ИНДИЦИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА СПИРАЛЬНОГО КОМПРЕССОРА СУХОГО СЖАТИЯ

Компрессоры «сухого» сжатия (без подачи масла в рабочую полость) находят все большее применение в различных отраслях промышленности, где предъявляются особые требования к чистоте сжатого воздуха – в медицине, химической и пищевой промышленности.

До недавнего времени для этих целей использовали в основном поршневые компрессоры, но из-за малого ресурса их работы и высокого уровня шума задача поиска альтернативного типа компрессора была актуальной. Спиральный компрессор является одним из них. Конструктивные возможности исключения контакта спиральных элементов в процессе работы компрессора позволяют создать машину «сухого сжатия», что в сочетании с малым уровнем шума и вибрации, хорошими массогабаритными характеристиками делают его конкурентоспособным. Однако, спиральные компрессоры, при всех их очевидных преимуществах по цене значительно превосходят поршневые аналоги. Одним из путей снижения себестоимости спиральных компрессоров «сухого сжатия» является максимальная унификация их конструкции со спиральными компрессорами с впрыском масла в рабочую полость. Очевидно, что при таком подходе конструкция компрессора не обеспечивает получения оптимальных параметров при работе на условиях «сухого сжатия». Поэтому дальнейшее совершенствование конструкции спиральных компрессоров «сухого сжатия», геометрии их рабочих элементов, а также методик расчетов требует проведения более детальных экспериментальных исследований с определением внутренних потерь в компрессоре. Наиболее эффективным методом решения данной проблемы является метод индицирования рабочего процесса компрессорных машин.

Объектом испытаний был выбран спиральный воздушный компрессор без впрыска масла, разработанный в ЗАО “НИИтурбокомпрессор” (рис.1). Тип спирали – эвольвентный, радиус основной окружности – 2,414 мм, шаг – 15,167 мм, эксцентриситет – 3,583 мм, толщина пера спирали – 4 мм, высота пера спирали – 30 мм, геометрическая степень сжатия – 2,75. Материал спиралей – чугун. Для снижения внутренних перетечек через торцовый зазор между спиралями на торцах обеих спиралей установлены фторопластовые уплотнения, вставленные в пазы на торцах спиралей. Замеренный радиальный зазор между спиралями в холодном состоянии компрессора составил около 100 мкм. Корпусные детали компрессора выполнены из алюминиевого сплава. В конструкции компрессора использованы только подшипники качения – шариковые и роликовые. Противоповоротный механизм подвижной спирали, обеспечивающий ее орбитальное движение без вращения вокруг продольной оси, конструктивно объединен с упорным подшипником и состоит из шариков и сепараторов. Корпус компрессора оребрен, кроме того, избыточное тепло отводится водой.

Для исследования спирального компрессора был спроектирован испытательный стенд (рис.2). Воздух всасывался в компрессор из атмосферы, сжимался до конечного давления, выталкивался через окно нагнетания, расположенное в центре неподвижной спирали и подавался в нагнетательный коллектор. Давление нагнетания воздуха регулировалось концевой задвижкой. Затем воздух проходил через мерный участок, в котором установлено сменное сужающее устройство, разработанное специально для измерения малых расходов воздуха. Перепад давлений измерялся водяным пьезометром. Для регулирования и контроля расхода воды, подаваемой на охлаждение компрессора, использовались регулирующий вентиль и счетчик воды. Расход охлаждающей воды на всех режимах испытаний поддерживался постоянным.

Привод компрессора осуществлялся лабораторным электродвигателем постоянного тока через упругую муфту. Частота вращения электродвигателя регулировалась штатным тахометром электродвигателя. Для измерения мощности, потребляемой компрессором, использовался штатный динамометр электродвигателя.

Для индицирования рабочего процесса компрессора были выполнены каналы отбора давления из рабочих камер компрессора, ведущие к датчикам давления. Схема расположения точек отбора давления была подобрана таким образом, чтобы текущее значение давления в каждый момент времени фиксировалось, по крайней мере, одним датчиком. Электрический сигнал с датчиков давления принимался 16-ти канальным регистратором динамических параметров, где преобразовывался из аналогового в цифровой вид, синхронизировался с сигналом датчика углового положения вала компрессора и сохранялся на жестком диске регистратора в виде файла данных. После обработки и сложения данных со всех датчиков были построены индикаторные диаграммы.

Полученные индикаторные диаграммы при различных и n предоставлены на рисунке 3.

Из приведенных графиков следует, что с увеличением оборотов уменьшаются перетечки газа из полостей с более высоким давлением в полости с более низким давлением, при этом диаграмма на участке сжатия приближается к диаграмме адиабатного сжатия идеального компрессора. Особенно велико влияние перетечек на изменение давления в полостях близких к области нагнетания. Перетечки газа приводят к пережатию газа в полостях спиралей в момент образования общей нагнетательной полости и потерям, связанным с этим процессом. Если при малых величина пережатия в большей степени определяется внутренней геометрической степенью сжатия (r), то при больших - перетечками газа. Особенно это характерно в диапазоне 2000 - 3500 об/мин, где абсолютная величина пережатия в полостях, в момент соединения с нагнетательным окном, практически не меняется с изменением. При 4000 об/мин с увеличением уменьшаются потери от пережатия в связи с уменьшением перетечек газа.

Очевидно, что для повышения эффективности процесса сжатия при малых скоростях вращения приводного вала, необходимо уменьшить зазоры между спиралями до величин, обеспечивающих безопасную эксплуатацию компрессора на рабочих режимах.

На рисунке 4 представлены полученные в результате испытаний зависимости коэффициента подачи (v) и адиабатного к.п.д. (ад) от отношения давлений ( ) при различных оборотах приводного вала (n). Из приведенных диаграмм видно, что адиабатный к.п.д. испытуемого спирального компрессора имеет ярко выраженные максимумы, причем оптимальные значения ад, с увеличением скорости вращения приводного вала смещаются в сторону больших.

На рисунке 5 представлено изменение коэффициента подачи от оборотов приводного вала. Коэффициент подачи с увеличением оборотов приводного вала, вследствие уменьшения перетечек газа и связанных с этим процессом потерь, непрерывно растет. Особенно интенсивно растет v в области от 2000 до 3000 об/мин, при дальнейшем увеличении оборотов вращения приводного вала рост v несколько уменьшается.

Для оценки совершенства компрессора с позиции эффективности внутренних процессов (термодинамических и газодинамических) на рисунке 6 представлены зависимости индикаторного адиабатного к.п.д. ( , где Nад – рассчитанная адиабатная мощность, Nинд – индикаторная мощность, рассчитанная по индикаторным диаграммам) при различных и n. На графиках наглядно видно, что с увеличением оборотов вала растёт эффективность внутренних процессов в следствии уменьшения перетечек газа.

Совместное рассмотрение графиков на рисунках 4 – 7 позволяет провести анализ относительного влияния механических потерь и потерь от перетечек газа на изменение ад.

Если в области малых доминирующими являются механические потери, то с увеличением возрастает доля потерь от перетечек газа. В этой связи характерны графики ад при 3000 об/мин и 3500 об/мин. Если до =5,7 за счет меньших механических потерь ад при 3000 об/мин выше, чем ад при 3500 об/мин, то при больших возрастает доля потерь от перетечек газа, и ад при 3500 об/мин становится выше.

Из рисунка 4 можно сделать вывод, что при n=4000 об/мин положительное влияние уменьшения потерь от перетечек газа наступает при меньших. Уже при >3,6 ад при 4000 об/мин становится наибольшим в исследуемом диапазоне и n.

В заключение заметим, что характер полученных индикаторных диаграмм и рабочих характеристик исследуемого спирального компрессора сухого сжатия близок к результатам, полученным в ходе испытаний японскими специалистами [1]. При этом следует отметить, что конструкции компрессоров имели существенные отличия.

Итак, проведенные исследования позволили определить:

– влияние степени повышения давления и частоты вращения приводного вала на индикаторные диаграммы рабочего процесса;

– диапазон оптимальных частот вращения при различных степенях повышения давления;

– влияние механических и индикаторных потерь на к.п.д. компрессора при различных степенях повышения давления и частотах вращения приводного вала компрессора.

Результаты испытаний могут быть использованы при проверке адекватности математической модели рабочего процесса спирального компрессора и при проектировании спиральных компрессоров сухого сжатия.

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Сумы 2004