Оценка влияния основных параметров зуба отсекателя винтового компрессора на его коэффициент подачи

Диана Жигновская

Оценка влияния основных параметров зуба отсекателя винтового компрессора на его коэффициент подачи

Винтовой однороторный компрессор – энергетическая машина для повышения давления компримируемых сред. Рабочая полость винтового компрессора ограничена рабочими органами роторным винтом, отсекателями и корпусом, поэтому эффективность работы компрессора будет определяться протечками компримируемой среды через щели между элементами, образующими замкнутую полость. Широкое применение получили винтовые компрессоры среди компрессоров объёмного сжатия. Таким образом профилирование РО ВОК является основополагающей задачей. На сегодняшний день актуальной проблемой является повышение эффективности и надежности работы винтовых компрессоров. Одной из существующих проблем считается проблема совершенствования рабочих органов винтового компрессора. Для достижения настоящей цели необходимо решить следующие задачи: • Разработка алгоритма расчёта оптимизации толщины зуба исходя из условий прочности, жесткости и минимизации протечек рабочей среды. • Разработка алгоритма автоматизированной системы моделирования, реализующей информационную технологию выполнения функций проектирования с использованием программных комплексов, средств автоматизации и аддитивных технологий для профилирования РО ВОК. • Создание макета рабочих органов ВКО с применением периферийных устройств, использующих метод послойной подачи материала для создания физического объекта по цифровой 3Д модели. В предложенной теме будут разработаны алгоритмы расчетов, которые могут быть внедрены при проектировании винтового компрессора с новым профилем зуба отсекателя. Для дальнейшего положительного развития винтовых компрессоров нужны новые технологические и конструктивные предложения и решения.

Машиностроение

Диссертации

Вуз: Санкт-Петербургский национальный исследовательский университет информационных технологий, механики и оптики (ФГБОУ ВПО «СПбНИУ ИТМО»)

ID: 5f4b8f64cd3d3e00017d4e58

UUID: 0fc41a70-cce3-0138-2542-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: больше 3 лет назад

Просмотры: 18

10.36

Диана Жигновская

Санкт-Петербургский национальный исследовательский университет информационных технологий, механики и оптики (ФГБОУ ВПО «СПбНИУ ИТМО»)

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 1,8 МБ

Поделиться работой

Студент Жигновская Д.В. Группа W4225 Кафедра ИПСЖ Факультет НТЭ (Фамилия, И,О.) Направленность (профиль), специализация Моделирование процессов и надежность в холодильной, криогенной технике и системах жизнеобеспечения Консультант (ы): а) ____________________________________________________________ _____________ (Фамилия, И., О., ученое звание, степень) (Подпись) б) ______________________________________________________________ _____________ (Фамилия, И., О., ученое звание, степень) (Подпись) ВКР принята “____”________________________2018 г. Оригинальность ВКР ______________% ВКР выполнена с оценкой _______________________________ Дата защиты “____”________________________2018 г. Секретарь ГЭК ______________________________________________ __________________ (ФИО) (подпись) Листов хранения ___________________________________ Демонстрационных материалов/Чертежей хранения _________________________________ 2

Министерство образования и науки Российской Федерации ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ “САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ” АН НО ТАЦИЯ ВЫПУСКНОЙ КВАЛИФИКАЦИОННОЙ РАБОТЫ Студент Жигновская Диана Валерьевна Наименование темы ВКР: Оценка влияния основных параметров зуба отсекателя винтового компрессора на его коэффициент подачи Наименование организации, где выполнена ВКР Университет ИТМО ХАРАКТЕРИСТИКА ВЫПУСКНОЙ КВАЛИФИКАЦИОННОЙ РАБОТЫ 1 Цель исследования совершенствование рабочих органов винтового компрессора 2 Задачи, решаемые в ВКР оптимизация толщины зуба исходя из условий прочности, жесткости и минимизации протечек рабочей среды 3 Число источников, использованных при составлении обзора 29 4 Полное число источников, использованных в работе 29 5 В том числе источников по годам Отечественных Последние 5 лет 4 От 5 до 10 лет 2 Иностранных Более 10 лет 11 Последние 5 лет 2 От 5 до 10 лет 3 Более 10 лет 7 6 Использование информационных ресурсов Internet нет 7 Использование современных пакетов компьютерных программ и технологий (Указать, какие именно, и в каком разделе работы) Пакеты компьютерных программ и технологий Microsoft Office MathCAD AutoCaD Comsole Параграф работы 3 3 3 3 8 Краткая характеристика полученных результатов получение целого ряда конкретных рекомендаций для расчёта и проектирования рабочих органов винтовых однороторных компрессоров, а также по упрощению технологии изготовления и уменьшению стоимости производства с использованием новых неметаллических материалов, обладающих хорошими антифрикционными свойствами 9 Полученные гранты, при выполнении работы Нет 10 Наличие публикаций и выступлений на конференциях по теме выпускной работы Да а) 1 Григорьев А.Ю., Жигновская Д.В. Обзор и анализ аэро- и термодинамических процессов в проеме с воздушно-тепловой завесой // Научный журнал НИУ ИТМО. Серия: Холодильная техника и кондиционирование -2016. - № 4(24). - С. 6-15; 2 Миникаев А., Пронин В.А., Жигновская Д.В., Кузнецов Ю.Л. Использование методов 3

компьютерного моделирования для разработки профилей рабочих органов винтового однороторного компрессора // Вестник Международной академии холода -2018. - № 1(66). - С. 61-66; 3 Пронин В.А., Жигновская Д.В., Кузнецов Ю.Л. Особенности проектирования винтовых компрессоров для нефтегазовой отрасли//ОмГТУ - 2018. - С. 155; 4 Жигновская Д.В., Миникаева Н.В., Пронин В.А. К вопросу определения оптимальной толщины зуба отсекателя винтового однороторного компрессора // Сборник тезисов докладов конгресса молодых ученых. – СПб: Университет ИТМО – 2018; 5 Жигновская Д.В., Крапивко П.В., Миникаев А.Ф., Миникаева Н.В., Пронин В.А. К вопросу оптимизации рабочих органов ВКО // Сборник тезисов докладов конгресса молодых ученых.– СПб: Университет ИТМО – 2018; б) 1 Международная научно-практическая конференция «Проектирование, строительство и эксплуатация гидротехнических сооружений водных путей» ГУМРФ им.адм. С.О. Макарова -2017; 2 XLVII Научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО – 2018; 3 VII Всероссийский конгресс молодых ученых (ВКМУ) – 2018; 4 Конференция молодых специалистов и работников ООО «РПК-Высоцк «Лукойл-II»-2018; 5 VII международная научно-техническая конференция ТЕХНИКА И ТЕХНОЛОГИЯ НЕФТЕГАЗОВОГО ПРОИЗВОДСТВА «Oil and gas engineering 2018» - 2018. Студент Руководитель Жигновская Д.В. (ФИО) Пронин В.А. (ФИО) _________________ (подпись) _________________ (подпись) “__________”________________2018 г. 4

Содержание Введение ............................................................................................................................... 6 1. Современное состояние винтового компрессоростроения ....................................... 1.1. Обзор существующих типов винтовых комрессоров ........................................ 11 1.2. Перспективы применения и развитие винтовых компрессоров в промышленности ................................................................................................ 24 2. Анализ основных процессов и особенностей построения рабочих органов винтового однороторного компрессора. Теоретическая объёмная производительность ........ 34 2.1. Оценка влияния различных факторов на эффективность работы ВКО .......... 42 2.2. Влияние основных параметров зуба отсекателя на теоретичекую объёмную производительность .............................................................................................. 49 3. Оптимизация толщины зуба отсекателя из условия прочности и жёсткости, с учётом минимизации протечек рабочей среды ....................................................... 54 3.1. Определение расчётной схемы. Алгоритм расчёта из условия прочночсти и жёсткости ............................................................................................................... 54 3.2. Расчёт протечек рабочей среды…………………………………………………63 Результаты исследований ................................................................................................. 74 Литература.......................................................................................................................... 76 5

Введение Актуальность работы. На сегодняшний день широкое применение получили винтовые компрессоры среди компрессоров объёмного сжатия. Все винтовые компрессоры можно разделить по конструкции на: • Однороторные; • Двухроторные; • Многороторные. Многороторные в силу своих конструктивных особенностей не получили широкое распространение. Двухроторные занимают на рынке основное место в процентном соотношении с однороторными компрессорами. Но и однороторные компрессоры широко используются в промышленности: в холодильной технике и кондиционировании, также в нефтегазовой отрасли, выпускаются как и в зарубежных, так и в российских фирмах. В XIX веке шведский инженер А.Лисхольмом 1935 году получил первый патент на промышленный образец, где описывался принцип работы винтов, которые сжимают рабочую среду. Эффективность работы такой машины была оценена немцами в годы второй мировой войны, ими было освоено производство для использования компрессоров на подводных лодках. В России в 60-х годах прошлого века начали изготавливать и Значительный вклад разрабатывать машины объёмного сжатия. в развитие компрессостроения внес И.А. Сакун, по сегодняшний день труды профессора И.А. Сакуна актуальны и используются в производстве. Основные достоинства винтовых компрессоров: • Увеличение ресурса работы компрессоров с помощью минимизации узлов трения; • Плавная регулировка производительности в широком диапазоне из-за особенной конструкции ВК; • Отсутствие инерционных нагрузок в рабочих органах и динамическая уравновешенность; • Скорость процессов охлаждения компримируемой среды возрастает при 6

подаче жидкой фазы в рабочие полости компрессора. Основные недоставки винтовых компрессоров: • Увеличение массы габаритных характеристик и силовых нагрузок на узлы подшипников является следствием возрастания производительности и давления рабочей среды; • Энергетические показатели машины и параметры компримируемой рабочей среды оказывают существенное влияние на расчётную окружную скорость; • Негативное воздействие на эффективность работы машины оказывает пульсирующий процесс нагнетания рабочей среды. Для дальнейшего положительного развития винтовых компрессоров нужные новые технологические и конструктивные предложения и решения. Регулирование рабочих органов ВК, производительности, совершенствование профилей разгрузочные устройства для уменьшения осевых и радиальных сил в подшипниках являются перспективными и актуальными направлениями в развитии компрессостроения. . 7

Цель и задачи работы На сегодняшний день актуальной задачей является повышение эффективности и надежности работы винтовых компрессоров. Одной из существующих проблем считается проблема совершенствования рабочих органов винтового компрессора. Для достижения настоящей цели была поставлена и решена задача оптимизации толщины зуба исходя из условий прочности и жесткости и минимизации протечек рабочей среды. Теоретическая и практическая значимость работы Предложенные в работе алгоритмы расчетов могут быть внедрены при проектировании винтового компрессора с новым профилем зуба. 10

1.Современное состояние и перспективы применения винтовых компрессоров. 1.1.Обзор существующих типов винтовых компрессоров. Обеспечение параметров компримируемой среды для потребителя - это основное назначение и применение всех типов компрессоров. Сжимание рабочего вещества, преобразование динамической энергии в потенциальную энергию потока позволяет решить задачу обеспечения параметров рабочей среды. Компрессоры делятся на ряд основных типов по принципу работы, их классификация представлена на рисунке 1. Одним из «старейших» типов компрессоров является поршневой компрессор (ПК). Поршневой компрессор занимал одно из ведущих мест до середины ХХ столетия в компрессостроении. Основными требованиями компрессорной техники: • Повышение энергоэффективности, уменьшение массы одновременно с повышением производительности; • Повышение производительности при увлечении суммарного объёма цилиндров и числа оборотов двигателя; • Диаметр цилиндр, ход поршня и число рабочих цилиндров имеют существенное влияние при определении объемной производительности поршневого компрессора. Перечень определенных ограничений каждого из указанных способов имеет место быть: • Зависимость роста протечек компримируемой среды от увлечения геометрических параметров цилиндра и хода поршня; • Рост сил инерции и динамических нагрузок при повышении скоростных параметров; 11

Рис.1. Классификация компрессоров по принципу работы. • Ограничение роста числа цилиндров из-за конструктивных технологических особенностей эксплуатации и производства ПК; • Рост динамических нагрузок, повышение износа, снижение долговечности и надёжности работы основных элементов компрессора (клапан) зависит от увеличения частоты вращения. Целесообразно обозначить характерные недостатки этого типа машин для оценки перспектив и развития поршневых компрессоров. Недолгий рабочий ресурс клапанных узлов, значительное число трущихся деталей, ограничения при регулировании производительности, механизмы преобразования вращательное движение в возвратно-поступательное движение двигателя и поршневых групп. Поршневые компрессоры широко применялись до нашего времени особенно при малых производительностях и высоких давлениях, несмотря на вышеизложенные недостатки. 12

Рис.2. Поршневой компрессор. Решение задачи регулирования производительности с учётом снижения энергопотребления компрессора появилось с использованием электродвигателей частного управления, а уменьшение потерь на трение и износ и решение это задачи произошло с появления новых материалов и технологий изготовления. Далее была решена задача преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное двигателя и поршней путем повеления линейного компрессора, который позволил уменьшить динамические нагрузки, габариты и массу конструкций, при этом увеличть энергоэффективность и надёжность машины. Новые перспективы в развитии поршневых компрессоров позволяет сделать всё вышеизложенное. Сравнительно недавно, в 80-х годах ХХ века, на рынке появились Спиральные компрессоры (СПК), ещё более 100 лет назад был известен принцип их работы. Но получить промышленный образец этого типа компрессора и воплотить идею в реальность удалось благодаря передовым технологиям и точному станочному оборудования. 13

На сегодняшний день этот тип компрессора прочно занимает своё на место рынке и нишу в компрессорной технике. СПК широко применяются в системах кондиционирования и в холодильной технике при малых и средних производительностях. Рабочие органы этого типа компрессора состоят из двух спиралей, спирали расширяются от центра цилиндра к краю, обе спирали вставлены друг в друга, внешняя спираль вращается относительно внутренней, а неподвижной остаётся внутренняя спираль. Спиральный компрессоры можно классифицировать в зависимости от наличия жидкой фазы в рабочих полостях сжатия: • Маслозаполненные (вспрыск капельной жидкости) – ВКМ; • Компрессоры сухого сжатия – ВКС; • Компрессоры мокрого сжатия – ВКМС. В ВКМ масло впрыскивается в малом объёме в рабочее пространство после того, как полости сжатия разъединяются от камеры всасывания. Смазывание пар трения, уплотнение зазоров, снижение уровня шума в машинах происходит благодаря маслу. При подаче масла в полость работы ВК будет увеличиваться коэффициент подачи, так же конструкция становится более простой и тем самым может происходить снижение частоты вращения. В компрессорах мокрого сжатия и сухого касание обоих винтов друг с другом не допускается, синхронное вращение возможно только при наличии шестерен связи, расположенные на валах ведущего и ведомого винта. Более низкую температуру конца сжатия в комрпессорах мокрого сжатия можно получить при вспрыске капельной жидкости. 14

Рис.3. Спиральный компрессор. Так можно разделить спирали в зависимости от формы рабочего профиля на Архимедовы, кусочко – окружные, эвольвентные и др. Обе спирали обеспечивают объёмное сжатие за счет перекатывания без скольжения относительно друг друга, тем самым обеспечивая процесс сжатия рабочей среды. Основные достоинства спирального компрессора: • энергетическая эффективность; • низкий уровень шума; • динамическая уравновешенность • надежность и долговечность; Повышенные и особенные требования к точности сборки и изготовления и действие осевых и радиальных сил на подшипниковые узлы это является рядом недостатков этого типа компрессорной машины. Вышеизложенные недостатки влияют на производительность, степень 15

повышения давления, что ограничивает рабочие параметры спирального компрессора. Этот тип машин, не смотря на свои недостатки имеет положительные перспективы развития, так как существуют более совершенные конструктивные материалы и технология производства. Компрессорами динамического сжатия являются осевые компрессоры (ОК), принцип работы заключается в преобразовании механической работы в кинетическую энергию потока и далее во внутреннею энергию , что повышает рабочее давление. В состав осевого компрессора входят ряд ступеней, где расположены вращающиеся рабочие колеса с профилированными лопатками и неподвижные лопаточные аппараты. Межлопаточный канал - это пространство между соседними лопатками, оно есть в рабочем колесе и в направляющем аппарате. Межлопаточный канал имеет форму диффузора. У роторов ОК частота вращения может достигать десять тысяч оборот в минуту, скорость компримируемой среды может превышать сверхзвуковую скорость. Основные проблемы при проектировании осевых компрессоров: • прочностные характеристики рабочих колес; • Эффективное регулирование производительности; • Эффективность и надёжность работы подшипниковых узлов. В дальнейшем усовершенствовать этот тип машины возможно при использовании более современного привода. Как и поршневые и спиральные, так и ротационные компрессоры относятся к машинам объемного принципа действия. Путем уменьшения замкнутого объёма рабочие органы компрессора сжимают определенный объём всасывающего рабочего вещества. Такие рабочие процессы характеризуются строгой последовательность, дискретностью, цикличностью. В класс машин типа ротационных входят пластинчатые, с катящимся ротором, компрессорные машины Рутса, трохоидные (роторно-поршневые), спиральные. 16

Общее между вышеперечисленными компрессорами: отсутствие роторов поршней возвратно-поступательного действия и у вращательное движение самих рабочих роторов. 24 марта 1878 года в Ганновере был зарегистрирован патент ученым Хайнрихом Кригаром, где описывался принцип действия ВК. В 1936 году шведский инженер Альф Лисхольм создал ВК наиболее похожий на современный тип винтового компрессора, получив патент на изобретение. Винтовой компрессоро это объёмная роторная машина с зубьями обкатываемого профиля. Роторы основными рабочие органы, работают в паре с винтовыми зубьями. Рис.4. Винтовой компрессор. 17 которые

Рис.5. Полугерметичный винтовой маслозаполненный компрессор в разрезе. 18

Рис.6. Конструкция ВОК На рисунке 6 изображена конструкция ВКО. Процесс сжатия проекает параллельно в двух противоположных винтовых полостях, что уравновешивает радиальные силы, которые действуют на винт-ротор. Уравновешивание осевых сил происходит засчёт давления всасывания между корпусом и винтом со стороны торца нагнетания. С помощью особенного конструктивного выполнения ВКО имеют следующие преимущества: • Уравновешенные радиальные и влияние на подшипники; • малая металлоемкость; • низкая температура нагнетания; • низкий уровень шума. 19 осевые силы, что оказывакт

Промышленный образец ВОК впервые был запатентован Зиммерном. Все зарубежные компрессоры выпускаются по схеме: центральный винт и два зубчатых отсекателя, имеющие прямоугольную форму зуба. В конце 80х годов прошлого века Прониным В.А. был запатентован винтовой однороторный компрессор с окружной формой зуба рабочих органов. Опытный образец компрессора был изготовлен и успешно испытан. Основные недостатки ВОК: • Сложность выбора антифрикционной пары материалов; • Подбор оптимальных зазоров в рабочей полости. Компрессоры могут быть с вертикальным и горизонтальным расположением роторов. Сальниковые и бессальниковые в составе с электродвигателем. Привод может быть за ведущий или ведомый ротор. К динамическому сжатию относятся центробежные компрессоры (ЦК). Принцип работы ЦК можно сопоставить с принципом действия осевого компрессора, так как они оба относятся к динамическому сжатию. Основным отличием является действие центробежных сил, которое влияет на увеличение давления компримируемой среды. В ЦК рабочие колеса образуют диффузорные каналы, так как колеса представляют собой сложные тела вращения с профилированными лопатками. В рабочее колесо попадает поток рабочего вещества, где происходит передача кинетической энергии. Далее происходит торможение компримируемой среды в диффузоре после её выхода из рабочего колеса, где преобразуется кинетическая энергия во внутреннюю энергию. Увеличение рабочих ступеней приводит к повышению конечного давления, но и оказывает влияние на массу и габаритные характеристики компрессора. 20

Повышение эффективности работы центробежного компрессора состоит из нескольких задач: • Использование эффективных уплотнений в подшипниках; • Улучшение проточной части компрессора; • Использование современных приводов. Компрессоры классифицируются по типу профиля за-за применения различных профилей зуба. Название профилей зависит кривой в составе данного профиля зуба, что также говорит об особенностях зацепления винтов. Основные типы профилей представлены на рисунках 7.1. и 7.2. . 21

Профиль Нильсона 1952 Профиль Лисхольма 1967 Профиль SRM ‘A’, 1979 Профиль СКБК, 1977 Профиль SRM "D", 1982 Профиль FuSheng, 1988 Рис. 7.1. Симметричные и ассиметричные профили винтовых компрессоров. 22

Профиль Hough D, 1984 Профиль Rinder’s, 1987 Профиль Hyper,1995 Профиль ‘N’, 1996 Рис. 7.2. Типовые профили винтовых компрессоров. Обзор типов компрессоров и их недостатки помогают открыть новые пути модернизации и совершенствования отрасли компрессостроения, которые затрагивают многие факторы при проектировании и эксплуатации: 1. Усовершенствованные конструктивные элементы рабочих органов компрессора; 2. Новых улучшенные виды материалов для конструкции; 3. Совершенствование технологий изготовления и улучшение культуры производства; 4. Применение электрических приводов с частотной регулировкой числа оборотов. 23

Перспективы применения и развитие винтовых компрессоров в 1.1. промышленности Использование компрессоров в областях промышленности весьма разнообразно и зависит от условий эксплуатации и потребностей. Таким образом, компрессоры отличаются по рабочим давлениям, производительности, сжимаемой среде и т.д. Компрессоры весьма разнообразны по своей классификации, типам и конструкциям. ВК производятся многими зарубежными фирмами (Grasso, Holl-Termotank и др.) и нашли применение в холодильной технике в частности в чиллерах систем кондиционирования воздуха.. Винт и два отсекателя создают две полости зацепления (нагнетания), которые представляют червячные пары. Винт имеет цилиндрическую форму и винтовую канавку. расположенные по В обе системе с стороны винтом от работают винта, которые два отсекателя, вращаются в противоположных направлениях друг от друга. Как правило, винт приводит в движения отсекатели, и при их вращении происходит уменьшение объемов в полостях расположенными между винтом и зубьями отсекателей, что приводит к уменьшению объёма компримированной среды. По сравнению с другими видами компрессоров, однороторный винтовой компрессор имеет ряд преимуществ, например: • скорость рабочей среды на всасывающем тракте больше; • температура нагнетания гораздо ниже; • небольшая металлоемкость; • лучшие объёмные свойства; • система регулирования производительности, гораздо эффективне[20]. Главным назначением компрессоров является гарантирование характеристик компримируемой среды, необходимых всем потребителям. Эту проблему возможно решить разными способами, в замкнутом объеме сжимать вещество, либо трансформировать в потенциальную энергию потока из динамической, образуя давления в напорных магистралях. Компрессоры 24

довольно широко применяются и распространены во многих отраслях, связанных с промышленностью. Обеспечение заданных параметров для сжимаемой среды, является основной задачей этих машин [1]. Они нашли своё применение там, где потребность в сжатом воздухе очень велика, в транспортировании природных газов в магистралях, так, газ поступает от мест добычи и разработки к основным его потребителям. Они нашли своё место в комплексах воздушного охлаждения, компрессора применяют для заправок баллонов газами с высоким давлением как для нужд медицины, так и для сварочных работ. Во многих производственных и строительных процессах они применяются для питания всевозможных пневмоинструментов. Для нормализации давления на бортах самолетов, в двигателях с реактивной тягой, в таких как, турбореактивные (Рис. 8) и турбовентиляторные, чтобы гарантировать подачу окислителей, необходимых для сгорания горючего и топлива [2]. Рис.8. Турбоактивный компрессор Такие области как дайвинг, активно используют возможности компрессорной техники наполнения баллоны газом. В подводной лодке, для закачивания танков в которых храниться воздух и другие газовоздушные смеси, ис целью регулирования глубины. Турбокомпрессор используется с целью повышения производительности двигателя внутреннего сгорания, за счет 25

повышения расхода [3]. Никак не обойтись без применения компрессоров в железнодорожной технике, где гарантируют работу тормозных системы. На сегодняшний день компрессоры применяют практически во всех сферах промышленной индустрии. Без компрессора на сегодняшний день не реализуема деятельность индустриальных комплексов страны. Формирование новейших эффективных научно-технологических процессов невозможно без совершенствования технологического оснащения, в том числе и компрессорных машин, и техники. Техническое совершенство используемых компрессоров во многих случаях определяется экономичностью, надежностью и их КПД [4]. В сферах небольшой производительности широкое распространение приобрели объемные машины роторного типа в связи с их достоинствами: уравновешенностью, простотой конструкции, хорошими массогабаритными показателями и значительным КПД. Класс машин характеризуетсяразличным количеством конструктивных схем, которые отличаются по кинематике движения рабочих органов и по исполнению профилей роторов, винтовых роторов, отсекателей и зубьев отсекателей. Это многообразие объясняется попытками ликвидации научно-технических недочётов. [5,6]. В настоящее время ведутся работы по исследованию усовершенствования конструкции винтового компрессора. Существуют современные технические решения, которые показывают стремительное развитие ВКО и их перспективность применения. В технических решениях бывают тупиковые и перспективные, но перспективные решения не всегда получается оценить однозначно. К примеру, появились варианты исполнения ВКО с разгрузочными каналами [45] . К недостаткам такого ВКО относится довольно низкое значение коэффициента подачи, ввиду того, что разгрузочный канал соединен с полостью нагнетания и открыт у поверхности зубчатого отсекателя со стороны полости всасывания. Для более эффективной и экономичной работы ВКО разработана схема с наличием системы впрыска масла в рабочие полости машины. Использование 26

маслопровода, установленного внутри разгрузочного канала ВКО и совместно с полостями всасывания, сжатия и нагнетания в зубьях отсекателей, Может привести к потерям рабочей среды и увеличению коэффициента подачи. К новым разработкам относят машину, где используется магнитная разгрузка подшипниковых опор отсекателей. Технология изготовления винта ВКО можно упростить, обеспечивая условие перпендикулярности продольной оси зуба отсекателя, который расположен в зацеплении с винтом [4]. На рис.9. изображена схема зацепления отсекателя с подвижные зубья и центральным винтом. Может быть при условии наличия впружин и фиксаторов, шарниров, которые дают возможность поворота зуба в плоскости вращения диска. Но пока такой конструкции не существует из-за сложной конструкции ВКО, где своевременно появляются новые узлы работающие в более ограниченных в требованиях режимах эксплуатации. Существует конструкция винтового компрессора с зубьями отсекателя, где подшипниковые опоры установлены на продольных осях вращения зубьев. Машины данного класса не были изготовлены, вследствие, более низких энергетических характеристик по сравнению с ВКО, и более высокой металлоемкости и трудоемкости при изготовлении. Из-за отсутствия оборудования в нашей стране способного нарезать винт, с помощью импортного оборудования был изготовлен и запатентован винвтой компрессорс окружным профилем зуба. В 1985 году в нашей стране был уже создан ВКО внешний вид, которого был с окружным 27

1 -винт; 2,3 - зубчатый отсекатель; 4 - корпус ВКО; 5 - возвратная пружина; 6- фиксатор; 7- ось поворота зуба; 8- диск зубчатого отсекателя; 9зуб отсекателя. Рис.9. Конструктивная схема ВКО с поворотными зубьями отсекателя. 28

Рис. 10.1. ВКО с окружным профилем зуба без верхней крышки. профилем зуба, который изображен на рис. 10.1. Данная конструкция компрессора изготавливается с помощью универсальных фрезерных станков , обрабатывающие центры с автоматическим управлением [26]. Использование универсальных станков ЧПУ помогает повысить качество выпускаемой продукции, ручное управление процессами в производстве заменяется машинным управлением без участия человека, что увеличивает степень совершенствования производственного процесса за счет сокращения времени и 29

более легкого процесса работы станка. На рис. 10.2. изображена принципиальная схема нарезки винта. Изготовление (нарезка) винтов ВКО с окружным профилем полостей заключается в следующем: заготовка винта (1) устанавливается в шпинделе универсального станка. 1 - заготовка винта; 2 - фреза; 3- поворотная часть. Рис. 10.2. Принципиальная схема нарезания винта. Инструмент для резания выглядит как двухсторонняя фреза, которая расположена на столе станка. Фреза (2) вращается со скоростью, которая называется скоростью главного движения. Скорость вращения заготовки обеспечивает круговую подачу. Режущий инструмент (2) установлен на столе (3) станка. Стол (3) станка вращается относительно своей оси с определённой угловой скоростью. Заготовка винта в процессе вращения, который (1) происходит в плоскости перпендикулярной вращения (3) стола и режущего инструмента (2). 30

1- заготовка винта; 2 - фреза; X и У - степени свободы. Рис.10.3. Принципиальная схема нарезания винта. Следующий вариант изготовления показан на рис. 10.3. Данный метод нарезки поход на метод , который показан на рис. 10.2. только режущий инструмент (2) находится на тележке (3) которая перемешается в плоскости проходящей через ось вращения заготовки винта. В первом случае точность изготовления винта зависит только от степени изношенности режущего инструмента и точности синхронности угловых скоростей. При обработке вторым способом степень изношенности фрезы и точность изготовления оказывает влияние на конечное число точек позиционирования обрабатывающего центра, что приводит в движение по окружности перемещения каретки по двум взаимно перпендикулярным координатам, необходимо согласование этого движения с вращением заготовки винта. Для изготовления винта используют дисковую двухстороннюю фрезу, от которой зависит форма канавки винта и профиль зубьев отсекателя ВКО. Вследствие такого профиля канавки, зуб окружного профиля представляет собой «винтовой столб» [4]. Это наклонный цилиндр с параллельными основаниями в виде кругов одинакового диаметра. На рис.10.4. изображен зуб 31

окружного профиля. Рис. 10.4. Внешний вид зуба окружного профиля. Рис. 10.5. Схема зацепления зуба отсекателя с полостью винта. 1 - зуб отсекателя; 2 - винтовая полость окружного профиля На рис.10.5. изображена схема зацепления зуба зубчатого отсекателя с 32

винтовой полостью винта окружного профиля. В первом приближении , «винтовой столб» это наиболее приближенный к идеальной форме зуб. Основные достоинства окружного профиля рабочих органов ВКО: 1.Высокая эксплуатационная надежность за счет снижения степени износа рабочих органов. 2. Хорошая технологичность рабочих органов ВКО при помощи не только упрощения технологии изготовления винта, но и упрощения процесса сборки компрессора. 3.Обеспечивается увеличенный срок службы опор зубчатого отсекателя. 4. Высокая экономичность за счет снижения протечек рабочей среды в плоскости вращения зубчатого отсекателя через щели в боковых гранях зуба и винтовой полостью. 33

2. Анaлиз oснoвных процессов и oсoбенностей построения рабочих оргaнов винтового однороторного компрессора. Теоретическая объёмная производительность Одной из основных характеристик винтового компрессора является коэффициент подачи. Коэффициент подачи λ, выражается отношением действительной производительности компрессора к теоретической. Для определения коэффициента подачи необходимо оценить значение геометрической производительности компрессора и протечки через щели в рабочих органах ВКО [18,19,20,21]. Оценивание протечек рабочей среды основано на знаниях законов изменения во времени геометрических параметров щели, между поверхностью канавки винта и зубом отсекателем. Расчет теоретической объемной производительности компрессора состоит в измерении параметров рабочих органов винтового компрессора, которые находятся в зацеплении. Для расчёта теоретической объемной производительности компрессора находят объем винтовой полости центрального винта, который определяется из т. Гюльденa [22]. Данная теорема говорит о том, что объем тела равен произведению площади этой фигуры на длину дуги, описанной ее центром тяжести. Под плоской фигурой понимается горизонтальная проекция части зуба отсекателя, который находится в зацеплении с центральным винтом. Винтовой однороторный компрессор с окружным профилем зуба рабочих органов принимается как плоская фигура в форме сегмента круга. Определение теоретической объемной производительности сводится к задаче определения объема винтовой полости центрального винта при заданных параметрах. На теоретическую объемную производительность машины влияет целый ряд параметров, а именно: - d зуба отсекателя; 34

- d центрального винта; - передаточное число; - n число заходов центрального винта. Теоретическая производительность компрессора рассчитывается из объема воздуха, который помешается в рабочей части компрессора за один цикл всасывания, умноженный на количество циклов в единицу времени: 𝑎 𝑉ℎ = 𝑘𝑧1 𝑛1 ∫0 𝑆(𝑎) 𝑟(𝑎) 𝑑𝑎, (1.1) где k – число зубчатых отсекателей; z1 – число заходов винта; 𝑛1 – частота вращения винта, с-1; 𝛼– угол поворота винта, град; 𝑆(𝑎) – площадь плоской фигуры, зависящей от угла поворота винта; 𝑟𝑎 – кратчайшее расстояние от центра тяжести плоской фигуры до оси вращения винта, зависящее от угла поворота винта. Общепринято считать компрессор, как поршень с цилиндром. В нашем случае это полость на винте и зуб отсекателя, которые создают аналогичную схему. Определим теоретическую объемную производительности компрессора с окружным профилем рабочих органов по двум методикам расчета в зависимости от z1 и k при одинаковых d винта, отсекателей и межосевом расстоянии рабочих органов компрессора. Однороторные компрессоры которые серийно выпускаются исеют одинаковые наружные d центрального винта и отсекателей. Произведем расчёт объёмной теоретической производительности первым 35

методом [5], при следующих геометрических параметрах: 𝑧1 – число зубьев винта; 𝑧2 – число зубьев отсекателя; 𝐷𝑒𝑙 = 160 мм – наружный диаметр центрального винта; 𝐷2ℎ = 100 мм – начальный диаметр зубчатого отсекателя; 𝑟0 = 30 мм – радиус зуба отсекателя. Объем одной канавки центрального винта ВКО с окружным профилем рабочих органов определяется из выражения (1.1) и рассчитывается по следующей формуле: 𝛽 𝑉ℎ = 1⁄𝑈 ∫𝛽 𝐾𝐻 𝑆(𝛽) 𝑟(𝛽) 𝑑𝛽 , (1.2.) 𝐻𝐶 Βнс – угол начала нагнетания; Βкн – угол конца нагнетания; S(β) – площадь сегмента, зависящая от угла поворота зуба отсекателя; r(β) – кратчайшее расстояние от центра тяжести сегмента по оси вращения винта, зависящее от угла поворота зубчатого отсекателя; U – передаточное отношение числа заходов винта к числу зубьев отсекателя. На рисунке 11 изображена расчетная схема к определению теоретической объемной производительности винтового компрессора с окружным профилем зуба. 36

Рис. 11. Расчетная схема определения теоретической объемной производительности ВКО с окружным профилем рабочих органов 1 – винт; 2 – отсекатель; 3 – часть зуба отсекателя, находящегося в зацеплении с винтом; Сс – центр тяжести сегмента. Для выбранной системы отсчета углы начала и конца нагнетания определяются выражением: 𝐷2𝐻 − 2𝑟0 𝛽нс = −arccos ( 𝐷2𝐻 ), (1.3) Βнс принимает отрицательные значения, 𝛽кн = arccos ( 𝐷2𝐻 − 2𝑟0 а угол Βкн положительные 37 𝐷2𝐻 ), (1.4)

где r0 – радиус зуба отсекателя; D2H – внутренний диаметр отсекателя. Половина центрального угла сегмента a3 определяется выражением: (1−𝑐𝑜𝑠𝛽) ∙𝐷2𝐻 𝑎3 = arccos ( 2𝑟0 ) , (1.5) Расстояние от (.) тяжести сегмента [49] до оси вращения винта – rc(β) определяется по формуле: 𝑟𝑐 (𝛽) = 𝐷𝑒1 2 4 − 𝑟0 ( ∙ 3 𝑠𝑖𝑛3 𝑎3 2𝑎3 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎3 − 𝑐𝑜𝑠𝑎3 ), (1.6) Площадь сегмента Sc(β): 𝑆𝑐 (𝛽) = 𝑟02 2 (2𝑎3 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎3 ) , (1.7) Анализируя 1.3, 1.4, 1.5, 1.6, 1.7 объем полости винта с окружным профилем зуба отсекателя можно найти: 𝛽𝐾𝐻 𝑉ℎ = 1⁄𝑈 ∫ 𝛽𝐻𝐶 (1 − 𝑐𝑜𝑠𝛽) ∙ 𝐷2𝐻 (1 − 𝑐𝑜𝑠𝛽) 𝑟02 {2 arccos ( ∙ ) – 𝑠𝑖𝑛2 [arccos ( 2 2𝑟0 2𝑟0 (1 − 𝑐𝑜𝑠𝛽) ∙ 𝐷2𝐻 𝐷𝑒1 4 𝑠𝑖𝑛3 𝑎3 ∙ 𝐷2𝐻 ) ]} ∙ { − 𝑟0 [ ∙ − ]} 𝑑𝛽 2 3 2𝑎3 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎3 2𝑟0 38

. Для расчета объемной теоретической производительности по второму методу (Рис. 11), будут использованный идентичные геометрические параметры, а именно: z1 – число зубьев винта; z2 – число зубьев отсекателя; L = 130 мм – межосевое расстояние; R = 100 мм – расстояние от центра отсекателя до центра зуба отсекателя; r = 30 мм – радиус зуба отсекателя. Объем одной канавки центрального винта ВКО с окружным профилем рабочих органов определяется из выражения (1.1) и рассчитывается по следующей формуле: 𝑉ℎ = 𝛼 𝑧1 ⁄𝑧2 ∫𝛼 𝐾 𝑆(𝛼) 𝑟(𝛼) 𝑑𝛼, (1.8) 𝐻 αн – угол начала сжатия; αк – угол конца сжатия; S(α) – площадь сегмента, который зависит от угла поворота зуба отсекателя; r(α) – наименьшее расстояние от (.) тяжести сегмента по оси вращения винта, зависящее от угла поворота зубчатого отсекателя. Углы начала и конца сжатия определяются выражением: 𝑟 𝛼н = −arccos (1 − ) , (1.9) 𝑅 39

𝑟 𝛼к = arccos (1 − ) , (1.10) 𝑅 где r0 – радиус зуба отсекателя; R – начальный радиус зубчатого отсекателя. В выбранной системе отсчета угол Βнс принимает отрицательные значения, а угол Βкн положительные Половина центрального угла сегмента a3 определяется выражением: 𝑎𝑐 = arccos ( (1−𝑐𝑜𝑠𝛼) ∙𝑅 𝑟 ) , (1.11) Наименьшее расстояние от центра тяжести сегмента [23] до оси вращения винта – rc(β)находим: 4 𝑟𝑐 (𝛼) = 𝐿 − 𝑅 − 𝑟 ( ∙ 3 𝑠𝑖𝑛3 𝑎𝑐 2𝑎𝑐 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎𝑐 − 𝑐𝑜𝑠𝑎𝑐 ) , (1.12) Площадь сегмента Sc(α): 𝑆𝑐 (𝛼) = 𝑟2 2 (2𝑎𝑐 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎𝑐 ) , (1.13) На основании выражений 1.9, 1.10, 1.11, 1.12, 1.13 объем полости винта с окружным профилем определяется выражением: 𝑧 𝑉ℎ = 1⁄𝑧2 ∫ 𝛼𝐾 𝛼𝐻 𝑟2 4 𝑠𝑖𝑛3 𝑎𝑐 (2𝑎𝑐 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎𝑐 ) (𝐿 − 𝑅 − 𝑟 ( ∙ − 𝑐𝑜𝑠𝑎𝑐 )) 𝑑𝛼 2 3 2𝑎𝑐 − 𝑠𝑖𝑛2𝑎𝑐 40

где согласно выражению 1.11 (1 − 𝑐𝑜𝑠𝛼) ∙ 𝑅 𝑎𝑐 = arccos ( ) 𝑟 Данные методики лежат в основе методики расчета сил и моментов, действующих на рабочие органы ВКО [24, 25, 26,27] К преимуществам данных методик относиться: - определение объема винтовой полости центрального винта происходит независимо межосевых расстояний, от профиля зуба и соотношениях диаметров рабочих органов компрессора; - возможность точного определения положений центров тяжести зубьев отсекателей от угла поворота рабочих органов компрессора; - учитывается изменение угла наклона винтовых полостей центрального винта к плоскости вращения зубчатых отсекателей; - методики являются достаточно простыми, что дает возможность использовать более простые алгоритмы для написания программы. 41

2.1.Оценка влияния различных факторов на эффективность работы ВКО Недостатками всех винтовых машин можно является наличие нескольких видов потерь. Протечки компримируемой среды из областей повышенного давления в области пониженного давления являются самым важным видом потерь в винтовом однороторном компрессоре [23,24]. Протечки подразделяются на утечки и перетечки в зависимости от их характера проетечек. Утечками условно это протечки на всасывание, а перетечки – это протечки между полостями, который находятся под различным давлением, но не таким же как давление всасывания. В ВКО перетеки могут полностью отсутствовать, а в двухроторном компрессоре их может быть значительно больше из-за конструктивных особенностей. Величина протечек рабочей среды зависит от полной площади щелей. Большое влияние оказывает глубина щели, которую можно регулировать за счёт изменения толщины зуба отсекателя. Анализируя потери можно сказать, что для машин с почти одинаковыми геометрическими и рабочими параметрами - величины одного порядка, хотя в в однороторных компрессорах потери на трение меньше, потому что винт ВКО разгружен от действия радиальных сил. Почти все компрессоры обеспечивают имеют эффективную работоспособность в широком диапазоне рабочих параметров. ВК, у которых имеется регуляторы производительности, они эффективно производительность в диапазоне от 20% до 100% засчёт особенностей,. Двухроторные изменяют конструктивных и однороторные компрессоры без нагрузки осуществляют режимы пуска и изменяют геометрическую степень сжатия одновременно с изменением производительности. Системы для регулировки производительности двухроторных машин рассмотрены в ряде работ [5,6,7]. Принцип действия состоит: между роторами находится золотник, который имеет аксиальное перемещние. В процессе перемещении золотника изменяется рабочая длина роторов из-за открытия перепускного окна относительно окна нагнетания, а работа на сжатие 42

компримируемой среды используется исключительно на рабочем участке винта. В двухротоном ВКМ окно нагнетания имеет две части - радиальную и аксиальную, радиальная часть характеризуется процессом изменения положения золотника - изменение площади проходного сечения этой части, что приводит к изменению геометрической степени сжатия машины. Для системы регулирования ВКО используют другой принцип. Система регулирования компрессора состоит из поворотных колец. Это кольцо установлено в области расточки корпуса с оконами нагнетания компрессора. Кольцо устроено так, что при повороте открывается перепускное окно в корпусе компрессора, которое соединяет впадину винта и зуб отсекателя с областью всасывания. Так же меняется площадь окон нагнетания, поддерживает заданную геометрическую однороторного компрессора при степень изменении его сжатия что винтового производительности. Управление поворотным кольцом происходит за счёт внешнего привода и зависит от режима работы машины. Более подробно данный вопрос описан в работе [8]. Рассмотрим процесс в рабочей части винтового однороторного компрессора с момента соединения с камерой всасывания. После освобождения полости от зуба отсекателя в начале в полости возникает определенное разряжение, которое приводит к заполнению рабочим телом. Так же местные скорости компримируемой среды возрастают, что приводит к возникновению перепадов ∆P и энергетическим потерям. Увеличение суммарного сечения целей происходит из-за увеличения объёма впадин центрального винта и их числа, что приводит к возрастанию общей длины линии соприкосновения рабочих органов ВКО, где проходит процесс перетечек рабочей среды из полостей с большим давлением в меньшее, при равных температурах в полости истечения и самой щели. Уменьшение массы рабочей среды в процессе компримирования в полости всасывания происходит из-за смешивания компримируемой среды в 43

щелях, что приводит к увеличению температуры рабочей среды. Так же рабочая среда занимает часть объема впадины. Рабочее ещество вращается вокруг его оси, что приводит в действие центробежные силы, которые создают по высоте зуба градиент давления. Большое влияние на характер течения рабочей среды оказывает подвижность стенок щелей через них [7]. Из-за газодинамических потерь в камерах всасывания и по длине винта, на всасывании компрессора может возникнуть переменное давление, что приведёт в полости всасывания снижение массы компримируемой среды. Давление компримируемой среды немного возрастает из-за перетечек в области повышенного давления, что отрицательно оказывает влияиние на эффективность машины. Потом идёт процесс сжатия. С одной стороны рабочее вещество вытекает из полостей сжатия в камеру всасывания, а в полости сжатия из полостей с высоким давлением вещество перетекает. Это показывает, что в процессе сжатия рабочее вещество (масло) меняется. Разница давлений в смежных полостях центрального винта ВКО вызывает перетекание рабчей среды через щели в рабочей части машины. Пульсация потоков рабочей среды создается засчёт чередования одних и тех же процессов в камере всасывания и нагнетания ВКО, влияние числа зубьев будет оказывать на частоту пульсации и частоту вращения зубьев рабочих органов ВКО. Всё выше перечисленное позволяет сделать вывод, что основные процессы в рабочей части винтового однороторного компрессора характеризуются рядом особенностей: - при переменных термодинамических параметрах происходят рабочие процессы в компрессоре; - при переменной массе компримируемой среды будут происходить все процессы; - в рабочей части ВКО протечки компримируемой среды через щели 44

оказывают влияние на параметры вещества; -рабочие процессы в ВКО периодически повторяются и длятся тысячные доли секунды; - параметры компримируемой среды могут различаться в значениях в пределах одной полости в зависимости от значительных окружных скоростях рабочих органов ВКО, а подвижность их стенок оказывает влияние на характер течения рабочего вещества через щели. Окружная скорость центрального винта оказывает значительное влияние на объемные потери. При газодинамические потери, но увеличении окружной скорости это приводит к уменьшению растут относительной величина протечек рабочей части машины. Оптимальная окружная скорость рабочих органов винтового однороторного компрессора - это величина зависит величины зазоров, от характера компримируемой среды, режима работы, размеров рабочих органов машины. Например оптимальная окружная скорость при более высоких степенях повышения давления и более легких компримируемых сред для одного и того же ВКО должна быть больше. Производство и эксплуатация винтовых компрессоров являются основные проблемами [9, 13]. Анализ двух этих проблем показывает, что одним из важных факторов, который влияет протечки в зазорах рабочей части машины, они определяются сечениям и являются объёмными потерями. Между высотой глубиной данной щели есть зависимость относительно типа щели. Щели первого типа (рис. 12) – щели с плавно сходящимися и затем расходящимися стенками. Стенки могут иметь кривизну одного знака или разных; радиусы – близкие по абсолютному размеру или значительно различающиеся. К такому типу щелей относятся: 1. щели по линиям контакта; • для двустороннего профиля характерны щели, показанные на рисунке (12, а и б); • для окружного симметричного профиля – на рисунке (12, в); • щель на рисунке 12, г, характерна для винтов с любым профилем; 2. щель между вершиной зуба ведущего винта с симметричным 45

профилем и корпусом (рис. 12, а). Щели второго типа – щели с изломом одной стенки (под острым или тупым углами) между острием и поверхностью, или между узкой полоской и поверхностью. К этому типу щелей относятся: 1. щели по линиям контакта; для одностороннего ассиметричного корригированного профиля характерна щель, показанная на рисунке (12, ж и з); 2. щель между вершиной зуба ведущего винта с ассиметричным профилем и корпусом (рис. 12, е). 46

Рис.12. Классификация щелей. 47

Щели третьего типа – щели с эквидистантными стенками с большим путем дросселирования. К этому типу щелей относятся щели между торцами винтов и корпусом, а также между корпусом и вершиной зуба ведущего винта. У каждого типа щелей свои потери давления на входе и выходе и свое сопротивление. Три типа щели для ВКМ соединяют в себе две характеристики такие как: глубина и переменное сечение щели с различными их формами. Таким образом, уменьшение сечения щелей (прежде всего их высоты) является основным фактором, позволяющим достигать высоких энергетических показателей машины. Повышение эффективности щели не только зависит от уменьшения сечения и геометрических параметров, в целом должна рассматриваться как дросселирующий элемент. В газо-маслянной среде скорость звука явно меньше, то и потери будут в ВКМ соответственно тоже будут меньше. 48

2.2. Влияние основных параметров зуба отсекателя на теоретическую объёмную производительность Оценка эффективности компрессора зависит от удельной потребляемой мощности 𝑁уд . Данная величина относится к единице массовой или же объёмной производительности. Процесс оценки 𝑁уд осуществляется при одинаковых степенях повышения давления и одинаковой температуре всасывания и температуре компримированной среды. Основными характерными величины, которые оказывают влияние на эффективность работы машины, это индикаторный КПД 𝜂𝑖 и коэффициент подачи 𝜆. Основных геометрические и кинематические параметры машины, влияющие на коэффициент подачи, к ним можно отнести: • характеристики зазоров в рабочей части; • относительная высота зуба отсекателя; • соотношение диаметров центрального винта и отсекателей; • передаточное число соотношение рабочих органов (частота вращения). Сопротивление зазоров в рабочей части машины является основным факторов, влияющим на объёмные потери компрессора, что определяется эффективным сечением щелей. Ранее было сказано, что для каждого типа щели есть своя зависимость глубина и высоты данной щели, что показывает эффективность данного сечения типа щели. Исследования прошлых лет показывают: [1,2,3] • величина зазоров линейно влияет на коэффициент подачи; • влияние зазоров на коэффициент подачи растёт, так как увеличивается относительное влияние протечек; • на уменьшение величины зазоров влияет частота вращения, также снижается коэффициент подачи, а при увеличении зазоров будет возрастать частота вращения; • несоответствие внутренней и внешней степени повышения давления 49

существенно оказывает влияние при малых зазорах; • спад температуры нагнетания и работы сжатия будет происходить из-за уменьшения зазоров. Основной фактор для достижения высоких энергетических показателей машины - это уменьшение сечения щелей. Уменьшение щелей повышает эффективность дросселирующих элементов и уменьшает их геометрические размеры. Если величина параметров щелей постоянна, коэффициент подачи возрастать при: • при увеличении объема рабочих полостей; • при увеличении гидравлического диаметра центрального винта; • при уменьшении степени повышения давления. Газодинамические потери увеличиваются при уменьшении относительной величины протечек. Уменьшение величины протечек будет происходить при увеличении скорость винта оказывает окружной скорости центрального винта, влияние на объёмные потери. Для винтовых компрессоров вводится понятие оптимальной окружной скорости. Эта скорость будет зависеть от таких характеристик, как: • вид компримируемой рабочей среды; • размерность рабочих органов компрессора; • величина зазоров. Если степень давления повышены и компримируемая среда более легкая, то 𝑈опт будет больше. А при большой величине зазоров задаются меньшей 𝑈опт . Всё вышеперечисленное оказывает влияние а действительную объёмную 50

производительность винтового однороторного компрессора. К параметры, оказывающих влияние на теоретическую объёмную производительность можно отнести: • число заходов центрального винта; • диаметр зуба отсекателя; • относительная длина нарезной части винта. Три варианта, когда длина нарезной части винта будет увеличиваться: 1. Постоянное межосевое расстояние и более больший наружный диаметр винта; 2. Постоянный наружный диаметра винта и меньшее межосевое расстояние. 3. Также возможно возрастание двух величин одновременно. В первом и втором варианте, будет увеличиваться глубина канавок между зубьями центрального винта комрпессора, где одновременно с этим будет возрастать длина нарезной части центрального винта, что приводет к снижению прочностных характеристик канавок имеет ограничения из зубьев отсекателей. Max глубина условия прочности и технологии изготовления. В последнем варианте будут увеличиваться нагрузки (радиальные) на подшипниковые узлы в отсекателях и габариты машины по ширине. Из вышеизложенного, серийно выпускаемые машины изготавливаются с одинаковыми диаметрами отсекателей центрального винта (𝐷𝑒1 = 𝐷𝑒2 ). и наружными диаметрами Межосевое расстояние принимается 1,6𝐷𝑒1(2) . Следует помнить об обратном эффекте, при увеличении относительной длины нарезной части центрального винта будет также увеличиваться 51

толщина зубьев отсекателей, которая ограничена особенностями изготовления, что можно привести к уменьшению теоретической объёмной производительности. Чаще всего увеличение рабочей длины зубьев положительно оказывает влияние на теоретическую объёмную производительность, но увеличение ограничено условием прочности и конструктивными факторами. Большее влияние на теоретическую объёмную производительность оказывают число рабочих органов ВКО и число заходов центрального винта. Для прямоугольного (классического) профиля зуба отсекателя ниже представлены данные зависимости относительной теоретической объёмной производительности от числа рабочих органов ВКО и заходов центрального винта, при условии (𝐷𝑒1 = 𝐷𝑒2 ). 52

Таблица 1. Данные относительной теоретической объёмной производительности винтового однороторного компрессора. Число заходов винта Число зубьев отсекателей Относительная теоретическая объёмная производительность 6 11 1 4 8 0,886 6 12 0,9 8 16 0,92 4 7 1,04 8 14 1,104 6 10 1,109 4 6 1,244 6 9 1,224 4 5 1,507 За единицу принимается для большинства компрессоров соотношение зубьев 𝑧1 = 6 (винт) и 𝑧2 = 11 (отсекатели). Из таблица видно, что увеличение теоретической объёмной производительности происходит при уменьшении передаточного числа U = 𝑧1 𝑧2 53 и числа заходов винта 𝑧1 .

3. Оптимизация толщины зуба отсекателя из условия прочности и жёсткости, с учётом минимизации протечек рабочей среды 3.1. Определение расчётной схемы. Алгоритм расчёта из условия прочночсти и жёсткости На сегодняшний день актуальной задачей является повышение надежности работы винтовых однороторных компрессоров. Одной из существующих проблем считается проблема совершенствования рабочих органов винтового однороторного компрессора. Рабочая полость винтового компрессора ограничена рабочими органами (винтами, отсекателями) и корпусом, поэтому эффективность работы компрессора будет определяться протечками компримируемой среды через щели между элементами, образующими замкнутую полость. Глубину щелей и их сопротивление можно регулировать с помощью изменения толщина зуба отсекателя, что будет оказывать влияние на теоретическую производительность машины, которая же зависит от объёма центрального винта. Но при увеличении объёма впадин центрального винта увеличивается суммарное сечение щелей, через которые происходит перетекание компримируемой среды из полостей с большим давлением, что приводит к уменьшению теоретической объёмной произвольности. Нами рассмотрена проблема оптимизации толщины зуба из условия прочности, жесткости при различных перепадах давлений. В данной работе произведены расчёты толщины зуба из условий прочности, жесткости с учётом минимизации протечек компримируемой рабочей среды между зубьями отсекателей и канавками центрального винта через щели в рабочей части компрессора. Прочность – это свойство материала сопротивляться разрушению под действием напряжений, возникающих от внешних сил. На рис.11. представлена расчётная схема, которая принята для 54

дальнейших расчётов. Основные критерии работоспособности зубьев: • Изгибная выносливость (усталостный излом зубьев); • Изгибная прочность (величина кратковременной перегрузки без появления излома зубьев при изгибе). Алгоритм расчёта при подборе оптимальной толщины зуба из условия прочности на изгиб 𝐺[доп] = 𝑀 𝑊 , МПа (2.1) , где 𝐺[доп] допускаемые напряжения определяется исходя их материала зуба отсекателя (БрО10Ф1 – Бронза оловянная литейная, 𝐺[доп] = 80 МПа); Определяем M – изгибающий момент: • Чтобы определить момент находим площадь зуба под давлением ∆𝑃 – это перепад давления, который определяется как разность 𝑃вс − 𝑃н ∆𝑃 = 0,8 – 0,1 = 0,7 МПа; • Определяем центр тяжести площади зуба, находящийся под воздействием ∆𝑃; • Заменяем распределительную нагрузку на сосредоточенную в центре тяжести площади зуба; • Определяем изгибающий момент относительно оси вращения отсекателя; • Определяем толщину из условий прочности на изгиб. W – момент сопротивления сечения находится из b – толщина зуба и h высота; 𝑏 W = 3, м3 (1) ℎ 55

12.00 Толщина зуба , мм 10.00 8.00 6.00 4.00 2.00 0.00 0.7 0.9 1.1 1.3 1.5 1.7 1.9 2.1 2.3 Давление, МПа Рис. 13. Зависимости толщина зуба обтекателя от перепада рабочего давления ∆𝑃. По данным расчёта конструктивно принимаем толщину зуба отсекателя 0,01м. Следующий этап состоит в определении максимального прогиба при перепадах давления ∆𝑃 в диапазоне от 0,7 до 2,3 МПа. 𝑓𝑚𝑎𝑥 = − , где 𝑞𝑛 = ∆𝑃 𝑆 𝑞𝑛 ∙𝑙 4 8𝐸𝐼 , м (2.2.) , кН/м4 . E - модуль продольной упругости материала, кН/м2 ; I – момент сопротивления сечения, м3 ; Данные результатов расчёта представлены на рисунке 14. 56

Максимальный прогиб, мм 0.014000 0.012000 0.010000 0.008000 0.006000 0.004000 0.002000 0.000000 0.7 0.9 1.1 1.3 1.5 1.7 1.9 2.1 2.3 Давление, МПа Рис. 14. Зависимость максимального прогиба зуба обтекателя от перепада рабочего давления ∆𝑃. Проверка выносливости зубьев по напряжениям изгиба 𝐺𝐹 = 𝐺𝐹𝑜 (2.3.) 𝐺𝐹𝑜 – предел выносливости зубьев при отнулевом цикле, Мпа. Проверку на выносливость производится по формуле (2.3.). Обычно при твёрдости активной поверхности изгибная выносливость зубьев обеспечивается с большим запасом. При повышении твёрдости зубьев запас выносливости по изгибным напряжением уменьшается. При недостаточной изгибной выносливости выход следует искать в трех направлениях: • Выбор материала с более высокими механическими свойствами; • Увеличение модуля зацепления; • Нарезка зубьев с положительным зацеплением. 57

Таблица.2. Предельные напряжения при изгибе зубьев. Марка: Классификация: Модуль Плотность, Коэф. Юнга, E кг/м3 Пуассона 10- 5 МПа 1,03 8760 0,32-0,35 𝐺𝐹𝑜 , МПа БрО10Ф1 Бронза оловянная литейная БрО5Ц5С 5 Бронза оловянная литейная 1,76 8800 0,31-0,34 60 Б88 Оловянные баббиты 0,57 7350 0,33 30 HMG 650S3 (CuSn12) Бронзографит 1,6 8900 0,3-0,4 70 Цам10-5 Цинковый антифрикционн ый сплав 0,9 6300 0,21 90 АН-2.5 Алюминиевый антифрикционн ый сплав 0,66 2800 0,35 40 80 На графиках ниже представлена зависимость полной деформации от толщины рабочего органа винтового однороторного компрессора (зуба) в зависимости от выбранного материала. Испытания были смоделированы в Camsole , при условии давления нагнетания 0,8 Мпа (рабочее давление) и давлении всасывания 0,1 Мпа. 58

60 50 Деформация, мкм 40 30 20 10 0 10 9.5 9 8.5 8 7.5 7 6.5 6 5.5 Толщина диска, мм Цам10-5 АН-2.5 Фторопласт-4(О) Предел деформации Рис. 15.1. Зависимость деформаций зуба отсекателя от его толшины. 70 60 Деформация, мкм 50 40 30 20 10 0 10 9.5 9 8.5 8 7.5 7 6.5 6 5.5 Толщина диска, мм Бр010 Ф1 Бр ОЦС 5-5-5 Б88 Бронзографит HMG 650S3 (CuSn12) Предел деформации Рис. 15.2. Зависимость деформаций зуба отсекателя от его толшины. 59

Таблица. 3. Данные деформаций зуба отсекателя для различных материалов в зависимости от его толщины.. Толщина зуба, мм / Деформация зуба, мкм Материал 10 9,5 9 8,5 8 7,5 7 6,5 6 5,5 Бр010 Ф1 10,511 11,8893 12,958 14,293 15,839 17,697 19,969 23,066 27,084 32,146 Бр ОЦС 5-5-5 6,16 6,969 7,593 8,378 9,285 10,376 11,709 13,522 15,879 18,849 Б88 19,049 21,541 23,473 25,897 28,713 32,086 36,216 41,812 49,106 58,299 Бронзографит HMG 650S3 (CuSn12) Цам10-5 6,679 7,568 8,245 9,105 10,052 11,228 12,663 14,656 17,199 20,396 12,04 13,606 14,827 16,352 18,197 20,355 23,007 26,526 31,202 37,089 АН-2.5 16,417 18,572 20,237 22,33 24,74 27,644 31,196 36,029 42,307 50,218 Фторопласт-4(О) 1,051 1,183 1,295 1,429 1,583 1,769 1,996 2,306 2,708 3,214 20 20 20 20 20 20 20 20 20 Предел деформации 20 60

Рис.16.1. Деформация зуба при толщине в 10 мм из БрО10Ф1, давлении нагнетания 0,8 Мпа и давлении всасывания 0,1 Мпа Рис.16.2. 3Д модель зуба с распределением критерия максимального напряжение по Мизесу. 61

Рис.16.3. 3Д модель зуба с распределением напряжения 62

3.2. Расчёт протечек рабочей среды 3.2.1 Oснoвные элементы рабочих органJв ВКO прямоугольной формы зуба и зазоры между ними Энергетические показатели ВКО зависят от величины зазоров в рабочей части компрессора, они определяются такими факторами: • Степень повышения давления; • Рабочая среда; • Температурный режим; • Схема конструктивного исполнения. Зазоры должны обеспечивать безопасность работы компрессора, их величину выбирают с учетом силовых деформаций и температурных различных деталей и узлов компрессора. Для получения эффективных характеристик машины необходимо учитывать зазоры при проектировании, которые могут оказывать наибольшее влияние. Потери в ВКО обычно делят на внутренние и внешние. Внешние потери - это утeчки через кoнцевыe yплoтнения; а внутренние yтeчки из oблacтей повышeнного дaвления в oблacти более низкого давления. В ВКО в отсеченных замкнутых полостях от области всасывания под различными давлением сжатия последовательно происходит внутреннее компримирование рабочей среды, где имеют место быть утечки компримируемой среды из полости с более высоким давлением в полость с более низким. Такие утечки называют перетечками, они оказывают влияние на увеличение затрат мощности при процессе компримирования вещества, что приводит к снижению коэффициента подачи и общего КПД компрессора. Зазоры в рабочей части ВКО определяют специфичное построение рабочих органов. Далее рассматриваются два характерных профиля рабочих органов ВКО, и основная классификация зазоров. Клaccификaция зaзoров в рaбочей чaсти ВКO с прямoyгольнoй фopмой зyбa: • 𝛿1 Зазор oбрaзoвaн пepиферийной чacтью зуба отсекaтeля и днищeм 63

кaнaвки цeнтрaльного винтa. Вeличинe этoгo зaзoрa мaлo зависит от yгла пoвoрoтa рaбочих oрганов, что связaнo с осoбеннoстью нaрезания винтa, пoэтoму в дaльнейшeм услoвнo бyдeм считaть eё вeличинoй пocтояннoй; • 𝛿2 Зaзoр oбразoван цилиндрическoй чaстью цeнтральнoго винтa и рaсточкой корпуса, поэтому характер изменения его величины будет зависеть от соосности винта и расточки корпуса; • 𝛿3 Зазор образован вершинами зубьев центрального винта и расточкой корпуса, поэтому его высота будет зависеть от соосности этих элементов, в то время, как ширина и глубина - величины переменные и определяются углом поворота центрального винта; • Зазоры 𝛿4 и 𝛿5 образованы боковыми поверхностями зубьев отсекателей и поверхностями стенок впадин центрального винта. Глубина каждого из этих зазоров условно может быть принята неизменной в процессе вращения рабочих рабочих органов, а ширина изменяется по определенному закону 𝛿4 + 𝛿5 = В1 - В , В1 – ширина впадины центального винта; В - ширина зуба отсекателей, 𝛿4 и 𝛿5 – высота зазоров. • 𝛿6 Зазор образован торцевой поверхность зубьев отсекателей и поверхностями расточек их корпусов. Величина этих зазоров определяется конструктивными и технологическими соображениями и остается практически неизменной при работе компрессора. • 𝛿7 Зазор образован торцевой поверхностью винта со стороны нагнетания и соответствующими поверхностями крышек компрессора. Его величина определяется конструктивными особенностями машины и остается практически неизменной при вращении винта. В дальнейшем будут рассмотрены только те зазоры, которые оказывают определяющее значение на рабочие характеристики компрессора. 64

Рис.17. Основные элементы рабочих органов ВКО прямоугольной формы зуба и зазоры между ними. Используя более ранние работы [1,2,3] , определим закономерность изменения ширины зазора 𝛿3 в зависимости от угла поворота отсекателей. Любой виток 65

винтовой линии может развернут в наклонную плоскость с геометрическими параметрами L, t, y, 𝜓. Для этого применяются следующие выражения для определения длины винтовой линии. 𝐿𝛽 = 𝛼= 𝑎∙𝑠𝑖𝑛𝛽+√𝑧 2 − 𝑎2 ∙𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑠𝑖𝑛𝜓 𝐷𝑒2 ∙𝑐𝑜𝑠𝛾 2 − 𝐷𝐻2 𝑐𝑜𝑠𝛽 (3.1) − 𝑡𝑔𝛽 (3.2) 𝑏 𝐷𝑒2 2 (3.3.) 1 𝑡 2 𝐷𝑒2 z = 𝐷𝑒2 ∙ 𝑠𝑖𝑛 (𝑎𝑟𝑐𝑠𝑖𝑛 𝑏 𝑏 2𝑐𝑜𝑠𝛽 𝛾 = 𝑎𝑟𝑐𝑠𝑖𝑛 − − 𝛽 + 𝛾) (3.4) где 𝛽 – угол поворота отсекателя; b – ширина зуба отсекателя; 𝐷𝑒2 – наружный диаметр отсекателя; 𝐷𝐻2 – диаметр впадин зубьев отсекателя. Рис.18. Развертка витка винтовой линии L – длина витка винтовой линии; t – ход нарезки; y –проекция длины витка на диаметральную плоскость; 𝜓 – угол подъёма винтовой лини. 66

Рис.19. Сечение центрального винта ВКО осевой плоскостью. Глубина зазора 𝛿3 будет определяться величиной отрезка ВК = 𝑙3 . 𝑙3 = √𝐴2 + 𝐵2 − 2𝐴𝐵 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝜀 (4.1) где А= 2𝑐𝑜𝑠 𝜀 2 𝐷𝑒2 − 𝐷в − 2ℎ0 𝐵= ℎ0 = 𝐷𝑒2 − 𝐷в − 2ℎ0 2𝑐𝑜𝑠 𝐷𝑒2 2 𝜀 2 (4.2) − 𝑘 (4.3) 𝜀 [1 − cos ( − 𝛾)](4.4) 2 С помощью заданных выражений, можно определить геометрические параметры всех щелей при любом взаимном расположении рабочих органов ВКО. 67

Таблица.4. Геометрические параметры зазоров ВКО с прямоугольной формой зуба. Обозначение Высота зазора Глубина зазора Ширина зазора 𝛿1 (0,05-0,1) мм Н b 𝛿2 (0,02-0,08) мм не менее 10 мм 𝜋𝐷𝑒1 𝛿3 (0,02-0,08) мм 𝑙3 𝐿𝛽 𝛿4 (0,01-0,02) мм Определятся a зазора толщиной зуба отекателя 𝛿5 Определятся В1 - В - 𝛿4 d толщиной зуба отекателя 𝛿6 (0,02-0,05) мм В 𝑎+𝑑 2 𝛿7 0,1 мм - - Величину зазоров в каждой точке окружного профиля зуба можно определить в виде (см.рис.20): 𝛿𝑖 = 𝛿0 − 𝑒 ∙ 𝑠𝑖𝑛𝜑 (5) где e – эксцентриситет (e = 0); 𝛿0 - средний зазор в щели при отсутствии эксцентриситета; 𝜑 - угол между линий, параллельной оси вращения винта и линией, соединяющей О1 и О2 . Для винтового однороторного компрессора с окружным профилем зубьев параметры щелей будут определяться так же, как и для прямоугольного профиля зуба ВКО. 68

Рис.20. Зацепление рабочих органов ВКО окружного профиля. 69

3.2.2.Последовательность расчёта протечек компримируемой среды. Протечки газа в винтовых однороторных компрессорах можно разделить на утечки, перетечки и притечки. Утечки - это процесс протекания газа из рабочей полости машины в атмосферу, утечки происходят чаще всего в концевых уплотнениях валов, которые используются в виде лабиринтного уплотнения. Притечки - процесс притечек газа происходит в полостях с высоким давлением в полость всасывания за период и или цикл всасывания. Притечки оказывают влияние на мощность привода и коэффициент полезного действия и подачи машины. Притечки заполняют часть объёма рабочей части компресора, так как и утечки. Что приводит к ещё одному фактору снижению производительности из-за подогрева рабочей среды в компрессоре. Перетечки - процесс перетечек газа происходит в рабчей полости и полости с более высоким давлением в полости с более низким, за время сжатия. Данные перетечки оказывают влияние на КПД непосредственно, а на коэффициент производительности косвенно, также на потребляемую мощность компрессора. Сокращение до минимальных значений рабочих зазозоров между рабочими поверхностями приводит к уменьшению перетечек и притечек, в этих полостях имеются различные давление, к рациональному методу проифдиярования рабочих органов комрпессора. Для всех щелей принимается минимальная величина зазора принимается 𝛿0 = 0,02 мм. Щелевые уплотнения из масла применяются из-за высокой герметизации рабочей полости в маслозаполенных винтовых компрессорах, с помощью созданных двух поток масла с min расходом в уплотняемую газовую полость с перепадом давлений ∆р = р1 - р2 = 0,7 Мпа из уплотнения. Алгоритм расчет уплотнения к определению расхода масла через уплотнение при заданных геометрических размерах элементов уплотнения и параметрах газа 70

на выходе из уплотнения, где массовый расход масла через уплотнение равен: m=m’(6) 𝑚′ = [ (𝑃2 −𝑃1 ) 12𝜇𝑏 ∙ 𝛿𝑟 ] ∙ 𝜋𝑑 2 ; (7) d – диаметр зуба отсекателя, мм; b – толщина зуба отсекателя, мм; ∆𝑃 =𝑃2 − 𝑃1 = 0,8 – 0,1 = 0,7 МПа; Площадь проходного сечения щели определяется: 𝐹 = 𝑙 ∙ 𝛿𝑟 (7.1) l –длина дуги зуба отсекателя в заццелении. Ламинарный режим течения масла характерен для узких и длинных щелей при: 𝑅𝑒 = 2∙𝑚 𝑣∙𝜌м ∙𝜋∙𝑑 ≤ 500 (8) 𝑣 − коэффициент кинематической вязкости; Коэффициент динамической вязкости определяется: 𝜇= 0,144 𝑏 √𝛿 (9) 𝑟 Величина α зависит от Re, а Re – от расхода масла, то весовой расход масла определяется по предложенным выше формулам: 1) определяют число Re; 2) находят величину С; 3) находят расход масла m’; Было выбрано масло: Compressor Oil EP VDL 68. Плотность масла 𝜌м = 885 кг м3 ; Коэффициент кинематической вязкости 𝑣 = 68 71 мм2 с ;

Данные расчётов массового расхода масла m’ по предложенной методике приведены в Таблице 5. Таблица 5. Данные расчёта массового расхода масла m’. b, мм ∆P, Мпа 𝛿𝑟 , мм 𝜇, Па ∙ с 𝜋∙𝑑 2 m’, , мм мм2 /с 8 15,58 9 13,84 10 12,46 11 0,7 12 0,02 0,1764 11,33 41,7 10,38 13 9,58 14 8,90 8,31 18.00 18 16.00 16 14.00 14 12.00 12 10.00 10 8.00 8 6.00 6 4.00 4 2.00 2 0.00 0 8 9 10 11 12 13 14 f, мм m’, мм²/c 15 15 b, мм Рис. 21. Зависимости расхода протечек рабочей среды m’ и максимального прогиба зуба 𝑓 отсекателя от его толщины b. 72

Результаты исследований В данной магистерской работе была обоснована актуальность рассмотренной темы. Выполнен аналитический обзор научно-технической и патентной литературы областей применения компрессорных машин и установок. На основании анализа винтового однороторного компрессора, выбранного в качестве объекта исследования, разработан алгоритм расчёта толщины зуба исходя из условий прочности и жесткости и минимизации протечек рабочей среды для решения проблемы оптимизации зазоров между ними. На основании данных расчёта были получены зависимости толщины зуба отcекателя и максимального прогиба от перепада рабочего давления ∆𝑃, деформации зуба отсекателя и расхода протечек компримируемой среды от его толщины (Рис. 13-16, 21). Дальнейшие пути развития машины состоят в использования уже имеющихся резервов: • уменьшения стоимости изготовления за счёт модернизации технологий изготовления рабочих органов; • упрощение конструкции ВКО и совершенствования технологии изготовления и сборки элементов конструкции машины; • решение оптимизационной задачи по выбору параметров рабочих органов винтового однороторного компрессора; • применения новых материалов, обладающих хорошими антифрикционными свойствами в зубчатых отсекателях ВКО. Анализ и способы решения данных вопросов приведёт на новый уровень с точки зрения, однороторного перспективы исследования компрессора. Все производства вышеизложенное винтового подтверждает перспективность развития винтового однороторного компрессора с окружной формой зуба. 73

В результате проведенного комплекса теоретических исследований разработана методика расчета и проектирования оптимальных (с точки зрения геометрии и уменьшения протечек) размеров рабочих органов ВКО с окружным профилем зуба отсекателя, а также рассмотрены протечки компримируемой среды через щели в рабочей части машины. Все полученные результаты справедливы для ВКО. Выполненные исследования позволили получить целый ряд конкретных рекомендаций для расчета и проектирования рабочих органов винтовых однороторных компрессоров, а также упростить технологию изготовления и удешевить с дальнейшим применения новых неметаллических материалов, обладающих хорошими антифрикционными свойствами 74

Литература 1. Сакун И.А. Винтовые компрессоры: Основы теории, методы расчета, конструкции. – Л.: Машиностроение,1970. – 400 с. 2. Лайцянский Л.Г., Механика жидкости и газа. – М.: Наука, 1987. 3. Пронин В.А., Пекарев В.И. Однороторные винтовые компрессоры // Холодильная техника: М., 1982. №10. с. 56-57. 4. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. Под общ. ред. И. А. Сакуна. – Л.: Машиностроение, 1987. – 423 с. 5. Диментов Ю. И., Прилуцкий И. К. Винтовые компрессоры. Учебное пособие. Л., ЛПИ имени М. И. Калинина, 1978. 6. В.А. Пронин, Г.Н. Ден, И.И. Новиков /А.С. 1813924 СССР Однороторная винтовая машина [Текст] ; опубл. в Б.И., 1992, N23. 7. Пронин В.А., Исследование винтового компрессора с саморазгружающимися опорными узлами: дис. канд. тех. наук.– Ленинград, 1978. 8. Пронин, В.А. Винтовые однороторные компрессоры для холодильной техники и пневматики: дис. докт. тех. наук. / Пронин Владимир Александрович – СПб., 1998. – 226 с. 9. Миникаев А., Долговская О.В., Пронин В.А. К вопросу протечек компримируемой среды в рабочей части однороторного винтового компрессора (ВКО) с окружной формой зуба // Вестник Международной академии холода - 2016.- № 3(60). - С. 43-46. 10.Пронин В.А., Крапивко П.В., Миникаев А.Ф. Профилирование зуба окружной формы отсекателя однороторного винтового компрессора // Сборник тезисов докладов конгресса молодых ученых - 2017. - С. 1. 11.Bloch, H.P. Reciprocating Compressors: operation and maintenance / H.P.Bloch, J.J.Hoefner // Gulf Professional Publishing. – 2013. N 6. 12.Perry, R.H. Perry's Chemical Engineers' Handbook / R.H. Perry, D.W. Green // McGraw Hill. – 2007. – N 8. 13.Bloch, H.P. Reciprocating Compressors: operation and maintenance / 75

H.P.Bloch, J.J.Hoefner // Gulf Professional Publishing. – 2013. N 7. 14.Френкель, М.И. Поршневые компрессоры / М.И.Френкель – М.-Л.: Машгиз, 1960. – 344 c. 15.Aungier, R.H. Centrifugal Compressors – A Strategy for Aerodynamic design and Analysis / R.H. Aungier // Technical journal ASME – 2000. – N 2. 16.Potray L.D. Powered by The People Resources Company / L.D. Potray // HVAC Compressor. – 2010. – 21 July. 17.Jim W. Scroll Compressors: The Inside Story / W.Jim // Contracting Business. Penton Media Inc. – 1988. - November. 18. Сакун И.А. О повышении эффективности винтовых компрессоров холодильных машин // Холодильная техника: М., 1981. вып. 6. с. 18-21. 19. Онучин М.Ф., Давыдов В.А. Новые профили зубьев роторов винтовых компрессоров // Экспресс-информация. Сер. ХМ-5 (зарубежный опыт). – М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1986. №3. с. 1-4. 20. Миникаев А.Ф. Совершенствование рабочих органов винтового однороторного компрессора [Текст]:магистерская диссертация Миникаев Артур Фаилевич – СПб, 2017, 80 с. 21.Хисамеев И. Г., Максимов В. А. Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование. «ФЭН», Казань, 2000. 22.Захаренко С. Е. Экспериментальное исследование протечек газа через щели. – «труды ЛПИ», 1953, №2. 23.N. Stosic, I. Smith, A. Kovacevic. Screw Compressors. Mathematical Modelling and Performance Calculation. – Berlin: Springer, 2005. – 144 p. 24.Stosic N., Smith I. K, Kovacevic A. and Zhang W. M., 2005: An Investigation of Liquid Injection in Refrigeration Screw Compressors, ICCR the 5th International Conference on Compressors and Refrigeration, Dalian, July 2005. 76

25.Zhelezny V.P., Nichenko S.V., SemenyukYu.V., Kosoy B.V., Ravi Kumar. Influence of Compressor Oil Admixtures on Efficiency of a Compressor system // International Journal of Refrigeration 2009, V.32, № 7. P. 15261535. 26.Fleming, J. S., Tang, Y. and Cook, G. The helical twin screw compressor. Part 1: development, applications and competitive position. Proc. Instn. Mech. Engrs., Part C, Journal of Mechanical Engineering Science, 1998, 212, 355– 367. 27.Fleming, J. S., Tang, Y. and Cook, G. The twin helical screw compressor. Part 2: a mathematical model of the working process. Proc. Instn Mech. Engrs, Part C, Journal of Mechanical Engineering Science, 1998, 212, 369–380. 28.Tang, Y. Computer aided design of twin screw compressors. PhD thesis, University of Strathclyde, Scotland, 1995. 29.Миникаев А.Ф., Пронин В.А., Жигновская Д.В., Кузнецов Ю.Л. Использование методов компьютерного моделирования для разработки профилей рабочих органов винтового однороторного компрессора // Вестник Международной академии холода. 2018. № 1. С. 77

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв