ВИНТОВОЙ КОМПРЕССОР СУХОГО СЖАТИЯ
DRY SCREW COMPRESSOR

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ, К КОТОРОЙ ОТНОСИТСЯ ИЗОБРЕТЕНИЕ
Настоящее изобретение относится к винтовому компрессору сухого сжатия для газа, в частности воздуха, для использования в областях применения давления (например, при перемещении гранул или порошков, или при обработке воды, где необходимо перемещать большие объемы воздуха для запуска и содействия аэробным реакциям) и в областях применения вакуума (например, в системах выпуска газа, дымов или пара). В частности, настоящий винтовой компрессор сухого сжатия используют в применениях с низким дифференциальным давлением от 1 до 3 бар и с вакуумом до порогового абсолютного давления 150 мбар.
УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ
Как известно, в области применения низкого дифференциального давления (меньше 1 бара) используют кулачковые компрессоры. Это компрессоры, в которых двухкулачковые роторы (обычно два или три кулачка) с параллельными осями сцеплены вместе и синхронно вращаются в противоположных направлениях.
Тем не менее эти кулачковые компрессоры, хотя и являются конструктивно простыми, экономичными и обеспечивают хороший поток, имеют низкий термодинамический коэффициент полезного действия.
Поэтому был разработан винтовой компрессор, способный работать при низком давлении, обеспечивать интенсивный поток и величину термодинамического коэффициента полезного действия машины внутреннего сгорания, но конструктивные характеристики которого были бы при этом как можно ближе к кулачковому компрессору.
Как известно, обычный винтовой компрессор под высоким давлением содержит по меньшей мере охватываемый ротор и по меньшей мере охватывающий ротор, сцепленные друг с другом при вращении вокруг соответствующих осей и заключенные в корпус. Каждый из двух роторов имеет винтообразные ребра, которые находятся в зацеплении с соответствующими винтообразными канавками другого ротора. На разрезе и охватываемого, и охватывающего ротора видно заданное количество зубьев, соответствующих их ребрам, а также заданное количество впадин, соответствующих их канавкам. Корпус имеет впуск для всасывания газа и выпуск (называемый также «нагнетательным выпуском») для сжатого газа. Всасываемый газ сжимают между двумя движущимися роторами и подают на выпуск под требуемым давлением.
Кроме того, известно, что винтовые компрессоры сухого сжатия, обычно обозначенные как «безмасляные», в противоположность компрессорам с впрыском масла, широко используются там, где уровень загрязняющих веществ должен быть поддержан ниже заданного порогового процентного содержания (обычно очень низкого).
В последние годы некоторые производители предложили винтовые компрессоры сухого сжатия для дифференциального давления от 3 до 10 бар, тем самым приспосабливая технологию винтовых компрессоров с впрыском масла для применения под высоким давлением (выше 10 бар).
Однако производство таких винтовых компрессоров сухого сжатия является довольно сложным и затратным, поскольку необходимо учитывать значительные механические и термические нагрузки, которым подвергаются роторы. В частности, во избежание избыточного прогиба под нагрузкой соотношение между длиной и наружным диаметром охватываемого ротора обычно имеет величину между 1,5 и 1,8, причем это требование сильно ограничивает производительность компрессора и требует установки в компрессор редукторно-множительной конструкции для запуска роторов с очень высокими окружными скоростями, обычно >150 м/с.
Путем модифицирования нагнетательных выпусков компрессоры могут также быть использованы при дифференциальном давлении от 1 до 3 бар. Тем не менее недостаток этих компрессоров низкого давления состоит в том, что они конструктивно также сложны, как и компрессоры высокого давления.
ЗАДАЧА ИЗОБРЕТЕНИЯ
Таким образом, задача настоящего изобретения состоит в том, чтобы предложить винтовой компрессор сухого сжатия, который может работать под низким давлением, с интенсивным потоком и с термодинамическим коэффициентом полезного действия, типичным для такого вида машин.
В частности, главной задачей настоящего изобретения является создание винтового компрессора сухого сжатия с низким дифференциальным давлением (от 1 до 3 бар) и с интенсивным потоком, являющегося конструктивно простым, экономичным и легким в техническом обслуживании.
Кроме того, дополнительной задачей настоящего изобретения является создание винтового компрессора сухого сжатия, также пригодного для применения в вакууме, до порогового значения абсолютного давления 150 мбар.
Определенная техническая цель и указанные задачи по существу решаются посредством винтового компрессора сухого сжатия, содержащего технические признаки, заявленные в независимом пункте 1 и в дополнительных пунктах, зависимых от пункта 1.
КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ
Дополнительные характеристики и преимущества настоящего изобретения станут более понятными из нижеследующего приблизительного и, следовательно, неограничивающего описания винтового компрессора сухого сжатия, проиллюстрированного на приложенных чертежах, на которых:
Фиг.1 представляет собой продольный разрез сухого винтового компрессора согласно настоящему изобретению,
Фиг.2 представляет собой вид в перспективе продольном разрезе некоторых деталей, относящихся к винтовому компрессору сухого сжатия, который, в свою очередь, относится к винтовому компрессору сухого сжатия, представленному на фиг.1,
Фиг.3 представляет собой разрез (не в масштабе) роторов, использованных в компрессоре согласно фиг.1 и 2, и
Фиг.4 представляет собой схематичный вид (не в масштабе) в перспективе охватываемого ротора, использованного в винтовом компрессоре сухого сжатия согласно изобретению.
ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫЙ ВАРИАНТ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ИЗОБРЕТЕНИЯ
Как видно на представленных чертежах, на фиг.1 показан винтовой компрессор сухого сжатия для газа, в частности воздуха, согласно изобретению.
Компрессор 1 может быть использован и под давлением, и в вакууме.
Компрессор 1 содержит по меньшей мере охватываемый ротор 2 и по меньшей мере охватывающий ротор 3, находящиеся в зацеплении (фиг.1, 2, 3).
В описанном и проиллюстрированном здесь варианте осуществления предусмотрен одинарный охватываемый ротор 2 и одинарный охватывающий ротор 3, заключенные в единственный корпус 4.
В частности, корпус 4 получают путем соединения двух сообщающихся цилиндров (не показаны) с тем, чтобы они образовывали единственную полость 5, вмещающую в себя роторы 2 и 3.
В альтернативном варианте осуществления (не показан) предусмотрено множество сопряженных пар охватываемых роторов 2 и охватывающих роторов 3.
Как показано на фиг.1, охватывающий ротор 3 закреплен шпонкой на валу 17 (имеющем ось (01) вращения), а охватываемый ротор 2 закреплен шпонкой на валу 18 (имеющем ось (02) вращения). В частности, первая ось (01) вращения размещена на некотором расстоянии (I) (общеизвестном как «межцентровое расстояние») от второй оси (02) вращения. Первая ось (01) вращения и вторая ось (02) вращения параллельны друг другу.
Каждый из роторов 2 и 3 имеет винтообразные ребра, сцепленные с винтообразными канавками, образованными между соответствующими винтообразными ребрами другого ротора 2 и 3. Таким образом, в разрезе (фиг.3) показаны кулачки 6 (или зубья) и впадины 7 охватываемого ротора 2, находящиеся в зацеплении с соответствующими впадинами 8 и кулачками 9 (или зубьями) охватывающего ротора 3.
Кроме того, на фиг.3 показаны некоторые размерные параметры, характеризующие профили роторов 2 и 3. В частности, видна наружная окружность (Cef) охватывающего ротора 3 и наружная окружность (Cem) охватываемого ротора 2.
m
f
Кроме того, как показано на фиг.1, длина (L) охватываемого ротора 2 соответствует длине (L) охватывающего ротора 3.
Сопряженные профили, идентичные тем, что показаны на фиг.3, были описаны и предложены в международной заявке PCT/IB2010/051416 на имя Заявителя, содержание которой должно рассматриваться как составная часть настоящего подробного описания, поскольку в сочетании с описанными в дальнейшем геометрическими элементами оно позволяет увеличить до максимума производительность компрессора и уменьшить до минимума утечки газа, происходящие обычно в местах соединений между роторами, а также между роторами и их корпусом.
По существу в пределах объема настоящего изобретения и со ссылкой конкретно на фиг.4 «угол закрутки» (φ) образован углом обычной винтовой линии 40 (описан головкой типового зуба), образованным между сегментом OA, соединяющим ось (02) охватываемого ротора 2 с винтовой линией 40 на первой концевой поверхности (nl) ротора 2, и сегментом O'B', также соединяющим ось (02) с винтовой линией 40 на второй концевой поверхности (n2) ротора 2, противоположной первой концевой поверхности (nl).
Как также показано на фиг.4, ротор 2 содержит три винтовые линии 30, 40, 50, параллельные друг другу, описанные головками соответствующих зубьев.
Кроме того, термин «длина (Lm)» охватываемого ротора 2 определяет расстояние между двумя концевыми плоскостями (n1), (n2), термин «шаг (Pz)» между двумя винтовыми линиями 30 и 40 определяет расстояние между точкой В и точкой B1, а термин «угол (φ) винтовой линии» определяет угол между касательной (r) к винтовой линии 40 в любой точке (P) и осью (02) охватываемого ротора 2.
Опытным путем было установлено, что соотношение между длиной (Lm) и наружным диаметром (Dm) охватываемого ротора 2 (см. также фиг.4) должно быть больше или равно 2 для увеличения до максимума производительности компрессора и, таким образом, вместе с сопряженными профилями кулачков роторов обеспечения интенсивных газовых потоков. Предпочтительно соотношение (Lm)/(Dm) составляет от 2 до 3. В этом контексте наружный диаметр (Dm) обозначает диаметр наружной окружности (Cem) охватываемого ротора 2 (фиг.3).
Кроме того, было установлено, что для увеличения до максимума производительности компрессора при прочих равных геометрических размерах максимальная величина угла (φ) закрутки должна составлять 300°, фактически с увеличением величины угла (φ) закрутки и при одинаковой длине (Lm), одинаковом диаметре (Dm) и одинаковом профиле зуба охватываемого ротора 2 перекрытие между зубьями двух роторов 2 и 3 в результате увеличивается с последующим снижением общей производительности компрессора 1.
Кроме того, величины (Lm), (Pz) и углы (tp), (φ) геометрически связаны друг с другом.
Следовательно, расчетным путем можно установить оптимальные величины параметров (Lm), (Dm), (Pz), (φ) для определения оптимальной величины «угла (φ) закрутки», обеспечивающей максимальный газовый поток при пониженной окружной скорости охватываемого ротора 2 и при пониженном давлении.
Предпочтительно количество кулачков 6 охватываемого ротора 2 отличается от количества кулачков 9 охватывающего ротора 3. В частности, количество кулачков 6 охватываемого ротора 2 меньше количества кулачков 9 охватывающего ротора 3 по меньшей мере на единицу. Например, в описанном и проиллюстрированном здесь варианте осуществления количество кулачков 6 охватываемого ротора 2 соответствует трем, при этом количество кулачков 9 охватывающего ротора 3 соответствует пяти. В другом варианте осуществления (не показан) количество кулачков 6 охватываемого ротора 2 соответствует четырем, при этом количество кулачков 9 охватывающего ротора 3 соответствует шести.
Два ротора 2 и 3 удерживаются во взаимном положении посредством синхронизирующей зубчатой передачи, образованной двумя шестернями 20a и 20b известного типа (фиг.1).
Очевидно, для обеспечения надлежащей работы компрессора 1 передаточное число между синхронизирующими шестернями 20a и 20b должны быть равно соотношению, существующему между количеством зубьев двух роторов 2 и 3.
Предпочтительно приводным валом является вал 17, на котором охватывающий ротор 3 закреплен шпонкой, поскольку на нем больше зубьев, так что вращение этого вала 17 соответствует заполнению большего количества зазоров и, более конкретно, большему объему, перемещаемому компрессором 1.
Как более подробно показано на фиг.2, корпус 4 имеет впуск 10 для засасывания газовой текучей среды, ее протекания согласно стрелке (F1) и по меньшей мере один выпуск 11 (или нагнетательный выпуск) для сжатия протекающей согласно стрелке (F2) текучей среды. Выпуск 11 образует отверстие 12, выполненное в корпусе 4.
В компрессоре 1 использованы подшипники известного типа. В частности, радиальные нагрузки воспринимаются первым узлом 19a радиальных шариковых подшипников, расположенных рядом с впуском 10, а также вторым узлом 19b цилиндрических шариковых подшипников, расположенных рядом с выпуском 11. С другой стороны, аксиальные нагрузки воспринимаются третьим узлом 19c шариковых подшипников с косым упором, расположенных рядом с подшипниками второго узла 19b.
В конкретном варианте осуществления, показанном на фиг.1, компрессор 1 снабжен электрическим двигателем, ротор которого предпочтительно закреплен шпонкой на валу охватывающего ротора 3 для запуска его вращения вокруг первой оси вращения (01). Предпочтительно двигатель 16 представляет собой двигатель с постоянным магнитом. Предпочтительно двигатель с постоянным магнитом 16 является двигателем с водяным охлаждением. В качестве альтернативного варианта может быть использован двигатель с постоянным магнитом с воздушным охлаждением.
Как отмечено выше, двигатель 16 предпочтительно закреплен шпонкой на валу 17 охватывающего ротора 3, то есть он выровнен с валом 17.
Когда не требуется изменения скорости роторов 2 и 3, компрессор 1 может быть подсоединен к электрическому двигателю (не показан) посредством «ременного» привода (не показан).
Работа винтового компрессора сухого сжатия согласно настоящему изобретение описана далее.
Газ (например, воздух) всасывается компрессором 1 и через впуск 10 поступает в корпус 4 (фиг.1, 2). При вращении винтообразные ребра охватывающего ротора 3 вступают в зацепление с винтообразными канавками охватываемого ротора 2 и наоборот. В вариантах осуществления, где отсутствует контакт между роторами 2 и 3, надлежащее передаточное число/коэффициент умножения между роторами 2 и 3 приводится в действие посредством синхронизирующих шестерен 20a и 20b.
При продольном прохождении по корпусу 4, газ сжимается между «витками» двух вращающихся роторов 2 и 3, и, таким образом, достигает выпуска 11.
Первый вариант осуществления, в котором отверстие 12 выполнено в боковой поверхности корпуса 4, использован для «промежуточных» степеней R сжатия, например, имеющих величину между 1 и 4, а во втором варианте осуществления отверстие 12 расположено вблизи конца корпуса 4 (на плоскости (n1), фиг.1), это последнее решение выбрано для «высоких» степеней сжатия (R), например, имеющих величину от 4 до 10. Оба варианта осуществления могут быть снабжены формообразующим средством (не показано), определяющим действительный размер отверстия 12, соответствующий требуемой степени (R) сжатия.
В вышеупомянутом описании четко показаны характеристики винтового компрессора сухого сжатия согласно настоящему изобретению, а также его преимущества.
В частности, соотношение между длиной и наружным диаметром охватываемого ротора (больше или равно двум) обеспечено низким дифференциальным давлением (от 1 до 3 бар) или пороговым абсолютным давлением в 150 мбар для применения в вакууме.
Соответственно, выбор геометрии профиля и работа компрессора посредством вала 10 охватывающего ротора позволяет увеличить до максимума производительность компрессора при одинаковой длине роторов, что позволяет достичь требуемой интенсивности потока при окружной скорости охватываемого ротора 2 меньше 80м/с.
Кроме того, геометрия профилей двух сцепленных роторов позволяет получить более короткую контактную линию между роторами при лучшем уплотнении, что снижает просачивание газа.
Кроме того, поскольку компрессор работает с окружными скоростями охватываемого ротора меньше 80м/с, окружная скорость охватывающего ротора даже ниже, и, таким образом, ротор электрического двигателя может быть закреплен шпонкой непосредственно на валу охватывающего ротора (то есть без размещения повышающих редукторов), что позволяет получить конструктивно простой, компактный и имеющий высокую энергоэффективность компрессор. При этом применяется коэффициент умножения синхронизирующих шестерен роторов, соответствующий соотношению между количеством кулачков охватывающего ротора и количеством кулачков охватываемого ротора (в описанном варианте осуществления он соответствует 5/3=1,66667). Это позволяет избежать использования встроенных в компрессор зубчатых умножителей, что в итоге дает преимущество в отношении простоты конструкции, компактности, затрат и уровня шумов.
Кроме того, энергоэффективность компрессора обеспечивается также использованием двигателя с постоянным магнитом, отличающимся низким потреблением в широком диапазоне скоростей. В частности, этот тип двигателя с постоянным магнитом имеет большую эффективность, чем трехфазный асинхронный электрический двигатель, используемый в известном уровне техники, особенно на пониженных скоростях. Кроме того, использование двигателя с постоянным магнитом с водяным охлаждением позволяет уменьшить размеры и веса двигателя, что обеспечивает его непосредственное расположение на валу охватывающего ротора, с использованием радиальных подшипников компрессора.
И, наконец, оптимизация энергоэффективности также достигается благодаря нагнетательному выпуску, размеры которого изменяются в зависимости от требуемой степени сжатия, что способствует созданию чрезвычайно гибкого и модульного компрессора.