А. В. Бараненко. Холодильные машины

ной холодильн'ой машины на чистом хладоне 22 с компрессором

без смазки приведены в работе [29]. Они сравнивались с данны­

ми испытаний серийной холодильной машины на хладоне 22

с маслом Хф22-24. Из сопоставления полученных результатов видно, что коэффициент теплопередачи испарителя, работающе­

го на чистом рабочем веществе, при плоmости теплового потока

от 1 до 8 кВт/м2 В 1,7-2 раза выше. Испытания кожухотрубноro

испарителя' с медными оребренными .трубами дали примерно

такие же результаты. <

Столь значительное повышение коэффициента теплоотдачи объясняется тем, что уровень заполнения испарителя рабочим

веществом при ОТСутСтвии масла значительно возрастает, что

и приводит К увеличению среднего коэффициента теплоотдачи со стороны рабочего вещества.

Исследования испарителя с внутритрубным кипением в со­ ставе холодильной машины с компрессором без смазки показа­ ли, что при начальной концентрации масла 1% интенсивность теплопередачи уменьшилась в 1,2-1,3 раза, а при концентра­ ции 5% в 1,5-1,7 раза по сравнению с кипением чистого рабоче­

го вещества.

Отрицательное влияние масла на теплообмен при конденса­ ции показано в ряде работ. Авторы отмечают, что наличие мас­ ла в хладоне замедляет скорость стекания конденсата по труб­

кам и увеличивает толщину пленки, что и приводит К сниже­

нию коэффициента теплопередачи.

В работе [29] проведено сравнение коэффициентов теплопере­ дачи конденсатора с гладкими стальными трубами, который ра­ ботал на чистом хладоне 22 и на масло-хладоновой смеси. Сопо­

ставление показывает, что масло снижает'коэффициент тепло­

передачи конденсатора в 1,3-1,6 раза. В конденсаторе с медны­ МИ,оребренными трубами этот эффект несколько меньше и со­

ставляет 10-30%.

Смазочное масло, попадая на внутренние поверхности паро­ вых трубопроводов, образует вязкий масло-хладоновый слой, ско­

рость которого на два-четыре порядка ниже, чем скорость дви­

жения пара. Газообразное рабочее вещество, перемещаясь в .жид­ костной трубе., теряет часть своей энергии на перемещение и деформацию жидкого слоя. Наличие вязкой жидкости в трубо­

проводе, даже в незначительном количестве, приводит к резко­ му росту газодинамических потерь.

Испытания опытной холодильной машины с компрессором

без смазки, проведенные в СПБГАХПТ [29], показали, что ис­

ключение масла из системы позволяет снизить газодинамичес­

кие потери во всасывающем трубопроводе в четыре-пять раз. Гидравлические потери в испарителе с внутритрубным кипени­ ем при концентрации масла 1% увеличились в 1,7 раза, а при концентрации масла 5% - в 2,2 раза.

Процессы теплообмена в аппаратах аммиачных холодильных

машин в присутствии масла ухудшаются, так как масло не рас-

творяется в аммиаке и служит дополнительным термическим

сопротивлением.

Известно, что масло подается в рабочую полость маслозапол­

ненного винтового компрессора для уменьшения протечек и ох­

лаждения. Однако оно вместе с тем и отрицательно влияет на

объемный и энергетический КПД компрессора. Как отмечалось

ранее, это связано с T~M, что В современных винтовых холодиль­ ных маслозаполненных компрессорах масло, подаваемое на под­

шипники, разгрузочные поршни и уплотнения, собирается во

всасывающей полости и из него выделяется рабочее вещество

(.балластное. рабочее вещество), которое занимает часть пар­

ной полости и тем самым уменьшает кt>личество свежей порции рабочего вещества, всасываемого в компрессор. Эти потери, по данным работы [23], составляют в зависимости от типа масла и режима работы от 1О до 20%. Кроме того, это масло само

занимает часть объема в парной полости и подогревает рабочее

вещество в процессе всасывания, что также отрицательно ска­

зывается на коэффициенте подач:и.

Наличие масла в рабочей полости винтового компрессора вли­

яет также и на его энергетические потери. Исследования [22]

показали, что мощность, затрачиваемая на трение винтов о паро­ маслянную смесь и на перемещение масла в процессе сжатия

винтового компрессора, работающего при температуре конден­

сации 40 ос и температуре кипения -40 ос. составляет 38% от

индикаторной мощности, при температуре кипения -25 ос эта

мощность равна 35%. Кроме того, масляная система увеличива­

ет массу, размеры, стоимость и эксплуатационные расходы,

уменьшает надежность холодильной машины. Особенно резко

возрастают размеры и масса компрессорного агрегата из-за мас­

лоотделителя и масляной системы у машин с диаметром роторов

315 мм. '

На кафедре холодильных машин и НПЭ СПБГАХПТ за послед­

ние годы выполнен целый комплекс работ по созданию и иссле­

дованию ряда холодильных винтовых компрессоров сухого сжа­

тия. Исследования проводились в диапазоне температур кипе­

ния от -90 до 10 ос на различных рабочих веществах.

Исследования винтового компрессора сухого сжатия на хла­

доне 13 в режимах каскадной холодильной машины показали,

что коэффициент подачи и эффективный КПД компрессора до­

статочно высоки и их зависимости от температуры кипения имеют

пологий характер.

Сравнение зависимосreй л и Т\е ={(to) винтового компрессора

сухого сжатия и маслозаполненного, которые были исследованы

в режимах одноступенчатой холодильной машины на R22 при

температуре конденсации 35 ос (рис. 8.84) и в режимах первой

ступени двухступенчатой машины при промежуточной темпера­

туре tпр = -5 ос (рис. 8.85), показали преимущество компрессора

сухого сжатия.

~mml

Рис. 8.84. КоэффициеИ'l' по­ дачи и эффективвый КПД

ВИИ'l'овых компрессоров, ра­

бoi'.ающих на хладоне 22 в

режимах одиоступенчатой ХОJIОДИJIЬИОЙ машивы:

-- сухого сжатии; - - - -

МlICлоааполиеииого

Рис. 8.85. КоэффициеИ'l' по­ дачи и эффективвый КПД

ВИИ'l'овых компрессоров, ра·

ботающих на хладоне 22 в режимах первой ступени двухступенчатой ХОJIОДИJIЬ­ иой машины:

-- - сухого сжатиа: - - - -

МlICлозаполиеииого

Рис. 8.86. КоэффициеИ'l' по·

дачи ВИИ'l'овых компрессо·

ров, работающих в режимах

одноступенчатой ХОJIОДИJIЬ­

иой машивы при t. =50 ОС:

Рис. 8.87. Эффективвый КПД ВИИ'l'овых компрессо­

ров, работающих в режимах

одноступеичатой ХОJIОДИJIЬ­

ной машивы при t. =50 ОС:

-- - сухого сжатии иа R12;

- . - - сухогосжатиа на RC318;

-- - - маслоааполненнoroна R12

На рис. 8.86 и 8.87 показано сравнение л и lle винтовых

компрессоров сухого сжатия и маслозаполненного, исследован­

ных в режиме теплового насоса (tK =50 ОС) на R12. Это сравне­

ние также подтверждает преимущество винтового компрессора

сухого сжатия.

Характеристики,маслозаполн~нных винтовых компрессоров (ВХ350-2-1 на R22 и 21МКТ280-2-0-П3 на R12), показанные на рис. 8.84-8.87, построены по данным Московского за,вода .Ком­

прессор.; На рис. 8.86 также приведены характеристики л и на

рис. 8.87 lle = f(to) винтового компрессора сухого сжатия, рабо­

тающего на RC318 при t = 50 ОС, которые также не уступают

K

характеристикам маслозаполненного компрессора.

Сравнивая винтовые компрессоры сухого сжатия и маслоза­

полненные, следует отметить, что конструкция компрессоров су­

хого сжатия несколько усложняется, так как в них, как прави­

ло, необходимо устанавливать мультипликатор, шестерни связи и промежуточные уплотнения. Однако такое усложнение кон­

струкции компрессора не существенно, оно не может значитель­

но ухудшить надежность машины, так как мультипликатор пред­

ставляет собой зубчатую пару, встроенную непосредственно в кор­ пус компрессора. При современной технологии производства и достаточно совершенном станочном оборудовании изгото.вить эти зубчатые колеса несложно. Шестерни связи работают в доста­ точно легких условиях, так как они передают только 5-10% от об­ щей мощности и изготовить их также довольно просто. Кроме того,

некоторые типоразмеры компрессоров сухого сжатия можно выпол­

нять без мультипликатора (с диаметром роторов 315 мм и выше).

Промежуточное уплотнени~ - сравнительно простой и доста­

точно надежный узел, конструкция которого хорошо отработана

в воздушных и газовых винтовых компрессорах сухого сжатия.

~ Шум, который производят винтовые компрессоры сухого сжа­ тия при работе, выше, чем у маслозаполненных. Однако опыт

работы по борьбе с шумом в воздушных и газовых винтовых ком­

прессорах сухого сжатия, например у фирмы GHH, показывает, что эта проблема решается достаточно просто. Установка защит­ ного кожуха снижает шум до 75 дБ. А если учесть, что окружные

скорости роторов у холодильных компрессоров сухого сжатия в

1,5-2 раза меньше, чем у воздушных, то можно с уверенностью

сказать, что задачу борьбы с шумом можно с успехом решить. Как уже отмечалось, холодильные винтовые компрессоры

сухого сжатия могут работать ДОС'rаточно экономично при на­ ружныхстепенях повышения давления до 4-6, т. е. в режимах

среднетемпературных холодильных машин, тепловых насосов

и кондиционирования воздуха. Для низкотемпературных холо­

дильных машин необходимо переходить на двухступенчатое

сжатие, в то время как маслозаполненные компрессоры в этих

режимах могут работать в одну степень. Учитывая, что окруж­

ные скорости у компрессоров сухого сжатия примерно в два раза выше, чем у маслозаполненных, можно сказать, что двухсту­

пенчатый компрессор сухого сжатия, выполненный конструк-

тивно В одном корпусе с приводом ОТ одного встроенного муль­

типликатора, как это делают многие зарубежные фирмы у воз­

душных компрессоров, будет по массе и размерам не на много больше, чем одноступенчатый маслозаполненный той же произ­ водительности. В то же время агрегат с двухступенчатым ком­

прессорОм сухого сжатия будет значительно легче,а занимае­

мая им площадь меньше, чем с одноступенчатым маслозапол­

ненным компрессором, благодаря. отсутствию громоздкой мас­ ляной системы с маслоотделителями. Сле~ет также отметить,

что термодинамически двухступенчатое сжатие выгоднее Рдно­

ступенчатого. Если сраВнивать двухступенчатые холодильные ма­

шины с маслозаполнеииыми винтовыми компрессорами и с вин­

товыми компрессорами сухого сжатия, то холодильный коэффици­ ент машины с компрессорами сухого сжатия будет. выше, так как объемные и энергетические потери компрессоров сухого сжа­

тия, как это было показано, меньше, чем у маслозаполненных.

Таким образом, проведенный анализ необратимых потерь в циклах паровых холодильных машин, а также исследований винтовых компрессоров и теплообменных аппаратов показыва­

ет, что применение винтовых компрессоров сухого сжатия в па­

ровых холодильных машинах в широком диапазоне температур

может дать значительный технико-экономический эффект, так как сокращаются необратимые потери в теплообменных аппара­

тах и энергетические потери в компрессоре, уменьшаются масса

иразмеры всей холодильной машины, а также капитальные

иэксплуатационные расходы. Однако окончательное решение об области применения холодильных ВКС, их режимах работы

ихолодопроизводительностях может быть принято после изго­ товления и исследований опытно-промышленной холодильной машины с ВКС, так как в настоящее время холодильные ВКС

унас в стране серийно не выпускаются.

Силы и момеНты, действующие на роторы компрессора. Клас­ сификация сил и моментов. Винты являются основными эле­ ментами роторов. На них действует сложная система сил, что обусловлено особенностями конструкции компрессора и геомет­ рической формой винтов. На роторы компрессора действуют:

осевые силы, направленные параллельно осям винтов; радиаль­

ные силы, направленные перпендикулярно к осям винтов; кру­

тящие и изгибающие моменты.

Определение значения и направления сил и моментов необ­

ходимо для расчета и конструирования валов роторов, опорных

и упорных подшипников, разгрузочных устройств, шестерен свя­

зи. Расчет, как правило, ведется на максимальный номиналь­ ный перепад давлений в ХОЛОДИЛЬН<У!\f маслозаполненном ком­

прессоре: Ар = РН - Рв = 1, 7 ~Па.

Осевые силы и крутящие моменты. В общем случае полная осевая сила, деЙСТВУlQщая на ротор, равна векторной сумме

Р.,= РТ + Ра + Рш + Рр.у + Рв'

где РТ - суммарная сила, действующая на торцы винта; Ра -

суммарная осевая сила, действующая на профильные поверх­

ности винта; Рш - осевая составляющая нормальной силы,

480

действующей в зубчатом зацеплении, например в шестернях свя­ зи; Рр. у - осевая сила разгрузочного устройства; Рв - суммар­

ная осевая сила, действующая на вал ротора от других элемен­

тов, сидящих на валу ротора (например, уплотнений), а также

от неуравновешенных газовых давлений.

Остановимся на первых двух силах, так как определение ос-

При определении осевых сил, действующих на поверхность

винтов, исходят из следующих основных положений.

1. ,На стороне нагнетания под действием перепада давлений

Ар =РН - Рв находятся торцы только тех зубьев винтов, которые

вписываются в очертания (границы) торцевой части окна нагне­

тания. Торец еще одного зуба каждого винта испытывает давле­

ние, равное -О,5Ар. Остальные зубья торца нагнетания находят­

ся под давлением, приблизительно равным Р , т. е. осевой силы

2. Боковые (профильные) поверхности зубьев во впадинах вин­

тов, если они не перекрыты зубьями парного винта, равно как и цилиндрические поверхности вершин зУбьев ведомого и дно впа­

дин ведущего винтов, очевидно, осевых сил также не создают.

Осевые силы возникают только во впадинах, перекрытых зу­ бьями парного винта, т. е. в парных полостях. Эти силы назы­

ваются nРОФUJI.ьн,ЫJlf,u.

Исходя из этого при определении силы Рт необходимо торцы

винтов совместить с контуром торцевой части окна нагнетания

(вычерченных в масштабе). Зубья, полностью вписавшиеся в окно

нагнетания и частично (не полностью), испытывают давление Ар.

Торец еще одного зуба испытывает давление -О,5Ар. Тогда для

каждого винта осевая сила, действующая на торец (см. рис. 8.88)

Сила PT1 приложена на образующей среднего цилиндра с диа­

метром O,5(D1 + dl ВН)' приведенная к одной точке.

Осевая сила, действующая на профильные поверхности вин­

тов, определяется сложнее [63].

Если рассечьведомый винтплоскостями1-1 и11-11 (см. рис. 8.45),

параллельными торцам, то легко убедимся, что слева от 1-1

и справа от 11-11 профильные поверхности полости уравновеше­

ны, т. е. не испытывают осевых и радиальных (окружных) сил.

Осевая сила, действующая на поверхность полости, приложена

на участке между плоскостями 1-1 и 11-11.

Линии контакта а-1-5-4-3 не лежат в одной плоскости. Они

расположены таким образом, что уменьшают боковую поверх­

ность тыльной части впадины ведомого винта на площадь по­ верхности а-1-5-а. Эта поверхность проецируется на торцевую

плоскость в виде фигуры 1-5-Ь-n-l (см. рис. 8.45). Площадь

этой фигуры обозначена !Н. На столько же проекций передней

части впадины ведомого винта больше площади проекций тыль­

ной части.

Осевая сила Р&2' действующая на рассматриваемую впадину

ведомого винта,

(8.179)

где 'н - неуравновешенная площадь; Ар, =Р, - рв - перепад

давления до и после линий контакта.

Сила Р8' направлена в сторону нагнетания, что имеет важ­

ное зиачение в теории винтовых компрессоров.

Обратим также внимание на то, что вин:гы, вращаясь в раз­ ные стороны, в то же время в месте зацепления зубья наклоне­ ны в одну и ту же сторону. Если приложить К боковой поверх­ ности зубьев вектор сиJIы давления, то одна из составляющих ее будет направлена по касательной к окружиости' D'Ш ведомого

винта по ходу его вращения, другая - в сторону торца нагнета­

ния. Таким образом, одна сила (окружная) вращает (1) ведомый винт в ту же сторону, что и ведущий, а другая - осевая, раз­ гружает ведомый винт от осевой силы.

Одновремеино в зацеплении находятся несколько зубьев. В сред­ нем на длине винтов одиовременно находится КСЕ = lz/h1 зу­ бьев. В общем случае это число дробное и больше дB~.

Таким образом, суммарная осевая профильная сила, дейст­ вующая на ведомый винт,

Точка приложения этой силы - в центре площадки 1н. Средний крутящий момент на ведомом винте от действия

•7t

где знак .-. указывает на то, что М2 направлен в сторону, про­ тивоположную крутящему моменту М1 ведущего винта.

Аналогично Р&2 может быть определена осевая профильная сила Р81' действующая на ведущий винт.

Зуб ведущего винта, ограниченный по длине плоскостями

1-1 и 11-11, перекрывает торцевую площадь, равную 'н + 11п + 12п,

'.1'. е. площади, очерченной линией зацепления. А осевая про­ фильная сила, действующая на ведущий винт,

Эта сила приложена в цеlJтре площади, очерченной линией

зацепления.

Для контроля правильности расчета можно использовать за­

висимости:

где N, - индикаторная мощность компрессора.

ИЗ вышеприведенного следует, что профильные составляю­

Это от~ошение для винтов с асимметричным Профилем зу_

бьев при z =1,5 равно примеРIIО 0,12-0,16 и зависит от характе­

ра линий контакта винтов или, иначе, от линий зацепления.

При увеличении числа зубьев период колебания уменьшает­

ся, уменьшается и амплитуда изменения крутящих моментов,

благодаря чему компрессор работает более спокойно. Крутящий момент на ведомом валу должен быть всегда боль­

ше того крутящего момента, который требуется на преодоление

момента трения в подшипииках ведомого винта, шестернях связи

и трения о газ.

Отметим также, что приведенная зависимость (8.185) опре­

деляется только геометрическими параме'J.'Pами виитов и не за­

. висит от давления газа. Она зависит от i 12 , ~, ~O' Z1'

Наконец, из-за зазоров между профилями и истечения газа

через них приведеииые формулы являются приближенными,

однако это приближение вполне достаточно для практики.

Для расчета упорных подшипников и разгрузочных устройств

точное значение координат приложения всех осевых сил _ Р

и Р8' - не важно, но для расчета реакций в опорных подшип!

никах и изгибающих моментов валов ведущего и ведомого вин­

тов их приложение знать необходимо.

Расчет радиальных (поперечных) сил. В последние годы по

'ряду ПРИЧИ}l возникла необходимость передавать крутящий мо­

,мент от двигателя на вал ведомого винта компреСсора, и прежде

всего маслозаполненных компрессоров, в том числе холодиль­ ных, не имеющих, как правило, шестерен связи. В этом случае передача полного крутящего момента компрессора от ведомого

винта должна осуществляться к ведущему винту через зацепле­

иия (зубья) винтов. Однако из рассмотренных выше профилей

для этой цели непригодны циклоидальные профили с точечным

зацеплением. Окружные и эллиптические участки профиля си­

ловую нагрузку (при иаличии смазки) передают вполне надеж­

но. Лучше других профилей силовую передачу осуществляют

эвольвентные Профили, чем и объясняется все более частое их

применение в новейших профилях зубьев винтовых маслозапол­

ненных компрессоров1 •

1 Впервые эвоJlь1IeJI'I'вый учаСТОК профИJJJl БЫJI примевеи в 1961 r. иа винтах

компрессора ВК-9 [63].

Радиальные СИЛЫ, действующие на рОТОРЫ. В современных маслозаполненных компрессорах, работающих с большими пере­

падами давления, действуют значительные радиальные силы, которые возникают от сил давления газа на профильные поверх­

ности винтов, от нормальных сил давления на другие элементы

винта, а также от деталей и узлов, сидящих на валу ротора, и от

массовых сил ротора.

Рассмотрим силы, действующие на каж.qyю отдельно взятую впадину винта как на замкнутую полость, 'закрытую снаружи

по внешнему цилиндру винта (диаметром п1) корпусом компрес­

сора. Если рассечь полость двумя торцевыми плоскостями (см.

рис. 8.45, плоскости 1":"1 или 11-11), получим замкнутый объем,

внутренние поверхности которого находятся под избыточным

давлением Р =Рсж - Рв' где Рсж - абсолютное давление газа в

данной плоскости в рассматриваемый момент времени (иначе,

полости, находящейся в определенном зафиксированном поло-

жении).

Очевидно, сила давления газа на профильную поверхность впадины между зубьями равна по абсолютному значению силе

давления газа на цилиндрическую поверхность зева впадины,

прикрытого корпусом компрессора, но противоположна ей по

знаку (рис. 8.88) - это поверхность эквивалентного цилиндра.

На нее действуют равномерно распределенные сил~ давления,

направленные радиально. Их равнодействующая для единичной

длины впадины (винта) при постоянном давлении газа

q =2~jpcosa.d<X. =2p~sin<X.1•

о

Угол <Х.1 равен половине углового шага нарезки винта в тор-

цевой плоскости: <Х.1 =x/Zl' Так как 2В1 sin<X. 1 =а1 (где а1

длина хорды, стягивающей дугу окружного шага винта по внеш­

нему цилиндру), то q =а1р, но на винт передается сила q =Iqpl.

Рис. 8.88. Ивтевсиввоеть ~уаки впадивведомого (а) и ведущero(11) вШI'fOВ

Таким образом, сила давления газа на поверхности впадин вин­ та единичной длины q =atP и направлена по радиусу к оси винта.

Аналогично для ведомого винта q' =a'}]J.

Отметим, что независимо от типа профиля (например, сим­ метричного или асимметричного) силы q всегда находятся на

середине впадины. Геометрическое место сил q по длине впади-

ны образует грузовую линию. . .

Каждая впадина винта имеет свою грузовую линию. При рас­

стоянии между торцевыми плоскостями AZ радиальная сила дав­

ления газа на поверхность впадины винта

Р =qAZ = pa,AZ,

но а, =AZfц - площадь проекции элемента поверхности эКви­

валентного циЛИ1щра. Таким образом, Р =р!ц' причем площадь f

может быть произвольной формы. Важно помнить, что это npo~

е"ЦUЯ элемента поверхности эквивалентного цилиндра, прикры­ вающего впадину винта.

Перейдем к рассмотрению Метода расчета радиальных сил, действующих на винты. Отметим прежде всего, что для проч­ ностных расчетов элементов конструкций компрессора необхо­ димо исходить из максимальных долго действующих сил. Дав­

леllие газа в тепловом расчете компрессора определяется в соот­

ветствии с действительным циклом холодильной машины. Для серийно выпускаемых компрессоров расчет производится при

максимальной разности давлений Ар =Ри - рв =1,7 и 2,1 МПа.

Для определения п~ощадей поверхности винтов, на которые действуют соответствующliе перепады давлений, винты ставят в такое положение, при. котором ближайшая парная полость подходит к окну нагнетания. Другими словами, винтовая ли­ ния гребня зуба ведущего винта должна коснуться контура окна нагнетания. Чтобы сократить выкладки, влияние неуравнове­

шенных площадок в данном случае учитывать не будем. Метод

состоит в следующем.

Строят развертку (для удобства КОНтрОля вычислений - в мас­

штабе) внешней цилиндрической поверХIlОСТИ ВИIlТОВ (рис. 8.89):

на контуре развертки наносят линии гребней зубьев под углами

~1 и 132: вычерчивают проекцию цилиндрической части окна на­ rllетания (на рис. 8.89 она заштрихована накрест) и, касаясь его кромки, вычерчивают развертку ближайших полостей веду­

щего и ведомого винтов (заштрихованы по контуру).

Угол наклона винтовой линии ~ня зуба ве~щего и ведо­

Правильность построения на этом этапе контролируется апп­

л.икатоЙ Ze ='Pteh/ 2x f где fP1c - угол сжатия.

Гребень следующего зуба изобразит линия 3-2, отстоящая от

окна нагнетания на расстояние осевого шага h/Z1 = AZ, где AZ-

отреЗОК по оси винта. Аналогично наносят линию 8-9 для ве-

4)

llDI ------+-------71IJ,

Рис.8.89. Радиальные силы, действующие на ведущий и ведомый винты

маСЛОЗ8ПолвеВВЫХ компрессоров: а - поперечные сечения ведущеro виита

(справа), BeдoMOro виита (слева), виитов в зацеплении (в середине); (j - развертка ввешней поверхности ведущеro (справа) и ведомоro (слева от оси

OZ) винтов (вид снизу); цд - цеитры давления газа

домого винта. Таким образом, получим развертку участка экви­

валентного цилиндра ведущего винта 1-2-3, подверженного

перепаду равномерно распределенного давления.

Аналогичная развертка для ведомого - фигура 1-8-9. Коор­

динаты центров давления этих фигур наглядно и просто опреде­

ляются графически. В центрах давления приложены сосредо­

точенные силы Арн =F1н И Арн =F2н' Для их определения необхо­

димо найти соответствующие площади. Нужно помнить, что по

ОСИ ОХ1 на чертеже изображена развертка цилиндра, а радиаль­

ная сила равна произведению перепада давления на хорду (и на соответствующую аппликату AZ). Учитывать это обстоятельство

необходимо, чтобы избежать ошибок. Таким образом. истинная

площадь F1H• подверженная давлению Арн, для ведущего и ве­

домого винтов:

F1и =(1-2-3)т2К1хр; F2H =(1-8-9)т2К2хр'

где т - масштаб длин (предполагается по осям ОХ1 И ОХ2 оди­

наковым); К, хр - хордальные коэффициенты, зависящие от ок­ ружного шага зубьев;

486

Соответствующие сосредоточенные в центрах давления силы:

'- Это основные радиальные силы, действующие на винты. Точ­

ки приложения их к винтам определяются координатами:

где 'Y~H = 5, ·360/ (3,14D,) , град.

Дуга 5 LpaBHa абсциссе на чертеже (см. рис. 8.89): 81н =Х1н; 52н=Х2и. HeKТQpы сил Р1Н и Р2н' направленные под углами 'У1н и 'У1н К осям абсцисс, наносим соответственно справа и слева от

вертикальной осевой линии (рис. 8.89, а) на торцевых проекци­ ях винтов. Гребень зуба ведущего винта следующей парной по­ лости (линия 4'-5') может пересечь линию торцов всасывания в точке начала К,оординат, т. е. точки 4' и О совпадут. Это про­

изойдет в том случае, когда угол сжатия 'У1с окажется кратным

угловому шагу зубьев 7t/Zl' т. е.

Тогда зубья ведущего (зуб 1) и ведомого (зуб 1')винтов на c<fOрце всасывания будут находиться в положении начала запол­

нения полости ведущего винта зубом ведомого. Для зубьев с ци­ клоидальным профилем на тыльной стороне такому положению отвечает точка касания зубьев 1 и l' в вершине линий зацеп­ ления (в точке пересечения внешней оkружности ведущего вин­ та и начальной окружности ведомого). Для этого вершина ли­ нии зацепления должна находиться на продолжении оси OZ (рис. 8.89, а). Если же, как чаще всего бывает, условие (8.189)

не выполняется, то и тогда правильность построения проверяет­

ся зависимостью AZ = A<ph / (27t).

. . Площадь развертки полости 2-3-4-5, как и всех последую­

щих, можно разбить на рационально расположенные площадки с простыми фигурами (параллелограммы, треугольники). Здесь могут оказаться удобными грузовые линии ql' 9,1' на которых находятся Ц~HТPЫ давления некоторых фигур. Удобно придер­ живаться такого правила: площадка (фигура) не должна вы­ ходить за пределы 1-2-й или 3-4-й четвертей. Это удобно для понимания системы действующих на винт радиальных сил, но несколько увеличивает объем расчетов. Чтобы их сократить, раз­ вертки полей можно не разбивать на отдельные фигуры и нахо­

·Дить для полости центр давления и общую полную радиальную

силу для всей полости.

487

Перепад давления во второй (11) полости ведущего винта (фи­

гура 4-5-4'-5') в рассматриваемом случае #п - О, Аqп =О . То

же относится и к qil ведомого винта. Таким образом, радиаль­ ные силы, действующие на винты, можно свести всего лишь к двум (или трем) силам для каждого винта. Зависит это от числа

При наличии геометрического подобия винтов рассмотрен­ ную схему радиальных сил (рис. 8.89) можно унифицировать,

меняя только расположеllkе линий торцов всасывания и нагне­

тания в соответствии с конкретными значениями &г И l. Определив действующие на винте силы, приступим К состав­

лению эскизов расчетной схемы роторов. Для этого необходимо

изобразить контуры боковой и торцевой проекций рОторов в про­

извольном масштабе (рис. 8.90) с указанием расстояния между

опорными подшипниками и другими деталями и узлами, сидя­

щими на валах роторов и создающими на них нагрузку. Силами и моментами трения ввиду их малости можно пренебречь.

Пользуясь рассмотренной выше схемой расчета радиальных

сил и рис. 8.89, нанесем векторы сил в соответствии с найден­ ными координатами точек приложения сил Z, и У,. Нанесем также векторы осевых - торцевых и профильных сил, действу­ ющих на ведущий и ведомый винты.

Наиболее сложным является определение сил, действующих на профильные поверхности винтов. Выше уже указывалось, что осевые силы, действующие на профильные поверхности не­ скольких впадин каждого из винтов, можно заменить ОДНQЙ сум­ марной осевой силой, которая, напомним, достаточно надежно определяется по формулам (8.181) и (8.183):

В каждой полости осевая сила представляет собой одну из

трех составляющих нормальной (полной) силы давления газа

(пара) на профильную поверхность зубьев. Нормальная сила всег­

да направлена по нормали к поверхности давления; две других

составляющих нормальной силы - окружная Рок И радиальная

Р, - .приложены в той же точке, что и осевая. Координатами

точек приложения этих сил - центров давления - являются

точки пересечения радиальных прямых, на которых находятся

радиальные силы с поверхнОстью цилиндра диаметром D, ср=

=0,5(D, + d, ви)' т. е. определяются углами У,и и У: (см. рис. 8.89)

и аппликатами z, и и z~.

Таким образом, осевая сила, действующая в каждой полости

(в том числе и в соединившейся с камерой нагнетания), будет

пропорциональна независимо найденным радиальным силам:

z

Рис. 8.90. Расчетвые схемы сИJI, действующих на роторы веду_

щеro (а) и ведОМОro (11) ВИНТОВ:

G, и G. - массы ведущего и ведомого виитов; силы, действующие

в зацеплеиии шестереи свнаи, на рисунке ие показаНlol

а' - L.. а'-рp'1 '

,И + ,

Окружные силы приложены в тех же точках, направлены по

нормали к радиальным; их находят по формуле

(8.192)

где ~cp = arctg[<Dcp /d,и)tg~и] или I3cp =аrctg(пD,с/h,).

На рис.8.90 показаны силы и точки их приложения, дейст­

вующие на ведущий и ведомый винты. Не показаны силы, дей-

ствующие на другие детали ротора - разгрузочное устройство, шестерни связи (или силовую зубчатую передачу).

Расчеты величины и направления реакций в опорных под­ шипниках выполняют по известным из предыдущих курсов (со­ противления материалов, деталей машин) методикам. Следует

только иметь ввиду, что внецентренно приложенные силы (Раl'

Рт ,) создают моменты, действующие в различных плоскостях. ЭТо усложняет использование обычного приема - разложения сил по двум взаимно перпендикулярным П.1Jоскостям. Поэтому

реакции В опорных подшипниках определяют отдельно в каж­

дой из плоскостей, в которых действуют радиальные, окружные

и осевые силы, а также моменты от внецентренно приложенных

осевых сил. Затем находят равнодействующие силы и их на­ правления для каждой из опор.

§ 8.З. СПИРАЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Спиральные компрессоры (СПК) относятся к одновальным

машинам объемного принципа действия. Как известно, машины

такого принципа действия обратимы, т. е. могут работать прак­

тически без изменения конструкции, и как компрессоры, и как

моторы (детандеры или расширители).

Идея такой машины известна более ста лет, но реализовать

ее и довести до промышленного производства и широкого при­

менения удалось только в 80-е годы ХХ века. Причина та же, что и при разработке винтовых компрессоров - не было доста­

точно точного оборудования для изготовления такой формы де­

талей, как спирали.

Внастоящее время в холодильной технике СПК используют

восновном в бытовых и транспортных кондиционерах, тепловых

насосах, холодильных машинах малой и средней мощности до

50 кВт. Но расчеты показывают, что холодильную мощность СПК

можно существенно увеличить - до 100 и более кВт по мере

совершенствования их конструкции и технологии изготовления.

Спиральные компрессоры классифицируются следующим об­ разом: маслозаполненные; с впрыском капельной жидкости (на­

пример, холодильного агента); сухого сжатия.

И, естественно, одно- и двухступенчатые с различным рас­ положением ступеней по отношению к двигателю.

В зависимости от рода газа, мощности и других условий: гер­ метичные; бессальниковые; сальниковые.

По типу применяемых спиралей: с эвольвентными спираля­ ми, со спиралями Архимеда, с кусочно-окружными и др.

Существенно деление СПК на вертикальные и горизонталь­

ные. В последних вал 1 расположен горизонтально (см. рис. 8.91).

В горизонтально расположенных СПК, например у транспорт­ ного кондиционера с параллельным расположением вала СПК и продольной оси транспортного средства, труднее обеспечить на­ дежную работу системы смазывания компрессора.

Основными достоинствами СПК являются [28, 81, 106, 108, 110]:

высокая энергетическая эффективность; их эффективный КПД

достигает 80-86%;

высокая надежность и долговечность, определяемая долго­

вечностью подшипников;

хорошая уравновешенность; незначительное изменение кру­ тящего момента на валу компрессора; малые скорости движе­

ния газа в машине - все это обеспечивает спокойный ход ма­

шины с низким уровнем звукового давления (шума);

быстрохо.qность - число оборотов вала компрессора от 00 1000 дО 13000 об/мин, и этот диапазон расширяется:

отсутствие мертвого объема, малая доля протечек, и, следо­

вательно, более высокий индикаторный КПД; всасываемый ком­

прессором газ не соприкасается с горячими стенками деталей

компрессора;

процессы всасывания, сжатия и нагнетания .растянуты. по углу поворота вала, и потому даже при большой частоте послед­

него скорости газа невелики;

отсутствие клапанов на всасывании, а часто и на нагнетании;

спиральный компрессор, как ~ В1t:нтовой, может работать по

циклу с .дозарядкой.;

спиральный компрессор, как и все компрессоры объемного

принципе действия, может работать на любом холодильном аген­

те, на любом газе и даже с впрыском капельной жидкости.

По сравнению с поршневым компрессором одинаковой мощности СПК,имеет следующие преимущества:

клапанов; а если на нагнетании иногда встречается клапан (он

выполняет также функции обратного клапана), то его части не могут попасть в рабочее пространство благодаря встречному по­

току газа и другим предохранительным мерам;

может работать с впрыском капельной жидкости, например,

в маслозаполненном варианте, как и винтовой;

меньшее число деталей, меньшая стоимость производства.

Кнедостаткам СПК надлежит отнести следующие.

1.Спиральным машинам требуются новые для машинострое­

ния детали '- спирали, для изготовления которых необходимы

фрезерные станки с ЧПУ. Правда, такие станки достаточно ши­

роко распространены на отечественных заводах. Инструментом

служит обыкновенная пальцевая фреза.

Разработана и иная технология изготовления спиралей - прес­

сованием, точным литьем с последующей обкаткой и т. п.

Рис. 8.92. Поперечное сечение ПСП и НСП в рабо­

чем ПOJlожении:

'. - радиус осиовной окружности спирали; 1\ - толщина

ребра спирали; Е - эксцентриситет; '.' - площадь ячейки

всасываниа

Вставлять (условно - соединять) спирали нужно таким обра­

зом, чтобы цен.тры основных окружностей радиусом ro находи­

лись на расстоянии (> одиц от' другого (рис. 8.92) и на одной

прямой - оси. Для этого спирали должны быть развернуты на

1800. Тогда спирали, вставленные одна в другую, образуют меж­

ду ребрами несколько попарно одинаковых серповидных ячеек.

Подвижная спираль не должна вращаться вокруг своей оси.

Она должна совершать движение только по определенной орби­ те (пока только - круговой) радиусом (> вокруг оси неподвиж­ ной спирали, совпадающей с осью вала 1 (см. рис. 8.91). Пово­ рот псп вокруг своей оси не допускается, этому препятствует противоповоротное устройство (ППУ) (см. ниже).

На рис. 8.93 показаны взаимные положения спиралей при

перемещении подвижной спирали по круговой орбите через 90·.

Цикл всасывания (раскрытие и закрытие внешних ячеек) совер­ шается за один оборот вала 1 компрессора с эксцентриком в и ПСП (см. рис. 8.91). Затем он повторится.

Цикл сжатия и выталкивания газа длится дольше, примерно

от 2 до 2,5,и более оборотов в зависимости от угла закрутки

спирали (см. ниже) и размера окна нагнетания, расположенного рядом с .носиком. НПС.

Таким образом, теоретическая объемная производительность ступени СПК определяется объемом двух первых 1 и l' ячеек

494