ВИНТОВОЙ КОМПРЕССОР

Полезная модель относится к области компрессоростроения, а именно к винтовым компрессорам с традиционной схемой расположения «ротор-подшипники» и золотниковым регулятором производительности, работающим на больших перепадах давления, где необходимо решать проблемы компенсации осевых сил, действующих на роторы совместно с высокими требованиями по обеспечению скорости срабатывания золотника.
Известен винтовой компрессор, содержащий корпус с рабочей камерой и полостями для всасывания и нагнетания газа, ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении и вращающиеся на опорных подшипниках, элементы компенсации осевых сил, состоящие из упорных подшипников и разгрузочных устройств. Выходной конец ведущего ротора расположен со стороны торца нагнетания, что позволило в качестве разгрузочных устройств использовать вращающиеся в подшипниках консольные шейки роторов. Нагрузочные полости сообщены с источником давления, действующего на полную площадь торцового сечения роторов противоположно действию осевых сил. Упорные подшипники вынесены в открытую полость корпуса компрессора с низким давлением. Компрессор не имеет золотникового регулятора производительности [RU 2014504, опубл.15.06.1994].
Недостатком известного технического решения является то, что сила разгрузки в результате действия давления на торцовые поверхности роторов, ограничена диаметрами шеек роторов под опорные подшипники, которые в свою очередь ограничены внутренними диаметрами впадин винтовой части роторов.
Наиболее близким к предложенному является винтовой компрессор, содержащий корпус с рабочей камерой и полостями для всасывания и нагнетания газа, золотниковый регулятор производительности, ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении и вращающиеся на опорных подшипниках, элементы компенсации осевых сил, состоящие из упорных подшипников и вращающихся с небольшим зазором в корпусе компрессора разгрузочных поршней (думмисов), нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления и расположены противоположно действию осевых сил. Выходной конец ведущего ротора расположен со стороны торца всасывания, а привод золотника - со стороны торца нагнетания [Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование. И.Г.Хисамеев, В.А.Максимов. Издательство «Фен», Казань, 2000 г. - c.21, 22].
Недостатком известного технического решения является небольшая сила разгрузки в результате действия давления на небольшую кольцевую поверхность думмисов. Диаметры думмисов и размеры упорных подшипников ограничены расточками в корпусе. Механизм движения золотника «винт-гайка» не обеспечивает необходимого времени срабатывания золотника.
Технический результат полезной модели - и повышение эффективности компенсации осевых сил винтового компрессора, работающего на больших перепадах давления, и больших давлениях всасывания в условиях повышенных требований к техническим устройствам в энергетической, газовой и других отраслях промышленности.
Технический результат достигается тем, что в винтовом компрессоре, содержащим корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, установленные в полости корпуса на опорных подшипниках ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении своими винтовыми поверхностями, и установленные на роторах элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники и расположенные со стороны всасывания думмисы, нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления, согласно изобретению выходной конец ведущего ротора расположен со стороны нагнетания, думмисы установлены на торцах роторов с обеспечением размещения в нагрузочных полостях рабочей поверхности думмисов в форме круга.
Кроме того, компрессор содержит золотниковый регулятор производительности, включающий золотник, гидропривод золотника и указатель положения золотника, причем гидропривод золотника, закреплен на корпусе со стороны всасывания.
Кроме того, упорные подшипники, расположены в открытой полости корпуса с давлением всасывания.
Кроме того, на корпусе со стороны всасывания установлены датчики осевого сдвига роторов.
Кроме того, нагрузочные полости перед думмисами сообщены с источником давления через регулирующие клапаны.
Сущность изобретения заключается в том, что размещение выходного конца ведущего ротора со стороны нагнетания позволяет установить думмисы на консолях роторов и сформировать нагрузочные полости, обеспечивающими действие давления на полную круговую площадь думмисов со стороны противоположной действию осевых сил, позволяет установить датчики осевого сдвига ведущего и ведомого роторов на корпусе со стороны всасывания, обеспечивает возможность оптимального подбора диаметров думмисов, поршня гидропривода золотника и типоразмера упорных подшипников, при этом упорные подшипники, расположенные со стороны нагнетания, вынесены в открытую полость корпуса с давлением всасывания.
Также обеспечивается быстрота срабатывания системы регулирования производительности; контроль состояния подшипников, воспринимающих осевую нагрузку; контроль состояния подшипников, воспринимающих радиальную нагрузку и как следствие повышение энергетических характеристик, надежности и долговечности винтового компрессора, улучшение массогабаритных показателей.
Сущность предложения поясняется чертежами, где:
на фиг.1 представлено продольное сечение винтового компрессора;
на фиг.2 - сечение А-А на фиг.1;
на фиг.3 - сечение Б-Б, В-В на фиг.2;
на фиг.4 - продольное сечение винтового компрессора с парным радиально-упорным подшипником качения на ведущем роторе (установка тандемом);
на фиг.5 - продольное сечение винтового компрессора с упорным подшипником скольжения;
на фиг.6 - схема действия осевых сил в винтовом компрессоре;
на фиг.7 - схема действия осевых сил на механизм движения золотника;
на фиг.8 - схема подвода масла на думмисы.
Винтовой компрессор, показанный на фиг.1÷3, содержит корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, состоящий из блока цилиндров 1, крышек 2, 3, проставки 4 с окном 5 всасывания и вставок 6, 7 с окном 8 нагнетания. В корпусе установлены ведущий 9 и ведомый 10 роторы, находящиеся в зацеплении своими винтовыми поверхностями и вращающиеся на опорных подшипниках 11 (в данной конструкции - скольжения). Выходной конец ведущего ротора 9 расположен со стороны нагнетания. На роторах 9, 10 установлены элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники 12 (в данной конструкции - качения), расположенные на свободных концах роторов 9, 10 со стороны всасывания и вращающиеся с небольшим зазором в корпусе компрессора думмисы 13 (разгрузочные поршни) и плавающие расходные втулки 14, охватывающие думмисы 13. Золотниковый регулятор производительности включает золотник 15, указатель 15 положения золотника индукционного типа и гидропривод 17 с рабочими полостями 18 и 19, установленный в корпус компрессора через специальный проставок 20. Золотник 15 и поршень 21 гидропривода 17 соединены штоком 22, имеющим устройства 23, 24 для компенсации погрешностей изготовления, а именно несоосности расточек под поршень и золотник.
Герметизация рабочей полости 19 гидропривода 17 со стороны всасывания обеспечивается втулкой 25 с уплотнительными кольцами, которая установлена на шток 22 между проставком 20 и корпусом компрессора. Втулка 25 имеет подвижность в радиальном направлении для компенсации погрешностей изготовления при движении штока 22.
2
Для обеспечения прочности и жесткости корпуса компрессора конструктивно выполнены следующие мероприятия: фланцы отверстий всасывания и нагнетания выполнены на блоке цилиндров 1; корпус не имеет разъемов, находящихся под высоким давлением; окно 5 всасывания и окна 8 нагнетания выполнены в отдельных проставках, что позволило «усилить» блок цилиндров 1 и крышку 2, а также упростить литейную оснастку корпусных деталей (корпусные детали при рабочем давлении выше 30 кгс/см выполняют стальными).
Кроме этого на корпусе компрессора в местах установки опорных подшипников 11, воспринимающих радиальную нагрузку, выполнены площадки 26, 27 под датчики, контролирующие их состояние в двух плоскостях - вертикальной и горизонтальной.
Для контроля состояния упорных подшипников 12 на торце корпуса со стороны думмисов 13 установлены датчики 28 осевого сдвига роторов 9, 10.
W
Размещение упорных подшипников 12 в открытой полости корпуса с давлением всасывания позволяет оптимально подобрать их размеры (типоразмеры) отдельно для ведущего и ведомого роторов в соответствии с действующей нагрузкой в пределах расстояния между осями роторов a и обеспечить их эффективное охлаждение за счет низкой температуры всасывания.
Для фиксации роторов 9, 10 в определенном положении и восприятия нагрузок в направлении, обратном действию осевых газовых сил, в конструкции компрессора предусмотрены «страховочные» упорные подшипники 29 (в данной конструкции - качения). Концевое уплотнение 30, установленное со стороны выходного конца ведущего ротора 9, предотвращает утечки газа в атмосферу.
В конструкцию винтового компрессора по варианту на фиг.4 в качестве дополнительного элемента компенсации осевой силы ведущего ротора 9 включен парный однорядный радиально - упорный подшипник качения 31, установленный тандемом, а по варианту на фиг.5 в элементы компенсации осевых сил ведущего и ведомого роторов 9, 10 включены упорные подшипники 32 скольжения. В качестве «страховочных» подшипников также используются подшипники 33 скольжения.
Ω
Зазор  на нагнетании компрессора между торцами ведущего ведомого роторов 9, 10 и торцами вставок 6, 7 устанавливается за счет обработки колец 34, установленных между торцем блока цилиндров 1 и упором упорных подшипников 12.
Винтовой компрессор работает следующим образом. Газ через полости в корпусе компрессора, окно 5 всасывания поступает в рабочую камеру, образованную парными полостями ведущего 9 и ведомого 10 роторов, и сжимается за счет уменьшения ее объема. В процессе сжатия газа для охлаждения сжимаемого газа, уплотнения зазоров рабочей камеры и снижения шума в рабочую камеру компрессора через отверстие в золотнике 15 подается масло.
В момент, определенный необходимыми параметрами рабочего процесса, газомасляная смесь через окно 8 нагнетания вытесняется из компрессора.
В процессе сжатия повышается давление газа, и возникают газовые силы, действующие на винтовые поверхности роторов 9, 10 вследствие различного давления газа на отдельные участки винтовой поверхности. Газовые силы раскладываются на радиальные и осевые: радиальные силы направлены перпендикулярно осям роторов, осевые силы - параллельно. Эти силы являются основными силами, определяющими реакции на опорных 11 и упорных 12 подшипниках, и достигают значительных величин при больших перепадах давлений. В качестве опорных подшипников 11 используются подшипники скольжения, рабочие диаметры которых ограничиваются диаметрами впадин ведущего и ведомого роторов 9, 10. В качестве упорных могут использоваться как подшипники качения (фиг.1, 4) так и подшипники скольжения (фиг.5). Силы, которые воспринимают упорные подшипники 12 ведущего и ведомого роторов 9, 10 равны алгебраической сумме следующих составляющих:
1
ОС1
g1
B1
R=Р-P+P; - для ведущего ротора 9;
2
ОС2
g2
В2
R=Р-P+Р; - для ведомого ротора 10;
ОС1
ОС2
где Р, Р - осевые газовые силы, действующие на винтовые поверхности ведущего и ведомого роторов 9, 10;
g1
g2
P, P - сила разгрузки думмисами 13;
B1
B2
p, Р - суммарные силы, действующие на торцы шеек роторов 9, 10, находящихся под давлением.
ОC1
T1
a1
P=P+P;
ОС2
Т2
а2
Р=Р-Р,
Т1
T2
где Р, Р - суммарные силы, действующие на торцовые сечения винтовой части роторов 9, 10 (за вычетом площади сечения шеек валов);
a1
а2
P, Р - проекции на горизонтальные оси роторов 9, 10 результирующей газовой силы, действующей на их винтовые поверхности.
a1
а2
ОС1
ОС2
Сила P направлена в сторону всасывания, а Р - в сторону нагнетания. Вследствие этого сила P по значению превосходит силу Р [Сакун И.А. Винтовые компрессоры. - Л.: Машиностроение, 1970. - 400 с. (с.343-347)].
Для данной конструкции винтового компрессора (фиг.6):
1
AT
Y1
BC
ОП1B
Y1
ОС1
ВС
g1
ОП1A
М
g1
R=P·S+Р(S-S)+P+Р(S-S)-Р·S;
2
BC
ОП2B
ОС2
BC
ОП2A
g2
М
g1
R=P·S+Р-P(S-S)-Р·S;
g1
g2
M
П1
П2
g1
g2
W
ПР
Необходимая нагрузка на упорные подшипники, определяемая заданной в техническом задании долговечностью, обеспечивается оптимальным подбором необходимого типоразмера упорных подшипников для каждого из роторов 9, 10, площадей думмисов 13 S, S, а также оптимальным давление масла Р подаваемого в нагрузочные полости 35 и 36 и действующего на полную площадь круга торца думмисов 13 (фиг.1). Соотношения диаметров подшипников d, d и диаметров думмисов d и d могут подбираться в широком диапазоне и ограничиваются только расстоянием a между осями роторов 9, 10 (фиг.6), диаметром проставка 20 d (фиг.2) и расстоянием В между плоскостью, проходящей через оси роторов 9, 10 и осью штока 22 (фиг.3, Б-Б).
Подача масла в нагрузочные полости 35 и 36 думмисов может осуществляться по безнасосной и насосной схемам подачи. По безнасосной схеме давление масла на входе в разгрузочные полости думмисов:
М
Н
Р=Р-∆p,
где ∆p - потери давления по масляному тракту;
М
Н
МС
По насосной схеме Р=(Р+∆Р)-∆p.
МС
Н
2
где ∆Р - повышение давления в маслонасосе (обычно 2÷7 кгс/см). В обоих случаях масло подается из маслоотделителя компрессорной установки, где находится под давлением нагнетания Р.
M
M
Регулирование производительности осуществляется изменением длины винтовой части роторов 9, 10 в результате осевого перемещения золотника 15 с помощью гидропривода 17. При 100%-ной производительности золотник 15 примкнут к поверхности Г стопора золотника (фиг.2), при этом перепускные каналы Е (фиг.3 В-В), соединяющие рабочую полость с камерой всасывания, закрыты телом золотника 15. Для уменьшения производительности золотник 15 двигается в сторону нагнетания, выдвигаясь в камеру нагнетания, при этом масло под давлением Р подается в полость 18 гидропривода, а из полости 19 сливается на всасывание компрессора (электромагнитные клапаны (открыто/закрыто) К1, К4 открываются, а К3, К2 - закрываются). Для увеличения производительности золотник 15 двигается в сторону всасывания. В этом случае масло под давлением Р подается в полость 19 гидропривода, а из полости 18 сливается на всасывание компрессора (электромагнитные клапаны К3, К2 открываются, а К1, К4 - закрываются). Часть газа, поступившего в процессе всасывания в парную полость роторов 9, 10, возвращается через открытую щель между стопором и золотником 15 и перепускные каналы в камеру всасывания. Глубина регулирования производительности зависит от положения подвижного золотника 15.
При работе винтового компрессора в режиме 100% производительности на регулятор производительности действуют следующие силы:
Г
1) газовая сила Р, действующая на золотник 15 и направленная вертикально, перпендикулярно оси золотника 15. Эта сила прижимает золотник 15 к его расточке в корпусе;
2) осевые силы, действующие на торцовые поверхности золотника 15 и поршня 21 гидропривода, которые находятся под давлением.
При работе винтового компрессора в режиме регулирования гидропривод 17 приводит в движение золотник 15, в результате чего появляются силы трения в парах трения: уплотнительные кольца - направляющие (расточка цилиндра, шток, расточка золотника), золотник - расточка корпуса. Расчет механизма движения золотника 15 приводят исходя из обеспечения времени срабатывания золотника t, заданного в техническом задании, т.е. времени за которое золотник 15 перемещается из одного крайнего положения в другое, для двух направлений движения механизма: «механизм перемещается в сторону уменьшения производительности» и «механизм перемещается в сторону увеличения производительности».
Для примера на фиг.7 представлена схема действия осевых сил при движении механизма в сторону уменьшения производительности, при этом суммарная осевая сила:
M
П
ВС
ЗОЛ
H
ЗОЛ
М
ВТ
ВС
П
ТР1
ТР2
ТР3
ТР4
F=P·S+Р·S-Р·S'-Р·S-P·S-F-F-F-F,
где S - площади торцового сечения соответствующих элементов (поршень, золотник и т.д.);
ТР1
F - сила трения в паре трения золотник-расточка корпуса;
ТР2
ТР3
ТР4
F, F, F - силы трения в парах трения уплотнительные кольца - направляющие.
TР
Г
F=P·f,
где f- коэффициент трения в паре трения;
Г
ВС
Н
СП
Р=((Р+Р)/2)S,
СП
СП
ТР1
где S - площадь соприкосновения золотника с расточкой. При движении золотника S меняется, следовательно меняется и F.
2
Приближенно для расчета можно пользоваться формулой, основанной на втором законе Ньютона: ma=F, причем а=Н/t, где m - масса механизма движения, а - ускорение механизма движения, Н - ход золотника.
×
×
М
П
П
П
П
П
2
2
2
Для более точного расчета используют известные из общего курса «Теоретической механики» дифференциальные уравнения движения материальной точки вида m·dv/dt=F или m·d /dt=F, решением которых являются зависимости скорости движения золотника от времени или перемещения золотника от времени. Основной составляющей в формуле для определения суммарной осевой силы F, оказывающей существенное влияние на результаты расчета механизма движения золотника 15, является Р·S, где S=πd /4, поэтому обеспечение времени t производится соответствующим подбором диаметра поршня 21 гидропривода d. В данной конструкции винтового компрессора ограничений по подбору d нет, соответственно можно обеспечить практически любое необходимое время t.
1
2
Для снижения скорости движения золотника 15 на сливе масла из полости 18 и 19 могут быть установлены дроссели Др и Др.
a1
а2
ОС1
ОС2
ОС1
ОС2
ОС1
ОС2
1
2
ОС1
Т1
a1
ОС2
Т2
а2
ОС1
Т1
OC2
Т2
2
2
В результате перемещения золотника 15 и изменения длины винтовой части роторов уменьшаются проекции на горизонтальные оси роторов результирующей газовой силы P и Р и соответственно уменьшается осевая газовая сила P и увеличивается Р, причем значения P и Р, в зависимости от параметров компрессора и диапазона регулирования производительности, могут существенно отличаться от P и Р при 100%-ной производительности. Так, например, для винтового компрессора с наружными диаметрами роторов 315 мм, длиной винтовой части 425 мм, соотношением чисел зубьев z/z=4/6, давлением на всасывании 6 кгс/см (абс.), давлением нагнетания 45 кгс/см (абс.), P=150000H, P=109900H, P=40100H, P=68000H, Р=99000Н, Р=31000Н. Таким образом при движении золотника в сторону уменьшения производительности P будет стремиться к Р=109900Н, а Р к Р=99000Н.
В этих условиях может быть предложена схема подвода масла на думмисы 1ё3 по фиг.8.
На линиях подвода масла к думмисам установлены регулирующие электромагнитные клапаны К5, К6, которые поддерживают давление масла в нагрузочных полостях думмисов по заданному закону регулирования в зависимости от положения золотника (указателя положения золотника) в соответствии с осевыми силами, причем законы регулирования для электромагнитных клапанов К5 и К6 могут быть разными.
При пуске компрессора (пуск винтового компрессора - разгруженный, с выдвинутым в положение минимальной производительности золотником) по вышеуказанной схеме можно обеспечить минимальное давление в нагрузочных полостях 35, 36 думмисов 13 и, тем самым, уменьшить нагрузку на страховочные подшипники 29 (фиг.1) и подобрать подшипники меньшего типоразмера, что уменьшает потери на трение и улучшает энергетические характеристики.
Таким образом, данное техническое решение позволяет оптимально подобрать типоразмеры упорных подшипников, диаметры думмисов, поршня гидропривода, давление масла в нагрузочных полостях думмисов и, тем самым, надежно, конструктивно просто «разгрузить» оба ротора в осевом направлении в соответствии с величинами их осевых сил, в том числе и при движении золотника (регулирование производительности), обеспечить необходимое время срабатывания золотника, что позволяет повысить надежность и долговечность подшипниковых опор, энергетические характеристики, улучшить массогабаритные показатели.