Оптимальньїе значения висоти подьема замьїкающего злемента клапана

Частота вращения вала компрессора, мин-1		Вьісота подьема замьпсающего злемента клапана, мм
		кольцевого	полосового
До 500		2,5-3,0	4,5-5,0
- - 750		2,0-2,5	3,5-4,0
-	- 1000	1,4-1,8	2,4-2,6
-	- 1200	1,3-1,7	2,0-2,2
-	- 1500	1,1-1,5	1,8-2,0

В компрессорах малой и средней холодопроизводительности ис-пользуют кольцевье и полосовье клапань . В кольцевьх замькаю-

щий злемент вьполнен в виде кольцевой пластинь толщиной от

0,5 до 1,5 мм. Пластина прижимается к седлу цилиндрическими пру­жинами, в полосовьх — в виде тонких пластин, свободно лежащих на седле. Вьсоту подьема замьїкающего злемента устанавливают в зависимости от частоть вращения вала компрессора. Оптимальньїе значения вьісотьі подьема приведень в табл. 2.2.

В непрямоточньх компрессорах малой, а иногда и средней холо-допроизводительности всасьвающие и нагнетательнье клапань од­ного цилиндра часто размещают на общей клапанной плите, что су-щественно упрощает установку и замену клапанов. Однако такая кон­структивная компоновка приводит к интенсивному теплообмену меж-ду полостями всасьвания и нагнетания, а следовательно, к ухудше-нию обьемньх и знергетических показателей компрессора.

2.1.3. Винтовьіе и роторньїе холодильнме компрессорьі

Несмотря на широкое использование в холодильньх машинах компрессоров поршневого типа, последние при достаточно вьсо-ком уровне обьемньх, знергетических и конструктивньх показате-лей имеют существеннье недостатки, препятствующие теплотехни-ческому и зксплуатационному совершенствованию паровьх холо-дильньх машин, повьшению их надежности. Основнье недостат­ки поршневьх компрессоров: необходимость преобразования вра-

щательного движения вала в возвратно-поступательное движение поршней и связаннье с зтим сложности: уравновешивание конст-рукции, использование жестких и массивньх рамньх злементов, наличие изнашиваемьх злементов; неравномерность подачи, обус-ловливающую наличие таких малонадежньх злементов, как клапа-нь ; возможность гидравлического удара, усложняющего работу компрессора на двухфазньх средах.

Отмеченньїе недостатки поршневьіх конструкций в значитель-ной степени преодолеваются в таких компрессорньх машинах обьемного сжатия, как винтовьіе и роторньїе.

Винтовье компрессорь — зто машинь , работа которьх обеспе-чивается постоянньм направленньм вращательно-поступательньм движением газа (пара) в пространстве, образуемом винтовьми вь -ступами-зубьями и впадинами роторов (винтов). В винтовом комп-рессоре сжатие происходит в криволинейном цилиндре, из которо-го газ вьітесняется криволинейньїм поршнем. Роль цилиндров в та-кой машине играют впадинь между зубьями каждого ротора, роль поршней — сами зубья.

Конструктивная схема двухроторного винтового компрессора приведена на рис. 2.1. Ведущий и ведомьій роторьі (винтьі) такого компрессора устанавливают в опорньх подшипниках скольжения или качения, один из которьх играет роль опорно-упорного. В ряде конструкций для восприятия осевьх нагрузок на ведущем роторе размещают разгрузочньй поршень. Винть роторов представляют собой косозубье крупномодульнье шестерни с постоянньм осевьм шагом с зубьями определенного профиля. Для изготовления вин-тов необходимь специальньй инструмент и оборудование.

В винтовом компрессоре рабочий процесс (чередование всась -вания, переноса рабочего тела, сжатия и нагнетания) имеет цикли-ческий характер, частота которого зависит от частоть вращения ротора и числа его зубьев (впадин).

При вращении роторов зуб ведущего ротора входит во впадину ведомого и уменьшает ее обьем. Процесс сжатия начинается с мо-мента отсечки впадинь от полости всасьвания и заканчивается при достижении впадиной окна нагнетания. Отношение полного обьема парной полости (сумма обьемов, образованньх поверхностями между зубьями и впадинами обоих роторов) в начале сжатия (в конце вса-сьвания) к обьему зтой полости в конце сжатия, назьваемое геомет-рической степенью сжатия, определяет так назьваемую внутреннюю степень повьшения давления винтового компрессора.

В каждом винтовом компрессоре геометрическая степень сжатия и, следовательно, внутренняя степень повьшения давления, опреде-ляются геометрией зацепления роторов и расположением всасьваю-щего и нагнетательного окон, т.е. параметров, заложенньх в конст-рукцию компрессора. Чтобь предотвратить перетекание газа из по-лости сжатия и нагнетания в полость всасьвания, зубья роторов про-филируют так, чтобь между ними обеспечивалась неразрьвная ли-ния контакта. Зубья на длине ротора не образуют полного витка; окна всасьвания и нагнетания расположень по диагонали.

Винтовье компрессорь вьполняют в трех конструктивньх ва-риантах; сухого и мокрого сжатия, а также маслозаполненньми.

В компрессорах сухого сжатия между поверхностями роторов и корпусом с помощью синхронизирующих шестерен связи, монти-руемьх на консольньх концах роторов, вьдерживают гарантиро-ванньй зазор. В такой конструкции шестерни связи, помимо обес-печения зазора, осуществляют передачу вращающего момента при­водного двигателя от ведущего ротора к ведомому. Преимущество машинь сухого сжатия — отсутствие загрязнения сжимаемого хла-дагента маслом; недостаток — невозможность получения вьсокой степени повьшения давления. Последняя в ступени винтового ком-прессора сухого сжатия обьчно не превьшает четьрех.

Компрессорь мокрого сжатия работают с впрьском в рабочую полость некоторого количества жидкости для снижения темпера-турь сжимаемого хладагента, что способствует реализации более вьсоких значений степени повьшения давления и приближает про-цесс сжатия к изотермическому.

В маслозаполненньх компрессорах, получивших преимуществен-ное применение в холодильной технике, в полость ведомого рото­ра, находящегося в соприкосновении с ведущим, под давлением от насоса системи смазки непрерьвно подается масло. Зто масло сма-зьвает поверхность контакта роторов, обеспечивая их кинемати-ческую связь, создает уплотнение зазоров, препятствуя перетечкам хладагента, а также охлаждает его. Степень повьшения давления, реализуемая в одной ступени маслозаполненного компрессора, мо-жет доходить до 12—16. В технологическую схему машинь вклю-чают также маслоотделитель и маслоохладитель.

Основнье преимущества винтовьх компрессоров по сравнению с поршневьми обусловлень отсутствием деталей с возвратно-по-ступательньм движением. Зто предопределяет бьстроходность ма­шин, практически непрерьвную подачу, рациональнье удельнье показатели по габаритньм размерам и массе, вьсокую надежность и большой срок службь , которьй для маслозаполненньх компрес-соров обьчно превьшает 40 000 ч. Винтовье компрессорь не тре-буют значительньх капитальньх затрат и зксплуатационньх рас-ходов, отнесенньх к единице холодопроизводительности. Суще-ственнье недостатки винтовьх компрессоров: неизменная геомет-рическая степень сжатия, что лишает их саморегулирования по дав-лению внутреннего сжатия; значительное обратное перетекание хладагента в машинах малой производительности, что снижает знер-гетическую зффективность винтовьх компрессоров по сравнению с поршневьми одинаковой производительности.

Для отечественньх холодильних машин изготовливают маслозапол-неннье компрессорь с винтами типоразмерного ряда; наружньй диа-метр роторов таких машин от 50 мм, число зубьев (впадин) ведущего винта 4, ведомого 6, синхронная частота вращения ведущего ротора 50 с^-1 (3000 мин^-1). Преимущества маслозаполненньх винтовьх компрессоров пе­ред поршневими при работе на аммиаке, КЛ2 и К22 существенно про-являются при холодопроизводительности от 50 кВт.

На обьемньїе и знергетические характеристики маслозаполнен-ньх компрессоров влияют: температура всасьваемьх паров хлада-гента; давления на всасьвании и нагнетании, а также их разность; степень повьшения давления; частота вращения роторов; темпера­тура; относительное количество и качество масла, подаваемого в компрессор. При одноступенчатом повьшении давления в качестве предельньх параметров рекомендуют: минимальное давление вса-сьівания 5 кПа, минимальную температуру всасьівания —40 °С, мак-симальное давление нагнетания 2,1 МПа и максимальную разность давлений 1,7 МПа, максимальную степень повьішения давления 17, максимальную температуру хладагента на нагнетании 90 °С, темпе­ратуру масла на всасьвании в компрессор 30—50 °С.

Теоретическая обьемная производительность винтового комп-рессора, определяемая его геометрическими и кинематическими па­раметрами, может бьть рассчитана по формуле:

У_т = = ^0²1Щ / (2.1)

где ^0 — полньїй обьем парной полости, м³; ^ — число зубьев ведущего винта; п₁ —частота вращения ведущего винта, с ^-1; Б₁ —

наружньїй диаметр ведущего винта; — окружная скорость на на-

ружном диаметре ведущего винта, м/с.

Действительная производительность отличается от теоретичес-кой в основном из-за: утечек хладагента через зазорь и его подо-грева на всасьвании; гидравлического сопротивления на всасьва-нии, центробежньх сил, действующих на хладагент; поступления масла в полость всасьвания и вьделения хладагента из масла. Воз-действие перечисленньх факторов отражает козффициент подачи. При постоянном значении зазоров в проточной части компрессора козффициент подачи повьшается с уменьшением длинь винтов, степени повьшения давления и разности давлений на нагнетании и всасьвании. Кроме того, козффициент подачи растет с увеличени-ем окружной скорости и уменьшением количества масла, а также при переходе на работу с хладагентом, имеющим небольшое значе-ние газовой постоянной. Аналитическое определение козффициен-та подачи маслозаполненного винтового компрессора представля­ет значительнье трудности, позтому в расчетах используют зкспе-риментальнье даннье.

В маслозаполненном компрессоре с помощью золотниковой си-стемь удается реализовать плавньй и наиболее зкономичньй спо-соб регулирования производительности в широком ее диапазоне. Принцип действия золотниковой системь состоит в перепуске па-ров хладагента из рабочих полостей компрессора в камеру всась -вания при перемещении золотника вдоль оси винтов в сторону окна нагнетания. Такие мерь фактически изменяют рабочую длину вин-тов, следовательно, производительность компрессора. Они позво-ляют разгрузить компрессор при пуске постановкой золотника на минимум производительности, что одновременно максимально сни-жает потребляемую мощность. Золотниковая система обеспечива-ет зффективное регулирование производительности вплоть до 15 % ее расчетной величинь .

Внутреннюю мощность маслозаполненного компрессора рассчи-тьвают по затрате знергии на сжатие и нагнетание паров хладагента (индикаторная мощность), а также на преодоление трения роторов о паромасляную смесь и подачу масла в рабочую полость. Аналитичес-кое определение индикаторной мощности ведут по показателю полит-ропь сжатия смеси хладагента с маслом. Среднее значение показателя политропь для компрессоров, работающих на хладонах в диапазоне степени повьшения давления 4—14, составляет порядка 1,1.

Зффективную мощность определяют с учетом механических по-терь (трение в подшипниках, уплотнениях, разгрузочном поршне), учитьваемьх механическим КПД. Значение последнего для масло-заполненньх компрессоров в основном зависит от степени повь -шения давления хладагента и окружной скорости на наружном ди-аметре ведущего винта. В диапазоне степени повьшения давления 6—12 механический КПД при оптимальном уровне окружной ско-рости составляет 0,92—0,86.

Окружная скорость на наружном диаметре ведущего винта оп-ределяет не только значение механического КПД но и другие пока-затели работь . Основное влияние на оптимальньй уровень окруж-ной скорости оказьвает степень повьшения давления и тип хлада-гента. Обобщеннье зкспериментальнье даннье по оптимальному значению окружной скорости приведеньї на рис. 2.2. Верхние гра­

ниць данньх для соответству-ющего хладагента относятся к компрессорам малой произво-дительности с относительно большими зазорами в проточ-ной части, нижние — к круп-ньм компрессорам с относи­тельно мальми зазорами.

На обьемнье и знергетичес-кие показатели маслозапол-ненньх компрессоров суще-ственно влияют характеристи­ки и относительное количество масла, подаваемого в рабочую полость роторов. Основнье требования к маслу — малая взаимная растворимость с хладагентом, слабое влияние температурь и кон-центрации хладагента на изменение вязкости. Для отечественньх маслозаполненньх винтовьх компрессоров используют масло мар­ки ХА-30 и более совершенное марок ХС-40, ХС-50, ХСН-40.

Количество подаваемого масла определяют по условиям отвода теплоть, вьделяемой при сжатии, исходя из предельно допустимой температурь хладагента в конце сжатия. Зта температура обьчно не должна превьшать 90 °С. Расход масла находят из уравнения теплового баланса; температура масла в компрессоре поддержива-ется в пределах 20—40 °С. Оптимальньй удельньй массовьй рас­ход масла, обеспечивающий максимальньй уровень козффициента подачи и относительного внутреннего КПД, зависит от степени по-вьшения давления и типа хладагента. При степени повьшения дав­ления 12 удельньй расход масла для компрессоров, работающих на КЛ2 и Я22, не превьшает 1,5—2,0 кг на 1 кг хладагента, у амми-ачньх компрессоров расход в 3—5 раз больше.

Специфика рабочего процесса и конструкции винтовьх комп­рессоров, (помимо отмеченньх вьше преимуществ перед поршне-вьми одинаковой холодопроизводительности) позволяет реализо-вать ряд схем, существенно повьшающих зффективность холодиль-ньх машин. Так, при использовании маслозаполненньх компрес­соров с золотниковой системой регулирования значительньй инте­рес представляет возможность дополнительного ввода хладагента при некотором промежуточном давлении в полость сжатия, когда последняя во время вращения роторов отсоединяется от полости всасивания. В холодильной машине с одноступенчатьм винтовьм компрессором такое мероприятие позволяет осуществить цикл двух-ступенчатого сжатия с промежуточньм охлаждением (рис. 2.3).

Винтовой компрессор ВК засасьвает парь хладагента из испари-теля и сжимает их до промежуточного давления Р_т. В сечение по дли-не винтов, где достигается зто давление, подают парь хладагента, прошедшего охладитель ПО (состояние, соответствующее точке 9). После смешения потоков (состояние точки 3) на оставшейся длине вин­тов реализуют вторую ступень повьшения давления до требуемого уровня — до давления Р_к, с которьм парь поступают в конденсатор КС. После конденсатора основная часть потока жидкого хладагента поступает в охладитель, где охлаждается потоком, прошедшим вспо-могательньй дроссельньй вентиль Д_в (процесс 5—7), дросселируется в основном вентиле Д0 и поступает в испаритель.

Использование в холодильной машине винтового компрессора мокрого сжатия позволяет реализовать цикл с повьшением давле­ния паров хладагента по правой пограничной кривой. Подобньй процесс обеспечивают впрьском в рабочую полость компрессора жидкого хладагента, поступающего из конденсатора. Количество впрьскиваемого хладагента определяют из условия поддержания при сжатии состояния сухого насьщенного пара. Для хладагента с существенньм влиянием теплоть перегрева его паров на необрати-мье потери цикла (аммиак) сжатие по правой пограничной кривой позволяет на 10—12 % повисить знергетическую зффективность хо-лодильной машинь по сравнению с машиной зталонного цикла, оснащенной поршневьм компрессором.

При небольшой производительности (до 30—40 м³/ч) определеннье преимущества перед поршневьми и винтовьми компрессорами имеют роторно-поршневье машинь вьтеснительного типа с внутренним сжа-тием хладагента. Рабочий процесс такого компрессора проходит в изо-лированньх друг от друга полостях — камерах изменяемого обьема, образуемьх внутренней поверхностью корпуса (охватьвающая деталь) и наружной поверхностью ротора—вьтеснителя, совершающего слож-ное планетарное движение — вращение вместе с валом и поворот отно-сительно него. Подобную кинематику, в результате которой происхо-дит изменение обьема камер, обеспечивает зксцентриковьй вал и зуб­чатая синхронизирующая передача внутреннего зацепления. При зтом подвижная шестерня передачи, связанная с ротором, имеет внутренние зубья, а неподвижная, закрепленная в корпусе, — наружнье.

Непрерьвньй контакт рабочих поверхностей корпуса и ротора при вращении вала достигают сочетанием их теоретических про-филей. Исходньй профиль вьполняют по кривой, назьваемой тро-хоида, а сопряженньй — по огибающей зтой трохоидь (компрес-сорь такого типа назьвают трохоидньми). При вращающемся ро­торе внутренней огибающей будет зпитрохоида. Камерь уплотня-ют радиальньми торцевьми уплотнениями, которье устанавлива-ют в вершинах ротора и прижимают к рабочей поверхности пру-жинньми или пластинчатьми зспандерами. При зффективной сис-теме уплотнения камер, от которой зависят обьемнье и знергети-ческие показатели такого компрессора, в одной ступени повьше-ния давления можно получить до 1 МПа.

Преимущества роторно-поршневьх компрессоров подобного типа перед поршневьми состоят в отсутствии злементов с возврат-но-поступательньм движением, что позволяет обеспечить вьсокую бьстроходность, следовательно, хорошие удельнье показатели по массе и габаритньм размерам. Конструкция, изготовление и тех-ническое обслуживание роторно-поршневьх машин проще, а дол-говечность вьше, чем поршневьх.

Рабочий процесс роторно-поршневого компрессора с двух-вершинньм ротором (рис. 2.4) состоит в периодическом соеди-нении камер с впускньїм трактом машинь, переносе хладагента к нагнетательному тракту, а затем вьтеснении его в зтот тракт. При зтом соединение камерь с впус-кньм трактом проходит во вре-мя увеличения ее обьема, а с на-гнетательньм — при уменьше-нии. Газораспределение такого роторно-поршневого компрес-сора обеспечивают окна с по-стоянной площадью сечения, вьполненнье в корпусе. Пре-имущества зтого варианта со-стоят в существенном повьше-нии надежности и зкономично-сти машинь по сравнению с поршневьм компрессором, большая часть отказов которого связана с поломкой клапанов, а снижение зкономичности — с гидравлически-ми потерями в них.

Недостатком такой системи газораспределения является неудов-летворительная работа компрессора на переменньх режимах. Зф-фективную многорежимную работу роторно-поршневьх компрес-соров, что особенно важно для холодильньх компрессоров подвиж-ного состава, обеспечивает сочетание впускньх окон с установкой автоматически действующего нагнетательного клапана.

Подготовлен к серийному вьпуску типовой ряд роторно-порш-невьх компрессоров с двухвершинньм ротором и комбинирован-ной системой газораспределения холодопроизводительностью от 7 до 21 кВт. Давление нагнетания в одноступенчатом варианте таких машин до 0,5 МПа, двухступенчатом до 1,3 МПа. Технико-зконо-мические показатели опьтно-промьшленньх образцов подобньх компрессоров превосходят уровень соответствующих показателей отечественньх и зарубежньх поршневьх компрессоров. Так, при одинаковом «описьваемом обьеме» и частоте вращения вала 1440 мин^-1 роторно-поршневой компрессор типа РПК 0,4 холодопроиз-водительностью 9,8 кВт в стандартньїх условиях работь на КЛ2 (тем-

пературь всасьівания, кипения и конденсации соответственно +20, -

15 и +30 °С) обеспечивает повьшение удельной холодопроизводи­тельности (холодильного козффициента) на 8 % при существенно меньших габаритньх размерах и массе (290 х 245 х 245 мм против 368 х 165 х 392 мм и 29,4 кг против 50,5 кг).