2.4. Принцип работы и потери в винтовых компрессорах.

Принцип работы винтовых ком­прессоров известен более 100 лет, но начали использовать их в холо­дильной технике лишь в 40-х годах XX в. Возможность использования винтовых компрессоров в холодиль­ной технике возникла в связи с при­менением компрессора маслозаполненного типа, когда в полость между винтами подается значительное ко­личество масла. Подаваемое масло пред­назначено для смазывания и уплот­нения зазоров между роторами и корпусом компрессора. Роторы (винты) представляют собой цилиндрические косозубые крупномодульные шестерни с зубьями специального профиля. Ведущий ротор имеет четыре или пять выпуклых зуба (выступа нарезки), ведомый — шесть или семь «вогнутых» зубьев. Наружные диаметры роторов одинаковы. Ни одна полость (впадина винтов) не соединяется одновременно с окном всасывания и окном нагнетания. Она перекрыта (перегорожена) зубом парного винта.

Окна всасывания и нагнетания расположены примерно по диа­гонали: окно всасывания — вверху (в камере всасывания), окно нагнетания —внизу (в специальных проставках корпуса).

Рабочий цикл винтового компрессора состоит из четырех про­цессов (фаз): всасывания, переноса, сжатия и нагне­тания. На рис. 2.18, а показан момент всасывания. При вращении винтов у торцевой плоскости всасывания образуется разрежение, в результате чего газ из камеры всасывания через окно всасывания поступает во впадины винтов. Всасывание начинается в момент выхода зубьев из пар­ных впадин .

Рис.2.18 . Схема работы винтового компрессора.

1 – ведомый ротор; 2 – ведущий ротор.

Зуб ведомого винта первым вступает во впадину ведущего. За­тем зуб ведущего винта входит во впадину ведомого и их впадины объединяются и отсекаются от окна всасывания, образуя одну общую парную полость (рис.2.18, б).

В этой части корпуса производится подача циркулирующего масла. При дальнейшем повороте роторов на некоторый угол пара переносится без изменения замкнутого объема каждой парной полости в направлении окна нагнетания. Затем он сжимается в парных полостях, так как зубья ведущего ротора входят во впади­ны ведомого, и объем парных полостей уменьшается (рис.2.18 ,в). Процесс сжатия продолжается до момента сообщения парных полостей с окном нагнетания (рис.2.18,г). По достижении требуемого давления в парной полости — дав­ления внутреннего сжатия — парная полость подойдет к окну нагнетания и через него сжатая маслохладоновая смесь вытесняется зубьями из уменьшающегося объема парных полостей через окно нагнетания в камеру нагнета­ния. Наличие нескольких парных полостей, их винтовое расположение, а также высокая скорость перемещения полостей обеспечивают непрерывность подачи сжатого пара.

Дав­ление внутреннего сжатия p_вн(см. рис. 2.19) может не совпадать с давлением нагнетания p_н, которое устанавливается для стандартных условий данной маши­ны в зависимости от температуры воды, охлаждающей конденсатор.

Рис.2.19 . Режимы работы компрессора: а) – оптимальный; б) – внегеометрическое дожатие; в) – режим с пережатием.

Произойдет смешение газа парной полости и камеры, сопровождающееся необратимыми по­терями. Если р_вн<р_н , то проис­ходит так называемое внегеометрическое дожатие пара до давления нагнетания. Если p_вн>p_н , то происходят расширение сжатого в полостях роторов пара и падение давления. При работе компрессора на данных режимах наблюдается повышенный расход энергии, причем случай с «пережатием» наиболее неэкономичный режим. Зна­чение этих потерь определяется пло­щадью одного из заштрихованных треугольников.

В конце процесса выталкивания газа из парной полости у тор­ца нагнетания остается небольшой объем, заполненный сжатым газом, но не имеющий свободного выхода в камеру нагнетания. Это так называемый защемленный объем (рис. 2.20).

Рис. 2.20 . Вид на торец винтов со стороны нагнетания.

W_вн – защемленный объем на нагнетании. Прерывистой линией условно показана канавка на корпусе для выхода газа из защемленного объема.

Размер защемленного объема зависит от типа профиля и числа зубьев винтов. Потеря массовой производительности от защемленного объема незначительна, но потеря механической рабо­ты на «продавливание» через минимальные зазоры оставшегося там газа достаточно значительна, особенно у маслозаполненных компрессоров. Для выхода защемленной маслохладоновой смеси делают специальные канавки, значительно уменьшая потери работы сжатия. Аналогичное явление происходит и на торце всасывания в процессе разрежения, на которое также расходуется работа. Чтобы ее снизить, защемленный объем соеди­няют канавкой со впадиной.

В конструкции ре­альных винтовых машин между зубьями ведущего и ведомого винтов, также как и между вершинами и торцами их зубьев и кор­пусом компрессора, имеются кроме канавок зазоры между подвижными деталями, достаточные для компенсации теплового расширения всех деталей (винтов, корпуса и др.).

От размеров зазоров и сопротивления течению газа в них за­висят объемные и энергетические потери, оцениваемые, как и у поршневых компрессоров, коэффициентом подачи и КПД.

Коэф­фициент подачи винтового компрес­сора так же, как у поршневого, равен отношению действительной объемной производительности к тео­ретической, определяемой при одних и тех же условиях.

Теоретическая объемная производительность винтового компрессора, т.е. его рабочий объем, равна сумме объемов полостей:

V = m₁f_1nn₁l + m₂f_2nn₂l (2.24)

где m₁ и m₂ – число зубьев (заходов) ведущего и ведомого роторов, шт;

f_1n и f_2n – площадь впадин между зубьями (в торцевой части) ведущего и ведомого роторов, м²;

n₁ и n₂ – частота вращения ведущего и ведомого роторов, с^-1;

l – длина винтовой части ротора.

Действительная объемная холодопроизводительность винтового компрессора V_д меньше теоретиче­ской. Снижение величины V_д вызвано такими потерями, как внутренние протечки, гидравли­ческие сопротивления всасывающего тракта, подогрев всасываемого пара, влияние защемленных объемов. Знание видов объемных потерь и процессов, происхо­дящих в холодильных винтовых компрессорах, позволит избежать ошибок при их эксплуатации.

В реальном компрессоре на всех периодах его рабочего цикла происходит тепломассообмен. Особенно сущест­венное влияние оказывают протечки газа из полостей, в которых происходит сжатие газа в полость всасывания. Кроме увеличения работы из-за протечек, они имеют более высокую температуру и подогревают газ, содержащийся в полостях всасывания, и, следовательно, снижают долю заряда свежим газом.

Коэффициент подачи винтового компрессора можно представить следующим образом:

λ = V_д/V_т (2.25)

Теоретическую объемную производительность винтового компрессора V_т можно высчитать по выражению (2.24), а действительную V_д - непосредственно измерить за единицу вре­мени.

Особенность работы холодильного маслозаполненного винтового компрессора состоит в том, что через его рабочие полости проходит значительное количество масла, которое соизмеримо с массовым расходом хладагента, а в некоторых случаях даже превосходит его в несколько раз. Масло влияет на все процессы винтового компрессора. Особенно сильно на характеристики винтового компрессора влияет взаимная растворимость масла и хладагента. Уменьшение степени взаимной растворимости положительно сказывается на характеристиках компрессора. Его работа также зависит от индекса вязкости масла VI, который должен быть как мож­но более высоким. Кроме того, при растворении в масле хладагента вязкость масла не должна значительно изменяться.

Коэффициент подачи холодильного винтового компрессора, как и для любого компрессора объемного принципа действия, учитывает влияние различных объемных потерь на действительную производитель­ность компрессора.

Одними из основных объемных потерь в винтовом ком­прессоре являются утечки рабочего вещества через зазоры в полости винтов. Обозначим эту долю объемных потерь через λ_У, которая зависит от суммарной длины зазоров, их гидравли­ческого сопротивления, степени заполнения маслом и вязкости масла.

В связи с тем что растворимость масла в хладагенте зависит от давления, при понижении давления в про­цессе всасывания во впадинах винтов из масла испаряется хладагент, который занимает часть полезного объема всасывания. Этот хладагент носит название «балластного» хладагента. Долю потерь, которая определяется «балластным» хладагентом, обозначим через λ_Б, которая зависит прежде всего от рас­творимости хладагента в масле и режима работы. Для аммиачных компрессоров потери равны нулю, так как аммиак не растворяется в масле.

Всасываемый хладагент подогревается в результате смешения с мас­лом, поступающим в полость всасывания и от горячих деталей компрессора. Причем основной по­догрев происходит вследствие теплообмена с маслом. Этот коэффициент носит название «коэффициент подо­грева» (по аналогии с поршневыми компрессорами) и обознача­ется λ _ω.

Масло, которое поступает в полости винтов, занимает часть объема и уменьшает коэффициент подачи. Обозначим этот вид объемных потерь через λ_М.

При движении рабочего вещества по всасывающему тракту и через окно всасывания его давление уменьшается вследствие газодинамических потерь, что также ведет к объемным поте­рям. Обозначим этот вид потерь через λ_ВС.

Тогда коэффициент подачи винтового компрессора можно выра­зить как разность

λ = 1 - ∆λ_У - ∆λ_Б- ∆λ_ω - ∆λ_М - ∆λ_ВС (2.26)

Основное влияние на коэффициент подачи оказывают потери, связанные с утечками хладагента и с наличием «балластного» холодильного агента. Остальная сумма потерь составляет лишь незначительную величину 0,01 – 0,06 в зависимости от условий работы.

Мощность, подводимая к винтовому компрессору N _e, затрачивается на сжатие и перемещение рабочего вещества N_i , на трение винтов о маслохладоновую смесь N_Т.M, . подачу масла на сторону на­гнетания N_Н.M и на трение в подшипниках, торцевом уплотнении, разгрузочных поршнях N_TР

N_e = N_i+ N_Т.М+ N_Н.М+ N_ТР (2.27)

Индикаторную мощность можно определить, как для любого компрессора объемного принципа действия, по индикаторной диаграмме.

При определении мощности винтовой холодильной машины необходимо дополнительно учитывать мощность масляного насоса, которая у нее значительно больше, чем у холодильной машины с поршневым компрессором.