Техніко-економічна характеристика гвинтових компресорів.

ГМК використовують в області холодопродуктивності 15–4000 кВт при роботі на R717, R12, R22. Частота обертання ВЧ ротора становить за звичай від 30 до 200 с^-1 в залежності від діаметра гвинтів.

Енергетична ефективність ГМК гвинтових компресорів при оптимальних умовах роботи знаходиться на рівні кращих поршневих, поступаючись останнім у випадку малої холодопродуктивності. Масогабаритні характеристики ГМК значно кращі показників поршневих. Перепад тисків між нагнітанням та всмоктуванням у них досягає 1,7-2,1 МПа.

В порівнянні з поршневими гвинтові компресори мають такі позитивні якості:

• висока надійність та великий моторесурс;

• значно більша швидкохідність, що забезпечує кращі масогабаритні характеристики;

• відсутність деталей, що здійснюють зворотно-поступальний рух та сил інерції, що при цьому виникають;

• обертові деталі динамічно повністю врівноважені, що виключає необхідність у масивних фундаментах;

• відсутність таких недовговічних деталей як клапани, кільця а також високо напружених деталей;

• стабільність енергетичних і об’ємних показників на протязі довгого часу;

• малі газодинамічні втрати;

• практично виключено гідроудар, можливість роботи на двофазних середовищах;

• можливість роботи без постійної присутності обслуговуючого персоналу.

Однак гвинтові компресори мають постійну геометричну ступінь стискання _г, а машини малої холодопродуктивності, крім того, – відносно великі зворотні витікання пари через щілини всередині компресора.

Важливою особливістю гвинтових компресорів є те, що в одноступеневому компресорі можна здійснити дво- та більше ступеневе стискання, пропустивши частину пари через проміжні теплообмінники.

Основні конструктивні співвідношення гвинтів. Продуктивність компресора при інших рівних умовах залежить від об’єму впадин гвинтів. Теоретичний об’єм порожнин гвинтів визначається такими основними параметрами: числом зубів z, передаточним числом і=z₂/z₁; міжосьовою відстанню А; зовнішніми діаметрами гвинтів, довжиною гвинтів. Ці параметри визначають в основному теоретичну об’ємну продуктивність холодильної машини за один оберт ведучого гвинта, що представляє собою аналог об’ємної продуктивності за один робочий хід поршневого компресора. Деякий вплив на теоретичну об’ємну продуктивність спричиняє форма профілю зубів гвинтів.

Знаючи ці параметри можна отримати ряд похідних параметрів гвинтів, необхідних для конструювання гвинтів, корпусу тощо, а саме: діаметри початкових кіл d_1н, d_2н; хід гвинтової лінії; кут закручування гвинта, номінальні висоти головки та ніжки зубів тощо.

Гвинти є найбільш складною і точною деталлю компресора, вимагають для свого виготовлення спеціального інструменту, станків. Тому число типорозмірів гвинтів (з вказівкою діаметрів, довжин та інших основних та побіжних параметрів) обмежено і в спеціальній літературі можна знайти всі необхідні типові значення параметрів для вибраного типу гвинта.

Вимоги до зачеплення зубів гвинтів. Однією з умов можливості внутрішнього стискання газу в гвинтовому компресорі є відділення області всмоктування від області стискання. Для цього необхідно забезпечити герметичність в напрямку, нормальному до площини гвинтів – назвемо її поперечною. Крім того в самій області стискання, де проходить зменшення об’єму парних порожнин, необхідна їх взаємна ізоляція. Для цього крім поперечної повинна здійснюватися також повздовжня, інакше осьова герметизація.

Розрізняють теоретичний, номінальний та дійсний розмір профілів зубів. Теоретичний розмір профілю зубів – забезпечує їх беззазорне зчеплення при теоретичній відстані між осями гвинтів. Для забезпечення деяких зазорів між гвинтами, їх розміри дещо зменшують та проводять розсування осей – номінальні розміри. Дійсні розміри отримують в результаті виготовлення внаслідок технологічний похибок, вони регламентуються допусками на виготовлення.

Вимоги до теоретичного профілю зубів гвинтів витікають з умови забезпечення осьової та поперечної герметизації. Зуби гвинтів компресорів можуть бути різноманітної форми. Для різних ділянок профілю зубів використовуються декілька відомих аналітичних кривих: дуги кола; еліпс, евольвента тощо. В залежності від того, яка крива переважає в профілі зуба вони отримали назву: окружні чи кругові, циклоїдні, еліптичні та ін. Якщо через центр зуба провести радіальну пряму, то в залежності від симетричності зуба відносно неї вони будуть симетричними чи асиметричними. Якщо зуби розташовані з однієї сторони початкового кола, то вони називаються односторонніми, якщо з двох – двосторонніми. Найбільше поширення дістали профілі зубів для яких розроблено типорозмірні ряди: односторонні та двосторонні асиметричні; асиметричні та симетричні еліптичного профілю. Кожний з них має свої переваги та недоліки.

Робочі процеси гвинтового компресора. Процес всмоктування та перенесення. Заповнення свіжим зарядом робочої речовини парної порожнини гвинтів починається в той момент, коли край тилової частини профілю зубів суміститься з краєм вікна всмоктування. При заповненні об’єму парою виникає шум (хлопки), що супроводжується незворотними втратами. По мірі обертання гвинтів лінія контакту (рис.3) переміщається в сторону нагнітання, об’єм парної області збільшується.

Через щілини по лінії контакту між зубами проходять витікання пари із сусідніх порожнин, що йдуть попереду, викликаючи значну турбулізацію і створюючи опір направленому потокові свіжої речовини. Змішування витоків із свіжою парою супроводжується незворотними втратами, температура підвищується. Вона підвищується також внаслідок нагрівання від робочих поверхонь гвинтів та корпуса. На робочу речовину діють також відцентрові сили. Вони створюють градієнт тиску по висоті зубів, знижуючи в кінцевому стані середню густину пари в порожнині. Порожнина всмоктування подібна до тупикової труби. Під час заповнення її пара рухається з деякою швидкістю, а досягнувши кінця, різко зупиняється. Виникає ударна хвиля, яка переміщується в сторону всмоктування із швидкістю звуку. Тиск та густина пари за фронтом ударної хвилі вищі, ніж перед ним і тому процес наповнення продовжується, маса пари, що надійшла збільшується. Це явище називається газодинамічним наддувом і є позитивним. Після проходження порожнинами всмоктувального вікна у ВЧ гвинті відразу ж починається процес стискання, а у ВН починається процес перенесення. Перенесення робочої речовини на деякий кут попороту гвинта після закінчення всмоктування і до початку стискання, якщо не враховувати протікання пари, не змінює термодинамічного стану пари в порожнині. В дійсності, внаслідок протікання тиск та температура будуть зростати.

Процес стискання. В гвинтовому компресорі розрізняють: зовнішню та внутрішню степінь підвищення тиску та геометричну степінь стискання.

Зовнішня степінь підвищення тиску в компресорі дорівнює відношенню тиску в камері нагнітання до тиску в камері всмоктування . При незмінних зовнішніх умовах роботи та сталому тепловому режимі роботи ХМ зовнішня степінь підвищення тисків не змінюється при зміні частоти обертання роторів. Внутрішня степінь підвищення тиску в компресорі дорівнює відношенню тиску в порожнинах в момент з’єднування її з вікном нагнітання до тиску в камері всмоктування . Вважаючи процес політропним можна записати

де V_п; V_к – об’єми парних порожнин в момент початку стискання та в момент сполучення з вікном нагнітання.

Геометричною степінню стискання називається відношення . Це відношення є функцією тільки геометричних параметрів гвинтів, вікон всмоктування та нагнітання, а саме величин закладених в конструкцію компресора. В типорозмірному ряду ГМК компресорів прийнято чотири значення _г: для високотемпературних компресорів – 2,6 при _а4; для бустер-компресорів – 3; для середньотемпературних компресорів – 4 при _а8; для низькотемпературних компресорів – 5 при _а>8.

Для гвинтових компресорів важливо, щоб виконувалася умова , що забезпечує менші енергетичні втрати в робочому циклі компресора. В холодильних компресорах при зміні зовнішніх умов циклу ХМ змінюється зовнішня степінь підвищення тиску. Це призводить до зміни параметрів пари перетікання і, як наслідок, до зміни внутрішнього тиску стискання. Аналогічно впливає і зміна частоти обертання гвинтів.

Під час регулювання холодопродуктивності золотником його переміщення скорочує робочу довжину гвинтів, що викликає зменшення відношення об’ємів на початку та в кінці стискання – геометрична степінь стискання буде зменшуватися. Тиск внутрішнього стискання також зменшиться.

Відсутність нагнітальних клапанів у гвинтових компресорах підвищує надійність машин та знижує гідравлічні втрати на нагнітанні. Проте компресор внаслідок цього втрачає здатність саморегулюватися за тиском внутрішнього стискання, який не може більш менш строго слідувати за зміною тиску нагнітання, як це відбувається в поршневих компресорах. Покращенню слідування тиску внутрішнього стискання за зміною тиску в камері нагнітання допомагає наявність осьової негерметичності зчеплення гвинтів, однак при цьому зростають перетікання пари, що погіршує енергетичні показники.

Нагнітання. Нагнітання теоретично відбувається за постійного тиску, дещо більшого, ніж в камері нагнітання, на величину необхідну для подолання опору у вікні нагнітання. Дійсний процес протікає з пульсацією тиску і другими газодинамічними явищами.

Теоретична та дійсна продуктивності компресора. Необхідна дійсна продуктивність компресора визначається заданою холодопродуктивністю ХМ Q₀, вибраним холодильним агентом та режимом роботи. Для вибору компресора розраховують теоретичну об’ємну продуктивність як і для поршневого компресора. Відмінність тільки у визначенні коефіцієнта подачі. Для гвинтового компресора теоретична об’ємна продуктивність може також визначатися за формулою

де К_и– коефіцієнт використання об’єму парної порожнини; W₀ – повний об’єм парної порожнини; n_i – частота обертання гвинта; z_i – кількість зубів гвинта; W_п – об’єм парної порожнини в момент початку стискання. Значення W_п задаються в таблицях типорозмірних рядів. Задавшись значенням частоти обертання з останньої формули визначають W_п, за якою і підбирають необхідні параметри гвинтів в таблицях.

Класифікація протікань. Дійсна об’ємна продуктивність гвинтового компресора суттєво залежить від протікання пари через щілини, що залежить при рівних інших умовах від площі поперечного перетину щілин і опором парі, що в них рухається, а також рядом інших факторів.

Як і в будь-якій компресорній машині протікання поділяються на внутрішні та зовнішні. Зовнішні не спричиняють впливу на стан робочої речовини в компресорі. Внутрішні, навпаки, змінюють його параметри в робочому процесі, причому тим сильніше, чим більша їх відносна величина.

Внутрішні протікання умовно діляться на витікання та перетікання. Витікання – це протікання із області стискання та камери нагнітання в порожнини всмоктування. Перетікання – це протікання в парні порожнини компресора в процесі стискання в них пари після від’єднання їх від камери всмоктування. На коефіцієнт подачі компресора безпосередній вплив спричиняють витікання і побіжно, притому в меншій мірі, – перетікання.

Коефіцієнт подачі гвинтового компресора. Коефіцієнт подачі гвинтового компресора має те саме формулювання, що й для поршневого. Існують формули для визначення коефіцієнта подачі, але під час розрахунків доцільніше скористатися експериментальними даними, які подаються у вигляді графіків або таблиць. Формули є не чим іншим, як узагальненням експериментальних даних. Вони в свою чергу враховують вплив різноманітних факторів на продуктивність компресора. Основними з них є:

• витікання робочої речовини через щілини в порожнину всмоктування;

• гідравлічний опір на всмоктуванні;

• підігрівання робочої речовини на всмоктуванні;

• термодинамічні властивості робочої речовини;

• відцентрові сили, що діють на робочу речовину;

• наявність защемлених об’ємів.

Вплив цих факторів аналогічний поршневому компресору.

Теоретична та дійсна індикаторні діаграми гвинтового компресора.

Теоретичний цикл роботи гвинтового компресора складається із ізобарних процесів всмоктування та нагнітання, що проходять з перемінною масою робочої речовини, та ізоентропного процесу стискання (все як в поршневому). На відміну від поршневого в гвинтовому компресорі відсутній мертвий простір, тому процес всмоктування умовно зображають починаючи з осі ординат.

Із-за відсутності самодіючих клапанів на нагнітанні тиск внутрішнього стискання р_а може, як відмічалося не співпадати з тиском р_н, що знаходить відображення на характері протікання процесів нагнітання. Якщо р_а<р_н, то дотискання пари проходить в момент з’єднування парної порожнини з камерою нагнітання. Це явище носить назву позагеометричне стискання. Якщо р_а>р_н, то в момент з’єднування порожнин з камерою пара розшириться, а робота, витрачена на додаткове стискання, перетвориться у теплоту. Це самий невигідний режим роботи компресора. Дійсна діаграма представлена на рис. 5. на ній процеси а-в – всмоктування, в-с – перенесення; с-d – стискання; d-e – нагнітання. Індикаторні діаграми дійсного процесу в компресорі використовуються для визначення індикаторної потужності компресора. З цією метою використовується схематизована діаграма, принципи побудови якої такі самі як і для поршневого компресора.

Витрата мастила в компресорі. До мастил які використовуються у гвинтових компресорах ставляться специфічні вимоги. Воно повинне мати малу ступінь взаємної розчинності з робочою речовиною; при розчиненні робочої речовини в мастилах в’язкість останнього не повинна сильно змінюватися; в’язкісно-температурна характеристика мастила повинна бути пологою.

В даний час в компресорах застосовується мастило ХА-30, яке тільки частково задовольняє вказаним вимогам, до того ж воно має недостатньо низьку температуру замерзання (-38°). Кращими є мастила ХС-50, ХСН-40.

Впорскування мастила в компресор призводить до заповнення зазорів мастилом та охолодження гвинтів та корпусу, що зменшує ефективні перетини зазорів і, як наслідок, збільшує коефіцієнт подачі, а також зменшує споживану потужність. Однак на розбризкування мастила, надання йому направленого руху витрачається певна потужність. Таким чином визначення оптимальної кількості мастила є важливою задачею. Для визначення кількості мастила необхідно знати величину теплового потоку який відводиться від мастила. Його величина може бути знайдена за формулою

.

Значення витрати ХА та ентальпій знаходяться з теплового розрахунку

.

Ентальпія в точці 2м визначається з умови, що температура в ній становить як правило 60-90С. Знайшовши значення Q₀ можна знайти витрату мастила

. Підвищення температури мастила в компресорі приймається в межах 20-40С.

Крім мастила, яке вприскується в робочу порожнину компресора, в нього подається мастило на змащення підшипників, на розвантажувальні поршні, на сальникові ущільнення. Загальна кількість мастила дорівнює сумі всіх складових.