RU2446314C2

RU2446314C2 - Винтовой компрессор

Info

Publication number: RU2446314C2
Application number: RU2009130041/06A
Authority: RU
Inventors: Юрий Александрович Паранин (RU); Юрий Александрович Паранин; Евгений Рашитович Ибрагимов (RU); Евгений Рашитович Ибрагимов; Ибрагим Габдулхакович Хисамеев (RU); Ибрагим Габдулхакович Хисамеев
Priority date: 2009-08-05
Filing date: 2009-08-05
Publication date: 2012-03-27
Also published as: RU2009130041A

Abstract

Изобретение относится к области компрессоростроения, а именно к винтовым компрессорам, работающим при больших перепадах давления. Винтовой компрессор содержит корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, золотниковый регулятор производительности, включающий золотник, гидропривод золотника и указатель положения золотника, установленные в полости корпуса на опорных подшипниках ведущий и ведомый роторы 9 и 10, установленные на роторах 9 и 10 элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники 12 и расположенные со стороны всасывания думмисы 13, нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления. Выходной конец ротора 9 расположен со стороны нагнетания. Гидропривод золотника установлен на корпусе посредством проставка со стороны всасывания. Думмисы 13 установлены на консолях роторов 9 и 10 в нагрузочных полостях с обеспечением действия давления на полную их круговую рабочую поверхность. Упорные подшипники 12 расположены в открытой полости корпуса с давлением всасывания. Изобретение направлено на повышение эффективности компенсации осевых сил компрессора, работающего на больших перепадах давления, и больших давлениях всасывания в условиях повышенных требований к техническим устройствам в энергетической, газовой и других отраслях промышленности. 2 з.п. ф-лы, 9 ил.

Description

Изобретение относится к области компрессоростроения, а именно к винтовым компрессорам с традиционной схемой расположения «ротор-подшипники» и золотниковым регулятором производительности, работающим на больших перепадах давления, где необходимо решать проблемы компенсации осевых сил, действующих на роторы совместно с высокими требованиями по обеспечению скорости срабатывания золотника.

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, элементы компенсации осевых сил, состоящие из упорных подшипников и разгрузочных устройств. Выходной конец ведущего ротора расположен со стороны торца нагнетания, что позволило в качестве разгрузочных устройств использовать вращающиеся в подшипниках консольные шейки роторов. Нагрузочные полости сообщены с источником давления, действующего на полную площадь торцового сечения роторов противоположно действию осевых сил. Упорные подшипники вынесены в открытую полость корпуса компрессора с низким давлением. Компрессор не имеет золотникового регулятора производительности [RU 2014504, опубл. 15.06.1994].

Недостатком известного технического решения является то, что сила разгрузки в результате действия давления на торцовые поверхности роторов ограничена диаметрами шеек роторов под опорные подшипники, которые в свою очередь ограничены внутренними диаметрами впадин винтовой части роторов.

Наиболее близким к предложенному является винтовой компрессор, содержащий корпус с рабочей камерой и полостями для всасывания и нагнетания газа, золотниковый регулятор производительности, ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении и вращающиеся на опорных подшипниках, элементы компенсации осевых сил, состоящие из упорных подшипников и вращающихся с небольшим зазором в корпусе компрессора разгрузочных поршней (думмисов), нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления и расположены противоположно действию осевых сил. Выходной конец ведущего ротора расположен со стороны торца всасывания, а привод золотника - со стороны торца нагнетания [Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование. И.Г.Хисамеев, В.А.Максимов. Издательство «Фен», Казань, 2000 г. - C.21, 22].

Недостатком известного технического решения является небольшая сила разгрузки в результате действия давления на небольшую кольцевую поверхность думмисов. Диаметры думмисов и размеры упорных подшипников ограничены расточками в корпусе. Механизм движения золотника «винт-гайка» не обеспечивает необходимого времени срабатывания золотника.

Технический результат изобретения - повышение эффективности компенсации осевых сил винтового компрессора, работающего на больших перепадах давления, и больших давлениях всасывания в условиях повышенных требований к техническим устройствам в энергетической, газовой и других отраслях промышленности.

Технический результат достигается тем, что в винтовом компрессоре, содержащем корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, золотниковый регулятор производительности, включающий золотник, гидропривод золотника и указатель положения золотника, установленные в полости корпуса на опорных подшипниках ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении своими винтовыми поверхностями, и установленные на роторах элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники и расположенные со стороны всасывания думмисы, нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления, согласно изобретению выходной конец ведущего ротора расположен со стороны нагнетания, а гидропривод золотника установлен на корпусе посредством проставка со стороны всасывания, думмисы установлены на консолях роторов в нагрузочных полостях с обеспечением действия давления на полную их круговую рабочую поверхность, а упорные подшипники расположены в открытой полости корпуса с давлением всасывания.

Кроме того, на корпусе со стороны всасывания установлены датчики осевого сдвига роторов.

Кроме того, нагрузочные полости перед думмисами сообщены с источником давления через регулирующие клапаны.

Сущность изобретения заключается в том, что размещение гидропривода золотника на корпусе посредством проставка со стороны всасывания, размещение выходного конца ведущего ротора со стороны нагнетания позволяет установить думмисы на консолях роторов и сформировать нагрузочные полости, обеспечивающими действие давления на полную круговую площадь думмисов со стороны, противоположной действию осевых сил, кроме того, позволяет установить датчики осевого сдвига ведущего и ведомого роторов на корпусе со стороны всасывания, обеспечивает возможность оптимального подбора диаметров думмисов, поршня гидропривода золотника и типоразмера упорных подшипников, при этом упорные подшипники, расположенные со стороны нагнетания, вынесены в открытую полость корпуса с давлением всасывания.

Также обеспечивается быстрота срабатывания системы регулирования производительности; контроль состояния подшипников, воспринимающих осевую нагрузку; контроль состояния подшипников, воспринимающих радиальную нагрузку и, как следствие, повышение энергетических характеристик, надежности и долговечности винтового компрессора, улучшение массогабаритных показателей.

Сущность предложения поясняется чертежами, где:

на фиг.1 представлено продольное сечение винтового компрессора;

на фиг.2 - сечение А-А на фиг.1;

на фиг.3 - сечение Б-Б на фиг.2;

на фиг.4 - сечение В-В на фиг.2;

на фиг.5 - продольное сечение винтового компрессора с парным радиально-упорным подшипником качения на ведущем роторе (установка тандемом);

на фиг.6 - продольное сечение винтового компрессора с упорным подшипником скольжения;

на фиг.7 - схема действия осевых сил в винтовом компрессоре;

на фиг.8 - схема действия осевых сил на механизм движения золотника;

на фиг.9 - схема подвода масла на думмисы.

Винтовой компрессор, показанный на фиг.1-4, содержит корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, состоящий из блока цилиндров 1, крышек 2, 3, проставки 4 с окном 5 всасывания и вставок 6, 7 с окном 8 нагнетания. В корпусе установлены ведущий 9 и ведомый 10 роторы, находящиеся в зацеплении своими винтовыми поверхностями и вращающиеся на опорных подшипниках 11 (в данной конструкции - скольжения). Выходной конец ведущего ротора 9 расположен со стороны нагнетания. На роторах 9, 10 установлены элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники 12 (в данной конструкции - качения), расположенные на свободных концах роторов 9, 10 со стороны всасывания и вращающиеся с небольшим зазором в корпусе компрессора думмисы 13 (разгрузочные поршни) и плавающие расходные втулки 14, охватывающие думмисы 13. Золотниковый регулятор производительности включает золотник 15, указатель 15 положения золотника индукционного типа и гидропривод 17 с рабочими полостями 18 и 19, установленный в корпус компрессора через специальный проставок 20. Золотник 15 и поршень 21 гидропривода 17 соединены штоком 22, имеющим устройства 23, 24 для компенсации погрешностей изготовления, а именно несоосности расточек под поршень и золотник.

Герметизация рабочей полости 19 гидропривода 17 со стороны всасывания обеспечивается втулкой 25 с уплотнительными кольцами, которая установлена на шток 22 между проставком 20 и корпусом компрессора. Втулка 25 имеет подвижность в радиальном направлении для компенсации погрешностей изготовления при движении штока 22.

Для обеспечения прочности и жесткости корпуса компрессора конструктивно выполнены следующие мероприятия: фланцы отверстий всасывания и нагнетания выполнены на блоке цилиндров 1; корпус не имеет разъемов, находящихся под высоким давлением; окно 5 всасывания и окна 8 нагнетания выполнены в отдельных проставках, что позволило «усилить» блок цилиндров 1 и крышку 2, а также упростить литейную оснастку корпусных деталей (корпусные детали при рабочем давлении выше 30 кгс/см² выполняют стальными).

Кроме этого на корпусе компрессора в местах установки опорных подшипников 11, воспринимающих радиальную нагрузку, выполнены площадки 26, 27 под датчики, контролирующие их состояние в двух плоскостях - вертикальной и горизонтальной.

Для контроля состояния упорных подшипников 12 на торце корпуса со стороны думмисов 13 установлены датчики 28 осевого сдвига роторов 9, 10.

Размещение упорных подшипников 12 в открытой полости корпуса с давлением всасывания позволяет оптимально подобрать их размеры (типоразмеры) отдельно для ведущего и ведомого роторов в соответствии с действующей нагрузкой в пределах расстояния между осями роторов a_w и обеспечить их эффективное охлаждение за счет низкой температуры всасывания.

Для фиксации роторов 9, 10 в определенном положении и восприятия нагрузок в направлении, обратном действию осевых газовых сил, в конструкции компрессора предусмотрены «страховочные» упорные подшипники 29 (в данной конструкции - качения). Концевое уплотнение 30, установленное со стороны выходного конца ведущего ротора 9, предотвращает утечки газа в атмосферу.

В конструкцию винтового компрессора по варианту на фиг.4 в качестве дополнительного элемента компенсации осевой силы ведущего ротора 9 включен парный однорядный радиально-упорный подшипник качения 31, установленный тандемом, а по варианту на фиг.5 в элементы компенсации осевых сил ведущего и ведомого роторов 9, 10 включены упорные подшипники 32 скольжения. В качестве «страховочных» подшипников также используются подшипники 33 скольжения.

Зазор

на нагнетании компрессора между торцами ведущего ведомого роторов 9, 10 и торцами вставок 6, 7 устанавливается за счет обработки колец 34, установленных между торцем блока цилиндров 1 и упором упорных подшипников 12.

Винтовой компрессор работает следующим образом. Газ через полости в корпусе компрессора, окно 5 всасывания поступает в рабочую камеру, образованную парными полостями ведущего 9 и ведомого 10 роторов, и сжимается за счет уменьшения ее объема. В процессе сжатия газа для охлаждения сжимаемого газа, уплотнения зазоров рабочей камеры и снижения шума в рабочую камеру компрессора через отверстие в золотнике 15 подается масло.

В момент, определенный необходимыми параметрами рабочего процесса, газомасляная смесь через окно 8 нагнетания вытесняется из компрессора.

В процессе сжатия повышается давление газа, и возникают газовые силы, действующие на винтовые поверхности роторов 9,10 вследствие различного давления газа на отдельные участки винтовой поверхности. Газовые силы раскладываются на радиальные и осевые: радиальные силы направлены перпендикулярно осям роторов, осевые силы - параллельно. Эти силы являются основными силами, определяющими реакции на опорных 11 и упорных 12 подшипниках, и достигают значительных величин при больших перепадах давлений. В качестве опорных подшипников 11 используются подшипники скольжения, рабочие диаметры которых ограничиваются диаметрами впадин ведущего и ведомого роторов 9, 10. В качестве упорных могут использоваться как подшипники качения (фиг.1, 5), так и подшипники скольжения (фиг.6). Силы, которые воспринимают упорные подшипники 12 ведущего и ведомого роторов 9,10 равны алгебраической сумме следующих составляющих:

R₁=P_OC1 - P_g1+Р_B1; - для ведущего ротора 9;

R₂=Р_ОС2 - Р_g2+Р_B2; - для ведомого ротора 10;

где P_OC1, P_ОС2 - осевые газовые силы, действующие на винтовые поверхности ведущего и ведомого роторов 9, 10;

P_g1, Р_g2 - сила разгрузки думмисами 13;

P_B1, Р_B2 - суммарные силы, действующие на торцы шеек роторов 9, 10, находящихся под давлением.

Р_ОС1=Р_T1+Р_а1;

P_OC2=Р_T2-Р_а2,

где P_T1, Р_T2 - суммарные силы, действующие на торцовые сечения винтовой части роторов 9, 10 (за вычетом площади сечения шеек валов);

Р_а1, Р_а2 - проекции на горизонтальные оси роторов 9, 10 результирующей газовой силы, действующей на их винтовые поверхности.

Сила P_a1 направлена в сторону всасывания, а Р_а2 - в сторону нагнетания. Вследствие этого сила P_ОС1 по значению превосходит силу P_ОС2 [Сакун И.А. Винтовые компрессоры. - Л.: Машиностроение, 1970. - 400 с. (с.343-347)].

На фиг.7 обозначены: Р_BC-давление всасывания; Р_М- давление масла; Р_AT - атмосферное давление; S_g1, S_g2 - площади думмисов 13; S_ОП1A, S_ОП2A, S_ОП1B, S_ОП2B- площади торцовой поверхности валов роторов под опорные подшипники; S_y1 -площадь торцовой поверхности вала ротора под уплотнение; Р_H - давление нагнетания; Р'_H≈0,7(Р_H-Р_BC)+Р_BC.

Для данной конструкции винтового компрессора силы, действующие на упорные подшипники 12 роторов 9, 10, соответственно равны

R₁=P_AT·S_y1+Р_BC(S_ОП1B-S_y1)+P_OC1+Р_BC (S_g1 - S_ОП1A) - Р_М·S_g1;

R₂=P_BC·S_ОП2B+P_ОC2-P_BC(S_ОП2A-S_g2)-Р_М·S_g1.

Необходимая нагрузка на упорные подшипники, определяемая заданной в техническом задании долговечностью, обеспечивается оптимальным подбором необходимого типоразмера упорных подшипников для каждого из роторов 9, 10, площадей думмисов 13 S_g1, S_g2, а также оптимальным давлением масла Р_М, подаваемого в нагрузочные полости 35 и 36 и действующего на полную площадь круга торца думмисов 13 (фиг.1). Соотношения диаметров подшипников d_П1, d_П2 и диаметров думмисов d_g1 и d_g2 могут подбираться в широком диапазоне и ограничиваются только расстоянием a_w между осями роторов 9, 10 (фиг.8), диаметром проставка 20 d_ПР (фиг.2) и расстоянием В между плоскостью, проходящей через оси роторов 9, 10 и осью штока 22 (фиг.3).

Подача масла в нагрузочные полости 35 и 36 думмисов может осуществляться по безнасосной и насосной схемам подачи. По безнасосной схеме давление масла на входе в разгрузочные полости думмисов

Р_М=Р_Н-Δр,

где Δр - потери давления по масляному тракту;

по насосной схеме Р_м=(Р_Н+ΔР_МС)-Δр,

где ΔР_МС - повышение давления в маслонасосе (обычно 2-7 кгс/см²). В обоих случаях масло подается из маслоотделителя компрессорной установки, где находится под давлением нагнетания Р_H.

Регулирование производительности осуществляется изменением длины винтовой части роторов 9, 10 в результате осевого перемещения золотника 15 с помощью гидропривода 17. При 100%-ной производительности золотник 15 примкнут к поверхности Г стопора золотника (фиг.2), при этом перепускные каналы Е (фиг.4), соединяющие рабочую полость с камерой всасывания, закрыты телом золотника 15. Для уменьшения производительности золотник 15 двигается в сторону нагнетания, выдвигаясь в камеру нагнетания, при этом масло под давлением Р_М подается в полость 18 гидропривода, а из полости 19 сливается на всасывание компрессора (электромагнитные клапаны (открыто/закрыто) K1, K4 открываются, а K3, K2 - закрываются). Для увеличения производительности золотник 15 двигается в сторону всасывания. В этом случае масло под давлением Р_М подается в полость 19 гидропривода, а из полости 18 сливается на всасывание компрессора (электромагнитные клапаны K3, K2 открываются, а K1, K4 - закрываются). Часть газа, поступившего в процессе всасывания в парную полость роторов 9, 10, возвращается через открытую щель между стопором и золотником 15 и перепускные каналы в камеру всасывания. Глубина регулирования производительности зависит от положения подвижного золотника 15.

При работе винтового компрессора в режиме 100% производительности на регулятор производительности действуют следующие силы:

1) газовая сила Р_Г, действующая на золотник 15 и направленная вертикально, перпендикулярно оси золотника 15. Эта сила прижимает золотник 15 к его расточке в корпусе;

2) осевые силы, действующие на торцовые поверхности золотника 15 и поршня 21 гидропривода, которые находятся под давлением.

При работе винтового компрессора в режиме регулирования гидропривод 17 приводит в движение золотник 15, в результате чего появляются силы трения в парах трения: уплотнительные кольца - направляющие (расточка цилиндра, шток, расточка золотника), золотник - расточка корпуса. Расчет механизма движения золотника 15 приводят исходя из обеспечения времени срабатывания золотника t, заданного в техническом задании, т.е. времени, за которое золотник 15 перемещается из одного крайнего положения в другое, для двух направлений движения механизма: «механизм перемещается в сторону уменьшения производительности» и «механизм перемещается в сторону увеличения производительности».

Для примера на фиг.8 представлена схема действия осевых сил при движении механизма в сторону уменьшения производительности, при этом суммарная осевая сила

F=Р_М·S_П+Р_ВС·S_ЗОЛ-Р_Н·S'_ЗОЛ-P_M·S_BT-P_BC·S_П-F_TP1-F_ТР2-F_ТР3-F_ТР4,

где S - площади торцового сечения соответствующих элементов (поршень, золотник и т.д.);

F_TP1 - сила трения в паре трения золотник-расточка корпуса;

F_ТР2, F_TP3, F_ТР4 - силы трения в парах трения уплотнительные кольца - направляющие.

F_TР1=P_Г·f,

где f - коэффициент трения в паре трения;

Р_Г=((Р_ВС+Р_Н)/2)S_СП,

где S_СП - площадь соприкосновения золотника с расточкой. При движении золотника S_СП меняется, следовательно, меняется и F_tp1.

Приближенно для расчета можно пользоваться формулой, основанной на втором законе Ньютона: ma=F, причем а=Н/t², где m - масса механизма движения, а - ускорение механизма движения, Н - ход золотника.

Для более точного расчета используют известные из общего курса «Теоретической механики» дифференциальные уравнения движения материальной точки вида m·dv_x/dt=F или m·d²x/dt²=F, решением которых являются зависимости скорости движения золотника от времени или перемещения золотника от времени. Основной составляющей в формуле для определения суммарной осевой силы F, оказывающей существенное влияние на результаты расчета механизма движения золотника 15, является Р_М·S_П, где S_П=πd² _П/4, поэтому обеспечение времени t производится соответствующим подбором диаметра поршня 21 гидропривода d_П. В данной конструкции винтового компрессора ограничений по подбору d_П нет, соответственно можно обеспечить практически любое необходимое время t.

Для снижения скорости движения золотника 15 на сливе масла из полости 18 и 19 могут быть установлены дроссели Др₁ и Др₂.

В результате перемещения золотника 15 и изменения длины винтовой части роторов уменьшаются проекции на горизонтальные оси роторов результирующей газовой силы P_a1 и Р_а2 и соответственно уменьшается осевая газовая сила P_OC1 и увеличивается Р_ОС2, причем значения P_OC1 и Р_ОС2, в зависимости от параметров компрессора и диапазона регулирования производительности, могут существенно отличаться от P_OC1 и Р_ОС2 при 100%-ной производительности. Так, например, для винтового компрессора с наружными диаметрами роторов 315 мм, длиной винтовой части 425 мм, соотношением чисел зубьев z₁/z₂=4/6, давлением на всасывании 6 кгс/см² (абс.), давлением нагнетания 45 кгс/см² (абс.), P_OC1=150000 H, Р_Т1=109900 Н, P_a1=40100 H, Р_ОС2=68000 Н, Р_Т2=99000 Н, Р_а2=31000 Н. Таким образом при движении золотника в сторону уменьшения производительности P_OC1 будет стремиться к Р_Т1=109900 Н, а Р_ОС2 к Р_Т2=99000 Н.

В этих условиях может быть предложена схема подвода масла на думмисы 13 по фиг.9.

На линиях подвода масла к думмисам установлены регулирующие электромагнитные клапаны K5, K6, которые поддерживают давление масла в нагрузочных полостях думмисов по заданному закону регулирования в зависимости от положения золотника (указателя положения золотника) в соответствии с осевыми силами, причем законы регулирования для электромагнитных клапанов K5 и K6 могут быть разными.

При пуске компрессора (пуск винтового компрессора - разгруженный, с выдвинутым в положение минимальной производительности золотником) по вышеуказанной схеме можно обеспечить минимальное давление в нагрузочных полостях 35, 36 думмисов 13 и, тем самым, уменьшить нагрузку на страховочные подшипники 29 (фиг.1) и подобрать подшипники меньшего типоразмера, что уменьшает потери на трение и улучшает энергетические характеристики.

Таким образом, данное техническое решение позволяет оптимально подобрать типоразмеры упорных подшипников, диаметры думмисов, поршня гидропривода, давление масла в нагрузочных полостях думмисов и, тем самым, надежно, конструктивно просто «разгрузить» оба ротора в осевом направлении в соответствии с величинами их осевых сил, в том числе и при движении золотника (регулирование производительности), обеспечить необходимое время срабатывания золотника, что позволяет повысить надежность и долговечность подшипниковых опор, энергетические характеристики, улучшить массогабаритные показатели.

Claims

1. Винтовой компрессор, содержащий корпус с каналами для всасывания и нагнетания газа, золотниковый регулятор производительности, включающий золотник, гидропривод золотника и указатель положения золотника, установленные в полости корпуса на опорных подшипниках ведущий и ведомый роторы, находящиеся в зацеплении своими винтовыми поверхностями, и установленные на роторах элементы компенсации осевых сил, включающие расположенные со стороны нагнетания упорные подшипники и расположенные со стороны всасывания думмисы, нагрузочные полости перед которыми сообщены с источником давления, отличающийся тем, что выходной конец ведущего ротора расположен со стороны нагнетания, а гидропривод золотника установлен на корпусе посредством проставка со стороны всасывания, думмисы установлены на консолях роторов в нагрузочных полостях с обеспечением действия давления на полную их круговую рабочую поверхность, а упорные подшипники расположены в открытой полости корпуса с давлением всасывания.

2. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что на корпусе со стороны всасывания установлены датчики осевого сдвига роторов.

3. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что нагрузочные полости перед думмисами сообщены с источником давления через регулирующие клапаны.