Расчет и проектирование маслозаполненного винтового компрессора V88

СпецификацияV8.spw

Компрессор Винтовой ВК-10
Крышка мультипликатора
Внутреннее прижимное кольцо
Наружное прижимное кольц
Кольцо регулировочное
Кольцо стопорное разрезное
Втулка масляного затвора
Прокладка крышки подшипников
Втулка масляной системы
Уплотнительное кольцо

Винтовой компрессор (Коленько).doc

Исходные данные для расчета винтового компрессора 2
Список условных обозначений 3
Краткое описание схемы и принципа действия сконструированного
Предварительный термодинамический расчет ..8
Выбор и расчет основных геометрических параметров и характерных
Построение индикаторной диаграммы парной полости ..12
Вычисление расхода масла на охлаждение и уплотнения 13
1.Расчет щелевого уплотнения с масляным затвором ..13
2.Расчет количества масла необходимого для впрыскивания в
Расчет притечек газа .16
1. Расчет геометрических параметров щелей 14
2. Вычисление притечек 24
Уточнение основных параметров 25
Расчет потребляемой мощности. Выбор привода 26
Расчет мультипликатора .27
Расчет вала на кручение ..28
Расчет осевых сил 28
Выбор подшипников 30
Расчёт двухрядного оппозитного компрессора для аналогичных параметров и
1.Термодинамический расчёт определение коэффициентов
производительности..33
2.Определение диаметра поршней 35
3.Определение мощности привода компрессора 36
4.Схема и размеры компрессора 37
5.Вывод по сравнительному расчету 37
Список литературы 40
Исходные данные для расчета винтового компрессора.
По техническому заданию (вариант 6) необходимо спроектировать
маслозаполненный одноступенчатый винтовой компрессор.
- коэффициент использования [p
-давление всасывания [pic] МПа
- давление нагнетания [pic] МПа
-температура всасывания [pic] K
-объемная производительность [pic] м3мин
- потери давления на всасывании и нагнетании [pic] [pic]
- механический и КПД двигателя [pic] [pic]
- коэффициенты [pic] [pic]
- относительная длина ротора [pic]
- температурный показатель политропы [pic]
-температурный коэффициент С = 0003
-относительные притечки [pic]
-допустимый зазор [pic] мкм .
Основные условные обозначения.
k – показатель адиабаты;
П – отношение давлений в рабочей камере при теоретическом цикле;
d – внешний диаметр винта м;
z – число зубьев винта;
и – линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта мс;
k - коэффициент использования площади винта;
n – число оборотов ротора обмин;
А – межцентровое расстояние роторов м;
Н – осевой шаг винта м;
[pic] - угол между линией центров и лучом проведённым из центра ведомого
винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней
окружностью ведущего винта рад;
[pic] - угол между линией центров и лучом проведённым из центра ведущего
[pic] - угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего винта на
стороне нагнетания рад;
L – длина ротора м; работа Дж;
F – площадь м2; сила Н;
f - площадь проходного сечения щели м2;
D – диаметр щелевого уплотнения м;
Re – число Рейнольдса;
b – длина щелевого уплотнения м; длина пути газа в щели м;
R – радиус м; газовая постоянная [p
Q – количество тепла Дж;
с – удельная теплоёмкость [p скорость мс;
С – динамическая грузоподъёмность подшипника кН;
«’» - параметры в рабочей камере при действительном цикле;
ву – внешние утечки;
пр – протечки; приведённая величина;
исп – использования;
из – изотермический;
н – наружный; начальный (диаметр);
I – среднеинтегральный;
вк – винтовой компрессор.
Конструкция компрессора.
Винтовой компрессор (ВК) состоит из небольшого числа основных деталей к
которым относятся: корпус компрессора роторы подшипники уплотнения.
На средней утолщённой части роторов нарезаны винты – наиболее сложные и
точные детали винтового компрессора. В компрессоре вращение роторов винтов
синхронизируется шестернями сидящими на валах роторов
Винты современных винтовых компрессоров представляют собой цилиндрические
косозубые крупномодульные шестерни с зубьями специального профиля.
Зубья каждого из винтов в сечении плоскостью перпендикулярной оси вращения
винта (торцовой плоскостью) очерчена специально подобранными кривыми
образующими профиль зубьев. Профили зубьев парных винтов подбираются таким
образом чтобы при взаимной обкатке винтов их зубья сопрягались
теоретически беззазорно. В свою очередь вершины зубьев при вращении винтов
описывающие цилиндрические поверхности образуют с корпусом также
теоретически беззазорное сопряжение.
Совершенно очевидно что для вращения винтов между ними а также между
винтами и корпусом должны быть малые но безопасные для движения винтов
зазоры. Величина этих зазоров является одним из основных факторов
определяющих экономичность винтовых машин.
В винтовых компрессорах отсутствуют клапаны или какие-либо другие
распределительные органы. Они не имеют также частей совершающих возвратно-
поступательное движение.
Расточки корпуса под винты пересекаются между собой образуя в поперечном
сечении фигуру в виде восьмёрки. Эти расточки образуют следовательно одно
общее пространство которое с одного торца сообщается посредством окна
всасывания с патрубком или камерой всасывания с другого – посредством окна
нагнетания с патрубком или камерой нагнетания. Окна всасывания и нагнетания
взаимно расположены по диагонали. Такое же расположение могут иметь и
патрубки всасывания и нагнетания не исключая в то же время и иного их
взаимного расположения на корпусе компрессора.
Окно всасывания имеет форму приблизительно двух соприкасающихся разомкнутых
кольцевых секторов. Оно расположено с торца винтов и заходит иногда на
небольшом участке и на боковую поверхность. Окно нагнетания как правило
располагается и сбоку и с торца винтов.
Рабочий процесс в компрессоре.
Принцип действия винтового компрессора состоит в следующем. При
вращении винтов на стороне выхода зубьев из зацепления постепенно начиная
от торца всасывания освобождаются впадины между зубьями. Эти впадины в
дальнейшем называемые также полостями благодаря создаваемому в них
разряжению заполняются газом поступающим через окно из камеры всасывания.
В тот момент когда полости полностью освободятся на противоположном торце
винта от заполняющих их зубьев объём их достигнет максимальной величины;
пройдя окно они отсоединяются от камеры всасывания. Процесс всасывания
газа в них закончится. Объёмы газа ограниченные поверхностями винтов и
корпусом уже разобщились с камерой всасывания но ещё не соединились с
камерой нагнетания. По мере входа зуба ведомого винта во впадину ведущего
объём занимаемый газом уменьшается и газ сжимается. Через некоторый угол
поворота полости ведущего и ведомого винтов соединяются между собой
образовав одну общую парную полость. Затем зуб ведущего винта начнёт
заполнять полость ведомого что вызовет более интенсивное сжатие газа в
Процесс сжатия газа в данной полости продолжается до тех пор пока всё
уменьшающийся её объём со сжатым газом не подойдёт к кромке окна
нагнетания. В этот момент процесс внутреннего сжатия газа в компрессоре
заканчивается. Таким образом величина внутреннего сжатия газа в винтовом
компрессоре зависит от расположения окна нагнетания: с уменьшением его
внутреннее сжатие газа будет увеличиваться с увеличением – уменьшаться.
При дальнейшем вращении винтов после соединения парной полости со сжатым
газом с камерой нагнетания происходит процесс выталкивания газа.
Для охлаждения сжатого газа в маслозаполненных компрессорах
используется подача масла (турбинное масло Т30 ГОСТ 32-74) в значительном
количестве в полости сжатия. Подача масла осуществляется через масляный
штуцер в корпусе сверху со стороны всасывания в момент начала образования
парной полости. Компримируемый (сжимаемый с помощью компрессора) газ этих
машин смешивается с охлаждающим маслом одновременно уплотняющим детали.
Далее на выходе из компрессора масло вместе со сжатым газом через
нагнетательный патрубок поступает в масловлагоотделитель а затем в
фильтрующий элемент тонкой очистки воздуха от масла. После этого масло
поступает в маслосборник потом через термовыключатель и масляный радиатор
проходит последовательно через масляный фильтр масляный насос.
Необходимо обеспечить подачу масла к движущимся частям машины.
Движущимися частями в компрессоре являются роторы и насаженные на их валы
подшипники (внутренние кольца и тела качения) и шестерни мультипликатора.
Помимо смазывания этих деталей необходимо подвести масло и к щелевым
уплотнениям с масляным затвором. В системе смазки используется такое же
масло что и в системе охлаждения (турбинное масло Т30). При этом
специальный подвод масла делается только к уплотнениям и подшипникам через
проточенные для этого каналы в корпусе компрессора. Циркуляция
отработавшего масла осуществляется также как и в системе охлаждения: масло
из подшипников и уплотнений по специальным каналам поступает в
нагнетательный патрубок а далее пройдя все участки очищения и охлаждения
из масляного насоса снова поступает к уплотнениям и подшипникам.
Предварительный термодинамический расчет.
Проведём предварительный термодинамический расчёт для определения
уточняемых параметров и основных геометрических параметров роторов .
Определим степень повышения давления в рабочей камере компрессора при
теоретическом цикле:
где Рн – конечное давление нагнетания; Рвс – начальное давление всасывания
Определим средние расчетные давления в рабочей камере при действительном
где [pic] - потери давления на всасывании [pic] - потери давления на
нагнетании (из задания ) :
Предварительный коэффициент давления :
[pic] ’ 1 - 1 = 1 – 004 = 096.
Определим отношение давлений в рабочей камере компрессора при
действительном цикле :
[pic] = [pic]= 09450096 = 9844 .
Температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам mt :
mt = 08k =0.8 ·1.4 =112 .
Коэффициент подогрева :
[pic] = 098 - C·( [pic] – 1) (4.5)
где C = 0003 получаем :
[pic]= 098 – 0003·(9844 – 1) = 0953 .
Определим температуру нагнетаемого газа :
Относительная величина внешних утечек : ’ву = 0
Относительная величина внутренних притечек : ’пр = 008 .
Предварительный коэффициент использования:
Определим предварительный коэффициент производительности:
[pic] = 096·0953·(1 – 0035) – 008 = 08028.
Найдем внешние диаметры ведущего [pic]и ведомого [pic] винтов:
где [p z1 – число зубьев ведущего
винта;[pic]– линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта
Выбираем d1 = d2 = 0160 м ( из типоразмерного ряда стр.8 методического
Определим уточненную линейную скорость [pic]:
Найдем предварительное число оборотов ведущего [pic] и ведомого [pic]
[p [pic]= [pic]= 3404.3 обмин .
Выбор и расчет основных геометрических параметров
Для выбора и расчета основных геометрических параметров используем
известные из термодинамического расчета величины d1 и [pic] в соответствии
с типоразмерным рядом ( табл.1 и 2 методического пособия )
выберем следующие параметры:
[pic]м – наружные диаметры ведущего и ведомого винтов
[pic]м - диаметр начальной окружности ведущего винта
[pic]м – диаметр начальной окружности ведомого винта
[pic] м – диаметр внутренней окружности ведомого и ведущего винтов
[pic]м – межцентровое расстояние
[pic]м – длина винтов
[pic]м – осевой шаг ведущего винта
[pic]м – осевой шаг ведомого винта
[pic]м – высота головки (ножки) ведущего (ведомого) винта
[pic]м – высота головки (ножки) ведомого (ведущего) винта
[pic]- передаточное отношение
[pic] - угол закрутки ведущего винта
[pic] - угол закрутки ведомого винта
[pic](103 рад) – угол наклона винтовой линии на начальных цилиндрах
Определим характерные углы:
) [pic]- угол между линией центров и лучом проведенным из центра ведомого
окружностью ведущего винта :
[pic]= [pic] = 361172( (063 рад ) .
) [pic] - угол между линией центров и лучом проведенным из центра
ведущего винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с
внешней окружностью ведущего винта :
[pic]=[pic]= 34462( (060 рад) .
)[pic] угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего винта
на стороне нагнетания :
[pic]= (3612 - 2815)(15 =11805( ( 021 рад ) .
)[pic] - предельный угол закрутки :
[pic] =2(180((1-025) - 4626=22374(.
). соотношение углов 1з и 1з пр :
Определим уточненный коэффициент использования :
’исп = 1 - [pic] (4.7)
где [pic]– теоретический объем парной полости обусловленный её
геометрическими параметрами
[pic] – максимально возможный полезный объем парной полости при
определенных параметрах винтов и их профилей в момент начала сжатия
L – длина винтовой части ротора
d1d2 – внешний диаметр ведущего и ведомого роторов
k1k2 – коэффициент использования площади ведущего и ведомого винтов для
ассиметричного профиля k1 = 006943 k2 =0049673 ( стр. 20
методического пособия ) .
[pic] и для [pic]из таблицы 6 методического пособия определяем k3 = 000512
) [pic] - угол поворота ведущего винта от начала всасывания в парной
полости до достижения максимального объема ее [pic] при [pic]
) углы раскрытия всасывающего окна со стороны ведущего [pic] и ведомого
) Объем полости в начале сжатия Vmax :
[pic]0163·([pic])(1-0043)= 00004669 м3 .
) Определяем геометрическую степень сжатия ступени г :
где 2 1 - из задания .
) Определяем заполненный объем парной полости :
[pic]=00004669·(1-13654)=00003391 м3.
) Объём полости на нагнетании :
V2 = Vmax - V3 = 00001278 м3.
Давление начала политропического сжатия в парной полости :
Давление окончания внутреннего сжатия :
Угол сжатия φс находят в соответствии с рис.6 методического пособия
предварительно рассчитав величину [pic]=00003391(1030163= 8279. Тогда
Построение индикаторной диаграммы парной полости.
)Строим схематизированную индикаторную диаграмму используя следующие
По оси абсцисс : По оси ординат :
Vmax= 00004669 м3 [pic] = 01 МПа [pic]0675 МПа
V2 = 000001278 м3. [pic]011 МПа [pic]= 09 МПа .
Линия сжатия – адиабата и точки на ней определяются исходя из следующего
[pic] (см. пример расчёта P2) .
Индикаторную диаграмму смотри рис 1 .
)Среднее интегральное давление нашли графически:
)Индикаторная работа:
Индикаторная работа рассчитанная аналитически:
Вывод: точность построения индикаторной диаграммы высокая.
)Индикаторная мощность:
Рис.1. Индикаторная диаграмма парной полости.
Вычисление расхода масла на охлаждение и уплотнения.
1.Расчет щелевого уплотнения с масляным затвором.
Рис.2.Схема щелевого уплотнения с масляным затвором .
В связи с высоким давлением на стороне нагнетания необходимо обеспечить
герметизацию полости нагнетания т.е. предотвратить утечки через зазоры
валов и корпуса на стороне нагнетания . На маслозаполненных компрессорах
для этого используются щелевые уплотнения с масляным затвором которые
обеспечивают полную герметизацию уплотняемой полости за счет создания двух
потоков масла с минимальным расходом: из уплотнения в уплотняемую газовую
полость с перепадом давлений [pic] атм. и в полость с атмосферным давлением
с перепадом давлений [pic]. Расчет уплотнения сводится к определению
расхода масла через уплотнение при заданных геометрических размерах
элементов уплотнения и параметрах газа на выходе из уплотнения.
Массовый расход масла через уплотнение равен сумме расходов в уплотняемую
полость и в атмосферу :
Среднее давление газа перед уплотнением в газовой полости на стороне
p2=0567+0038=060 МПа .
Давление масла на входе в уплотнение :
f- площадь проходного сечения щели :
Диаметр уплотнения :
(r=0001(60=006 мм тогда
Для узких [pic] и длинных [pic] щелей ламинарный режим течения масла
[pic]коэффициент кинематической вязкости.
В этом случае коэффициент расхода:
При [pic] можно воспользоваться зависимостью[pic].
Поскольку α зависит от Re а Re – от расхода масла то весовой расход масла
определяется по предложенным выше формулам методом последовательных
приближений в следующем порядке:
) задают в первом приближении [p
) находят расход масла [p
) находят величину С;
) определяют коэффициент расхода во втором приближении по формуле (55).
Расчет продолжается до выполнения условия [pic].
Плотность масла равна [pic] кг м3.
Коэффициент динамической вязкости масла равен [pic] кг м3 .
Результаты расчета массового расхода масла [pic]с помощью предложенного
выше метода сводятся в таблицы 1 и 2.
Таблица 1.Расчет расхода масла в уплотняемую полость.
Массовый расход масла в уплотняемую полость при [pic]=0004 равен
Таблица 2.Расчет расхода масла в атмосферу .
Массовый расход масла в полость с атмосферным давлением при [pic] =00069
Пример расчета массового расхода масла в уплотняемую полость для[pic]:
Массовый расход через уплотнение :
Общий расход масла на уплотнениях равен сумме расходов масла на уплотнениях
ведущего и ведомого роторов:
[pic] получаем mупл = 0.010 кгс.
маслозаполненный компрессор.
Для нахождения масла необходимого для впрыскивания используем следующее
соотношение теплового баланса :
где [pic][pic]- теплоемкость масла
[pic]- разность температур масла в процессе отвода теплоты в компрессоре
[pic] - количество теплоты отводимой маслом от рабочего тела кВт :
Суммарный расход масла – это расход впрыскиваемого масла и подаваемого в
mупл+mм=0134+0010=0144 кгс .
Расчет притечек газа.
1. Расчет геометрических параметров щелей.
Для всех щелей минимальная величина среднего рабочего зазора [pic] мм.
Давление газа в полости высокого давления
Температура газа в полости высокого давления :
Отношение давлений в полостях:
Приведенная плотность газа:
Угол поворота ведущего винта принятый для определения средней длины
Полная длина уплотняющей кромки:
Приведенная длина уплотняющей кромки:
Приведённая длина пути газа в щели:
Давление и температура газа в полости высокого давления такие же как и в
где [pic] рад. и [pic] рад .
предыдущем случае Угол поворота ведущего винта принятый для
определения средней длины уплотняющей кромки:
Давление газа в полости высокого давления:
Температура газа в полости высокого давления:
Приведённая длина пути газа в щель:
Давление газа и температура в полости высокого давления такое же как и в
предыдущем случае. Угол поворота ведущего винта принятый для определения
средней длины уплотняющей кромки:
Приведённая длина пути газа в щели :
где [pic]мм – радиус шейки вала
средней длины уплотняющей кромки :
Приведённая длина пути газа в щели
Все полученные данные сведем в табл. 3.
Таблица №3 . Параметры щелей необходимые для расчёта притечек.
№ i - j № [pic] р[pic] Тн К ([pic]
Уточнение основных параметров
На основании полученных данных уточняем коэффициент
производительности компрессора и определяем действительное число оборотов
На основании формулы (4.8) действительный коэффициент
производительности равен:
При этом используются следующие уравнения:
где плотность газа на всасывании:
теоретически возможный объем парной полости обусловленный ее
геометрическими параметрами:
Уточненный температурный коэффициент :
где температура притечек газа:
получаем уточненный коэффициент производительности:
Уточнённая частота вращения ведущего и ведомого роторов:
Расчет потребляемой мощности. Выбор привода.
Мощность подводимая к компрессорной установке с винтовым компрессором
расходуется на сжатие и перемещение газа ( индикаторная мощность )на
преодоление механического трения в элементах компрессора ( механическая
мощность ) и на привод вспомогательных механизмов ( масляный и водяной
насосы вентилятор мультипликатор и др. ).
Идикаторную мощность определяем из индикаторной диаграммы:
Мощность привода находим с учетом [pic] и [pic](из задания ) :
Выбираем двигатель АИР315М2 мощностью 200 кВт число оборотов 3000 обмин.
Расчёт мультипликатора
Так как частота вращения роторов велика а электропривод выбран
стандартный то необходимо использовать повышающую передачу. Мультипликатор
будет находиться в корпусе компрессора тогда быстроходную шестерню можно
насадить непосредственно на вал ведущего ротора. Для расчёта зубчатой
передачи воспользуемся программой кафедры Деталей Машин СПбГПУ.
Для расчёта используем следующие данные :
Частота вращения быстроходного вала из п.9: n1 = 359123 обмин .
Вращающий момент на быстроходном валу : [pic] Н·м .
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 3591.2 об.мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 532.1 Н*м ПЕРЕДАЧА реверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ
КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ
СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 6 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8
МОДУЛЬ 5.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 200.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 36 колеса 44 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 1.22
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 74.0 колеса 64.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.356 в долях aw 0.320
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.71 осевого 0.00 суммарный 1.71
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 5912 радиальная 2152 осевая 0
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 180.000 вершин 190.00 впадин 167.50
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 220.000 вершин 230.00 впадин 207.50
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 3586 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 33.85 мс
НАПРЯЖЕНИЯ при расчете на контактную при расчете на изгибную
[МПа] выносливость прочность выносливость прочность
шестер. колесошестер. колесо
расчетные 559 791 172 169 343 337
допускаемые 789 2520 176 176 1286 1286
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.95 Kf 2.42 долговечн.Zn 0.83 0.84 Yn 1.00 1.00
В результате проектировочного расчета был получен мультипликатор со
следующими параметрами зубчатой пары:
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 36 колеса 44
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 180 вершин 190 впадин 1675
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 220 вершин 230 впадин 207.
Расчёт вала на кручение
Для проверки определения диаметров валов выполним расчет валов на чистое
кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:
где Т =[pic]- крутящий момент Н·м [pic] Н·м
где N – мощность привода
– частота вращения ротора.
Допустимое значение [(][pic]15[pic]20 МПа тогда получаем допустимый
диаметр вала по напряжениям кручения:
Осевая сила действующая на ротор равна векторной сумме
где РТ – суммарная осевая сила действующая на торцы винта; РА – осевая
сила действующая на профильные поверхности винта; РZм – осевая
составляющая нормальной силы действующей в зацеплении шестерни
мультипликатора насаженной на ведущий вал компрессора.
Суммарная осевая сила действующая на торцы винта РТ равна разности
произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов
всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров
нагнетательных окон можно принять что площади торцевого сечения двух
зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду
давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом осевые силы
действующие на торцы ведущего и ведомого винтов
Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов:
где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов:
Кольцевые площади ограниченные окружностями впадин и окружностями валов
примыкающих к торцам винтов
Средние значения осевых сил действующих на профильные поверхности ведущего
где МКР1 и МКР2 – средние крутящие моменты действующие на ведущем и
ведомом винтах. Необходимо также учесть особенность винтовых компрессоров с
винтами ассиметричного профиля – крутящий момент возникающий на винте
ведущего ротора на 15% больше номинального крутящего момента на приводном
Следует так же учесть что сила РА1 направлена в сторону торца всасывания
а сила РА2 – в сторону торца нагнетания силы действующие от шестерен
мультипликатора отсутствуют таким образом суммарная осевая сила
действующая на роторы:
Обе силы направлены в сторону торца всасывания.
Расчет подшипников воспринимающих осевую нагрузку
В данной схеме действуют сравнительно большие осевые усилия поэтому
предпочтительными считаем ролико-упорные конические подшипники.
[p n = 35912 обмин – частота вращения
внутреннего кольца подшипника; d = 45мм – внутренний посадочный диаметр
Эквивалентная динамическая нагрузка действующая на подшипник:
где V – коэффициент вращения относительно вектора нагрузки; X и Y –
соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок зависящие от типа
подшипника; [pic] - динамический коэффициент учитывающий влияние
динамических условий работы на долговечность подшипника; [pic] -
коэффициент учитывающий влияние температурного режима работы на
долговечность подшипника.
По известному внутреннему посадочному диаметру подшипника выбираем из
каталога ролико-упорный конический подшипник №7618А ГОСТ 333-79 имеющий
d = 90 мм – внутренний посадочный диаметр подшипника
D = 190 мм - внешний диаметр
T = 675 мм– ширина подшипника.
Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки:
R = 0 – радиальная нагрузка на подшипник отсутствует Y = 087 при [pic]
[pic] [pic]. Температура подшипника может достигать [pic] в связи с
высокой температурой ротора. Таким образом эквивалентная нагрузка:
Определяем долговечность подшипника:
[pic] млн.об. (14.2)
По выражению [pic] определяем динамическую грузоподъёмность:
Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника №7618А составляет
С=470 кН поскольку[pic] следовательно подшипник выбран правильно.
На первой стадии проектирования винтового компрессора используют
теоретический профиль. Под теоретическим профилем понимают профиль винтов в
торцевом сечении (нормальном к оси вращения) при беззазорном вращении
винтов в корпусе и межцентровом номинальном расстоянии. Кривые
очерчивающие передние и тыльные по ходу вращения роторов стороны зуба
Теоретический контур зубьев ведущего ротора формируется:
а) участок А1В1-дугой окружности радиусом r’ центр которой лежит внутри
начальной окружности с диаметром d1н;
б) участки В1С1 и Е1F1-гипоциклоидой которая образуется точкой окружности
диаметром h1 катящейся по внутренней стороне начальной окружности ведущего
в) участки С1D1 и D1Е1-дугой окружности с диаметром d1вн;
г) участок F1A1-эпициклоидой образованной точкой F2 начальной окружности
ведомого винта при качении последней по окружности ведущего винта.
Теоретический контур зубьев ведомого винта формируется:
а) участок А2В2-огибающей кривой дуги А1В1 профиля ведущего ротора;
б) участки В2С2 и Е2F2-эпициклоидой которая образуется точкой окружности
диаметром h2 катящейся по наружной стороне начальной окружности ведомого
в) участки С2D2 и D2Е2-дугой окружности диаметром
г) участок F2A2-удлиненной эпициклоидой образованной точкой А1 наружной
окружности ведущего винта при качении последней по начальной окружности
При построении профилей следует пользоваться координатами теоретических
профилей ведущего и ведомого винтов в торцевом сечении в относительных
величинах приведенных в таблице 5.
Координаты точек профиля в размерном виде приведены в таблице 6.
Таблица 5. Безразмерные координаты точек профиля .
точки профиля х1r1н y1r1н
точки профиля х1 мм y1 мм точки профиля х2 мм y2
мм D1(1) 416 -624 D2(1) -116 48 C1(2) 504 -56 Е2(2)
-120 36 B1(3) 592 -544 F2(3) -1168 272 B1(4) 896
-512 F2(4) -92 232 B1(5) 1144 -328 F2(5) -792 128
A1(6) 1248 0 A2(6) -752 0 A1(7) 984 224 A2(7) -
4 -48 A1(8) 80 272 A2(8) -1048 -552 F1(9) 752
2 B2(9) -1056 -568 E1(10) 68 32 C2(10) -1064 -664
D1(11) 624 416 D2(11) -992 -76
На рис.2. показаны профили винтов в торцевом сечении.
Расчет двухрядного оппозитного компрессора для аналогичных основных
параметров и сравнение его с винтовым .
1.Термодинамический расчет определение коэффициентов
Отношение давлений в первой и второй ступенях считаем согласно выражению :
где [pic] - общая степень повышения давления в компрессоре .
Показатели политропы сжатия :
где [pic] получаем :
Показатели политропы расширения :
Мертвое пространство первой ступени принимаем [pic] тогда мертвое
пространство второй ступени [pic] .
Объемный коэффициент производительности найдём в соответствии с выражением
Принимаем значения относительных потерь на всасывании(1) и нагнетании(2)
для первой и второй ступени следующие :
Коэффициент давления :
где nI = 15 –показатель политропы в начале процесса сжатия тогда :
Температурный коэффициент :
где СI = 001 CII = 0008 тогда :
Относительные потери производительности вызываемые конденсацией водяных
паров в холодильнике I ступени определяются по формуле :
где [pic]- относительная влажность воздуха на всасывании
Рн.п. =2332 Па – давление насыщенных паров при температуре всасывания в
Rг = 2872 кДжкгК – универсальная газовая постоянная сжимаемого газа
Rв.п. = 462 кДжкгК – универсальная газовая постоянная водяного пара .
Подставляя эти значения получаем :
Найдем коэффициенты производительности по формуле :
Плотность газа на всасывании :
Температура на всасывании во вторую ступень :
где [pic] - недоохлаждение газа после холодильника I ступени
[pic] - температура охлаждающей воды тогда ТнII = 303 К .
Плотность газа на всасывнии во вторую ступень :
2.Определение диаметра поршней .
Расчётная массовая производительность компрессора :
Объем описывающий поршнем :
Активная площадь поршня определяется по формуле :
Где сп = 4 мс – скорость поршня тогда :
Диаметра поршней первой и второй ступеней определяем по формуле:
Предварительный расчёт диаметра поршня первой ступени :
Площадь штока [pic]м2 тогда уточненные площади поршней :
Округляем диаметры : DI = 380 мм DII = 220 мм .
Выбираем ход поршня S = 0125 м тогда частота вращения коленчатого вала :
3.Определение мощности привода компрессора
Мощность привода определяется из индикаторной мощности которая
определяется из уравнения :
где [pic] - степень повышения давления в цилиндрах для первой и второй
Коэффициенты Ас и Ар :
Определяем индикаторную мощность по ступеням :
Индикаторная мощность компрессора :
Мощность привода определяется по формуле :
Выбираем электродвигатель
4.Схема и размеры компрессора .
На рис.4 представлена схема рассчитанного оппозитного компрессора .
Основные детали машины :
поршни – 380 мм и 220 мм
кривошип – r= 625 мм
шатуны – d = 50 мм D = 114 мм L = 270 мм
Получаем наибольший габаритный размер машины 1975 мм .
5.Вывод по сравнительному расчёту .
Винтовой компрессор имеет меньшие габаритные размеры чем поршневой в
данном случае габариты винтового - [pic] оппозитного - [pic].
Но при тех же условиях работы поршневой компрессор потребляет меньше
мощности чем винтовой что связано с более совершенным рабочим циклом
Остальные сравнительные достоинства и недостатки см. в пункте 17 .
В заключение необходимо отметить достоинства и недостатки винтовых
компрессоров а так же их область применения.
Высокая экономическая эффективность и техническая целесообразность
применения винтовых компрессоров определяется следующим:
) винтовой компрессор можно эксплуатировать в широком диапазоне
производительностей и давлений без существенных отклонений от
оптимальных значений КПД;
) отсутствие функциональной связи между числом оборотов компрессора и
его степенью сжатия что позволяет иметь нужную степень сжатия при
любых оборотах компрессора;
) быстроходность что обеспечивает малый вес и малые габариты
компрессора и даёт возможность прямого соединения с современными
быстроходными двигателями т. е. позволяет скомпоновать
малогабаритную простую и лёгкую компрессорную установку;
) высокая удельная производительность приходящаяся на единицу веса
площади и объёма компрессора что даёт возможность значительно
повысить количество полезной продукции снимаемой с единицы площади
помещения цеха компрессии и снизить металлоёмкость машины;
) исключительно высокая степень надёжности компрессора и высокий
моторесурс благодаря простоте конструкции отсутствию деталей
совершающих возвратно-поступательное движение отсутствию клапанов
поршневых колец или других часто выходящих из строя деталей;
отсутствие деталей легко подверженных вибрации;
) полная уравновешенность роторов компрессора позволяющая отказаться
от тяжёлых и громоздких фундаментов;
) высокая равномерность подачи газа благодаря чему отпадает
необходимость в устройстве громоздких газосборников;
) отсутствие помпажа;
) возможность сжатия влажного газа содержащего капельную жидкость
(например воду масло и др.) в количествах значительно
превышающих вес сухого сжимаемого газа без какого-либо снижения
) возможность сжатия сильно загрязнённых газов без снижения
моторесурса причём производительность и экономичность винтового
компрессора в этом случае с течением времени не только не
уменьшается но даже увеличивается; громоздкие и дорогостоящие
фильтры становятся излишними;
) возможность сжатия любых газов в том числе с малым удельным весом
(гелий водород и др.) благодаря объёмному принципу действия
) низкие эксплуатационные расходы – незначительные расходы
смазочного масла охлаждающей воды для машин сухого сжатия редкие
ремонты возможность перевода на дистанционное или автоматическое
Основными достоинствами и особенностями маслозаполненных винтовых
компрессоров являются:
) высокая степень сжатия газа (8 -9) в одной ступени в отдельных
случаях достигающая 14. Такое высокое сжатие в одной ступени
компрессора стало возможным благодаря подачи большого количества
масла в полости компрессора уплотнению маслом щелей охлаждению
им газа и деталей компрессора;
) окружные скорости винтов у маслозаполненных компрессоров
значительно ниже чем у машин сухого сжатия что также стало
возможным прежде всего благодаря уплотнению щелей маслом и
сокращению протечек газа через них;
) при всасывании воздуха из атмосферы и сжатии у маслозаполненого
компрессора отпадает необходимость в уплотнении валов на стороне
всасывания; уплотнение валов на нагнетании существенно упрощаются
и сокращаются их размеры;
) маслозаполненные компрессоры не нуждаются в глушителях вследствие
снижения уровня шума из-за более низких окружных скоростей
роторов; из-за поглощения звуковых волн маслом а также потому
что роль глушителя на нагнетании выполняют маслосборник и
) снижение температурного перепада в компрессоре уменьшает и
стабилизирует тепловые деформации его деталей что позволяет
уменьшить по сравнению с машинами сухого сжатия зазоры между
винтами и корпусом; этому способствует также применение
подшипников качения. В свою очередь снижение зазоров уменьшает
протечки повышает экономичность машины и её коэффициент подачи.
) невозможность достигнуть очень высокой (более 14) степени сжатия
газа в одной ступени;
) невозможность изготовления машин с роторами большого диаметра
поскольку резко падает прочность ведомого ротора увеличивается
линейная скорость вершин зубьев вследствие чего необходимо
увеличивать длину роторов что усложняет их технологичность;
) большие перепады между соседними полостями вследствие чего
возникают большие перетечки;
) работа компрессора сопровождается сильным шумом.
Указанный перечень достоинств винтового компрессора показывает что
винтовые машины совмещают в себе все положительные качества поршневых
и центробежных машин и лишены их недостатков. Эти достоинства
винтового компрессора в совокупности и обеспечивают низкую стоимость
их серийного производства и эксплуатацию при исключительно высокой
надёжности и долговечности.
Применение винтовых компрессоров.
Винтовые компрессоры применяются в химической металлургической и
пищевой промышленности на транспорте и в угольных шахтах.
Маслозаполненные компрессоры нашли широкое применение в строительной
индустрии в воздушных компрессорных станциях машиностроительных
судостроительных и аналогичных им по требованию к воздушным сетям
предприятиях; в холодильных установках; в передвижных компрессорных
Диментов Ю. И. Прилуцкий И. К. Винтовые компрессоры. Учебное пособие.
Издание ЛПИ им. М. И. Калинина. 1978 г.
Бейзельман Р. Д. Ципкин Б. В. Перель Л. Я. Подшипники качения.
Справочник. Изд. 6-е перераб. и доп. М. «Машиностроение» 1975 572с.
Фотин Б. С. Пирумов И. Б. Прилуцкий И. К. Пластинин П. И.; Под общ.
ред. Фотина Б. С. Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов
вузов обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и
установки». – Л.: «Машиностроение». Ленингр. отд-ние 1987. – 372 с.: ил.
Программный пакет кафедры Деталей Машин СПбГПУ.

Маслозаполненный V88 (Коленько).cdw

Технические требования:
Неуказанные предельные отклонения размеров
* - Размеры даны для справок
Литейные радиусы не указаны.
Проверить взаимное расположение роторов компрессора.
а. непараллельность осей роторов не более 0.02 мм
б. перекос осей роторов не более 0.02 мм
Допустимое смещение для соединяемых муфтой поз. 2 валов
а. Осевое не более 08 мм
б. Радиальное не более 02 мм
в. Угловое не более 02 град.
На обоих торцах винтов роторов маркировать электрографом:
а. на зубьях ведущего ротора цифры 1 2 3 и 4
б. у впадин ведомого ротора цифры 1 2 3 4 5 и 6;
каждый зуб (или впадина) одного ротора с обоих торцов должен
быть замаркирован одной и той же цифрой.
После сборки проверить зазоры между профилями винтов согласно
величинам указанным в [ПЗ].
Перед окончательной сборкой компрессора все масляные каналы
тщательно промыть и продуть сжатым воздухом
Наружные поверхности кроме посадочных мест покрыть эмалью
Плоскости разъемов деталей поз. 1 2 4покрыть клеем
Обкотку редуктора произвести при моменте
Мномин до получения сумарного пятна контакта
по высоте не менее 30% по длине не менее 40%.
При установке компрессора на раму произвести центровку вала
компрессора с валом привода при этом выдержать радиальное и
угловое смещение согласно данным таблицы П.1. [ПЗ]
* Размеры для справок
Перед сборкой все полости и каналы продуть сжатым
При установке роторов обеспечить совпадение
одинаковых цифр маркировки ведущего поз.1 и ведомого
По окончании сборки проверить плавность и легкость
вращения роторов от руки. При этом роторы должны быть
Компрессор Винтовой ВКМ-89
Технические требования
Крышка мультипликатора

маслозаполн вид 2V8 (Коленько).cdw

Компрессор Винтовой ВК-89
Профиль Ведущего винта
Профиль ведомого винта

PZ kursovik (1)док.doc

Исходные данные для расчета винтового компрессора 2
Список условных обозначений 3
Краткое описание схемы и принципа действия сконструированного
Предварительный термодинамический расчет ..8
Выбор и расчет основных геометрических параметров и характерных
Построение индикаторной диаграммы парной полости ..12
Вычисление расхода масла на охлаждение и уплотнения 14
1.Расчет щелевого уплотнения с масляным затвором ..14
2.Расче количества масла необходимого для впрыскивания в
Расчет притечек газа .18
1. Расчет геометрических параметров щелей 18
2. Вычисление притечек 25
Уточнение основных параметров 28
Расчет потребляемой мощности. Выбор привода 29
Расчет редуктора . .30
Расчет вала на кручение ..31
Расчет осевых сил 32
Выбор подшипников 34
Расчёт газоохладителя. 37
1.Расчет расхода охлаждающей воды ..37
2.Расчет необходимой площади поверхности
3.Определение основных геометрических параметров
Список литературы 43
Исходные данные для расчета винтового компрессора
По техническому заданию (вариант 14) необходимо спроектировать
маслозаполненный одноступенчатый винтовой компрессор.
- давление всасывания [pic] МПа
- давление нагнетания [pic] МПа
- температура всасывания [pic] K
- объемная производительность [pic] м3мин
- потери давления на всасывании и нагнетании [pic] [pic]
- механический и КПД двигателя [pic] [pic]
- коэффициенты [pic] [pic]
- относительная длина ротора [pic]
- температурный показатель политропы [pic]
- температурный коэффициент С = 0003
- относительные притечки [pic]
- коэффициент использования: [pic]=0035
- допустимый зазор [pic] мкм.
Основные условные обозначения
k – показатель адиабаты;
П – отношение давлений в рабочей камере при теоретическом цикле;
d – внешний диаметр винта м;
z – число зубьев винта;
и – линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта мс;
k - коэффициент использования площади винта;
n – число оборотов ротора обмин;
А – межцентровое расстояние роторов м;
Н – осевой шаг винта м;
[pic] - угол между линией центров и лучом проведённым из центра ведомого
винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней
окружностью ведущего винта рад;
[pic] - угол между линией центров и лучом проведённым из центра ведущего
[pic] - угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего винта на
стороне нагнетания рад;
L – длина ротора м; работа Дж;
F – площадь м2; сила Н;
f - площадь проходного сечения щели м2;
D – диаметр щелевого уплотнения м;
Re – число Рейнольдса;
b – длина щелевого уплотнения м; длина пути газа в щели м;
R – радиус м; газовая постоянная [p
Q – количество тепла Дж;
с – удельная теплоёмкость [p скорость мс;
HB – твёрдость по Бринеллю;
С – динамическая грузоподъёмность подшипника кН;
«’» - параметры в рабочей камере при действительном цикле;
ву – внешние утечки;
пр – протечки; приведённая величина;
исп – использования;
из – изотермический;
н – наружный; начальный (диаметр);
I – среднеинтегральный;
вк – винтовой компрессор.
компрессорного агрегата
Конструкция компрессора
Винтовой компрессор (ВК) состоит из небольшого числа основных деталей к
которым относятся: корпус компрессора роторы подшипники уплотнения.
На средней утолщённой части роторов нарезаны винты – наиболее сложные и
точные детали винтового компрессора. В компрессоре вращение роторов винтов
синхронизируется шестернями сидящими на валах роторов.
Винты современных винтовых компрессоров представляют собой
цилиндрические косозубые крупномодульные шестерни с зубьями специального
Зубья каждого из винтов в сечении плоскостью перпендикулярной оси
вращения винта (торцовой плоскостью) очерчены специально подобранными
кривыми образующими профиль зубьев. Профили зубьев парных винтов
подбираются таким образом чтобы при взаимной обкатке винтов их зубья
сопрягались теоретически беззазорно. В свою очередь вершины зубьев при
вращении винтов описывающие цилиндрические поверхности образуют с корпусом
также теоретически беззазорное сопряжение.
Совершенно очевидно что для вращения винтов между ними а также между
винтами и корпусом должны быть малые но безопасные для движения винтов
зазоры. Величина этих зазоров является одним из основных факторов
определяющих экономичность винтовых машин.
В винтовых компрессорах отсутствуют клапаны или какие-либо другие
распределительные органы. Они не имеют также частей совершающих возвратно
- поступательное движение.
Расточки корпуса под винты пересекаются между собой образуя в
поперечном сечении фигуру в виде восьмёрки. Эти расточки образуют
следовательно одно общее пространство которое с одного торца сообщается
посредством окна всасывания с патрубком или камерой всасывания с другого –
посредством окна нагнетания с патрубком или камерой нагнетания. Окна
всасывания и нагнетания взаимно расположены по диагонали. Такое же
расположение могут иметь и патрубки всасывания и нагнетания не исключая в
то же время и иного их взаимного расположения на корпусе компрессора.
Окно всасывания имеет форму приблизительно двух соприкасающихся разомкнутых
кольцевых секторов. Оно расположено с торца винтов и заходит иногда на
небольшом участке и на боковую поверхность. Окно нагнетания как правило
располагается и сбоку и с торца винтов.
Рабочий процесс в компрессоре
Принцип действия винтового компрессора состоит в следующем. При вращении
винтов на стороне выхода зубьев из зацепления постепенно начиная от торца
всасывания освобождаются впадины между зубьями. Эти впадины в дальнейшем
называемые также полостями благодаря создаваемому в них разряжению
заполняются газом поступающим через окно из камеры всасывания. В тот
момент когда полости полностью освободятся на противоположном торце винта
от заполняющих их зубьев объём их достигнет максимальной величины; пройдя
окно они разъединяются с камерой всасывания. Процесс всасывания газа в них
закончится. Объёмы газа ограниченные поверхностями винтов и корпусом уже
разобщились с камерой всасывания но ещё не соединились с камерой
нагнетания. По мере входа зуба ведомого винта во впадину ведущего объём
занимаемый газом уменьшается и газ сжимается. Через некоторый угол
поворота полости ведущего и ведомого винтов соединяются между собой
образовав одну общую парную полость. Затем зуб ведущего винта начнёт
заполнять полость ведомого что вызовет более интенсивное сжатие газа в
парной полости. Процесс сжатия газа в данной полости продолжается до тех
пор пока всё уменьшающийся её объём со сжатым газом не подойдёт к кромке
окна нагнетания. В этот момент процесс внутреннего сжатия газа в
компрессоре заканчивается. Таким образом величина внутреннего сжатия газа
в винтовом компрессоре зависит от расположения окна нагнетания: с
уменьшением его внутреннее сжатие газа будет увеличиваться с увеличением –
уменьшаться. При дальнейшем вращении винтов после соединения парной
полости со сжатым газом с камерой нагнетания происходит процесс
Для охлаждения сжатого газа в маслозаполненных компрессорах используется
подача масла (турбинное масло Т30 ГОСТ 32-74) в значительном количестве в
полости сжатия. Подача масла осуществляется через масляный штуцер в корпусе
сверху со стороны всасывания в момент начала образования парной полости.
Компримируемый газ этих машин смешивается с охлаждающим маслом
одновременно уплотняющим детали. Далее на выходе из компрессора масло
вместе со сжатым газом через нагнетательный патрубок поступает в
фильтрующий элемент тонкой очистки воздуха от масла. После этого масло
поступает в маслосборник потом через термовыключатель и масляный радиатор
проходит последовательно через масляный фильтр масляный насос.
Необходимо обеспечить подачу масла к движущимся частям машины.
Движущимися частями в компрессоре являются роторы и насаженные на их валы
подшипники и шестерни мультипликатора. Помимо смазывания этих деталей
необходимо подвести масло и к щелевым уплотнениям с масляным затвором. В
системе смазки используется такое же масло что и в системе охлаждения
(турбинное масло Т30). При этом специальный подвод масла делается только к
уплотнениям и подшипникам через проточенные для этого каналы в корпусе
компрессора. Циркуляция отработавшего масла осуществляется также как и в
системе охлаждения: масло из подшипников и уплотнений по специальным
каналам поступает в нагнетательный патрубок а далее пройдя все участки
очищения и охлаждения из масляного насоса снова поступает к уплотнениям и
Предварительный термодинамический расчет.
Проведём предварительный термодинамический расчёт для определения
уточняемых параметров и основных геометрических параметров роторов.
Определим степень повышения давления в рабочей камере компрессора при
теоретическом цикле:
где Рн – конечное давление нагнетания;
Рвс – начальное давление всасывания.
Определим средние расчетные давления в рабочей камере при действительном
где [pic] - потери давления на всасывании
[pic] - потери давления на нагнетании (из задания):
Предварительный коэффициент давления:
[pic] ’ 1 - 1 = 1 – 0035 = 0965.
Определим отношение давлений в рабочей камере компрессора при
действительном цикле:
[pic] = [pic]= 094500965 = 9793.
Температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам mt :
mt = 08k =0.8 ·1.4 =112 .
Коэффициент подогрева:
где C = 0003 получаем:
[pic]= 098 – 0003·(9793 – 1) = 0954.
Определим температуру нагнетаемого газа:
Относительная величина внешних утечек: ’ву = 0
Относительная величина внутренних притечек: ’пр = 008.
Коэффициент использования: [pic]=0035.
Определим предварительный коэффициент производительности:
[pic] = 0965·0954·(1 – 0035) – 008 = 0808.
Найдем внешние диаметры ведущего [pic]и ведомого [pic] винтов:
z1 – число зубьев ведущего винта;
[pic]– линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта.
Выбираем d1 = d2 = 0200 м (из типоразмерного ряда стр.8 [1]) .
Определим уточненную линейную скорость [pic]:
[pic]= [pic]= 3433 мс.
Найдем предварительное число оборотов ведущего [pic] и ведомого [pic]
[pic]= [pic]= 21866 обмин.
Выбор и расчет основных геометрических параметров
Для выбора и расчета основных геометрических параметров используем
известные из термодинамического расчета величины [pic]и [pic].
В соответствии с типоразмерным рядом (табл.1 и 2 методического пособия)
выберем следующие параметры:
[pic] – наружные диаметры ведущего и ведомого винтов
[pic] - диаметр начальной окружности ведущего винта
[pic] – диаметр начальной окружности ведомого винта
[pic] – диаметр внутренней окружности ведомого и ведущего винтов
[pic] – межцентровое расстояние
[pic] – длина винтов
[pic] – осевой шаг ведущего винта
[pic] – осевой шаг ведомого винта
[pic] – высота головки (ножки) ведущего (ведомого) винта
[pic] – высота головки (ножки) ведомого (ведущего) винта
[pic]- передаточное отношение
[pic] - угол закрутки ведущего винта
[pic] - угол закрутки ведомого винта
[pic](103 рад) – угол наклона винтовой линии на начальных цилиндрах
Определим характерные углы:
) [pic] - угол между линией центров и лучом проведенным из центра
ведомого винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с
внешней окружностью ведущего винта:
ведущего винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с
) [pic] угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего
винта на стороне нагнетания:
) [pic] - предельный угол закрутки:
) соотношение углов [pic] и [pic]:
) угол поворота ведущего винта от начала всасывания в парной полости до
достижения максимального объёма её [pic]:
Определим уточненный коэффициент использования:
где величина [pic] выбирается на основании данных табл. 6 [1].
Объем полости в начале сжатия [pic]:
Определяем геометрическую степень сжатия ступени г :
где 2 1 - из задания.
Определяем заполненный объем парной полости:
[pic]=0000912·(1-13654)=00007295 м3.
Угол сжатия φс находят в соответствии с рис.6 [1] предварительно
рассчитав величину [pic].
[pic]=00007295(1030203= 8276
тогда φс=268º (467 рад).
Построение индикаторной диаграммы парной полости
Объём полости на нагнетании:
V2 = Vmax - V3 = 00002499 м3.
Давление на всасывании с учетом подогрева:
Давление окончания внутреннего сжатия:
Строим схематизированную индикаторную диаграмму используя следующие
По оси абсцисс: По оси ординат:
Vmax= 00009119м3 [pic] = 01 МПа [pic]0675 МПа
V2 = 00002499 м3. [pic]011 МПа [pic]= 09 МПа.
Индикаторная диаграмма представлена на рис. 6.1.
Планиметрируя площадь диаграммы определим индикаторную работу для одной
Определим индикаторную мощность ступени компрессора:
На основании равенства площадей [pic] (см. рис. 6.1) находим
среднеинтегральное давление газа в парной полости на участке сжатия:
Вычисление расхода масла на охлаждение и уплотнения
1. Расчет щелевого уплотнения с масляным затвором
Рис.7.1.Схема щелевого уплотнения с масляным затвором.
В связи с высоким давлением на стороне нагнетания необходимо обеспечить
герметизацию полости нагнетания т.е. предотвратить утечки через зазоры
валов и корпуса на стороне нагнетания. На маслозаполненных компрессорах для
этого используются щелевые уплотнения с масляным затвором которые
обеспечивают полную герметизацию уплотняемой полости за счет создания двух
потоков масла с минимальным расходом: из уплотнения в уплотняемую газовую
полость с перепадом давлений [pic] атм. и в полость с атмосферным давлением
с перепадом давлений [pic]. Расчет уплотнения сводится к определению
расхода масла через уплотнение при заданных геометрических размерах
элементов уплотнения и параметрах газа на выходе из уплотнения.
Массовый расход масла через уплотнение равен сумме расходов в
уплотняемую полость и в атмосферу:
Среднее давление газа перед уплотнением в газовой полости на стороне
Давление масла на входе в уплотнение:
f - площадь проходного сечения щели:
Для узких [pic] и длинных [pic] щелей ламинарный режим течения масла
[pic] - коэффициент кинематической вязкости.
В этом случае коэффициент расхода:
При [pic] можно воспользоваться зависимостью[pic].
Поскольку α зависит от Re а Re – от расхода масла то весовой расход
масла определяется по предложенным выше формулам методом последовательных
приближений в следующем порядке:
) задают в первом приближении [p
) находят расход масла [p
) находят величину С;
) определяют коэффициент расхода во втором приближении по формуле (55).
Расчет продолжается до выполнения условия [pic].
Плотность масла равна [pic] кг м3.
Коэффициент кинематической вязкости равен [pic] кг м3 .
Результаты расчета массового расхода масла [pic]с помощью предложенного
выше метода сводятся в таблицы 7.1 и 7.2.
Таблица 7.1. Расчет расхода масла в уплотняемую полость.
[pic] m' Re’ C [pic] [pic]%
00157 0000519 993E-05 0013 000013 -165605096
00145 0000479 917E-05 0013 0000124 -827586207
00139 0000459 879E-05 0013 0000122 -431654676
00137 0000453 866E-05 0013 0000121 -145985401
00135 0000446 854E-05 0013 000012 -148148148
00133 0000439 841E-05 0013 0000119 -15037594
00132 0000436 835E-05 0013 0000119 -075757576
Массовый расход масла в уплотняемую полость при [pic]=0000132 равен
Таблица 7.2. Расчет расхода масла в атмосферу.
[pic] m'' Re’' C [pic] [pic]
Массовый расход масла в полость с атмосферным давлением при [pic]
=0000132 равен [pic]=0000658 кгc.
Пример расчета массового расхода масла в уплотняемую полость для[pic]:
Массовый расход через уплотнение:
Общий расход масла на уплотнениях равен сумме расходов масла на
уплотнениях ведущего и ведомого роторов:
2. Расчет количества масла необходимого для впрыскивания в
маслозаполненный компрессор
Для нахождения масла необходимого для впрыскивания используем следующее
соотношение теплового баланса:
где [pic][pic]- теплоемкость масла
[pic]- разность температур масла в процессе отвода теплоты в компрессоре
[pic] - количество теплоты отводимой маслом от рабочего тела кВт:
Суммарный расход масла – это расход впрыскиваемого масла и подаваемого в
mупл+mм=0161+0002188=0163 кгс.
Расчет притечек газа
1. Расчет геометрических параметров щелей
Для всех щелей минимальная величина среднего рабочего зазора [pic] мм.
Давление газа в полости высокого давления:
Температура газа в полости высокого давления:
Отношение давлений в полостях:
Приведенная плотность газа:
Угол поворота ведущего винта принятый для определения средней длины
Полная длина уплотняющей кромки:
Приведенная длина уплотняющей кромки:
Приведённая длина пути газа в щели:
Давление и температура газа в полости высокого давления такие же как и
в предыдущем случае.
где [pic] рад и [pic] рад.
Давление и температура газа в полости высокого давления такие же как и в
Приведённая длина пути газа в щель:
Давление газа и температура в полости высокого давления такое же как и
где [pic]мм – радиус шейки вала
Приведённая длина пути газа в щели
Все полученные данные сведем в табл. 8.1.
Таблица 8.1 . Параметры щелей необходимые для расчёта притечек.
№ i - j № рн рн МПаТн К (
Суммарные притечки газа во всасывающую парную полость:
где i-номер щели получаем:
Уточнение основных параметров
На основании полученных данных уточняем коэффициент
производительности компрессора и определяем действительное число оборотов
На формулы (4.8) действительный коэффициент производительности равен:
При этом используются следующие уравнения:
где плотность газа на всасывании:
теоретически возможный объем парной полости обусловленный ее
геометрическими параметрами:
Уточненный температурный коэффициент:
где температура притечек газа:
получаем уточненный коэффициент производительности:
Уточнённая частота вращения ведущего и ведомого роторов:
Расчет потребляемой мощности. Выбор привода
Мощность подводимая к компрессорной установке с винтовым компрессором
расходуется на сжатие и перемещение газа (индикаторная мощность) на
преодоление механического трения в элементах компрессора (механическая
мощность) и на привод вспомогательных механизмов (масляный и водяной
насосы вентилятор мультипликатор и др.).
Идикаторную мощность определяем из индикаторной диаграммы:
Мощность привода находим с учетом [pic] и [pic](из задания):
Выбираем двигатель 4АМ315М2У3 мощностью 200 кВт число оборотов 3000
Так как частота вращения роторов меньше чем частота электропривода
(т.к. он выбран стандартный) то необходимо использовать понижающую
передачу. Ротор будет находиться в корпусе компрессора. Для расчёта
зубчатой передачи воспользуемся программой кафедры Деталей Машин СПбГПУ.
Для расчёта используем следующие данные:
Частота вращения быстроходного вала из п.10: nI = 3000 обмин.
Вращающий момент на быстроходном валу:
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 3810.0 об.мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 637.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ
КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ
МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 111.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 31 колеса 40 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 1.29
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 16 22 14
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 83.0 колеса 77.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.794 в долях aw 0.694
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.59 осевого 2.30 суммарный 3.90
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 13144 радиальная 4986 осевая 3861
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 96.930 вершин 102.93 впадин 89.43
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 125.070 вершин 131.07 впадин 117.57
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1275 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 19.34 мс
НАПРЯЖЕНИЯ при расчете на контактную при расчете на изгибную
[МПа] выносливость прочность выносливость прочность
шестер. колесошестер. колесо
расчетные 733 1036 151 147 301 295
допускаемые 739 2520 244 244 2250 2250
КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.30 Kf 1.57 долговечн.Zn 0.80 0.81 Yn 1.00 1.00
В результате проектировочного расчета был получен редуктор со следующими
параметрами зубчатой пары:
- число зубьев: шестерни - 31 колеса – 40;
- ширина зубчатого венца: шестерни – 83мм колеса – 77мм;
- диаметр шестерни: делительный – 9693мм вершин – 10293мм впадин –
- диаметр колеса: делительный – 12507мм вершин – 13107мм впадин –
- межосевое расстояние 111мм.
Расчёт вала на кручение
Для проверки определения диаметров валов выполним расчет валов на
чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния
где Т =[pic] - крутящий момент Н·м
где N – мощность привода
– частота вращения ротора.
Допустимое значение [(][pic]15[pic]20 МПа тогда получаем допустимый
диаметр вала по напряжениям кручения:
Осевая сила действующая на ротор равна векторной сумме:
где РТ – суммарная осевая сила действующая на торцы винта;
РА – осевая сила действующая на профильные поверхности винта;
РZР – осевая составляющая нормальной силы действующей в зацеплении
Суммарная осевая сила действующая на торцы винта РТ равна разности
произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов
всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров
нагнетательных окон можно принять что площади торцевого сечения двух
зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду
давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом осевые силы
действующие на торцы ведущего и ведомого винтов:
Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов:
где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов:
Кольцевые площади ограниченные окружностями впадин и окружностями
валов примыкающих к торцам винтов:
Средние значения осевых сил действующих на профильные поверхности
ведущего и ведомого винтов:
где МКР1 и МКР2 – средние крутящие моменты действующие на ведущем и
ведомом винтах. Необходимо также учесть особенность
винтовых компрессоров с винтами ассиметричного профиля – крутящий момент
возникающий на винте ведущего ротора на 15% больше номинального крутящего
момента на приводном вале.
Следует так же учесть что сила РА1 направлена в сторону торца
всасывания а сила РА2 – в сторону торца нагнетания.
Силы действующие от шестерен ротора отсутствуют (т.к. передача
прямозубая) таким образом суммарная осевая сила действующая на роторы:
Обе силы направлены в сторону торца всасывания.
Расчет подшипников воспринимающих осевую нагрузку
В данной схеме действуют большие осевые усилия поэтому
предпочтительными считаем подшипники роликовые радиальные сферические
двухрядные с симметричными роликами.
n = 3810 обмин – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
d = 55мм – внутренний посадочный диаметр подшипника.
Эквивалентная динамическая нагрузка действующая на подшипник:
где V – коэффициент вращения относительно вектора нагрузки;
X и Y – соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок зависящие
[pic] - динамический коэффициент учитывающий влияние динамических условий
работы на долговечность подшипника;
[pic] - коэффициент учитывающий влияние температурного режима работы на
долговечность подшипника.
По известному внутреннему посадочному диаметру подшипника выбираем из
каталога роликовые радиально-упорные двухрядные с симметричными роликами №
ГОСТ 832-78 имеющий следующие размеры:
d = 65 мм – внутренний посадочный диаметр подшипника
D = 140 мм - внешний диаметр
T = 51 мм– ширина подшипника.
Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки:
R = 0 – радиальная нагрузка на подшипник отсутствует Y = 087 при [pic]
[pic] [pic]. Температура подшипника может достигать [pic] в связи с
высокой температурой ротора. Таким образом эквивалентная нагрузка:
Определяем долговечность подшипника:
[pic] млн.об. (14.2)
По выражению [pic] определяем динамическую грузоподъёмность:
Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника № 7613А составляет
На первой стадии проектирования винтового компрессора используют
теоретический профиль. Под теоретическим профилем понимают профиль винтов в
торцевом сечении (нормальном к оси вращения) при беззазорном вращении
винтов в корпусе и межцентровом номинальном расстоянии. Кривые
очерчивающие передние и тыльные по ходу вращения роторов стороны зуба
Теоретический контур зубьев ведущего ротора формируется:
а) участок А1В1 - дугой окружности радиусом r’ центр которой лежит
внутри начальной окружности с диаметром d1н;
б) участки В1С1 и Е1F1 - гипоциклоидой которая образуется точкой
окружности диаметром h1 катящейся по внутренней стороне начальной
окружности ведущего винта;
в) участки С1D1 и D1Е1 - дугой окружности с диаметром d1вн;
г) участок F1A1-эпициклоидой образованной точкой F2 начальной
окружности ведомого винта при качении последней по окружности ведущего
Теоретический контур зубьев ведомого винта формируется:
а) участок А2В2-огибающей кривой дуги А1В1 профиля ведущего ротора;
б) участки В2С2 и Е2F2 - эпициклоидой которая образуется точкой
окружности диаметром h2 катящейся по наружной стороне начальной окружности
в) участки С2D2 и D2Е2-дугой окружности диаметром
г) участок F2A2 - удлиненной эпициклоидой образованной точкой А1
наружной окружности ведущего винта при качении последней по начальной
окружности ведомого винта.
При построении профилей следует пользоваться координатами теоретических
профилей ведущего и ведомого винтов в торцевом сечении в относительных
величинах приведенных в таблице 15.1.
Координаты точек профиля в размерном виде приведены в таблице 15.2.
Таблица 15.1. Безразмерные координаты точек профиля.
Ведущий винт Ведомый винт
точки профиля х1r1нy1r1нточки профиля х2r1н y2r1н
D1(1) 052 -078 D2(1) -145 06
C1(2) 063 -07 Е2(2) -15 045
B1(3) 074 -068 F2(3) -146 034
B1(4) 112 -064 F2(4) -115 029
B1(5) 143 -041 F2(5) -099 016
A1(6) 156 0 A2(6) -094 0
A1(7) 123 028 A2(7) -123 -06
A1(8) 1 034 A2(8) -131 -069
F1(9) 094 034 B2(9) -132 -071
E1(10) 085 04 C2(10) -133 -083
D1(11) 078 052 D2(11) -124 -095
Таблица 15.2 .Размерные координаты точек профиля.
точки профиля х1 y1 ммточки профиля х2 y2 мм
D1(1) 332 -4992 D2(1) -928 384
C1(2) 4032 -448 Е2(2) -96 288
B1(3) 4736 -4352 F2(3) -93442176
B1(4) 7168 -4096 F2(4) -736 1856
B1(5) 9152 -2624 F2(5) -63361024
A1(6) 9984 0 A2(6) -60160
A1(7) 7872 1792 A2(7) -7872-384
A1(8) 64 2176 A2(8) -8384-4416
F1(9) 6016 2176 B2(9) -8448-4544
E1(10) 544 256 C2(10) -8512-53!2
D1(11) 4992 3328 D2(11) -7936-608
На рис.5 показаны профили винтов в торцевом сечении.
Проектирование пластнчато-ребристого теплообменника
1 Конструкция пластнчато-ребристого теплообменника преимущества и
Конструкции формы пластнчато-ребристого теплообменника многообразные
обычно они состоят из одной или нескольких секций объединенных
конструктивно в виде блока форма которого диктуется характерными размерами
проектируемого компрессора..
В качестве охлаждающей среды обычно используют атмосферный воздух
нагнетаемый или просасываемый вентилятором через теплообменник.
Секция ПРТ состоит из (смотри рис. 6): проставочных листов 1 и 5 между
которыми укладываются гофрированные насадки 2 и 4. Каналы между гофрами
насадки служат для прохода охлаждающей (охлаждаемой) среды. Насадки 2 и 4
развёрнуты относительно друг друга на 90º что позволяет внутри секции
создать два взаимно перпендикулярных потока: А – охлаждаемая (горячая)
среда Б – охлаждающая (холодная) среда.
Теплообмен между потоками А и Б осуществляется по средством теплопередачи
через стенку толщина которой соответствует толщине проставочного листа 3.
Боковые поверхности гофрированных секций закрыты уплотняющими брусками 6.
Перекрёстное направление потоков горячей и холодной среды обеспечивает
равномерный подвод охлаждающего воздуха по всей поверхности ПРТ.
- возможность использования окружающего воздуха в качестве охлаждающей
- компактность конструкции;
- минимальное газодинамическое сопротивление;
- малая удельная металлоёмкость;
- технологичность конструкции т.е. возможность применения листового
проката и фольги вместо дефицитных круглых и овальных труб;
- высокий уровень унификации элементов при создании ПРТ различного
- возможность достижения высокого уровня механизации и автоматизации
процесса изготовления ПРТ.
- невысокий (на порядок меньше чем у воды) коэффициент теплопередачи что
приводит к увеличению объёма ГО и увеличению мощности вентилятора.
Для конструирования ПРТ используются стандартные элементы. К стандартным в
данном случае относятся:
- гофрированные насадки различной формы
- толщина проставочных листов
- размер уплотнительного бруска
Необходимо знать термодинамические параметры горячего и холодного газа на
входе и выходе газоохладителя. Задаются скоростью горячего и холодного
носителя и одним из линейных размеров (обычно длина по холодному воздуху).
Для определения напора вентилятора задаётся его КПД.
2 Расчёт пластнчато-ребристого теплообменника
Заданы исходные данные:
[pic] - скорость горячего газа
[pic] - высота по горячему газу
[pic] - толщина по горячему газу
[pic] - высота по холодному газу
[pic] - толщина по холодному газу
[pic] - толщина гофры
[pic] - ширина уплотняющего бруса
[pic] - толщина уплотняющего бруса
[pic] - толщина внешнего проставочного листа
[pic] - КПД вентилятора
В расчёте принимают следующую схему расположения слоёв:
Необходимо рассчитать необходимую поверхность по холодному газу и
располагаемую поверхность которую можно получить при заданной L и
выбранной скорости охлаждаемого газа.
Определим необходимую поверхность теплообмена для холодного газа
где k – количество тепла передаваемого к горячему газу от холодного воздуха
где [pic] - тепло от горячего газа
[pic] - тепло выделяемое в ГО при конденсации паров воды содержащихся в
где [pic] - массовая производительность компрессора (кгс)
[pic] - удельная теплоёмкость газа при средней температуре и давлении в ГО
Среднее давление равно давлению на выходе из ступени перед ГО а средняя
температура находится по формуле:
[pic] - температура охлаждаемого газа на входе в ГО и на выходе из него
[pic]- принимаем равный температуре нагнетания ступени (из предварительного
термодинамического расчёта равный 393К)
где [pic] - начальная температура равная 293К
При установившемся тепловом режиме отданная горячим газом теплота должна
полностью поглотиться охлаждающей средой
Из этого условия находим массовый расход охлаждающего газа
где [pic] - удельная теплоёмкость воздуха при атмосферном давлении и
средней температуре холодного воздуха в ГО
Коэффициент теплопередачи будет найден по формуле:
где [pic]=(10-13) - конструктивный коэффициент численно равный
отношению полной поверхности [pic] к полной поверхности [pic]
[pic] - коэффициенты теплоотдачи со стороны горячего газа и охлаждающей
где [pic] - коэффициент температуро проводимости который находится по
где [pic] - коэффициент температуро проводимости соответствующего газа
(холодного или горячего) при температуре 293К и атмосферном давлении([3]
где [pic] - соответствующий массовый расход горячего или холодного газа
[pic] - динамическая вязкость горячего или холодного газа которая
находится по формуле:
[pic]- динамическая вязкость соответствующего потока при температуре 293К и
атмосферном давлении ([3] c.499)
[pic] - фронтальная площадь для прохода газа
[pic] - скорость горячего или холодного газа
рассчитав все множители мы получаем:
где [pic] т.к. потоки перекрёстные
В итоге необходимая поверхность будет равна:
Далее подставляя [pic] (скорость холодного газа) от 5 до 50 мс в формулу и
Определение располагаемой поверхности:
Необходимо определить располагаемую поверхность т.е. ту поверхность
которую можно получить при заданной длине ГО выбранной скорости
охлаждающей среды и стандартных размеров ячеек.
Такая поверхность будет ровняться периметру всех ячеек на стороне холодного
газа умноженный на ширину ГО:
Количество ячеек располагаемых на холодной стороне равно фронтальной
площади по холодному газу деленной на площадь одной ячейки
Периметр равен периметру одной ячейки на количество ячеек:
Далее необходимо определить ширину ГО из газодинамического соотношения
фронтальная поверхность по горячему газу ровна площади прямоугольника со
Для этого надо знать количество слоёв горячего газа и умножить это значение
на высоту одной ячейки по горячему газу.
Известно что в принятой схеме количество слоёв горячего газа на один
Для холодного газа известна одна сторона прямоугольника фронтальной
Высота по горячему газу:
Таким образом располагаемая поверхность теплообмена по холодному газу
Суммарная высота ГО без учёта гофр и арматуры равна:
Необходимо узнать удовлетворяет ли располагаемая поверхность нашим
требованиям для этого строим график зависимости [pic] и [pic]:
Из графика видно что точкой пересечения является скорость [pic]
Определение установочных размеров
Определение мощности вентилятора
Напор вентилятора не должен быть меньше сопротивления ГО
Потери давления в аппарате:
где [pic] - коэффициент трения
Необходимая мощность вентилятора ровна:
В заключение необходимо отметить достоинства и недостатки винтовых
компрессоров а так же их область применения.
Высокая экономическая эффективность и техническая целесообразность
применения винтовых компрессоров определяется следующим:
) винтовой компрессор можно эксплуатировать в широком диапазоне
производительностей и давлений без существенных отклонений от
оптимальных значений КПД;
) отсутствие функциональной связи между числом оборотов компрессора и
его степенью сжатия что позволяет иметь нужную степень сжатия при
любых оборотах компрессора;
) быстроходность что обеспечивает малый вес и малые габариты
компрессора и даёт возможность прямого соединения с современными
быстроходными двигателями т. е. позволяет скомпоновать
малогабаритную простую и лёгкую компрессорную установку;
) высокая удельная производительность приходящаяся на единицу веса
площади и объёма компрессора что даёт возможность значительно
повысить количество полезной продукции снимаемой с единицы площади
помещения цеха компрессии и снизить металлоёмкость машины;
) исключительно высокая степень надёжности компрессора и высокий
моторесурс благодаря простоте конструкции отсутствию деталей
совершающих возвратно-поступательное движение отсутствию клапанов
поршневых колец или других часто выходящих из строя деталей;
отсутствие деталей легко подверженных вибрации;
) полная уравновешенность роторов компрессора позволяющая отказаться
от тяжёлых и громоздких фундаментов;
) высокая равномерность подачи газа благодаря чему отпадает
необходимость в устройстве громоздких газосборников;
) отсутствие помпажа;
) возможность сжатия влажного газа содержащего капельную жидкость
(например воду масло и др.) в количествах значительно
превышающих вес сухого сжимаемого газа без какого-либо снижения
) возможность сжатия сильно загрязнённых газов без снижения
моторесурса причём производительность и экономичность винтового
компрессора в этом случае с течением времени не только не
уменьшается но даже увеличивается; громоздкие и дорогостоящие
фильтры становятся излишними;
) возможность сжатия любых газов в том числе с малым удельным весом
(гелий водород и др.) благодаря объёмному принципу действия
) низкие эксплуатационные расходы – незначительные расходы
смазочного масла охлаждающей воды для машин сухого сжатия редкие
ремонты возможность перевода на дистанционное или автоматическое
Основными достоинствами и особенностями маслозаполненных винтовых
компрессоров являются:
) высокая степень сжатия газа (8-9) в одной ступени в отдельных
случаях достигающая 14. Такое высокое сжатие в одной ступени
компрессора стало возможным благодаря подачи большого количества
масла в полости компрессора уплотнению маслом щелей охлаждению
им газа и деталей компрессора;
) окружные скорости винтов у маслозаполненных компрессоров
значительно ниже чем у машин сухого сжатия что также стало
возможным прежде всего благодаря уплотнению щелей маслом и
сокращению протечек газа через них;
) при всасывании воздуха из атмосферы и сжатии у маслозаполненого
компрессора отпадает необходимость в уплотнении валов на стороне
всасывания; уплотнение валов на нагнетании существенно упрощаются
и сокращаются их размеры;
) маслозаполненные компрессоры не нуждаются в глушителях вследствие
снижения уровня шума из-за более низких окружных скоростей
роторов; из-за поглощения звуковых волн маслом а также потому
что роль глушителя на нагнетании выполняют маслосборник и
) снижение температурного перепада в компрессоре уменьшает и
стабилизирует тепловые деформации его деталей что позволяет
уменьшить по сравнению с машинами сухого сжатия зазоры между
винтами и корпусом; этому способствует также применение
подшипников качения. В свою очередь снижение зазоров уменьшает
протечки повышает экономичность машины и её коэффициент подачи.
) невозможность достигнуть очень высокой (более 14) степени сжатия
газа в одной ступени;
) невозможность изготовления машин с роторами большого диаметра
поскольку резко падает прочность ведомого ротора увеличивается
линейная скорость вершин зубьев вследствие чего необходимо
увеличивать длину роторов что усложняет их технологичность;
) большие перепады между соседними полостями вследствие чего
возникают большие перетечки;
) работа компрессора сопровождается сильным шумом.
Указанный перечень достоинств винтового компрессора показывает что
винтовые машины совмещают в себе все положительные качества поршневых
и центробежных машин и лишены их недостатков. Эти достоинства
винтового компрессора в совокупности и обеспечивают низкую стоимость
их серийного производства и эксплуатацию при исключительно высокой
надёжности и долговечности.
Применение винтовых компрессоров.
Винтовые компрессоры применяются в химической металлургической и
пищевой промышленности на транспорте и в угольных шахтах.
Маслозаполненные компрессоры нашли широкое применение в строительной
индустрии в воздушных компрессорных станциях машиностроительных
судостроительных и аналогичных им по требованию к воздушным сетям
предприятиях; в холодильных установках; в передвижных компрессорных
Диментов Ю. И. Прилуцкий И. К. Винтовые компрессоры. Учебное пособие.
Издание ЛПИ им. М. И. Калинина. 1978 г.
Бейзельман Р. Д. Ципкин Б. В. Перель Л. Я. Подшипники качения.
Справочник. Изд. 6-е перераб. и доп. М. «Машиностроение» 1975 572с.
Фотин Б. С. Пирумов И. Б. Прилуцкий И. К. Пластинин П. И.; Под общ.
ред. Фотина Б. С. Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов
вузов обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и
установки». – Л.: «Машиностроение». Ленингр. отд-ние 1987 372 с.: ил.
Программный пакет кафедры Деталей Машин СПбГПУ.
Коросташевский Р.В. Нарышкин В.Н. Старостин В.Ф. и др. Под ред. В.Н.
Нарышкина и Р.В. Коросташевского. Подшипники качения: Справочник-каталог.
М. «Машиностроение» 1984 280с.
Анурьев В. И. Под ред. Жестковой И. Н. Справочник конструктора-
машиностроителя: В 3 т. – 8 изд. перераб. и доп. М. «Машиностроение»