Файл: Хушпулян, М. М. Технико-экономические показатели современных компрессоров и установок.pdf

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 15.10.2024

Просмотров: 68

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Отсутствие в них кривошипно-шатунного механизма обеспе­ чивает условия для применения несравненно большей частоты вращения роторов, следовательно, больших производительнос­

тей по сравнению с поршневыми компрессорами.

Вследствие

этого

винтовые компрессоры малогабаритны,

имеют

неболь­

шой

вес по сравнению с поршневыми компрессорами.

Отсут­

ствие

клапанов пульсаций компримируемого

газа

исключает

необходимость применения дополнительных емкостей (гасите­ лей пульсации), что существенно упрощает конструкцию вин­ тового компрессора и повышает его надежность.

Значительное преимущество винтовых компрессоров по срав­ нению с поршневыми и большинством ротационных состоит в том, что нагнетательный газ не загрязняется смазкой, что осо­ бенно важно для химических производств, где требуется сжа­ тый газ без присутствия даже следов масла.

Недостатком винтовых компрессоров являются относительно небольшие степени сжатия. С увеличением производительности эти компрессоры становятся более тихоходными, так как часто­ та вращения роторов ограничивается допустимой максимальной окружной скоростью на зубьях. Поэтому винтовые компрессоры

сотносительно большой производительностью становятся тяже­ лыми. Кроме того, общий вес установки с винтовым компрессо­ ром большой производительности увеличивается также в связи

стем, что для привода винтовых компрессоров используют ти­ хоходные тяжелые двигатели или дополнительно устанавлива­ ют редукторы, понижающие частоту вращения двигателя.

Начиная с 1934 г. после многочисленных попыток сконструи­ ровать высокоэффективный и надежный компрессор для газо­ турбинных установок шведский инженер А. Лисхольм запатен­ товал винтовой компрессор, способный развивать значительное конечное давление при высоком к. п. д.

На рис. 11 показан такой винтовой компрессор. Основными

его элементами являются две пары роторов с винтовыми зубья­ ми специального профиля: ведущий ротор 3 с выпуклыми и ве­ домый 1 с вогнутыми боковыми поверхностями зубьев. Роторы, вращаясь в противоположных направлениях, находятся в непре­ рывном зацеплении. Их удерживает от непосредственного кон­ такта пара синхронизирующих шестерен 2. Зазор в зацеплении синхронизирующих колес меньше зазора между зубьями рото­ ров. Примерно такие же по величине радиальные и осевые зазо­ ры имеются между роторами и образующей поверхностью кор­ пуса компрессора. Благодаря этому во всем рабочем простран­ стве исключается соприкосновение вращающихся деталей, а сле­ довательно, отпадает необходимость в смазке, что обеспечивает получение компримируемого газа, не загрязненного смазочным маслом.

Сжатие газа в винтовом компрессоре происходит за счет сокращения объема рабочей полости, образованной поверхно-

4*-

51


стыо расточки корпуса, ее задней торцовой плоскостью и вин­ товыми поверхностями сопряженных впадин роторов.

Для наглядности на рис. 12, с—г показаны циклы процесса сжатия в винтовом компрессоре: при выходе лопастей из за­ цепления воздух всасывается через входное отверстие в беспре­ рывно увеличивающееся межлопастное пространство. Когда роторы оказываются в положении, изображенном на рис. 12, а, межлопастные пространства, полностью заполненные воздухом, оказываются изолированными от впускного патрубка. Продол­ жая вращение, ведущие лопасти вновь входят в зацепление (см. рис. 12,6). По мере зацепления лопастей объем межло­ пастного пространства, в котором заключен воздух, уменьша­ ется. Одновременно с этим воздух проталкивается к нагнетае­ мому отверстию (см. рис. 12, в). В результате осуществляется равномерное сжатие засасываемого газа.'Процесс сжатия про­ должается до тех пор, пока лопасти не достигнут края нагне­ таемого отверстия (см. рис. 12, г). При дальнейшем вращении сжатый воздух проходит через выхлопной патрубок в воздухо­ напорную трубу. Прежде чем одно межлопастное пространство полностью опорожнится, другое достигает нагнетательного пат­ рубка; тем самым обеспечивается постоянный поток воздуха.

Практически при компримировании вытесняется весь газ, так как объем вредного пространства составляет меньше 1% объема рабочей полости, что является одним из преимуществ винтового компрессора по сравнению с другими компрессорами вытеснения.

Так как частота вращения роторов достигает обычно не­ сколько тысяч оборотов в минуту при одновременном наличии нескольких рабочих полостей (нагнетание из последующей ра­ бочей полости начинается раньше, чем заканчивается вытесне­ ние всего газа из предыдущей), винтовым компрессором созда­

ется достаточно

равномерный поток.

Кроме

того, благодаря

геометрическим

свойствам роторов винтового

компрессора газ

не только перемещается в рабочих полостях,

но одновременно

и сжимается в них.

в рабочих полостях опре­

Степень повышения давления газа

деляется отношением начального объема рабочей полости к конечному, причем за начальный принимается объем в момент отсечения винтовой впадины ведущего ротора от области вы­ теснения, а за конечный — объем полости в момент начала от­ крытия нагнетательного окна. Таким образом, конечный объем рабочей полости, а следовательно, и степень повышения давле­ ния определяются положением кромок нагнетательного окна.

1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ВИНТОВОГО КОМПРЕССОРА

Объемная производительность идеального винтового комп­ рессора, или его теоретическая производительность, определяет­

53


ся

уравнением

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

V0= (F1 + F2)Lzln1,

 

 

 

 

(15)

где

Fu F2

— площадь

торцового сечения

винтовой

впадины ве­

дущего и ведомого роторов в м2;

L — длина

винтовой

части

роторов в

м; Z\ — число зубьев ведущего

ротора;

я, — частота

вращения ведущего ротора в об/мин.

 

 

 

 

 

 

 

Найдем площадь кР торцовых сечений винтовых впадин и

длину kL винтовой части роторов:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

=

 

 

 

 

 

 

 

( 1 6 )

где d — диаметр начальной

а

 

 

 

 

 

 

(17)

окружности

ведущего

ротора в м.

 

Тогда производительность идеального компрессора можно

записать в виде формулы

 

fe/rfeid3z1n1.

 

 

 

 

 

(18)

 

 

 

 

 

У0 =

 

 

 

 

 

Степень совершенства компрессора в отношении производи­

тельности характеризуется

коэффициентом подачи;

 

 

 

 

 

 

 

 

Цп

=

Тц/7цТв

 

 

 

 

 

(19)

 

 

 

 

 

v 0pBT„

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

где рв,

ри — среднее давление газа

во всасывающем и нагнета­

 

 

 

 

 

 

 

 

тельном

патрубках в кгс/см2;

■7п ;-7 аб > %

 

 

 

 

 

Тв, Тц— абсолютная

темпе­

100

 

 

 

 

 

 

 

ратура газа во всасываю­

80

 

7п

 

 

 

 

 

щем

и нагнетательном пат­

 

Уад

 

 

 

 

 

рубках

в °К; Ун — действи­

 

 

 

 

 

‘■■**'=55

60

 

 

 

 

тельная производительность,

 

 

 

 

 

 

 

 

измеренная

в

нагнетатель­

 

/ Л \ 2

 

 

 

 

ном патрубке, в м3/мин.

 

 

 

 

 

На рис. 13 представлена

20

( /

/

я

 

 

 

 

типичная зависимость

адиа­

 

 

 

 

 

 

 

 

батического

К.

П.

Д.

Г|ад и

 

 

 

 

 

 

 

 

коэффициента подачи г)п от

 

е

 

 

 

 

 

 

степени

повышения

давле­

 

 

 

 

 

 

 

ния Рн/рв при различной ча­

Рис.

13.

Зависимость

адиабатического

стоте

вращения

винтового

к.п.д. и коэффициента подачи от степени

компрессора.

 

 

 

 

повышения

давления

при

различной

Коэффициент

^ подачи

частоте

вращения винтового компрес­

 

 

 

сора:

 

 

 

 

компрессора (см. рис. 13)

У—3300 об/мин;

2—2500 об/мин; 3—1200

об/мин.

зависит от протечек газа из

 

 

 

 

 

 

 

 

рабочих

полостей

в период

сжатия и нагнетания, а, кроме того, так же от объема вредного пространства.

Одним из достоинств винтовых компрессоров по сравнению с другими типами компрессорных машин, работающих по прин-

54


а

 

 

 

 

 

6

 

 

7п-,7аЗ,%

 

 

Vn>^аЗ»°l°

 

 

100

 

 

Fn

 

 

 

 

 

80

 

 

 

 

 

 

 

00

 

1

7аб

|

 

 

 

й

40

„„

 

 

 

 

2,5

3.0

3,5

 

 

 

Vn; Vaa.D/°

pJPb

 

 

 

too

 

 

,7 п

 

 

 

 

 

80

 

 

 

 

 

 

 

ео

 

 

7 ад

 

 

 

 

 

w

 

_ 1_

з.о

|

 

 

 

 

2,0

3,5

 

 

 

 

 

2.5

 

 

 

 

 

 

 

Рц/РЪ

 

 

 

Рис.

14.

Кривые

изменения коэффициента подачи

винтового

компрессора

и адиабатического к.п.д. вследствие

возникновения

инерционного наддува

 

 

 

 

при частоте вращения:

 

 

 

У

а — 4500 об/мин; б — 5500

об/мин;

в — 6500 об/мин; г — 7500

об/мнн.

ципу вытеснения, является малый относительный объем вред­ ного пространства. В роторах циклоидального профиля он за­ нимает 1% объема рабочей полости, в роторах несимметрично­ го профиля — менее 0,5%, а в роторах симметричного кругово­ го профиля практически равен нулю.

Явление скоростного наддува в винтовом компрессоре схе­ матично можно представить следующим образом. При значи­ тельной частоте вращения роторов выходящие из зацепления сопряженные зубья удаляются друг от друга и образуют за собой область разрежения, в которую с большой скоростью по­ ступает газ из всасывающего патрубка. Область разрежения непрерывно увеличивается в объеме и принимает форму двух винтовых каналов, которые отсекаются от области всасывания, когда достигают своей полной длины. Так как газ поступает в эти непрерывно увеличивающиеся полости с большой осевой скоростью, давление внутри каналов непосредственно лосле от­ сечения их от области всасывания оказывается выше давления во всасывающем патрубке. Поэтому в отличие от поршневых компрессоров, фактическое весовое количество газа, забирае­ мое винтовым компрессором из всасывающего патрубка в еди­ ницу времени, будет больше теоретической производительности, рассчитанной по параметрам газа во всасывающем патрубке. Эта разность растет с увеличением частоты вращения роторов. На рис. 14 показана закономерность изменения коэффициента г|п подачи винтового компрессора с диаметром ротора 250 мм вследствие воздействия инерционного наддува при увеличении частоты вращения.

Особенно наглядно явление наддува протекает при больших скоростях вращения и малых степенях сжатия (которым соот-

>

55


ветствуют малые протечки), в этом случае коэффициент пода­ чи может быть больше единицы.

В соответствии с этим действительная производительность компрессора

(20)

Выразим частоту вращения ведущего ротора через окруж­ ную скорость:

(21)

где tii — скорость на начальной окружности ротора в м/с. Тогда основной конструктивный параметр компрессора —

диаметр (в мм) начальной окружности ведущего ротора — вы­ разится формулой

(22)

Сжатие газа внутри рабочей полости начинается с момента ее образования и заканчивается ее раскрытием в полость наг­ нетания.

Конечное давление р2 в рабочей полости определяется гео­ метрией роторов и расположением нагнетательного окна, а так­ же зависит от параметров газа в начальный момент сжатия.

Степень повышения давления винтового компрессора— это отношение давления газа в нагнетательном патрубке к давле­ нию во всасывающем патрубке:

(23)

Вследствие большой частоты вращения роторов теплоотдача от компримируемого газа к корпусу не успевает произойти за весьма короткий период сжатия (обычно не превышающий 0,01 с). Поэтому процесс сжатия в винтовом компрессоре обыч­ но считают адиабатическим. Существенное влияние на харак­ тер этого процесса (уменьшение показателя сжатия) может оказать впрыск охлаждающей воды во всасывающий патрубок компрессора. По имеющимся экспериментальным данным за счет этого показатель политропы сжатия может быть снижен до тл=1,1. В случае охлаждения компрессора впрыском воды во всасывающую полость процесс будет отклоняться от адиаба­ тического. При этом значение расходуемой мощности на ком­ примирование определится по формуле, где показатель адиаба­ ты должен быть заменен на политропический, в зависимости от интенсивности охлаждения в пределах значений т=1,1ч-1,4.

Мощность (в квт), потребляемая винтовым компрессором

5G

при адиабатическом процессе сжатия и без учета потерь, мо­ жет быть представлена в виде формулы

Nn =] , 63-к

1

(24).

VoM* К -

где k — показатель

адиабаты;

У0 — теоретическая

объемная

производительность

компрессора в м3/мин; рв — среднее давле­

ние во всасывающем патрубке в кгс/см2.

Однако уравнение (24) справедливо лишь в том случае,, когда конечное давление в изолированной рабочей полости р% равно давлению в нагнетательном патрубке ра. При всех дру­ гих режимах работы компрессора, т. е. при рчФра, теоретиче­ ский расход мощности винтовым компрессором можно опреде­ лить по выражению

 

к—

 

 

Л/0= 1,63

к

Рн

Рв

-VoPo

Рв

Р2

 

Рв

1

 

l], (25)

 

где р2 — среднее конечное давление в изолированной рабочей полости в кгс/см2.

Мощность, необходимая для привода компрессора, складн­

ее

вается из мощности, затрачиваемой на сжатие газа — , и мощ-

4;

ности, расходуемой на внешние протечки и преодоление меха­ нических потерь. Индикаторный к. п. д. тр в данном случае является адиабатическим, поскольку таким принят процесс

сжатия в винтовом компрессоре.

 

конструктивное и

 

Механический к. п. д., характеризующий

техническое

совершенство компрессора, выражается формулой

 

 

 

No

 

 

 

 

 

 

Т1м

Л/

 

 

 

(26)

 

 

+ NU

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4;

 

 

 

 

где

NM— мощность, затрачиваемая на

преодоление

механиче­

ских потерь,

в квт.

 

 

 

 

 

 

Полный к. п. д., учитывающий вес потери в компрессоре:

 

 

 

Л = тршм

 

 

 

(27)

 

В соответствии с этим полная мощность привода винтового

компрессора описывается уравнением

 

 

ft-1

 

 

1,63 — УоРо J_

 

 

 

 

N

 

Рн

Рв

\ к

— 1 . (28)

 

4

к ( t V

 

Рв

Рг

/

 

где 1] — полный к. п. д. винтового компрессора.

Численное значение г] в современных винтовых компрессор­ ных машинах лежит в пределах от 0,8 до 0,9.

57