RU2002119C1 - Многоступенчатый многовальный компрессор - Google Patents

Abstract

Использование в компресеоростроении. Сущность изобретени : многоступенчатый компрессор оснащен двухступенчатым редуктором с одной промежуточной шестерней, котора  содержит два жестко соединенных зубчатых колеса, которые образуют один уэеа Одно из колес имеет больший по сравнению с другим зубчатым колесом модуль зубьев и находитс  в зацеплении исключительно с центральной шестерней, котора  приводит во вращение валы шестерни первых ступеней компрессора Другое зубчатое колесо находитс  в зацеплении лишь с шестерн ми дополнительных вапов 1 ил.

Description

Изобретение касаетс  многоступенчатого многовального компрессора.

Известен многоступенчатый многоваль- ный компрессор, содержащий встроенный редуктор, центральна  шестерн  которого св зана с приводным валом и. находитс  в зацеплении с шестерн ми, установленными на валах, на концах которых консольно размещены рабочие колеса ступеней.

. Достижимый КПД одной ступени турбо- компрессора зависит от входного объемного потока, числа оборотов и высоты транспортировки. Flpi/r соотношени х давлени  между выходным давлением РА и конечным давлением РЕ свыше Рд/Ру 60 дл  достижени  высоких КПД необходимы семь ступеней компрессора, а при соотношении давлений РА/РЕ свыше 80 - по меньшей мере восемь ступеней компрессора. Объ

емный поток существенно измен етс  от

ступени к ступени. Дл  достижени  оптимальных условий возникает необходимость в соответствующем увеличении числа оборотов после каждых двух ступеней. Необходимые дл  оптимального компрессора величины числа оборотов приводного вала и вала шестерни последних ступеней  вл ютс  настолько различными, что необходимое передаточное число, составл ющее более 1:24, не может быть реализовано в составе обычного редуктора.

П ти- и шестиступенчэтые редукторные турбокомпрессоры выполн лись до насто щего времени дл  максимальных соотноше- ний давлений до Рд/РЕ 40. При этом одноступенчатый редуктор оснащен максимально трем  валами шестерни. Каждый вал шестерни приводит в действие две непосредственно насаженные крыльчатки, которые образуют две ступени компрессора. В случае шестиступенчатого компрессора и при среднем соотношении давлений 1,8 на ступень может быть достигнуто соотношение давлений, составл ющее Рл/РЕ 34. Высоко нагруженные ступени со средним соотношением давлений 2,0 на ступень обусловили бы достижение общего соотношени  давлени  РА/РЕ 64. Такой компрессор отличалс  бы лишь весьма слабыми возможност ми регулировани , а общий КПД оказалс  бы весьма неблагопри тным в результате высоких чисел Маха.

Превышающие число 60 соотношени  давлени  могут быть достигнуты лишь за счет добавлени  седьмой или восьмой сту- пени компрессора в случае необходимости сохранени  таких важных характеристик, как способность к регулированию и высокий общий КПД. Невозможность достижени  более высоких величин КПД до насто щего

0 5

0

5 0

5 0 5 0

5

времени была обусловлена тем, что максимальное реализуемое передаточное число дл  известных редукторов дл  турбокомпрессоров составл ет около 1:20. Дл  более высоких мощностей и приводов с электродвигател ми с четырьм  полюсами это означает максимальное число оборотов последних валов шестерни пор дка 30000 об/мин. Если положить в основу это максимальное число оборотов, то в отношении всех трубокомпрессоров с объемными потоками ниже 600,00 м /ч и соотношени ми давлени  свыше 60 более не могут быть достигнуты равномерно оптимальные КПД, так как величины высоты транспортировки дл  первых трех ступеней должны быть значительно выше величин дл  последних ступеней . Таким образом, первые ступени имеют максимальную плотность энергии с лишь умеренными по величине КПД вследствие неизбежно высоких значений числа Маха. Семиступенчатый турбокомпрессор с объемным потоком 55000 мЗ/ч и соотношением давлений Рд/РЕ 64 потребовал бы, например, дл  седьмой ступени числа оборотов 35000 об/мин. С помощью обычных редукторов дл  турбокомпрессора может быть реализовано число оборотов, составл ющее лишь 28000 об/мин. По этой причине общий КПД не  вл етс  оптимальным. Хот  и существует возможность оснащени  четвертого вала шестерни восьмой ступенью компрессора, однако и в этом случае сохран етс  основна  проблематика ограничени  числа оборотов с описанными последстви ми .

Целью изобретени   вл етс  создание многоступенчатого многовального компрессора дл  высоких соотношений давлений при высоком КПД и достаточной способности к регулированию.

Это достигаетс  тем, что компрессор содержит дополнительные ступени, рабочие колеса которых установлены консольно на концах дополнительных валов, имеющих дополнительные шестерни, редуктор выполнен двухступенчатым и содержит промежуточную шестерню, имеющую два жестко соединенных между собой зубчатых колеса, одно из которых имеет больший модуль зубьев по сравнению с другим и находитс  в зацеплении непосредственно с центральной шестерней, а другое - с дополнительными шестерн ми дополнительных валов.

С помощью промежуточного зубчатого колеса, выполненного в качестве двойного зубчатого колеса с различными модул ми зубьев, создаетс  редуктор дл  турбокомпрессора , который нар ду с умеренным числом оборотов дл  нижних ступеней компрессора одновременно реализует весьма высокие величины числа оборотов дл  более высоких ступеней без какой-либо зависимости количества зубьев центрального приводного зубчатого колеса от количества зубьев шестерен, которые приданы более высоким ступен м компрессора. При этом низкие величины числа оборотов с высокими усили ми зубьев требуют широкого зубчатого венца и большого модул  зубьев, а высокие величины числа оборотов с соответственно меньшими усили ми зубьев - узких зубчатых колес с тонким модулем зубьев. Промежуточное зубчатое колесо, имеющее различные модули зубьев, обеспечивает к тому же возможность комбинировани  двух независимых редукторов дл  турбокомпрессора в одном корпусе и позвол ет добитьс  передаточного числа до 40. Тем самым обеспечиваетс  возможность реализации оптимальных КПД также при использовании редукторных турбокомпрессоров дл  низких соотношений давлени . Улучшение общего КПД составл ет более 5%, что означает существенную экономию энергии.

На чертеже показан редуктор дл  многоступенчатого турбокомпрессора.

Редуктор служит дл  привода многоступенчатого турбокомпрессора и содержит св занное с приводным валом 1 центральное приводное зубчатое колесо 2. Приводное зубчатое колесо 2 входит в зацепление с двум  шестерн ми, кажда  из которых расположена на одном из валов 3, 4 шестерни . На концах вала 3 шестерни расположена крыльчатка первой ступени .и крыльчатка второй ступени турбокомпрессора. Вал 4 шестерни несет на концах крыльчатку третьей, а также не изображенной на чертеже четвертой ступени. Все крыльчатки вращаютс  в одном спиральном корпусе.

За приводным зубчатым колесом 2 включено промежуточное зубчатое колесо 5, которое выполнено в качестве двойного зубчатого колеса и состоит из первого зубчатого колеса 5 и второго зубчатого колеса 5 , которые соединены между собой и расположены на одном общем валу. Первое зубчатое колесо 5 входит в зацепление с приводным зубчатым колесом 2, в то врем  как второе зубчатое колесо 52 входит в зацепление с шестерн ми валов 6, 7, 8 шестерен . Валы 6, 7, 8 шестерен несут на обоих концах по одной крыльчатке, кажда  из которых вращаетс  в одном спиральном корпусе . При этом валу 6 шестерни приданы

п та  и шеста  ступени компрессора, валу 7 шестерни - седьма  и восьма  ступени компрессора , а валу 8 шестерни - дев та  и дес та  ступени компрессора. 5Второе зубчатое колесо 5 промежуточного зубчатого колеса 5 имеет диаметр, который больше диаметра первого наход щегос  в зацеплении с приводным зубчатым колесом 2 зубчатого колеса 5 , в результате

0 чего нажимные гребенки валов 6, 7, 8 шестерни могут осуществл ть захват через второе зубчатое колесо 5 , Кроме того, первое зубчатое колесо имеет по сравнению с вторым зубчатым колесом меньшее количество

5 зубьев и больший модуль зубьев.

Промежуточное включение промежуточного зубчатого колеса 5 на основании различных модулей зубьев обеспечивает возможность достижени  полной техни0 ческой независимости первых четырех ступеней от последующих ступеней. Необходимое передаточное число вала 4 шестерки составл ет около 10,5. В случае выбора шестерни вала 4 шестерни с количеством

5 зубьев приводное зубчатое колесо 2 имело бы зубь , в результате чего при модуле зубьев 6 возникает диаметр мм и скорость вхождени  зубьев в зацепление 122 м/с. В аналогии к известным редук0 торам дл  турбокомпрессоров диаметр спирали корпуса первой и второй ступеней компрессора определ ют осевое рассто ние между валами 3 и 4 шестерни, которое в данном примере составл ет 1800 м

5 при диаметре приводного зубчатого колеса 1596 мм и числе зубьев .

Первое зубчатое колесо 51 промежуточного зубчатого колеса 5, которое входит з зацепление с приводным зубчатым коле0 сом 2, имеет около зубьев и диаметр 790 мм при числе оборотов 3000 об/мин.

В случае восьмиступенчатого компрессора вал 7 шестерни имеет число оборотов 34730 об/мин. Если положить в основу ко5 личество зубьев , то в этом случае второе зубчатое колесо 5 имело бы зубь . При модуле зубьев 4 возникает диаметр 972 мм и скорость вхождени  зубьев в зацепление 150 м/с. Общий момент инерции

0 масс сохран етс  приемлемым в результате умеренного диаметра и обеспечивает возможность беспроблемного запуска приводного вала приводного электродвигател , включенного перед редуктором.

5

(56) За вка ФРГ № 2908774. кл. РОЮ 17/12, опублик. 1978.

720021

Ф о р-м у ла и з о б р е т е н и  

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ МНОГОВАЛЬ- НЫЙ КОМПРЕССОР, содержащий встроенный редуктор, центральна  шестерн  которого св зана с приводным валом и 5 находитс  в зацеплении с шестерн ми, установленными на валах, на концах которых консольно размещены рабочие колеса ступеней , отличающийс  тем, что, с целью по вышени  КПД, компрессор содержит дополнительно ступени, рабочие колеса

-10

5

0

198

которых установлены консольно на xoH4axv дополнительных валов, имеющих дополни- тельные шестерни, редуктор выполнен двуступенчатым и содержит промежуточную шестерню, имеющую два жестко сое-, диненных между собой зубчатых колеса, одно из которых имеет больший модуль зубьев по сравнению с другим и находитс  в зацеплении непосредственно с центральной шестерней, а другое - с дополнительными шестерн ми дополнительных валов.

  (.V yifff Sr SSf sc- j