных напряжений от закручивания болта) МПа;


что удовлетворяет статистическим данным:


6.5.Расчет межступенчатого холодильника

Исходные данные

Таблица 6.7.
Наименование параметров.
 Обозначение
 Размерность
 Значение

Охлаждаемый газ - - Выхлоп-ные газы
Давление газа в холодильнике 

Па 0,317*106
Относительная влажность газа на входе в ступень компрессо-ра перед холодильником  У % 80
Температура газа на входе в холодильник Tг1 0С 144,5
Температура газа на выходе из холодильника Tг2 0С 50
Температура воды на входе в холодильник  Tw1 0С 40
Производительность компрес-сора при условии всасывания  V0 м3/сек 0,171
Давление газа во всасывающим патрубке ступени компрессора перед холодильником  Pвс Па 0,1*106
Температура газа во всасыва-ющим патрубке ступени ком-прессора перед холодильником  TГо 0С 25
Средняя скорость поршня  Wп м/сек 5/5
Рабочая площадь поршня сту-пени компрессора перед холо-дильником Fг м2 0,081745
Конструктивные данные холодильника

Таблица 6.8.

п/п Наименование параметров.
 Обозначение
 Размерность
 Значение

1 2 3 4 5
1. Тип холодильника . - - ХРП3
2. Взаимное направление движения воздуха и воды в холодильнике    

3. Внутренний диаметр теплопере-дающих труб d1 М 0.05
4. Наружный диаметр гладких труб d2 М 0,062
5. Диаметр труб у основных ребер d М 0,062
6. Высота ребра h M 0,017
7. Шаг ребра  S M 
8. Толщина ребра 
M 0,025
9. Длина ребра между прорезями 
M 0,042
10. Материал труб, ребер    
11. Площадь для прохода газа в хо-лодильнике fхол M2 2,97*10-3
12. Площадь для прохода воды в холодильнике fw M2 5,58*10-3
13. Число труб в холодильнике n шт. 3
14. Длина трубs в холодильнике  L М 1,400
15. Количество труб одного
хода газ/вода n1/n2 шт/шт 3/3
16. Периметр поперечного сечения канала для прохода газа Uг М 0,193
1 2 3 4 5
17. Периметр поперечного сечения канала для прохода воды Uw М 0,265
18. Поверхность теплообменника со стороны газа Fr М2 1,375
19. Поверхность теплообменника со стороны воды Fw М2 0,0785
20. Средней диаметр теплопереда-ющей трубы dср М 0,056
21.  Толщина стенки теплопереда-ющей трубы 
М 0,012
6.5.1. Определение температурного напора

6.5.1.1 Разность температуры воды при выходе
из холодильника и на входе в него , , 0С.

6.5.1.2.Температура воды на выходе из холодильника


где -температура воды на выходе из холодильника , 0С;
 -температура воды на входе в холодильник , 0С;
  - разность температур воды на выходе из холодильника и на входе в него , 0С;

6.5.1.3. Определение разности температур газа на входе в холодильник и на выходе из него

Определяем разность температур газа на входе в холодильник и на вы-ходе из него по следующей формуле

где - разность температур газа на входе в холодильник и на выходе , 0С;
- температура газа на входе в холодильник , 0С;
- температура газа на выходе из холодильника , 0С;

6.5.1.4 Определение характеристической разности температур

Так как газы и вода в холодильнике двигаются противотоком, характе-ристическую разность температур не определяем.

6.5.1.5. Определение эквивалентного индекса противоточности

Определяем эквивалентный индекс противоточности
по следующей формуле:

Х=1
6.5.1.6. Определение разности температур газа и воды
Определяем разность температур газа и воды по формуле:

где - разность температур газа и воды , 0С;

6.5.1.7. Определение среднего логарифмического напора
Определим средний логарифмический напор по следующей формуле:

где - средний логарифмический температурный напор , 0С;

6.5.1.8. Определение средней температуры воды
Определим среднюю температуру воды по формуле:

где - средняя температура воды, 0С;

6.5.1.9. Определение средней температуры газа
Определим среднюю температуру газа по формуле:
,
где - средняя температура газа,0С

6.5.1.10. Определение средней температуры стенки трубы со стороны воды

Определим среднюю температуру стенки трубы со стороны воды по формуле:

где - средняя температура стенки трубы со стороны воды , 0С;

6.5.2. Определение теплового потока к охлаждающей воде

6.5.2.1. Определение теплового потока при охлаждении сухого газа
Определим тепловой поток при охлаждении сухого газа
по следующей формуле:

где - тепловой поток при охлаждении сухого газа, Вm;
- массовый расход газа через холодильник, кг/с;
- энтальпия газа на входе в холодильник, Дж/кг;
 - энтальпия газа на выходе из холодильника, Дж/кг;

где - плотность газа при условиях всасывания, кг/м3;
- производительность компрессора при условиях всасывания, м3/сек;
где - давление газа во всасывающем патрубке ступени компрессора перед холодильником, Па;
 - температура газа во всасывающем патрубке ступени компрессора перед холодильником , 0С;
 -плотность газа при нормальных условиях, кг/м3;
  [11, c. 39, табл.6.6]
= 1,169*0,171=0,2 кг/с;
 - 426751 [3, С.26]
 - 313242 [3, С.26]
Ф1=0,2(426751-313242)=22701,8 Вm


6.5.2.2. Определение давления насыщенного водяного пара при темпе-ратуре

Определяем давление насыщенного водяного пара при температуре :
Рн.п1, Па;
Рн.п1=0,064249*105 Па [10, с.51]

6.5.2.3. Определение давления насыщенного пара при температуре

Определим давление насыщенного пара при температуре :


Рн.п2, Па;
Рн.п2=0,075203*105=Па [10, с.51]

6.5.2.4. Определение условия выпадения влаги

Находим условие выпадения влаги по следующей формуле:

где - относительная влажность газа
на входе в ступень компрессора перед холодильником, % ;
Р- давление газа в холодильнике, Па;

6.5.2.5. Определение удельной газовой постоянной сухого газа Rг, Дж/(кг*К)

Находим удельную газовую постоянную сухого газа Rг, Дж/(кг*К):

Rг=287,05 Дж/(кг*К) [11,c.39, табл. 6.6]

6.5.2.6. Определение удельной газовой постоянной водяного пара

Находим удельную газовую постоянную водяного пара RП, Дж/(кг*К):

Rп=461,5 Дж/(кг*К) [11,c.26]

6.5.2.7. Определение влагосодержания воздуха на входе в холодильник

Определяем влагосодержание воздуха на входе в холодильник по фор-муле:

где Rг – удельная газовая постоянная сухого газа, Дж/(кг*К)
Rп – удельная газовая постоянная водяного пара, Дж/(кг*К)
X1 – влагосодержание воздуха на входе в холодильник;

6.5.2.8.Определение влагосодержания воздуха на выходе из холодиль-ника

Определяем влагосодержание воздуха на выходе из холодильника по следующей формуле:

6.5.2.9. Определяем тепловой поток, создаваемый при охлаждении и конденсации водяного пара

где - тепловой поток, создаваемый при охлаждении и конденсации водяного пара, Вт;
- удельная теплоемкость водяного пара, Дж/кг*К
 - удельная теплота преобразования воды, Дж/кг
- удельная теплоемкость воды, Дж/кг*К


- 1,89*103, Дж/кг*К [11, с.26]
- 2,5*106 , Дж/кг*К [11, с.26]
- 4,19*103, Дж/кг*К [11, с.26]

6.5.2.10. Определение теплового потока к охлаждающей воде
Определим тепловой поток к охлаждающей воде по следующей форму-ле:

Ф=Ф1+Ф2 Вт;
где Ф- тепловой поток к охлаждающей воде, Вт;
Ф=22701,8+9835=32536,8 Вт

6.5.3.Определение коэффициента теплоотдачи со стороны газа

6.5.3.1. Определение допускаемой скорости газа в холодильнике по средней скорости поршня

Определим допускаемую скорость газа в холодильнике по средней ско-рости поршня по следующей формуле:

м/с,
где - допускается скорость газа в холодильнике, м/с;
- допускаемая скорость воздуха в холодильнике, м/с;
- удельная газовая постоянная воздуха, Дж/кг*К

=35 м/с; [4, с.4 , табл.3]
=287,05 Дж/ кг*К [4, с.25]

6.5.3.2. Определение минимальной площади прохода для газа
в холодильнике

Определяем минимальную площадь прохода для газа в холодильнике по следующей формуле:

где - минимальная площадь прохода для газа в холодильнике, м2;
- средняя скорость поршня, м/сек;
- рабочая площадь поршня ступени компрессора перед холодиль-ником, м2;

6.5.3.3. Определение скорости газа в холодильнике

Определим скорость газа в холодильнике по следующей формуле:

где - скорость газа в холодильнике, м/с;
– плотность газа при давлении P и температуре tгср, кг/м3.
=2,6 кг/м3 [8,с.32]
6.5.3.4. Определение числа Рейнольдса для газа

Определим число Рейнольдса для газа по формуле:


где - число Рейнальдса для газа;
- эквивалентный диаметр для потока газа, м ;
 – Динамическая вязкость газа при давлении Р. и температуре ;
[9,с.32, черт. 2]

6.5.3.5. Определение числа Прандтля

Определим число Прандтля по формуле:


где Pr- число Прандтля ;
ССР- удельная теплоемкость газа при давлении Р и температуре tГСР, Дж/ кг*К;
- теплопроводность газа при давлении Р и температуре tГСР, Вт/кг*К;

Сср=1015 Дж/кг*К [9, c.31, черт.1]
= 0,030 Вт/м*К [9, c.33, черт.3]

6.5.3.6. Определение числа Нуссельта при движении вдоль оребрен-ной трубы

определим число Нуссельта при движении вдоль
оребренной трубы по следующей формуле:
где - число Нуссельта
Lp – длина ребра между прорезями , м;

6.5.3.7. Определение коэффициента теплоотдачи со стороны газа

Определим коэффициент теплоотдачи со стороны газа по формуле:

Где - коэффициент теплоотдачи со стороны газа, Вт/(м2*К).

6.5.4. Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воды

6.5.4.1. Определение объемного расхода охлаждающей воды

Определим объемный расход охлаждающей воды по следующей фор-муле:



где W- объемный расход охлаждающей воды, м3/с.
- удельная теплоемкость воды, Дж/ кг*К
- Плотность воды , кг/ м3;
= 4,19*103 Дж/ кг*к [9,с.15]
= 1000 кг/м3 [9,с.15]
6.5.4.2. Определение скорости воды в холодильнике

Определим скорость воды в холодильнике по следующей формуле:

где - скорость воды в холодильнике, м/с;
- площадь для прохода воды в холодильнике, М2 ;

6.5.4.3. Определение числа Рейнольдса для воды

Определим число Рейнольдса для воды по следующей формуле:

где - - число Рейнольдса для воды ;
-эквивалентный диаметр для прохода воды, м ;
- кинематическая вязкость воды при температуре (tw)ср , м2/с;


=0,78*10-2 м [ 9.c.4.]
= 0,8*10-6 м2/с [9.c27]

6.5.4.4. Определение числа Нуссельта для воды

Определим число Нуссельта для воды по следующей формуле:


где - число Нуссельта для воды;
- число Прандтля для воды при температуре twср;
- число Прандтля для воды при температуре tст.ср;

= 5,36 [9.c27]
= 4,48  [ 9.c27] 

6.5.4.5. Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воды

Определим коэффициент теплоотдачи со стороны воды по формуле:

где -коэффициент теплоотдачи со стороны воды, Вт/ м2*К
- теплопроводность воды при температуре tср. ст,, Вт/м*К;

=0,63 , Вт/ м*К [9.c.27]


6.5.5.Определение линейного коэффициента теплопередачи

6.5.5.1. Определение комплекса А для ребер

Определим комплекс А для ребер по следующей формуле:
где А – комплекс для ребер ;
- термическое сопротивление слоя загрязнения, м2*к/Вт;
- толщина ребра ; м.
- теплопроводность материала, Вт/м*к;
h – Высота ребра, м;
=0,344*10-3 М2 К/Вт; [ 9.c.29]
=0,172*10-3 М2 К/Вт; [ 9.c.29]
=150 Вт/м*к [ 9.c.30]
6.5.5.2. Определение линейной эквивалентной площади оребренной тру-бы

Определим линейную эквивалентную площадь оребренной трубы по следующей формуле:

где - линейная эквивалентная площадь оребренной трубы, м2 ;
- площадь поверхности трубы между ребрами, м2;
-площадь поверхности трубы между ребрами,м2;
- длина трубы, м;
6.5.5.3. Определение коэффициента оребрения

Определим коэффициент оребрения по формуле:
E=0,9 [9. c.8.черт.2в]

6.5.5.4. Определение линейного (по длине трубы) коэффициента тепло-передачи для оребренной трубы.

Определим линейный (по длине трубы) коэффициент теплопередачи для оребренной трубы по следующей формуле:
где Ке- линейный коэффициент теплопередачи, Вт/м*К;
d1 – внутренний диаметр теплопередающих труб , м;
d2 – наружный диаметр теплопередающих труб , м;
dср – средний диаметр теплопередающих труб , м;
- толщина стенки теплопередающих труб, м;

6.5.5.5 Определение необходимой длины трубы
Определим необходимую длину трубы по следующей формуле:

где - необходимая длина трубы, м;
- количество трубы, шт.;
6.5.5.6. Определим запас поверхности

Определим запас поверхности по следующей формуле:

где - запас поверхности, %
- длина трубы холодильника, м;
- необходимая длина трубы, м;
6.5.6. Расчет гидравлических сопротивлений


6.5.6.1. Определение скорости газа на входе в холодильник

Определим скорость газа в входе в холодильник по следующей форму-ле:

где - скорость газа на входе в холодильник, м/с;
- площадь сечения на входе газа в холодильник, м2;
-плотность газа при давлении Р и tг1, кг/м3;

=0,297*10-1 м2;
=2,05 м2 [8.c.27]

6.5.6.2.Определение потери давления на входе в холодильник

Определим потерю давления газа на входе в холодильник по формуле:
где - потеря давления газа на входе в холодильник, Па;
- коэффициент местного сопротивления входа в холодильник [9.c18.п 2.8]

6.5.6.3.Определение коэффициента трения

Определим коэффициент трения по следующей формуле:

где - коэффициент трения


6.5.6.4.Определение коэффициента сопротивления

Определим коэффициент сопротивления по следующей формуле:

где -коэффициент сопротивления

6.5.6.5. Определение коэффициента сопротивления теплопередающего элемента

Определяем коэффициент сопротивления теплопередающего элемента по следующей формуле:

где - коэффициент сопротивления теплопередающего элемента;
- коэффициент сопротивления;
- коэффициент местного сопротивления труб;


=2    [9.c.20п.2.10]  

=13,3+0,368+2=15,668   [9.c18.п.2.8] 

6.5.6.6. Определение потери давления газа в теплопередающем элементе холодильника

Определим потерю давления газа в теплопередающем элементе холо-дильника по следующей формуле:
 
где =потеря давления газа в теплопередающем элементе холо-дильника, ПА


6.5.6.7. Определение скорости газа на выходе из холодильника

Определим скорость газа на выходе из холодильника по следующей формуле:

-скорость газа на выходе из холодильника, м/с;
-площадь сечения на выходе газа из холодильника, м2;
- плотность газа при давлении P и температуре Tг2, кг/м3. [8, с.42]

6.5.6.8.Определение потери давления на выходе из холодильника
Определим потерю давления газа на выходе из холодильника по форму-ле:

где -потери давления газа на выходе из холодильника, Па
- коэффициент местного сопротивления выхода из холодильника ;
=1 [9.c.18.п. 2.8]

6.5.6.9.Определение потери давления газа в холодильнике

Определим потерю давления газа в холодильнике по следующей форму-ле:

где - потеря давления газа в холодильнике, Па


6.5.7.Расчет количества конденсата и времени между продувками

6.5.7.1. Определение массы выделившейся влаги

Определим массу выделившейся влаги по следующей формуле:

где - масса выделившейся влаги, кг/с.

6.5.7.2. Определение объема влагоотделителя

Определим объем влагоотделителя по формуле:
По чертежу Vв - объём влагоотделителя, м3 ;
Vв=0,03 м3;

6.5.7.3. Определение необходимого времени между продувками
Определим необходимое время между продувками по следующей фор-муле:

где - необходимое время между продувками, мин;
Принятое время между продувками , мин;





Размер файла: 571,9 Кбайт
Фаил: Упакованные файлы (.rar)

   Скачать

   Добавить в корзину


        Коментариев: 0


Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользваться поиском по базе.



Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Страницу Назад

  Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ МОБИЛЬНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ-Расчет компрессорной станции-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Вход в аккаунт:

Войти

Забыли ваш пароль?

Вы еще не зарегистрированы?

Создать новый Аккаунт


Способы оплаты:
Ю-Money WebMoney SMS оплата qiwi PayPal Крипто-валюты

И еще более 50 способов оплаты...
Гарантии возврата денег

Как скачать и покупать?

Как скачивать и покупать в картинках


Сайт помощи студентам, без посредников!