ВИНТОВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Коловратный компрессор типа Руте (рис. 20.4), применяемый при невысоких давлениях, действует аналогично коловратному насосу, .т. е. порция газа переносится между зубьями ротора при постоянном объеме, а сжатие газа происходит в момент, когда рабочая камера сообщается с нагнетательной стороной машины. Вследствие малого числа зубьев передача равномерного вращения от одного ротора к другому становится затруднительной. Передача осуществляется зубчатой парой, расположенной вне компрессора, а между роторами сохраняется зазор в 0,1 — 0,2 мм, что позволяет избежать их износа и необходимости вводить в компрессор смазку. Это — важное достоинство таких машин, используемых в качестве газодувок и вакуумных насосов там, где присутствие масла в сжимаемом газе недопустимо. С другой стороны, они пригодны для нагнетания запыленного газа.

Коловратные компрессоры широко используются для наддува двигателей внутреннего сгорания. Их главное достоинство — надежность и долговечность благодаря исключительной простоте конструкции. Объемный расход газа на входе — от 10 до 60 000 м³/ч, в вакуум-насосах — до 100 тыс. м³/ч. Степени повышения давления — до 1,4, в редких случаях до 1,8. При более высоких отношениях (примерно до 2,5) применяется двухступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением.

Для уменьшения пульсации газа и снижения уровня шума зубья роторов имеют спиральную форму. Существуют секционные машины, роторы секций в которых насажены на вал со смещением на 45 — 60°. С этой же целью кромки входного и выходного окон в цилиндрах делают наклонными.

Рабочий объем компрессора

,

где D — разность между площадью круга радиусом R,описанного сечением ротора, перпендикулярным к его оси, и площадью этого сечения; l — длина ротора; Q — коэффициент использования сечения цилиндра (для двухзубых роторов Q = 0, 51 ¸ 0,59, для трехзубых Q = 0, 49 ¸ 0, 52). Коэффициент объемного расхода газа зависит от степени повышения давления (l = 0,60 ¸ 0,90).

Поскольку прсцесс нагнетания в рассматриваемых машинах протекает без внутреннего сжатия, то полезной мощностью будет изохорическая мощность (как в насосах):

.

Мощность на валу нагнетателя определяется посредством к. п д. (который можно назвать изохорическим)[1]:

где h = 0, 87 ¸ 0, 94. При расчетах мощности коловратного компрессора можно также исходить из адиабатической мощности, используя адиабатический к. п. д. h_ад= 0,5 ¸ 0,7.

[1] Этим коэффициентом учитываются все виды потерь и, кроме того, исправляется неточность расчета полезной мощности по формуле для изохорического сжатия.

ВИНТОВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Винтовые компрессоры — двухроторные (реже трехроторные) машины, выполненные в виде винтовой зубчатой передачи с большим углом подъема (рис. 20.5). Торцы винтов повернуты относительно друг друга на углы t₁и t₂. Условие зацепления винтов:

t₁ z₁ = – t₂ z₂,

где z₁ и z₂ — число зубьев соответственно ведущего и ведомого роторов.

Между соседними зубьями каждого винта образуются полости, ограниченные в радиальном направлении цилиндрическими, а по длине — торцовыми поверхностями расточек в корпусе. При зацеплении винтов каждая полость в различной степени (в зависимости от углового положения) заполняется зубьями соседнего ротора, причем линия контакта зубьев разделяет полость на две части[1].

Одна из них (нижняя) сообщается с областью всасывания через окно, расположенное внизу переднего торца, а вторая (верхняя) может сообщаться с

нагнетательным окном, которое расположено на задней торцовой плоскости, а также на цилиндрических поверхностях расточек корпуса под винты.

Последовательность рабочего процесса в компрессоре показана на рис. 20.6. При вращении винтов объем нижней части полости увеличивается, благодаря чему обеспечивается всасывание газа, а объем верхней части

уменьшается, вследствие чего сначала происходит сжатие газа, а затем выталкивание (когда у заднего торца данная полость достигает нагнетательного окна). В момент, когда зуб ведомого ротора начинает входить в полость П₁ ведущего ротора (рис. 20.7, а), объем ее начинает сокращаться. Вначале темп сокращения очень невысокий, поэтому отсечку полости от всасывающего окна по кромке abc (рис. 20.7, б)задерживают до тех пор, пока в результате соединения впадин обоих винтов не начнет образовываться парная полость П_1,2 (чтобы не было потерь при соединении пространств с различными давлениями).

Начиная с этого положения, в сокращающейся изолированной полости П_1,2 происходит сжатие до момента, когда задние сечения полости не достигнут кромок нагнетательного окна ab и kl (рис. 20.7, в). Степень сжатия, определяющая внутреннее повышение давления газа в полости, зависит от положения кромок нагнетательного окна по отношению к началу сжатия.

Профили зубьев подбираются с таким расчетом, чтобы при взаимной обкатке винтов их зубья сопрягались теоретически без зазора. Были исследованы различные зубья — симметричного и асимметричного профиля с циклоидальным, круговым и эллиптическим профилем, корригированные и без коррекции. Большинство заводов-изготовителей выпускает компрессоры с цевочным зацеплением, т. е. таким, у которого круговой профиль зуба очерчен из центра, расположенного на делительной окружности винта (рис. 20.8, а). Достоинство кругового профиля — возможность выполнять точную обработку зуба и иметь малые зазоры, что важно для достижения хорошей герметичности полостей. Недостатки — малое сечение впадины, ослабление зуба и острые грани у ведомого винта, негерметичность в осевом сечении.

Применяются также зубья циклоидальной формы симметричной или асимметричной. Асимметричные профили составляются из ветвей различных кривых. Например, линии зуба и впадины со стороны низкого давления, где не требуется осевая герметичность, в основном круговые (вс и ВС на рис. 20 8, б),в то время как со стороны высокого давления — трохоидные. Линия cd на ведущем зубе— эпициклоида, описанная точкой D ведомого винта при качении окружности радиуса r_t2по окружности радиуса r_t1. Участок CD — удлиненная эпициклоида, описанная точкой с ведущего винта при качении окружности радиуса r_t1по окружности радиуса r_t2.

Для типоразмерных рядов винтовых машин в нашей стране принят эллиптический профиль (рис. 20.8, в), обеспечивающий наилучшие показатели работы компрессора [13, с. 334].

Винтовые компрессоры подразделяются на две группы:

1) сухого сжатия, в рабочее пространство которых не подается ни смазывающая, ни охлаждающая жидкость; охлаждение — обдувом корпуса или потоком воды или масла через рубашку корпуса и полые винты, подаваемый газ не содержит масла и продуктов износа деталей;

2) мокрого сжатия с впрыскиванием жидкости в полости компрессора с целью охлаждения и уплотнения; компрессор называется маслозаполненным, если вводится значительное количество такой жидкости. В машинах мокрого сжатия после компрессора устанавливают отделители жидкости.

В компрессоре сухого сжатия так же, как в коловратном, зубья не соприкасаются благодаря шестерням связи, синхронизирующим движение винтов. Зазор между зубьями шестерен приблизительно в два раза меньше зазора между зубьями винтов, что исключает взаимное касание винтов при работе. Зазоры обеспечивают свободное вращение винтов при деформации роторов под действием давления газа и изменения температуры, но должны быть минимальными для уменьшения перетеканий газа. Поэтому стремятся к тому, чтобы роторы были жесткими. Жесткость роторов, помимо соотношения диаметра и длины винта, зависит также от числа зубьев z₁и z₂. С их увеличением жесткость возрастает, что позволяет увеличить отношение давления при тех же зазорах. Однако при этом объемы впадин между зубьями уменьшаются, что приводит к снижению рабочего объема компрессора. Оптимальное и наиболее распространенное сочетание числа зубьев z₁ = 4 и z₂ = 6. В этом случае достигается равнопрочность роторов и появляется возможность выполнить их с одинаковым внешним диаметром D, что важно для технологии изготовления винтов.

Достоинство компрессоров сухого сжатия — нагнетание газа без загрязнения продуктами смазки. Недостатки — высокий уровень шума; сравнительно небольшое повышение давления в одной ступени (e<4). Шум винтового компрессора вреден для здоровья главным образом вследствие высокой частоты звуковых колебаний (200—2000 Гц), что определяется числом зубьев и частотой вращения роторов. Звуковые колебания более высоких частот менее интенсивны. Для уменьшения шума винтовые компрессоры снабжают поглощающими и резонансными глушителями, укрывают звукоизолирующими кожухами.

Повышение давления в одной ступени ограничено тем же фактором, что и в поршневых машинах, — конечной температурой сжатия. Охлаждение корпуса водой в винтовом компрессоре малоэффективно, так как процесс сжатия газа проходит гораздо быстрее, чем в поршневом. Вместе с тем превышение определенной температуры при заданных зазорах не допустимо из-за опасности заклинивания роторов при температурных деформациях.

Для снижения температуры нагнетания и увеличения допустимого значения e применяют впрыскивание воды или масла в компрессор. Масло обволакивает тонкой пленкой винты и уменьшает сечения щелей. Смазываемые винты могут контактировать, поэтому конструктивно маслозаполненный компрессор отличается тем, что в нем отсутствуют шестерни связи.

Концевые уплотнения машины упрощены, поскольку уплотнение здесь осуществляется тем же маслом, которое подается в рабочую полость для охлаждения газа и в подшипники. Ненапряженный температурный режим и большая жесткость роторов (меньшее расстояние между подшипниками), достигаемая в результате упрощения узлов концевых уплотнений, позволяет в два раза уменьшить конструктивные зазоры и увеличить степень повышения давления в одной ступени до 9, а в отдельных случаях — до 17. Несмотря на то что впрыскивание масла приводит к увеличению газодинамических потерь, вследствие снижения интенсивности перетекания газа и приближения процесса сжатия к изотермическому энергетические показатели самого маслозаполненного компрессора выше, чем у компрессора сухого сжатия.

К- п. д. винтового компрессора так же, как и компрессоров других типов, зависит от частоты вращения вала. Значение оптимальной окружной скорости винтов зависит от соотношения между потерями от внутренних перетеканий газа и газодинамическими потерями (рис. 20.9). В маслозаполненных машинах при меньших зазорах и больших динамических потерях оптимальная скорость на 60—65% снижается, вследствие чего, а также благодаря наличию жидкости в рабочей полости снижается уровень шума и его тональность, что позволяет отказаться от звукопоглощающих устройств. Таким образом, в конструкции этой группы компрессоров устраняются основные недостатки машин сухого сжатия. Вместе с тем компрессорная установка усложняется системой подачи, улавливания масла и возврата его в циркуляционную систему (рис. 20.10). Недостатком является также сравнительно большой расход масла. При e= 8 ¸ 9 в компрессоре циркулируют 5 — 8 кг масла на 1 кг сжимаемого воздуха, а унос масла с воздухом составляет 0,25 — 0,5 г/кг. Содержание масла в нагнетаемом воздухе можно уменьшить, но тогда возрастает потеря давления в маслоотделителях. Если воздух подается к пневматическому инструменту, требующему некоторого количества масла в сжатом воздухе для смазки трущихся деталей, то указанный расход масла частично оправдывается.

При одинаковых e удельный расход мощности в маслозаполненных машинах всегда больше, чем в машинах сухого сжатия, вследствие затрат энергии на подачу масла в компрессор под давлением, на движение двухфазной среды в коммуникациях и в маслоотделителях.

Они применяются в первую очередь в передвижных компрессорных установках, обычный привод которых (дизель) удобен для регулирования подачи воздуха изменением частоты вращения вала. Невысокая температура нагнетаемого воздуха в значительной степени увеличивает срок службы шлангов, которые присоединяются к компрессорной установке. Небольшие размеры компрессора позволяют разместить его непосредственно на картере двигателя, что упрощает монтаж.

Верхняя граница конечного давления в двухступенчатом винтовом компрессоре сухого сжатия (»1,2 МПа) обусловлена нагрузочной способностью упорных подшипников, которая не позволяет увеличить разность давлений газа на входе и выходе второй ступени более чем на 0,7 — 0,9 МПа. При давлениях больших 1,2 МПа винтовые компрессоры приходится изготовлять многокорпусными, в результате чего установки становятся слишком громоздкими. Совершенствование машин позволяет расширить границы достигаемых давлений. Одна из фирм, повысив несущую способность опор, выпустила компрессоры сухого сжатия с давлением до 4 МПа.

Рабочий объем винтового компрессора определяется по площадям f₁и f₂ торцового сечения винтовых впадин ведущего и ведомого роторов длиной l:

V_p=( f₁+ f₂)lz₁=sD²lz₁,

где s — коэффициент, зависящий от формы профиля зубьев; для кругового профиля s = 0,1143.

Коэффициент объемного расхода газа l, на входе зависит от тех же факторов, что и в поршневом компрессоре. Особенность винтовых компрессоров — высокие значения этого коэффициента (0,85¸0,92); при высоких частотах вращения он близок к единице и даже может превышать ее. Это объясняется влиянием скоростного наддува и относительно малым объемом мертвого пространства (менее 0,5% для несимметричного и около нуля для кругового профиля). Скоростной (инерционный) наддув состоит в том, что в результате торможения газа, поступающего с большой скоростью из всасывающего патрубка, давление в винтовых полостях в конце этапа всасывания оказывается выше начального (коэффициент давления l_р > 1). Эффект усиливается с увеличением частоты вращения.

Процесс сухого сжатия близок к адиабатическому, так как длительность его очень мала (<0,01 с). При впрыскивании воды или масла показатель политропы в зависимости от интенсивности охлаждения для воздуха находится в пределах 1,1¸1,4.

Мощность винтового компрессора обычно рассчитывают по адиабатическому к. п. д., который при сухом сжатии составляет:

для крупных машин 0,80—0,83 при e = 3,2¸4,2;

для средних машин 0,76—0,81 при e= 3,2¸4,2;

для малых машин 0,70—0,75.

При впрыскивании небольшого (8—14% по массе) количества воды адиабатический к. п. д. увеличивается на 4—8%. Для маслозаполненных машин, поскольку в них осуществляется высокое сжатие в одной ступени, h_ад = 0,68—0,74[2].

Характеристики винтовых компрессоров, так же, как и других машин, дают информацию об объемном расходе газа на входе, мощности и к. п. д. при различных e (рис. 20.11, а). Кривые коэффициента lтипичны для объемных машин; они «падают» почти линейно с увеличением e. Под влиянием снижения относительного значения количества перетекающего газа через щели и инерционного наддува при высоких частотах вращения вала кривые lрасполагаются выше, чем при низких частотах. Кривые к. п. д. «плоские» в широком диапазоне e, что указывает на приспособленность компрессора к работе на переменных режимах.

«Топографическая» характеристика представлена на рис. 20.11, б. На ней отчетливо видна область наивысших значений к. п. д. при изменении частоты вращения и степени повышения давления.

По удельному расходу мощности винтовые компрессоры пока уступают поршневым, что объясняется тем, что они находятся на начальной стадии развития.

[1] Термин «линия контакта зубьев» — условный, так как в действительности контакта между винтами может и не быть.

[2] Эти данные относятся к случаю совпадения конечного давления с давлением внутреннего сжатия.