Расчет нагнетателя природного газа на степень сжатия 1,7
Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности. Исследование особенностей центробежных нагнетателей природного газа, предназначенных для линейных компрессорных станций магистральных газопроводов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.10.2017 |
| Размер файла | 186,2 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Санкт-Петербургский государственный политехнический университет
Кафедра КВиХТ
Курсовая работа
«Расчет нагнетателя природного газа на степень сжатия 1,7»
Студент гр. 5034/1: Грачев А.А.
Преподаватель: Коршунов А.В.
Санкт-Петербург 2012
Содержание
Введение
1. Исходные данные для расчета
2. Расчет первой ступени
2.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
2.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
2.3 Определение основных размеров выходного устройства
3. Расчет второй ступени
3.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
3.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
3.3 Определение основных размеров выходного устройства
Список литературы
Введение
В связи с падением расхода и давления из-за выработки старых месторождений природного газа появляется необходимость в увеличении степени сжатия компрессорного цеха, а следовательно и каждого нагнетателя природного газа.
Центробежные нагнетатели природного газа, предназначенные для линейных компрессорных станций магистральных газопроводов, обычно выполняются одноступенчатыми или двухступенчатыми. Во втором случае рассчитываются последовательно обе ступени, причем расчет их принципиально не отличается.
Особенностями проектирования нагнетателей является необходимость учета высокого давления перекачиваемой среды и реальных физических свойств природного газа, это делается с помощью коэффициента сжимаемости Z, т.е. уравнение состояния используется в виде PV=ZRT. Коэффициент сжимаемости зависит от давления и температуры газа и определяется по экспериментальным данным.
Важнейшим параметром, определяющим технико-экономические показатели центробежного нагнетателя, является частота вращения. При проектировании газоперекачивающих агрегатов с газотурбинным приводом частота вращения силового вала выбирается на основании предварительных расчетов и согласования характеристик свободной силовой турбины и центробежного нагнетателя.
Для конструкции нагнетателя был принят нагнетатель 235-21-1 производства НЗЛ.
1. Исходные данные для расчета
Для выполнения проектных расчетов заданы следующие величины :
частота вращения нагнетателя n = 6750 об/мин;
потребляемая нагнетателем мощность Nн = 16 МВт;
мощность механических потерь Nмех = 300 кВт;
давление газа при выходе из нагнетателя P2 = 7,5 МПа;
степень повышения давления н = 1,7;
политропический КПД пол = 0,82;
газовая постоянная Rг = 0,508 кДж/кг;
температура газа перед нагнетателем T1Г = 283 К;
показатель адиабаты k = 1,31;
коэффициент сжимаемости z =0,86.
Поскольку рассчитываемый нагнетатель является двухступенчатым, то общая степень сжатия н распределяется между ступенями:
для первой ступени н 1ст= 1,31;
для второй ступени н 2ст= 1,30.
2. Расчет первой ступени
2.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
Исходя из заданных параметров рабочего тела, определяется действительный напор, создаваемый ЦН, отнесенный к 1 кг газа:
кДж/кг.
Действительный напор создаваемый первой ступенью нагнетателя:
кДж/кг.
Мощность потребляемая первой ступенью:
МВт.
Массовый расход:
177,8 кг/с.
В соответствии с опытом проектирования выбирается окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса: U2 = 275 м/с.
0,778 м.
Из уравнения состояния газа определяются параметры газа на входе в рабочее колесо - удельный объем газа центробежный нагнетатель газопровод
м3/кг,
где 4,4 МПа.
Объемная производительность на входе в рабочее колесо
4,98 м3/c.
2.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
Рабочее колесо принимается открытого типа в соответствии с конструктивной схемой на рисунке 1
Конструктивная схема рабочего колеса
Рис. 1
Коэффициент принимается стеснения 0,778.
Диаметр рабочего колеса на входе D1 определяется, после задания величины втулочного отношения 0,5:
= 0,389 м.
Окружная скорость на входе в рабочее колесо
137,4/с.
Для определения ширины рабочего колеса на входе b1 и относительной скорости входа w1 задается угол входа в рабочее колесо .
Тогда:
115,3 м/с;
=45,5 мм;
179,4м/с.
Строятся треугольник скоростей на входе (см. рис. 2).
Объемная производительность на выходе из рабочего колеса определяется приближенно с учетом повышения температуры газа и дополнительного сжатия в диффузоре
3,99 м3/c.
Задается относительная ширина лопаток на выходе из рабочего колеса: b2/D2 = 0,04.
Ширина лопаток на выходе из рабочего колеса:
b2 = ( b2/D2 ) D2 = = 31,1мм.
Объемную производительность на выходе из рабочего колеса V2 можно представить
, м3/c,
где 0,899 - коэффициент стеснения.
Определяется величина
=0,212,
для эффективной работы диффузора необходимо, чтобы 0,20…0,32.
Радиальная составляющая скорости С2r выходного треугольника скоростей
=58,3 м/с.
Для построения выходного треугольника скоростей при бесконечном числе лопаток следует задаться углом = 34.
Относительная скорость при бесконечно большом числе лопаток определяется из выходного треугольника скоростей
=104,3 м/с.
Опыт проектирования показывает, что для обеспечения высокого КПД нагнетателя требуется выполнение условия:
2,
=1,6.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется как:
=86,4м/с.
Величина составляющей скорости , необходимая для определения угла :
275 - 86,4= 188,6м/с,
после чего определяется:
=17,2.
Абсолютная скорость равна:
=197,2 м/с.
Определены все элементы, необходимые для построения теоретического треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса при бесконечно большом числе лопаток
При конечном числе лопаток вследствие наличия циркуляции в межлопаточном пространстве происходит отклонение потока при выходе из лопаток в направлении, обратном вращению колеса. Поэтому действительный угол всегда меньше теоретического , т.е. <. В результате изменяются составляющие треугольника скоростей. Уменьшение проекции абсолютной скорости на окружную можно найти по формуле Стодола
м/с,
где z2 - число лопаток, принимаемое в диапазоне 9…18, z2 = 14.
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость С2r определяется
188,6 - 34,5 = 154,1 м/с.
Из треугольника скоростей
=20,7.
Значение абсолютной скорости С2 равно:
=164,9м/с.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется
275 - 154,1= 120,9 м/с.
Из треугольника скоростей
=25,7.
Относительная скорость w2 равна
м/с.
Аналогично теоретическому треугольнику скоростей на выходе строится в этом же масштабе действительный треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса, изображенный на рисунке 2.
Необходимо проверить, обеспечивается ли заданная степень сжатия н = 1,31:
1,31,
где Мu - число Маха при окружной скорости:
0,683;
т - коэффициент теоретического напора, учитывающий конечное число рабочих лопаток:
.
Угол наклона направляющего диска
,
по условиям обеспечения прочности покрывающего диска целесообразно иметь .
Радиус лопаток R равен
=0,327м.
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток, равен
м.
Рис.2 Треугольники скоростей первой ступени
2.3 Определение основных размеров выходного устройства
В одноступенчатом нагнетателе выходное устройство состоит из диффузора и сборной камеры.
Диффузор служит для преобразования скоростного напора потока в давление. В НПГ применяют лопаточные и безлопаточные диффузоры. Первые обеспечивают меньший уровень потерь при преобразовании энергии, но в сравнительно узком диапазоне расходов. Безлопаточные диффузоры более просты в изготовлении, их применяют при работе в широком диапазоне режимов.
Если , а предпочтителен безлопаточный диффузор. Т.к. в данном случае , принимаем лопаточный диффузор.
Для лопаточного диффузора:
Угол входа на лопатки диффузора выбираем из условия б3 ? б2 = 210.
Угол выхода из лопаток .
Ширину диффузора берём постоянной и равной
Число лопаток диффузора выбираем в диапазоне Zлд = 19…29, но не кратное числу лопаток рабочего колеса во избежание возбуждения колебаний, могущих вызвать повреждение периферийной части рабочего колеса. Принимаем Zлд = 23.
Абсолютную скорость определяем по выражению:
м/с
Радиус лопаток диффузора
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток диффузора
3. Расчет второй ступени
3.1 Определение действительного напора, наружного диаметра рабочего колеса и объемной производительности
Мощность потребляемая второй ступенью:
МВт.
Действительный напор создаваемый первой ступенью нагнетателя:
кДж/кг.
Массовый расход:
183,2 кг/с.
В соответствии с опытом проектирования выбирается окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса: U2 = 266 м/с.
=0,753 м.
Значение D2 округляется с точностью до 0,01 м:
D2 = 0,750 м,
после чего уточняется значение окружной скорости U2:
= 264,9 м/с.
Из уравнения состояния газа определяются параметры газа на входе в рабочее колесо - удельный объем газа
м3/кг,
где 5,77 МПа.
Объемная производительность на входе в рабочее колесо
4,03 м3/c.
3.2 Расчет основных размеров рабочего колеса
Коэффициент принимается стеснения 0,794.
Диаметр рабочего колеса на входе D1 определяется, после задания величины втулочного отношения 0,5:
= 0,375 м.
Окружная скорость на входе в рабочее колесо
=132,5м/с.
Для определения ширины рабочего колеса на входе b1 и относительной скорости входа w1 задается угол входа в рабочее колесо .
Тогда:
=111,2м/с;
=38,8 мм;
=172,9 м/с.
Строится треугольник скоростей на входе ( см. рис 3).
Объемная производительность на выходе из рабочего колеса определяется приближенно с учетом повышения температуры газа и дополнительного сжатия в диффузоре
3,25 м3/c.
Задается относительная ширина лопаток на выходе из рабочего колеса: b2/D2 = 0,04.
Ширина лопаток на выходе из рабочего колеса:
b2 = ( b2/D2 ) D2 = 0,04*0,750= 30,0 мм.
Объемную производительность на выходе из рабочего колеса V2 можно представить
, м3/c,
где 0,899 - коэффициент стеснения.
Определяется величина
=0,193.
Радиальная составляющая скорости С2r выходного треугольника скоростей
0,193*264,9=51,1 м/с.
Для построения выходного треугольника скоростей при бесконечном числе лопаток следует задаться углом = 32.
Относительная скорость при бесконечно большом числе лопаток определяется из выходного треугольника скоростей
=96,4м/с.
Опыт проектирования показывает, что для обеспечения высокого КПД нагнетателя требуется выполнение условия:
2,
=1,71.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется как:
=81,8м/с.
Величина составляющей скорости , необходимая для определения угла :
264,9 - 81,8 = 183,1 м/с,
после чего определяется:
=15,6.
Абсолютная скорость равна:
=190,0 м/с.
Уменьшение проекции абсолютной скорости на окружную :
=33,9 м/с,
где z2 - число лопаток, принимаемое в диапазоне 9…18, z2 = 13.
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость С2r определяется
183,1 - 33,9 = 149,2 м/с.
Из треугольника скоростей
.
Значение абсолютной скорости С2 равно:
=157,8 м/с.
Проекция относительной скорости на окружную скорость определяется
264,9 - 149,2 = 115,7 м/с.
Из треугольника скоростей
=23,8.
Относительная скорость w2 равна
=126,6м/с.
Аналогично теоретическому треугольнику скоростей на выходе строится в этом же масштабе действительный треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса, изображенный на рисунке 3.
Необходимо проверить, обеспечивается ли заданная степень сжатия н = 1,30:
1,30,
где Мu - число Маха при окружной скорости:
=0,64
т - коэффициент теоретического напора, учитывающий конечное число рабочих лопаток:
.
Угол наклона направляющего диска
по условиям обеспечения прочности покрывающего диска целесообразно иметь .
Радиус лопаток R равен
= 0,30м.
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток, равен
=0,20 м.
3.3 Определение основных размеров выходного устройства
Т.к. в данном случае , принимаем лопаточный диффузор.
Для лопаточного диффузора:
Угол входа на лопатки диффузора вибираем из условия б3 ? б2 = 18,90
Угол выхода из лопаток .
Ширину диффузора берём постоянной и равной
Число лопаток диффузора выбираем в диапазоне Zлд = 19…29, но не кратное числу лопаток рабочего колеса во избежание возбуждения колебаний, могущих вызвать повреждение периферийной части рабочего колеса. Принимаем Zлд = 23.
Абсолютную скорость определяем по выражению:
.
Радиус лопаток диффузора
Радиус окружности , на которой расположены центры радиусов лопаток диффузора
Рис.3 Треугольники скоростей второй ступени
Список литературы
1.Селезнев К.П., Подобуев Ю.С., Анисимов С.А. Теория и расчет турбокомпрессоров. - Л.: Машиностроение, 1968. - 408 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Общее понятие о магистральных газопроводах как системах сооружений, предназначенных для транспортировки газа от мест добычи к потребителям. Изучение процесса работы компрессорных и газораспределительных станций. Дома линейных ремонтеров и хранилища газа.
реферат [577,3 K], добавлен 17.01.2012Сведения об очистке природного газа. Применение пылеуловителей, сепараторов коалесцентных, "газ-жидкость", электростатического осаждения, центробежных и масляных скрубберов. Универсальная схема установки низкотемпературной сепарации природного газа.
реферат [531,8 K], добавлен 27.11.2009Использование природного газа в доменном производстве, его роль в доменной плавке, резервы снижения расхода кокса. Направления совершенствования технологии использования природного газа. Расчет доменной шихты с предварительным изменением качества сырья.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 17.08.2014Расчет рабочего колеса. Определение диаметра входа в него, его наружного диаметра, ширины лопаток, числа оборотов нагнетателя. Профилирование лопаток рабочего колеса. Расчет основных размеров диффузора, мощности на валу машины динамического действия.
контрольная работа [83,6 K], добавлен 10.01.2016Общая характеристика центробежных нагнетателей. Особенности применения устройства Н-235-21-1 в работе газопровода. Изучение структуры и состава нагнетателя, технических основ сжатия газа. Описание предназначения поплавковых камер и гидроаккумулятора.
презентация [1,8 M], добавлен 28.01.2016История развития рынка сжиженного природного газа, его современное состояние и перспективы развития. Технология производства и транспортировки сжиженного природного газа, обзор перспективных проектов по созданию заводов по сжижению газа в России.
реферат [2,5 M], добавлен 25.12.2014Объемы разведанных и прогнозируемых запасов природного газа в Казахстане. Основные схемы магистральных газопроводов республики: Средняя Азия-Центр, Бухара-Урал, Оренбург-Новопсков, Ташкент-Бишкек-Алматы. Международный транзит газа по территории страны.
курсовая работа [262,2 K], добавлен 04.03.2015Назначение и классификация магистральных газопроводов, их разновидности и возможности, состав сооружений линейной части. Назначение и типы компрессорных станций, и их оборудование. Подземные хранилища газа: назначение, классификация, область применения.
курсовая работа [464,3 K], добавлен 06.01.2014Расчет материального и теплового балансов и оборудования установки адсорбционной осушки природного газа. Физико-химические основы процесса адсорбции. Адсорбенты, типы адсорберов. Технологическая схема установки адсорбционной осушки и отбензинивания газа.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.05.2019Разработка методики расчета работы аппаратов воздушного охлаждения на компрессорных станциях в рамках разработки ПО "Нагнетатель" для оптимизации стационарных режимов транспорта природного газа. Сравнение расчетных температур потока газа на выходе АВО.
курсовая работа [623,5 K], добавлен 27.03.2012
