Разработка метода расчета и анализ рабочего процесса спиральных компрессоров тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.06, кандидат технических наук Косачевский, Валерий Аркадьевич

• Косачевский, Валерий Аркадьевич
• кандидат технических наук
• 1998

Оглавление диссертации кандидат технических наук Косачевский, Валерий Аркадьевич

Условные обозначения

Введение

Глава 1. Обзор состояния проблемы

1.1. Конструктивная схема и принцип действия СПК

1.2. Классификация СПК

1.3. Конструкции спиральных компрессоров

1.4. Компрессоры без смазки с пониженным уровнем шума

1.5. Многозаходные СПК

1.6. Защита СПК от перегрева

1.7. Материал спиралей, уплотнения

1.8. О технологии изготовления спиралей

1.9. Противоповоротное устройство

1.10. Исследование деформаций спиралей и сопутствующих эффектов

1.11. Форма ребер спиралей и сопряжений

1.12. Динамика спирального компрессора. Динамические модели СПК

1.13. Различные кривые как образующие ребер спиралей. Параметры спиралей

1.14. Теоретические вопросы сопряжения ребер спиралей

1.15. Модели рабочего процесса СПК

1.16. Постановка задачи настоящей работы

Глава 2. Выбор схемы и геометрия рабочих органов спирального компрессора

2.1. Выбор схемы спирального компрессора. Постановка задачи расчета образующих кривых для рабочего элемента СПК

2.2. Формулировка метода коррекции взаимодействующих поверхностей 59 2.2.1. Расчет образующей ребра спирали методом коррекции

2.2.2. Расчет профилей концевых участков образующих спиралей методом коррекции

2.3. Отыскание огибающих семейства кривых с помощью общих принципов и методов дифференциальной геометрии

2.4. Расчет образующей спирали рабочего элемента как эквидистантой кривой

2.5. Сопряжение образующих спиралей рабочего элемента с помощью семейства окружностей

2.6. Выводы по главе

Глава 3. Моделирование рабочего процесса спирального компрессора

3.1. Рабочий цикл спирального компрессора. Образование рабочих полостей. Количество рабочих полостей. Зависимость объема рабочей полости от орбитального угла

3.2. Зависимость параметров рабочего тела от орбитального угла (первичное распределение). Ограничение давления и температуры сверху

3.3. Расчет газовых перетечек между рабочими полостями

3.4. Термодинамический расчет рабочего процесса СПК

3.5. Выводы по главе

Глава 4. Газовые силы и их действие. Потери давления 109 4.1.0 расчете силы давления газа на цилиндрическую поверхность

4.2. Расчет радиальных и осевых газовых сил, действующих на спирали компрессора

4.3. Потери давления на всасывании

4.3.1. Потери давления за счет скорости потока газа

4.3.2. Потери давления, вызываемые непосредственно расширением полости всасывания

4.4. Потери давления на нагнетании

4.5. Выводы по главе

Глава 5. Модельные расчеты. Параметрический анализ

5.1. Модификация модели рабочего процесса для идеального газа. Учет теплообмена со стенками полости

5.2. Влияние величины зазоров на рабочий процесс СПК

5.3. Влияние температуры стенок полостей компрессора на рабочий процесс

5.4. Влияние коэффициента теплоотдачи на рабочий процесс

5.5. Модель рабочего процесса для реального газа

5.6. Рабочий процесс холодильного компрессора

5.7. Выводы по главе Заключение Литература Приложения

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

8 эксцентриситет подвижной и неподвижной спиралей;

0 орбитальный угол; г полярный радиус; ф полярный угол; г0 шаг спирали Архимеда, радиус начальной окружности; д первоначальная ширина спиральной полосы; ширина откорректированной спирали; О угол закрутки спирали;

М, переходная точка между пером и концевым участком спирали; г„ ,<р, полярные координаты переходной точки;

Я радиус кривизны; у отношение эксцентриситета в к радиусу начальной окружности г0; р VI полярный угол точки возврата для огибающей; р0 значение полярного угла, соответствующее точке пересечения внешней образующей пера спирали с осью абсцисс; г с радиус малой сопрягающей окружности;

О, центр малой сопрягающей окружности;

О2 центр большой сопрягающей окружности; рсг значение полярного угла, при котором радиус малой сопрягающей окружности определению не поддается (см. (2.34)); Ф угол раскрытия сопряжения; в0 значение орбитального угла, при котором заканчивается цикл всасывания; к высота ребра спирали;

5 площадь рабочей полости;

V объем рабочей полости; рм, (рм полярные координаты точек, ограничивающих рабочую полость в плане (см. рис.3.1 и уравнение (3.3)); р давление; р о давление на всасывании;

0 объем полости в момент окончания всасывания;

Т температура;

Г0 температура рабочего тела на всасывании; ка показатель адиабаты;

Я, радиус вырезанного в центральной части системы спиралей круга; ш масса газа в рабочей полости; р0 плотность газа на всасывании; т массовый расход; рх давление газа на выходе щели; р2 давление газа на входе щели;

Ь длина щели;

8 высота щели (величина зазора);

8, высота тангенциального зазора;

8Г высота торцевого (радиального) зазора; ширина щели; сумма коэффициентов местных сопротивлений на входе и выходе из щели;

Лс коэффициент трения газа о стенки щели; р" плотность газа на входе в щель;

Т2 температура газа на входе в щель;

И универсальная газовая постоянная;

Яе число Рейнольдса; ц динамическая вязкость газа; р№ давление газа в рабочей полости с индексами у к;

Т1]к температура газа в рабочей полости с индексами у к; т1]к масса газа, заключенного в полости с индексами ук;

0 объем полости с индексами у к;

А тук масса газа, пришедшая в рабочую полость с индексами у к;

Ат~к масса газа, ушедшая из рабочей полости с индексами у к; с19 угол поворота вала СГЖ при совершении одного шага по орбитальному углу; со частота вращения вала СГЖ;

Шук массовый расход газа при перетечке из полости с более высоким давлением в рассматриваемую; т~к массовый расход газа при перетечке из рассматриваемой полости в полость с более низким давлением; количество тепловой энергии, пришедшее в рассматриваемую полость;

ЬО~цк количество тепловой энергии, ушедшее из рассматриваемой полости; ср теплоемкость при постоянном давлении; тк масса газа, нагнетаемая компрессором за один оборот вала; теоретическая объемная производительность СГЖ;

П отношение давлений нагнетания и всасывания;

0 площадь сечения окна всасывания; площадь сечения окна нагнетания; т средняя скорость движения газа;

V! линейная скорость движения точки спирали по орбите; п вектор единичной длины (орт);

Ра осевая газовая сила;

V радиальная газовая сила;

Мг раскручивающий момент, противодействующий вращению вала компрессора;

М^ опрокидывающий момент радиальной газовой силы Ь\;

М5 стабилизирующий момент осевой газовой силы ¥ а; и полная внутренняя энергия газа; а коэффициент теплоотдачи между газом и стенками полости;

РЦ1 площадь теплообменной поверхности; температура стенок полости; t время; удельная энтальпия; р(1 давление нагнетания; объем рабочей полости в начале нагнетания; Та температура нагнетания; г коэффициент сжатия реального газа

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка метода расчета и анализ рабочего процесса спиральных компрессоров»

Немногим более десяти лет назад, в начале 80-х годов нашего века на мировом рынке появился новый тип компрессора - так называемый спиральный компрессор (СГЖ), относящийся к машинам объемного сжатия обычно малой и средней производительности и обладающий по сравнению с другими типами компрессоров этого класса целым рядом весьма значительных преимуществ (см. [3, 17]).

Так, например, СПК содержит существенно меньшее количество деталей (по сравнению с поршневым компрессором той же производительности примерно в два с половиной раза), что обусловливает его высокую надежность; он имеет сравнительно низкий уровень вибраций и шума; у него высокий эффективный КПД; в нем необязательно наличие всасывающего и нагнетательного клапанов; у СПК отсутствует мертвый объем; его производительность можно достаточно эффективно регулировать простым изменением числа оборотов приводного вала; наконец, при одинаковой производительности СПК обычно имеет значительно меньшие габариты (приблизительно на 40 %) и массу (на 15-20 %), чем другие известные типы компрессоров.

Экскурс в историю проблемы

Основные инженерно-технические принципы и идеи, дающие возможность сконструировать спиральный компрессор, высказывались еще в конце прошлого века в различных странах, в частности в Италии [3], однако, по более или менее установившемуся в литературе признанию, считается, что один из самых первых патентов на изобретенный им "роторный двигатель" получил в октябре 1905 года Léon Creux в Соединенных Штатах Америки [36]. На протяжении всех последующих лет инженеры и изобретатели неоднократно возвращались к теме спирального компрессора [45, 65, 72, 105, 107, 109]. Тем не менее, прошло еще достаточно много лет, прежде чем начались практические работы по созданию промышленных образцов СПК во Франции, ФРГ, США и Японии. Одним из первых коммерческих образцов спиральных компрессоров стал СПК, примененный в воздушном кондиционере, выпущенном в 1983 году японской фирмой Hitachi Ltd. [103]. Такой большой разрыв во времени между рождением идеи спирального компрессора и ее осуществлением в металле объясняется тем, что лишь к началу 80-х годов нашего столетия появились станки, позволяющие обрабатывать детали с точностью, необходимой для создания рабочих элементов СПК в промышленных масштабах.

Здесь будет уместно отметить, что серийное производство спиральных компрессоров требует очень солидной научно-технической базы и высокого уровня технологической подготовки производства. Не следует обманываться простотой конструкции СПК, технологические трудности на пути организации их промышленного производства весьма велики. Совершенно справедливо поэтому в [17] говорится о том, что на имеющемся на данный момент (1988г.) оборудовании можно наладить штучное изготовление спиралей, но их стоимость вряд ли будет приемлемой. Следует учесть, что сборка и отладка СПК также представляют собой достаточно серьезную самостоятельную техническую и технологическую проблему.

Последнее обстоятельство, разумеется, автоматически ограничивает круг потенциальных производителей такой сложной высокотехнологичной продукции, которой является спиральный компрессор.

К числу основных недостатков, органически присущих спиральным компрессорам, следует отнести такие, как необходимость установки противовесов для уравновешивания движущихся масс, что вызывает дополнительные потери на трение, рост мощности привода и некоторое увеличение габаритов и массы компрессора; относительно большие потери на трение в радиальных подшипниках из-за наличия значительных радиальных сил; сравнительно высокая чувствительность СПК к загрязнению сжимаемой среды, особенно при попадании твердых частиц в рабочие полости компрессора; действие опрокидывающего момента на подвижную спираль, что может вызывать дополнительную вибрацию и явиться источником шума; неравномерный нагрев спиральных элементов, который, не будучи должным образом скомпенсирован, может привести к перегреву и вследствие этого к выпучиванию центральной части системы спиралей.

Тем не менее, перечисленные выше неоспоримые весомые преимущества СПК обусловили их широкое использование прежде всего в системах кондиционирования воздуха на транспорте [48,49,88], в сравнительно небольших производственных и бытовых помещениях. Мини- и микрокомпрессоры спирального типа находят разнообразное применение в условиях лабораторий и в медицине [89, 90]. В некоторых случаях СПК применяют при обслуживании отдельных производственных процессов даже в таких областях, как сталелитейное производство [38]. Наконец, обширной областью использования СПК являются холодильная промышленность и вся сфера торговли (охлаждаемые прилавки, холодильники, морозильники и т.д.). В последние годы СПК стали активно применяться в автомобильной промышленности и в качестве компрессоров для наддува двигателей внутреннего сгорания [93].

Согласно имеющимся данным [35, 54, 78, 84, 86], число выпускаемых фирмами США, ФРГ и Японии промышленных образцов СПК исчисляется миллионами единиц в год, причем согласно [4, 54] практически вся продукция находит сбыт. Такой бесспорный лидер в области компрессоростроения, как Copeland Corp. (США), с 1987 года [78] в городе Sydney (штат Ohio) запустил шесть дополнительных линий по производству СПК. В городе Lebanon (штат Missouri) этой фирмой был построен еще один завод. В Бельгии, в городе Welkenrädt, на заводе, принадлежащем все той же корпорации Copeland Corp. начат выпуск СПК нового поколения. В ФРГ на крупном сталелитейном заводе в городе Neunkirchen (Saarland) в начале 90-х годов введена в строй [38] линия мелкосортового проката стоимостью свыше 100 млн. немецких марок. Для открытия и охлаждения оптических датчиков в пневмосистеме, обслуживающей эту линию, применен спиральный компрессор. Известная японская фирма Sanyo вложила в 1987 году [86] около миллиарда йен в строительство предприятия по выпуску спиральных компрессоров. Годовой объем продукции этого предприятия по плану должен был составить 100000 единиц СПК в год. Французская компания Maneurope [84] купила у американской Trane лицензию и организовала производство СПК объемом до 50000 единиц в год.

Из всего сказанного выше можно уверенно сделать не допускающий иных толкований вывод, что производство спиральных компрессоров чрезвычайно выгодно, так как потребность мирового рынка в СПК в настоящий момент весьма велика и, что важно, имеет тенденцию к дальнейшему росту. Это убедительно свидетельствует об актуальности настоящей работы.

Более того, наличие или отсутствие такого производства можно до определенной степени рассматривать как своего рода показатель уровня развития научно-технического потенциала страны. Тот факт, что спиральные компрессоры являются исключительно высокотехнологичной наукоемкой продукцией, ставит перед необходимостью уделять особое внимание аналитическим и вычислительным методам подхода к разработке конфигураций рабочих элементов и моделированию рабочего процесса СГЖ.

Целью настоящей работы прежде всего является исследование закономерностей построения контуров рабочих органов спирального компрессора с позиций аналитической и дифференциальной геометрии. Используя некоторые положения этих наук, в частности, методы отыскания огибающих семейства окружностей, порожденного орбитальным вращением аналитических кривых вокруг центра системы координат (полюса), удалось корректно сформулировать основные требования, которым должны удовлетворять образующие спирального элемента, и построить сами эти образующие для пера спирали. Далее в работе исследовались возможности построения сопряжений ребер спирального элемента,, базирующихся на использовании семейства окружностей. Были получены основные соотношения и выражения, полностью определяющие контуры рабочего органа СГЖ. В качестве базовой кривой была выбрана спираль Архимеда.

Используя полученные геометрические результаты, была развита модель рабочего процесса СПК, рассчитаны зависимости объемов рабочих полостей, а также давления и температуры рабочего тела от орбитального угла. С учетом допустимых зазоров между рабочими органами были определены газовые перетечки между полостями компрессора в течение рабочих циклов и с помощью проведенного термодинамического расчета компрессора получены новые, скорректированные распределения давления и температуры. Это привело к уточнению картины изменения массы газа, содержащегося в одной рабочей полости, в течение полного рабочего цикла СПК, от всасывания до нагнетания, что позволило более корректно рассчитать теоретическую производительность компрессора с учетом газо- и термодинамических факторов. Были получены зависимости объема полости всасывания от угла закрутки спиралей, а также теоретически обоснован и подтвержден факт сброса некоторой части массы рабочего тела непосредственно перед окончанием цикла всасывания. Произведены расчеты газовых сил и моментов, действующих на рабочие элементы компрессора, что в принципе позволяет оценить их прочностные характеристики. Выполнены оценки потерь давления на всасывании и нагнетании, уточнен вид соответствующих кривых, что учтено при построении индикаторных диаграмм СПК. Используя модифицированную модель рабочего процесса, был проделан ряд вариантных расчетов, которые дают возможность провести анализ влияния некоторых параметров на рабочий процесс и характеристики компрессора.

Последняя из рассмотренных модификаций модели рабочего процесса максимально приближена к действительности. Был введен в рассмотрение коэффициент сжатия реального газа г. Используя модель для реального газа, был проведен расчет рабочего процесса холодильного компрессора с применением в качестве хладоагента фреона Я12. Все конструктивные геометрические параметры этого компрессора были оставлены те же, что и у компрессора, рассчитанного нами ранее для применения в качестве воздушного кондиционера.

Созданная методика и полученные результаты позволяют спроектировать рабочие органы спирального компрессора и построить модель рабочего процесса, учитывающую газовые перетечки между полостями компрессора, термодинамические эффекты и потери давления на всасывании и нагнетании. При этом необходимо учитывать, что разработанная методика пригодна для любых базовых кривых.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Косачевский В.А., О геометрии рабочих элементов спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1994, вып. 4-5, стр. 49.

2. Косачевский В.А., О математической модели рабочего процесса спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1997, вып. 1-2 (1415), стр. 40.

3. Косачевский В.А., Сысоев В.Л., К вопросу о методе расчета формы рабочего элемента спирального компрессора // Повышение эффективности процессов холодильных машин и установок низкопотенциальной энергетики. Межвуз. сб. научных трудов, СПб, СПбТИХП, 1992, стр. 39.

4. Косачевский В.А., Сысоев В.Л., Вариант профиля концевого участка рабочего элемента спирального компрессора // Повышение эффективности процессов холодильных машин и установок низкопотенциальной энергетики. Межвуз. сб. научных трудов, СПб, СПбТИХП, 1992, стр. 41.

5. Косачевский В.А., Фотин Б.С., Селезнев К.П., О математической модели спирального компрессора // Тезисы докладов МНТК по компрессорной технике. Казань, 1998, Спб, 1998, стр.84.

Заключение диссертации по теме «Вакуумная, компрессорная техника и пневмосистемы», Косачевский, Валерий Аркадьевич

5.7. Выводы по главе

В первом разделе пятой главы модифицируется ранее построенная модель рабочего процесса СГЖ. Вводится учет теплообмена рабочего тела со стенками полости компрессора и рассматривается несколько другой алгоритм вычисления распределения температуры и давления, также использующий итерационную схему.

Рассматривается скорость сходимости итераций, длительность итерационного процесса. Как правило, выход на установившийся режим происходит, в среднем, после 12-13 итераций. Тем не менее, выяснилось, что скорость сходимости весьма существенно зависит от начальных данных.

В следующем разделе проводятся расчеты влияния величины зазоров между спиралями на различные характеристики рабочего процесса и анализируются результаты этих расчетов. Вновь подтверждается исключительное влияние величины торцевых (радиальных) зазоров практически на все основные характеристики рабочего процесса, в том числе и на энергетические. Анализ показывает, что увеличение зазоров приводит к росту массы рабочего тела и нередко нарушает расчетный режим работы компрессора, приводя к пережатию.

В третьем разделе анализируются расчеты характеристик в зависимости от температуры стенок полости компрессора при учете теплообмена рабочего тела со стенками. Увеличение температуры стенок приводит к росту температуры и давления рабочего тела компрессора, а также к увеличению индикаторной мощности и изменению расчетного режима работы компрессора.

В четвертом разделе изучается влияние вариаций коэффициента таплоотда-чи на различные стороны рабочего процесса СПК. Установлено, что заметное влияние изменение коэффициента теплоотдачи оказывает лишь на температуру рабочего тела, которая в целом растет при увеличении а. На давление и индикаторную диаграмму изменение коэффициента теплоотдачи влияет очень слабо.

В пятом разделе проводится дальнейшая модификация модели рабочего процесса с целью дальнейшего приближения ее к реальности. Учитывается реальность газа посредством введения в рассмотрение коэффициента сжатия ъ. Обсуждается новая система уравнений, описывающая модель рабочего процесса.

В шестом разделе настоящей главы на основе только что описанной в предыдущем разделе модели проводится расчет модели рабочего процесса спирального холодильного компрессора, использующего в качестве холодильного агента фреон Ю2. Показано, что предложенные конструктивные параметры рабочих органов могут быть использованы при создании не только воздушного кондиционера, но и холодильного компрессора.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Спиральные компрессоры пользуются на мировом рынке широким спросом, и потребность эта имеет тенденцию к дальнейшему росту. Это свидетельствует об актуальности настоящей работы и о перспективах, которые открываются для производителей подобного оборудования в ближайшем будущем. Однако, в связи с тем, что спиральные компрессоры являются исключительно высокотехнологичной наукоемкой продукцией, возрастает роль аналитических и вычислительных методов подхода к разработке конфигураций рабочих элементов и моделированию рабочего процесса СПК.

1. В настоящей работе прежде всего ставилась задача профилирования контуров рабочих органов спирального компрессора с помощью применения аналитической и дифференциальной геометрии. Используя методы отыскания огибающих семейства окружностей, порожденного орбитальным вращением аналитических кривых вокруг центра системы координат, удалось обобщить основные требования, которым должны удовлетворять образующие спиралей компрессора: если одна из образующих спирального элемента есть некая спираль, то вторая образующая должна быть огибающей семейства окружностей, порожденных орбитальным круговым движением этой спирали. Этот вывод носит универсальный характер, т.е., этому правилу должны подчиняться любые кривые, используемые для профилирования пера спиральных рабочих органов компрессора вне зависимости от конкретного вида или типа образующей кривой. Удалось построить и сами образующие для пера спирали как эквидистантные кривые, проходящие на одинаковом расстоянии от базовой кривой. Определены значения полярного угла дм, отвечающее наличию точек возврата для огибающей кривой, и ср0, соответствующее положению эквидистантной кривой ниже оси абсцисс, что должно быть учтено на практике при проектировании конкретной спирали.

2. Рассмотрено и проанализировано понятие концевого участка спирали. Предложена корректная формулировка основных свойств и отличия концевого участка от основной части пера спирали. Показано, что концевой участок спирали начинается с той его точки, где происходит соприкосновение только внутренних образующих обеих спиралей. Назовем эту точку точкой перехода, или переходной точкой.

3. Рассчитаны и построены сопряжения ребер спиральной полосы, выполненные в виде малой окружности, которая скользит по дуге большой окружности. Найдены центры и радиусы этих окружностей. Найдено выражение для площади центральной полости в зависимости от орбитального угла. Получено уравнение, откуда определяется полярный угол фсг, при котором невозможно определить радиус малой сопрягающей окружности гс.

4. В настоящей работе были получены основные соотношения и выражения, полностью определяющие контуры рабочего органа СПК. В качестве базовой кривой для расчетов была выбрана спираль Архимеда. Следует, однако, отметить, что разработанная нами методика расчета контуров спиралей и сопряжений пригодна в принципе для любых базовых кривых. Полученный нами в этой главе набор условий практически полностью определяет геометрическую картину рабочих элементов спирального компрессора и дает необходимые рекомендации для расчетов образующих спиралей и их сопряжений.

5. Разработан пакет прикладных программ по расчету контуров образующих ребер спиральных элементов и их сопряжений. Он полностью вписывается в довольно стандартный на сегодняшний день размер оперативной памяти персонального компьютера 8 Мб. При применении процессора 486БХ2 -80 вычисления контуров спиралей и сопутствующих параметров занимают время приблизительно около 3 минуъ Это сравнительно небольшое время счета имеет важное значение при проведении многовариантных массовых расчетов.

6. Используя полученные геометрические результаты, была развита модель рабочего процесса СПК, в основу которой был положен процесс сжатия, близкий к адиабатическому. По принятой модели рабочего процесса также был разработан пакет прикладных программ, позволяющий рассчитать зависимости объемов рабочих полостей, а также давления и температуры рабочего тела от орбитального угла. Были определены газовые перетечки между полостями компрессора и на основании термодинамического расчета получены новые, скорректированные распределения давления и температуры. Это дало возможность уточнить кривую изменения массы газа, содержащегося в одной рабочей полости, в течение полного рабочего цикла СПК, от всасывания до нагнетания, что, в свою очередь, позволило более корректно рассчитать теоретическую производительность компрессора с учетом газо- и термодинамических факторов.

7. Была получена зависимость объема полости всасывания в момент замыкания от угла закрутки спиралей О. Оказалось, что производительность СПК растет практически линейно с увеличением угла закрутки. Был также обнаружен и теоретически обоснован факт сброса части массы рабочего тела непосредственно перед окончанием цикла всасывания.

8. Предложена и численно реализована методика расчета газовых сил, действующих на рабочие элементы компрессора, что в принципе позволяет оценить их прочностные характеристики. Разработан метод расчета, позволивший сильно упростить процедуру определения радиальной газовой силы. Согласно этому методу создана прикладная программа для ЭВМ, позволяющая вычислить радиальную и осевую газовые силы, а также раскручивающий, опрокидывающий и стабилизирующий моменты, действующие на подвижную спираль компрессора.

9. Рассмотрены процессы, происходящие в течение цикла всасывания компрессора и приводящие к падению давления на всасывании и увеличению в связи с этим затрат мощности привода. Показана доминирующая роль потерь давления, возникающих ввиду непосредственного действия расширения полости всасывания и связанного с этим разрежения. Подсчитаны потери мощности на всасывании. В случае применения рассчитанного нами варианта СПК в качестве воздушного кондиционера эти потери составят около 20 Вт при общей индикаторной мощности компрессора около 600 Вт.

10. Получена и объяснена петля, получающаяся на индикаторной диаграмме в результате уменьшения объема полости всасывания и сброса части массы рабочего тела, происходящего непосредственно перед окончанием цикла всасывания, что является особенностью спирального компрессора. Оценены потери мощности в этой петле. Они в нашем случае весьма невелики и составляют «0.12 Вт.

11. Рассмотрены также процессы, приводящие к потерям давления на нагнетании. Проанализированы три возможных режима работы компрессора: расчетный режим, при котором давление в рабочей полости в конце цикла сжатия совпадает с давлением нагнетания, режим работы с пережатием и режим работы с недожа-тием. Предложен и численно реализован в виде пакета программ простой алгоритм вычисления изменения давления в рабочей полости при нагнетании для каждого из этих случаев. Проведены расчеты, в которых получены энергетические величины потерь мощности на нагнетании, составившие для нашего компрессора около 2.5 Вт. Показано, что наиболее выгодна с энергетической точки зрения работа в расчетном режиме, когда давления в рабочей полости и давление нагнетания совпадают. Проанализированы также случаи работы компрессора в нерасчетных режимах, при этом показано, что дополнительные затраты мощности в случае работы с недожатием несколько меньше, чем при работе компрессора с пережатием, а, значит, режим работы с недожатием энергетически более выгоден.

12. Получена зависимость производительности компрессора от отношения давлений П. Полученные результаты учтены при построении индикаторных диаграмм С ПК.

13. Построенная модель рабочего процесса была модифицирована с целью более адекватного отображения реальных процессов, происходящих в компрессоре при сжатии. В частности, был учтен теплообмен газа, заключенного в рабочей полости компрессора, со стенками полости.

Используя модифицированную модель рабочего процесса, был проделан ряд вариантных расчетов, которые дали возможность провести анализ влияния некоторых параметров, входящих в систему уравнений, описывающих модель, на рабочий процесс и характеристики компрессора. Выявлено доминирующее влияние торцевых (радиальных) зазоров между рабочими спиралями и их платформами по сравнению с тангенциальными между соприкасающимися поверхностями спиралей на энергетические характеристики компрессора. Показано, что, по нашим данным, радиальные зазоры величиной до «0.08 мм не приводят к слишком сильным отклонениям от расчетного режима работы компрессора, но превышение этой величины влечет за собой заметные отклонения от расчетного режима. В то же время наличие тангенциальных зазоров, превышающих по величине это значение в несколько раз, не приводят к заметным отклонениям от расчетных режимов. Данные результаты следует интерпретировать как настоятельную необходимость отслеживать величину торцевых зазоров прежде всего при сборке и регулировке СПК.

14. Изменение температуры стенок полостей компрессора также оказывает воздействие на процесс сжатия газа. Если не применять охлаждения, то расчетный режим может нарушаться. В то же время изменения коэффициента теплоотдачи в тех пределах, в которых они были нами рассмотрены, играют меньшую роль.

15. В конце работы была рассмотрена модификация модели рабочего процесса, еще более приближенная к действительности. Был введен в рассмотрение коэффициент сжатия реального газа г. С целью иллюстрации возможностей модели был проведен расчет рабочего процесса холодильного компрессора, все конструктивные геометрические параметры которого были взяты те же, что и ранее описанные нами для компрессора, рассчитанного для применения в качестве воздушного кондиционера. Для этого был создан специальный пакет прикладных программ, ориентированный на расчет рабочего процесса спирального холодильного компрессора с применением в качестве хладоагента фреона Ю2. Была получена индикаторная диаграмма этого компрессора, из которой следует, в частности, что потери на всасывании в этом случае будут существенно меньше потерь на нагнетании.

Таким образом, в заключение хотелось бы отметить, что практическая ценность настоящей работы состоит, по нашему мнению, в том, что разработанная методика и полученные результаты позволяют полностью спроектировать рабочие органы спирального компрессора и построить модель рабочего процесса, учитывающую газовые перетечки между полостями СГЖ, термодинамические эффекты, а также потери давления на всасывании и нагнетании. Разработанная методика является универсальной, пригодной для любых базовых кривых. В случае необходимости она сравнительно легко может быть применена и для расчетов, в основу которых положена эвольвента круга. Разумеется, геометрическая часть расчетов будет выглядеть несколько по иному, однако, что касается модели рабочего процесса компрессора, то ее следует считать независимой от типа базовой кривой.

Полученные в настоящей работе результаты используются при проведении учебного процесса в Санкт-Петербургском Государственном Техническом Университете и в Санкт-Петербургской Государственной Академии холода и пищевых технологий.

В настоящей работе нами предпринята попытка обобщить теоретические результаты, полученные ранее как нами, так и другими авторами. Насколько нам известно, подобная работа в отечественной практике осуществляется впервые.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Косачевский, Валерий Аркадьевич, 1998 год

1. Абросимов Ю.А., Сибгатуллин Р.Г., Сагадеев Р.Г., Уравновешивание подвижных частей спиральных компрессоров // Тезисы докл. XI международной научно-технической конференции по компрессорной технике. Казань, 1998; СПб, 1998, стр.88;

2. Бур данов Н.Г., Канышев Г. А., Спиральные компрессоры для холодильных машин, ЦИНТИхимнефтемаш, М., 1991;

3. Верный А.Л., Ибрагимов Е.Р., Ибрагимов Н.Б., Налимов В.Н., Хисамеев И.Г., Результаты испытаний макетного образца спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1996, вып. 1-2(10-11), стр. 70;

4. Ю.Карпухин Г.В., Сакун И.А., Построение конфигураций рабочих элементов спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1994, вып. 4-5, стр. 45;

5. П.Карпухин Г.В., Сакун И.А., Построение начальных участков рабочих элементов спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1996, вып. 1-2 (10-11), стр. 73;

6. Косачевский В.А., О геометрии рабочих элементов спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1994, вып. 4-5, стр. 49;

7. Косачевский В.А., О математической модели рабочего процесса спирального компрессора // Компрессорная техника и пневматика, СПб, 1997, вып. 1-2 (1415), стр. 40;

8. Косачевский В.А., Фотин Б.С., Селезнев К.П., О математической модели спирального компрессора // Тезисы докл. XI международной научно-технической конференции по компрессорной технике. Казань, 1998; СПб, 1998, стр. 84;

9. Кочетова Г.С., Сакун И.А., Состояние и направление развития спиральных компрессоров. ЦИНТИхимнефтемаш, М., 1988;

10. Сакун И.А., Винтовые компрессоры. Машиностроение, JL, 1970;

11. Сакун И.А., Кочетова Г.С., Вертикальная спиральная машина, а. с. СССР № 1576724, 7.07.1990 // ЛТИХП;

12. Сакун И.А., Фоменко М.В., Некоторые особенности газодинамических процессов в спиральном компрессоре // Повышение эффективности процессов холодильных машин и установок низкопотенциальной энергетики. Межвуз. сб. научных трудов, СПб, СПбТИХП, 1993;

13. Фоменко М.В., Разработка методики расчета и исследование спирального холодильного компрессора. Диссертация на соискание уч. степ. канд. техн. наук, СПбТИХП, 1994;

14. Фотин Б.С., Рабочие процессы объемных компрессоров. Учебное пособие // ЛПИ, Л., 1986;

15. Фотин Б.С., Пирумов И.Б., Прилуцкий И.К., Пластинин П.И., Поршневые компрессоры. Учебное пособие; под общ. ред. Б.С. Фотина // Д., Машиностроение, 1987;

16. Barito T.R., Fraser Н.Н., Magnetically actuated seal for scroll compressor, Пат. США № 5145345 // Carrier Corp., заявка 04.05.1991;

17. Boyle D., Calculation of optimal value of taper for the drive pin of the scroll compressor crankshaft // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 1069;

18. Bush J.W., Beagle W.P., Derivation of a general relation governing the conjugacy of scroll profiles // Hermetic Compressor Engineering, United Technology Carrier Corporation, Syracuse, New York 13221 // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.1079;

19. Bush J.W., Beagle W.P., Minimum diameter scroll component, Пат. США № 18424, 1992 // Carrier Corp.;

20. Bush J.W. ,Elson J.P., Scroll compressor design criteria for residential air conditioning and heat pump applications. Part I. Mechanics //Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p.83 // Part II. Design criteria // Ibidem,p.93;

21. Bush J.W., Haller D.K., Galante C.R., General stability and design specification of the back-pressure supported axially compliant orbiting scroll // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 853;

22. Caillat J.-L., Modified wrap scroll-type machine, Пат. США № 4781549 // Copeland Corp. 01.11.1988;

23. Caillat J.-L., Ni Shimao, Daniels M., A computer model for scroll compressors // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p.47;

24. Cho Y.-H., Lee B.-C., Development of high efficiency scroll compressor for package air conditioners // LG Electronics, Korea // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1996, p. 323;

25. Chrustalev B.S., Zdalinsky V.B., Bulanov V.A., Mathematical model of reciprocating compressor with one or several stages for the real gases // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1996, p. 211;

26. Compresseurs d'air a spirales non lubriféés // Mach. Prod., 1993, No 596, Suppl., p.87;

27. Creux Léon, Rotary engine, Пат.США No 801182, 1905;

28. Druckluft aus der Spirale / Drucklufttechnik, 1992, N 1-2, S. 26;

29. Druckluftversorgung im Saarstahlwerk // Produktion, 1993, No 34, S. 8;

30. Emmenthal K.-D., Kühlanordnung, заявка ФРГ № 3810052 // Volkswagen AG, 20.10.1988;

31. Emmenthal K.-D.,Müller С., Schäfer О., Verdrängermaschine für kompressible Medien, Заявка ФРГ 3736799 // Volkswagen AG ,28.07.1988;

32. Etemad S., Yannascoli D., Hatzikazakis M., Scroll machine with wraps of different thicknesses, Пат. США № 4834633 // Carrier Corp., 30.05 1989;

33. Etemad S.,Nieter J.J., Computational parametric study of scroll compressor efficiency, design, and manufacturing issues // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p.56 (Carrier Corp., United technologies research center (UTRC));

34. Fukuhara H., Muramatsu S., Masunaga H., Scroll fluid machine and producting method for the same, Пат. США № 5277562 // Matsushita Electric Industrial Co. Ltd;

35. Fukuhara Y., Setoyama M., Zenba К., Разработка спирального компрессора нового типа // Tokio Rev., 1993, 36, № 2, p.23;

36. Giittinger Heinrich, Displacement machine for compressible media, Пат. США № 3989422, Novem 2,1976;

37. Hayano M., Nagatomo S., Sakata H., Hatori Т., Performance analysis of scroll compressor for air conditioners //Toshiba Corp.// Proc. ICEC at Purdue Univ., 1986, p.856;

38. Hayano M., Sakata H., Nagatomo S., Murasaki H., An analysis of losses in scroll compressor // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p. 189, Toshiba Corp.;

39. High efficiency and lightweight railway vehicle air conditioners using inverterdriven scroll compressors // Hitachi Rev., 1988, v.37, No 6, p.427;

40. Hiraga M., Sakaki M., Shimizu S., Mabe A., Tsukagosi Y., Terauchi K., Scroll compressors for vehicle air conditioning // Refrigeration, 1987, v.62, No 720, p.1106;

41. Hirano Т., Fukami S., Maeda M., Rotary type fluid machine, Пат. США № 4678416, Jul 7 1987 // Mitsubishi Jukogyo K.K.;51 .Hirano Т., Hagimoto H., Rotary type fluid machine, Пат. США N4678415, Jul 7 1987 // Mitsubishi Jukogyo Kabushiki Kaisha;

42. Hirooka К., Hirano Т., Ono Т., Tanigaki R., Scroll type compressor, Пат.США № 5074760 // Mitsubishi Jukogyo K.K., заявка 19.07.1989;

43. Kakuda M., Morishita E., Scroll-type fluid transferring machine with separate motor driving each scroll, Пат. США № 4756675, 12.07.1988 // Mitsubishi Denki K.K.;

44. Kassouf T.L., Fraser H.H., Etemad S., Lane W.R., Rolling element radial compliancy mechanism, Пат. США №5111712// Carrier Corp., заяв. 06.10.1988;

45. Kolb R., Weber J., Verdrangermaschine nach dem Spiralprinzip., Пат.Швейц. № 673874 // BBC AG Brown, Boveri und Cie, 12.04.1990;

46. Li Liang-shen, Shu Peng-cheng, Yu Yong-zheng, Effect of scroll wraps on performances of scroll compressor // Proc.ICEC at Purdue Univ., 1996, p. 579;

47. Liu Zhenquan, Du Guirong,Yu Shikai, Wang Mingzhi, The graphic method of modified wrap of scroll compressor// Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 1099;

48. Maertens M., Richardson H., Scroll compressor operating envelope considerations // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.587;

49. Marchese A.J., Dynamics of an orbiting scroll with axial compliance, Part II: Experimental technics // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.871;

50. Marler M.E., Kumar K.B., Determination of scroll wrap contact stresses using the boundary element method // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992,p. 1117;

51. Matsudaira Y., Hiraga M., Scroll type fluid displacement compressor with spiral wrap elements of varying thickness, Пат. США № 4627800, Dec. 9 1986 // Sanden Corp.;

52. Montelius, Carl Oscar Joseph, Rotary compressor or motor, Пат. США № 2324168, 1943;

53. Mori Т., Fukanuma Т., Idzumi Y., Yoshida Т., Scroll type compressor with elongated discharge port, Пат.США № 5242283 // K.K. Toyoda Jidoshokki Seysakusho, заяв. 10.03.1992;

54. Morishita E., Kakuda M., Sugihara M., Inaba Т., Nakamura Т., Kimura Т., Scroll compressor with driving and driven scroll, Пат. США № 4781550 // Mitsubishi Denki K.K.,01.11.1988;

55. Morishita E., Kakuda M., Sugihara M., Inaba Т., Nakamura Т., Kimura Т., Scroll compressor with control of distance between driving and driven scroll axes., Пат. США № 4840549 // Mitsubishi Denki K.K., 20.06.1989;

56. Morishita E., Kitora Y., Nishida M., Basic study on engine with scroll compressor and expander // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 577;

57. Morishita E., Kitora Y., Suganami Т., Yamamoto S., Nishida M., Rotating scroll vacuum pump // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988,p. 198;

58. Morishita E., Sugihara M., Inaba Т., Nakamura Т., Scroll compressor analytical model // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1984, p.487;

59. Muir E.B., Griffith R.W., Lilienthal G.W., Scroll-type machine with rotation controlling means and specific wrap shape, Пат. США № 4609334, 1986;

60. Narumiya H., Sakaino K., Oide M., Journal bearing performance in a scroll compressor // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.871;

61. Nieter J.J., Barito T.R., Dynamics of compliance mechanisms in scroll compressors, Part I, Axial compliance // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1990, p.308;

62. Nieter J.J., Dynamics of scroll suction process // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p. 165 UTRC;

63. Nieter J.J., De Blois R.L., Counterweighting scroll compressor for minimal bearing loads // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1988, p. 175;

64. Nieter J.J., Marchese A.J., De Blois R.L., Dynamic axial compliance to reduce friction between scroll elements // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.l 107;

65. Puff R., Krueger M., Influence of the main constructive parameters of a scroll compressor on its efficiency // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 107;

66. Richardson H., Gatecliff G., Comparison of the high side vs. low side scroll compressor design // Tekumseh Products Company // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 603;

67. Remy Cecile, Comment Maneurope industrialise sou nouveau compresseur // Ind. et Techn., 1992, No 732, p. 56;

68. Rode D.W., Scroll compressor having high temperature control, Пат. США № 5368446 // Copeland Corp.;

69. Sanyo commences the mass production of a scroll-type compressor // Techno Jap., 1989, 22, No ll,p.82;

70. Sato S., Технология изготовления спиральных элементов для герметичных компрессоров орбитального типа методом точной штамповки, Заяв. 2197506 Япония // Toshiba К.К., 06. 08. 1990;

71. Scroll compressor FX-80 for automotive air-conditioner // Mitsubishi heavy industries Ltd. Technical Rev., 1987, v. 24, No 3, p. 233;

72. SF-scroll series of compressors relies on a radically new technology // push. Prod. NZ, 1996, Apr., p. 12;

73. Shaffer R.A., Putting a new spin on small air compressors // Mach. Des., 1995, 67, No 19, p.54;

74. Shu H.T., Peraccio A.A., Dynamics of an orbiting scroll with axial compliance, Part I, Simulation of orbiter axial motion // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 861;

75. Spinnler F., Verdrängermaschine nach dem Spiralprinzip, Пат. Швейц. № 673680 // BBC Brown Boveri AG, 30.03.1990;

76. Spinnler F., Verdrängermaschine nach dem Spiralprinzip, Пат. Швейцарии № 675451 ,1990 // ASEA Brown Boveri AG;

77. Spiralkompressoren high speed gefräst, // Fertigung, 1991, 17, № 10, S. 125;

78. Suefuji K., Arata Т., Ibaraki Y., Shibayashi M., Okamoto J., Scroll compressor with a stationary and orbiting member of different materials, Пат. США № 5125810 // Hitachi Ltd, заявка 10.05.90;

79. Suefuji K., Senshu Т., Arata Т., Muramatsu M., Okamoto J., Murayama A., Scroll-type fluid machine with different terminal end wrap angles, Пат. США № 4904170 // Hitachi Ltd, 27.02.1990;

80. Suefuji K., Shibayashi M., Minakata R., Tojo K., Deformation analysis of scroll members in hermetic scroll compressors for air conditioners // Proc. ICEC at Purdue Univ.,1988,p.583;

81. Suzuki A., Aoki M., Oil free scroll compressor, Пат. США № 5358387 // Hitachi Ltd., 13.02.94;

82. Terauchi K., Axial sealing mechanism for a scroll type fluid displacement apparatus, Пат. США № 4627799, Dec. 9 1986 // Sanden Corp., Japan;

83. Tojo K., Ikegawa M., Maeda N., Machida S., Shibayashi M., Uchikawa N., Computer modeling of scroll compressor with self adjusting back-pressure mechanism, // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1986, p.872;

84. Tojo K., Ikegawa M. ,Shibayashi M., Arai N., Arai A., Uchikawa N., A scroll compressor for air conditioners //Hitachi Ltd. // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1984, p.496;

85. Tsunada M., Morishita E., Scroll type compressor // Mitsubishi Denki K.K., 16.01.1988;

86. Uchikawa N., Terada H., Arata Т., Scroll compressors for air conditioners // Hitachi Rev., 1987, 36, No 3, p. 155;

87. Vess K., Spiralverdichter fur kompressible Medien, Заявка ФРГ 4215038 // Bitzer Ktihlmaschinenbau GmbH & Co. KG. 07.05.1992;

88. Vulliez P., Volumetric device such as a vacuum pump or the like, having an exact circular translation cycle, Пат. США № 3473728, 1969;

89. Wang Zongyan, A new type of curve used in the wrap design of the scroll compressor // Wuhan instrumental fabrik, PRC // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p.1089;

90. Wankel F., Rotary piston machines, London Iliffe Books, London, 1963;

91. Xiong Ze Nan, Qian Zhong Liang, Hu Zhi Ping, Characteristics of the plain bearing in scroll compressors // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992,p. 535;

92. Young N.O., McCullough J.E., Scroll-type positive fluid displacement apparatus, Пат. США № 3884599, 1975;

93. Yu Duli, Ameel T.A., Warrington R.O., Thermal and static finit element analysis of fixed scroll deformation // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1996, p.465;

94. Yu Yongzhang, Xu Yuhua, Li Liansheng, The mechanical analyses of a scroll compressor // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 893;

95. Zhu Jie, Wang Disheng, Zhu Jiang, Research of the discharge port of scroll oil pump // Proc. ICEC at Purdue Univ., 1992, p. 611;