Винтовой компрессор
SCREW COMPRESSOR

Изобретение относится к области компрессоростроения, а именно к винтовым компрессорам малой производительности, работающим на больших перепадах давления.
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 скольжения, элементы компенсации осевых сил, состоящие из радиально-упорных подшипников качения и вращающихся с небольшим зазором в корпусе компрессора разгрузочных поршней, расположенных между опорными подшипниками скольжения и радиально-упорными подшипниками качения. Нагрузочные полости перед нагрузочными поршнями сообщены с источником давления и расположены противоположно действию осевых газовых сил [Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование И.Г. Хисамеев, В.А. Максимов. Издательство «ФЭН», Казань, 2000 г. - С. 21, 22].
Недостатком известного технического решения является небольшая сила осевой разгрузки в результате действия давления на небольшую кольцевую поверхность разгрузочных поршней, ограниченная малыми диаметрами шеек роторов под опорными подшипниками скольжения.
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 скольжения, элементы компенсации осевых сил, состоящие из радиально-упорных подшипников качения и вращающихся с небольшим зазором в корпусе компрессора разгрузочных поршней, расположенных на консолях роторов в нагрузочных полостях с обеспечением действия давления на полную их круговую рабочую поверхность противоположно действию осевых газовых сил [RU 2446314, опубл. 27.03.2012].
Недостатком данного технического решения, применительно к винтовым компрессорам малой производительности, работающим на больших перепадах давления, является низкая несущая способность опорных подшипников скольжения, связанная с малыми диаметрами шеек роторов под опорными подшипниками скольжения и низкой скоростью вращения роторов. Это обуславливает возможность прогиба роторов от действия радиальных газовых сил. Кроме этого подшипники скольжения имеют высокие зазоры, что неприемлемо для обеспечения высокого КПД винтовых компрессоров малой производительности. Для данного вида компрессоров необходимо обеспечить небольшие профильные зазоры, которые к тому же должны оставаться стабильными на протяжении всей работы компрессора.
Наиболее близким к предложенному техническому решению является 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 качения. Для компенсации радиальных газовых сил компрессор снабжен дополнительными подшипниками, которые установлены с радиальными зазорами в корпусе, а последний снабжен цилиндрами с установленными в них поршнями со штоками, соединенными при помощи сухарей с обоймами дополнительных подшипников, причем полость над поршнем каждого цилиндра сообщена с камерой нагнетания, а полость под поршнем - с камерой всасывания [SU 1041752 А, опубл. 15.09.1983].
Известное решение обеспечивает компенсацию радиальных газовых сил, однако имеет сложную конструкцию элементов, обеспечивающих данную компенсации.
Задачей, на решение которой направлено заявленное изобретение, является повышение надежности работы и долговечности винтового компрессора малой производительности, работающего на больших перепадах давления, за счет обеспечения разгрузки опорных подшипников качения роторов от радиальных газовых сил при упрощении конструкции элементов, обеспечивающих компенсацию этих сил, а также повышение КПД винтового компрессора.
Технический результат достигается тем, что в винтовом компрессоре, содержащем корпус с рабочей камерой и полостями для всасывания и нагнетания газа, установленные в корпусе ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении с возможностью вращения на опорных подшипниках качения, элементы компенсации радиальных газовых сил, элементы компенсации осевых газовых сил, состоящие, по меньшей мере, из двух радиально-упорных подшипников качения с осевым предварительным натягом, установленных на каждый ротор, и разгрузочного поршня, установленного, по меньшей мере, на один из роторов, и элементы компенсации радиальных газовых сил, включающие дополнительные подшипники качения, корпус в местах размещения дополнительных подшипников качения выполнен с дополнительными расточками под каждый из этих подшипников, причем каждый дополнительный подшипник установлен в корпусе с возможностью перемещения в пределах соответствующей дополнительной расточки в сторону, противоположную направлению действия радиальных газовых сил, при этом между верхней частью наружной обоймы каждого дополнительного подшипника и корпусом образована нагрузочная полость, ограниченная по периметру обоймы уплотнительными элементами и соединенная с источником давления со стороны, противоположной действию радиальных газовых сил. Нагрузочная полость образована нагрузочными карманами, которые могут быть выполнены либо на наружных обоймах дополнительных подшипников, либо в корпусе компрессора.
Корпус в местах размещения дополнительных подшипников качения выполнен с дополнительными расточками, в пределах которых дополнительный подшипник имеет возможность перемещаться в сторону, противоположную направлению действия радиальных газовых сил, а также наличие между верхней частью наружной обоймы каждого дополнительного подшипника и корпусом нагрузочных полостей, ограниченных по периметру обоймы уплотнительными элементами, соединенных с источником давления со стороны, противоположной действию радиальных газовых сил, позволяет использовать достаточно простую конструктивную схему элементов, компенсирующих радиальные силы, и при этом обеспечить эффективную «разгрузку» роторов винтового компрессора в радиальном направлении, повышая тем самым надежность и долговечность опорных подшипников качения, а также повышая КПД компрессора.
Сущность изобретения поясняется графически, где:
на фиг. 1 представлено продольное сечение винтового компрессора;
на фиг. 2 и на фиг. 3 - поперечное сечение А-А на фиг. 1 при выполнении нагрузочных карманов в наружных обоймах дополнительных подшипников;
на фиг. 3 - вид Б на фиг. 2, 4 вид на нагрузочную полость;
на фиг. 4 - поперечное сечение А-А на фиг. 1 при выполнении нагрузочных карманов в корпусе.
H
1
2
1
2
1
2
H
1
2
Винтовой компрессор, показанный на фиг. 1-3, содержит корпус 1 с рабочей камерой и полостями для всасывания и нагнетания газа, установленные в корпусе 1 ведущий 2 и ведомый 3 роторы, находящиеся в зацеплении с возможностью вращения на опорных подшипниках качения 4, 5 элементы компенсации осевых газовых сил, состоящие, по меньшей мере, из двух радиально-упорных подшипников качения 6, 7, с осевым предварительным натягом, установленных на каждый ротор, установленного, по меньшей мере, на один из роторов разгрузочный поршень 8 и элементы компенсации радиальных газовых сил в виде дополнительных подшипников качения 9, 10. Нагрузочные полости разгрузочного поршня 8 сообщены с источником давления (масло, находящееся под давлением нагнетания Р). Наружные обоймы дополнительных подшипников 9, 10 установлены в корпусе 1 в специальной расточке Г для возможности перемещения подшипника в сторону, противоположную действию радиальных газовых сил. Между наружной обоймой каждого из дополнительных подшипников 9, 10 и корпусом 1 образована нагрузочная полость Д площадью F(F), ограниченной по периметру уплотнительным элементом 11, вектор нагрузки которой R(R) направлен против действия радиальных газовых сил Q(Q). Нагрузочные полости Д сообщены с источником давления (газ или масло, находящиеся под давлением нагнетания Р). Величина площади F(F) нагрузочной полости Д рассчитывается исходя из заданной долговечности опорного и дополнительного подшипников качения. Нагрузочная полость может быть образована за счет выполнения нагрузочного кармана - расточки на наружной обойме дополнительных подшипников 9, 10 (фиг. 2), либо в корпусе 1 (фиг. 4).
Специальные расточки Г корпуса 1 для установки в ней дополнительных подшипников 9, 10 (Фиг. 2, 4) имеют следующую конфигурацию: в местах образования нагрузочных полостей Д, ограниченных уплотнительными элементами 11, расточка образована по наружному диаметру дополнительных подшипников 9, 10, а нижняя часть расточки Г (ниже уплотнительных элементов на некоторую величину, например 3 мм, для обеспечения герметичности нагрузочных полостей) выполнена с зазором по отношению к наружному диаметру дополнительных подшипников (по линии действия радиальных газовых сил зазор может быть, например, 0,5 мм). Возможность перемещения дополнительных подшипников в сторону, противоположную действию радиальных газовых сил, при появлении статических сил в нагрузочных полостях обеспечивается штифтами 12, 13. Герметичность нагрузочных полостей при этом обеспечивается упругостью уплотнительных элементов 11.
Винтовой компрессор работает следующим образом. Газ через всасывающий патрубок корпуса компрессора 1 поступает в рабочую камеру, образованную винтовыми поверхностями сопряженных впадин роторов 2, 3 и поверхностями расточки корпуса, и сжимается за счет уменьшения ее объема. В момент, определенный необходимыми параметрами рабочего процесса, газ через окно нагнетания вытесняется из компрессора.
1
2
H
1
2
1
2
H
1
H
1
2
H
2
1
2
H
1
2
1
2
1
2
В момент пуска компрессора возникают осевые силы, направленные против осевых газовых сил Р(Р), которые воспринимаются подшипниками 7. Далее, по мере набора давления нагнетания Р осевая нагрузка на подшипники 7 исчезает, появляются осевые газовые силы P(P) и радиальные газовые силы Q(Q). Осевые газовые силы воспринимаются радиально-упорными подшипниками качения 6 и разгрузочными поршнями 8, радиальные газовые силы воспринимаются подшипниками качения 4, 5 и дополнительными подшипниками качения 9, 10. Одновременно с набором давления Р, в нагрузочных полостях Д дополнительных подшипников возникают радиальные нагрузочные статические силы R=P⋅F(R=P⋅F), под воздействием которых подшипники перемещаются по линии действия сил R(R) и через тела качения воздействуют на шейки роторов 2, 3, разгружая опорные подшипники качения 4, 5. При изменении режима работы компрессора (изменении Р) пропорционально изменяются осевые и радиальные газовые силы P(P) и Q(Q) и соответственно изменяются осевые нагрузочные силы от разгрузочного поршня и радиальные нагрузочные силы R(R).
Данное техническое решение позволяет уменьшить прогибы роторов от действия радиальных газовых сил в результате сближения опор. Оптимальный подбор типоразмеров опорных подшипников качения 4, 5 дополнительных подшипников качения 9, 10 и площади их нагрузочных полостей и давление масла (газа) в них позволяет надежно и конструктивно просто «разгрузить» оба ротора в радиальном направлении в соответствии с величинами их радиальных сил, что позволит повысить КПД компрессора, надежность и долговечность опорных подшипников качения.