ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ ВИНТОВОГО КОМПРЕССОРА Российский патент 2002 года по МПК F04C18/16 

Изобретение предназначено для использования в компрессорной технике и относится к зубчатым зацеплениям винтовых маслозаполненных компрессоров.

В последнее время в винтовых компрессорах применяются асимметричные в торцевом сечении профили зубьев винтовой поверхности роторов. К профилю зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления (к передней по направлению вращения стороне профиля зуба) не предъявляются требования по обеспечению герметичности вдоль оси роторов, т.к. зацепление этих участков происходит в области всасывания. Поэтому для профиля зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления могут быть использованы различные кривые и их сочетания, которые должны обеспечивать поперечную герметичность, минимальное сечение щелей при наибольшем сопротивлении движению в них газа. Выбор профиля зуба ротора с меньшим числом заходов осуществляется из условия обеспечения этих требований, а также из условия получения малой длины линии контакта роторов и максимально большей суммарной площади впадин для увеличения теоретической производительности компрессора.

Известны зубчатые зацепления винтовых компрессоров, содержащие два параллельно расположенных с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями ротора с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора, в которых часть профиля зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления образована дугой окружности и эпициклоидой [1] стр. 107-115.

Известно также зубчатое зацепление винтового компрессора, содержащее два параллельно расположенных с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями ротора с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора, в котором часть профиля зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления образована двумя последовательно расположенными от вершины зуба к его основанию дугами окружностей большего и меньшего радиусов [2].

К недостаткам указанных зацеплений можно отнести небольшую длину пути дросселирования газа по вершине зуба ротора с меньшим числом заходов, а также небольшую величину угла давления, т.е. угла между нормалью к профилю в точке его пересечения с начальной окружностью и нормалью к этой окружности, что ведет к значительным потерям энергии, связанным с трением в месте контакта винтовых поверхностей роторов.

Известно также зубчатое зацепление винтового компрессора, выбранное в качестве прототипа как наиболее близкое к изобретению по совокупности существенных признаков. Данное зубчатое зацепление образовано двумя параллельно расположенными с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями роторами с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора, часть профиля зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления образована дугой окружности, центр которой смещен в сторону высокого давления. Со стороны вершины зуба дуга окружности сопряжена с кривой
ρ = R₁(1-a₁ϕ³+a₂ϕ^2н),
где R₁ - радиус внешней окружности ротора с меньшим числом заходов,
ρ - радиус-вектор, проведенный из центра вращения ротора,
ϕ - полярный угол,
а₁, а₂ - константы,
n - целое число (n=2, 3, 4),
а со стороны начальной окружности введен эллипс, малая ось которого лежит на прямой, соединяющей центр дуги окружности с точкой сопряжения дуги и эллипса. Данное сочетание сопряженных кривых, образующих профиль зуба со стороны низкого давления, позволяет увеличить длину пути дросселирования газа по вершине зуба ротора, а следовательно, повысить КПД компрессора, кроме того, увеличивается угол давления, что уменьшает потери энергии, связанные с трением в месте контакта винтовых поверхностей роторов [3].

Задачей изобретения является дальнейшее повышение КПД компрессора путем увеличения длины пути дросселирования газа по вершине зуба ротора с меньшим числом заходов и увеличения угла давления в месте контакта винтовых поверхностей роторов.

Зубчатое зацепление образовано двумя параллельно расположенными с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями роторами с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора. Перечисленные признаки являются общими с прототипом. Сущность изобретения заключается в том, что в зубчатое зацепление часть профиля каждого зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления от окружности выступов до начальной окружности образована последовательно расположенными от вершины зуба к его основанию сопряженными кривыми: кривой
ρ = R₁(1-C₁ϕ²-C₂ϕ³+C₃ϕ⁴),
где R₁ - радиус внешней окружности ротора, с меньшим числом заходов,
ρ - радиус-вектор, проведенный из центра вращения ротора,
ϕ - полярный угол,
С₁, C₂, С₃ - константы, соответственно равные
(0,05-0,9)•10^-2R₁, (0,01-0,15)R₁, (0,2-0,3)R₁,
дугой окружности, радиус которой равен 1,22-1,29 высоты зуба, проведенной из центра смещенного в сторону высокого давления на расстояние, равное 0,1-0,12 высоты зуба и эллипсом, большая и малая оси которого составляют соответственно 1,65-1,80 и 1,45-1,60 высоты зуба, причем малая ось лежит на прямой, соединяющей центр дуги окружности с точкой сопряжения дуги и эллипса. Разности радиусов центральных окружностей, проходящих через точки сопряжения кривых и начальной окружности, равны соответственно 0,89-0,92 и 0,38-0,42 высоты зуба. Интервалы размеров, образующих указанные кривые, определяются из условия получения большей суммарной площади впадин винтовых поверхностей роторов при сохранении прочности зуба, а также из возможности сопряжения указанных кривых.

Сущность изобретения поясняется чертежами, на которых изображены:
на фиг.1 - общий вид зацепления,
на фиг. 2 - профиль зуба и впадины соответственно ротора с большим и меньшим числом заходов (оси роторов условно разнесены),
на фиг.3 - вид на щель (выносной элемент I с фиг.1).

Зубчатое зацепление (фиг.1) винтового компрессора образуют роторы 1 и 2 с меньшим и большим числом заходов. Профиль зуба ротора 1 асимметричен относительно прямой O₁A₁ (фиг.2), проходящей через центр вращения ротора 1 и вершину зуба А₁, соответственно профиль впадины ротора 2 асимметричен относительно прямой O₂A₂, проходящей через центр вращения ротора 2 и нижнюю точку впадины А₂. Со стороны низкого давления профиль зуба ротора с меньшим числом заходов образован последовательно расположенными от вершины зуба к его основанию кривыми A₁B₁, B₁C₁, С₁Д₁ и Д₁Е₁. Участок A₁B₁ образован кривой ρ = R₁(1-C₁ϕ²-C₂ϕ³+C₃ϕ⁴), участок B₁C₁ - дугой окружности радиуса R=1,22-1,29 высоты зуба, центр которой смещен относительно прямой О₁А₁, соединяющей центр ротора 1 с вершиной на величину L=0,1-0,12 высоты зуба в сторону высокого давления, участок С₁Д₁ - эллипсом, малая ось которого лежит на прямой O_RC₁, соединяющей центр дуги окружности О_R с точкой сопряжения дуги и эллипса С₁. Эллипс сопряжен с окружностью впадин дугой окружности радиуса r₀. Границами участков служат центральные окружности радиусов R_B1, R_C1 и R_H1, причем разности (R_B1-R_H1) и (R_C1-R_H1) равны соответственно 0,89-0,92 и 0,38-0,42 высоты зуба.

Полярный радиус ρ на участке А₁В₁ проведен из центра ротора 1. Величины коэффициентов С₁, C₂ и C₃ в уравнении кривой участка A₁B₁ определяются исходя из равенства функций и их первых производных в точке B₁ сопряжения первого и второго участков и в зависимости от геометрических размеров профилей составляют соответственно (0,0005-0,009)R₁, (0,01-0,15)R₁ и (0,2-0,3)R₁. Величины большой и малой осей эллипса а и b составляют соответственно 1,65-1,80 и 1,45-1,60 высоты зуба и определяются из условия увеличения величины угла давления α, угла между нормалью к профилю N в точке его пересечения Д₁ с начальной окружностью и нормалью к этой окружности, с обеспечением необходимой толщины зуба ротора 2.

Так как малая ось и центр эллипса лежат на прямой О_RС₁, а точка C₁ является общей для окружности участка B₁C₁ и эллипса, то обеспечивается равенство функций и их первых производных в точке C₁ сопряжения второго и третьего участков, что обеспечивает плавность сопряжения кривых в точке C₁.

Профиль зуба ротора 2 с большим числом заходов со стороны низкого давления образован кривыми А₂В₂, B₂C₂, С₂Д₂ и Д₂Е₂, которые являются огибающими кривых A₁B₁, В₁С₁, С₁Д₁ и Д₁Е₁.

Был произведен обсчет профилей роторов, имеющих следующие основные геометрические характеристики:
Ротор с меньшим числом заходов: радиус внешней окружности R_I=40 мм, радиус начальной окружности Р_III=27 мм, радиус окружности впадин R_BIII=26,2 мм, число зубьев Z₁=6.

Ротор с большим числом заходов: радиус внешней окружности R₂=36,8 мм, радиус начальной окружности R_H2=36 мм, радиус внутренней окружности R_BH2=23 мм, число зубьев Z₂=8.

Расстояние между центрами роторов А=63 мм.

При выполнении вершины зуба 3 со стороны низкого давления по кривой ρ = R₁(1-C₁ϕ²-C₂ϕ³+C₃ϕ⁴) и данных геометрических размерах профилей роторов величина глубины щели В (фиг.3) равна 1,804 мм.

Размер глубины щели В определен по методике [1] cтр. 229, при этом глубина щели В равна ширине зуба на расстоянии h от вершины зуба, равном чертежному зазору δ между поверхностями одного знака кривизны.

Глубина щели, рассчитанная по той же методике, для профиля прототипа [3] при этих же геометрических размерах роторов В=0,96 мм. Большая глубина щели создает большее сопротивление перетечкам газа по гребню ротора с меньшим числом заходов, что обеспечивает меньшую разность давлений в соседних парных полостях винтовых поверхностей роторов и, следовательно, повышение КПД винтового компрессора.

Выполнение профиля зуба 3 на стороне низкого давления со стороны начальной окружности в виде эллипса с указанными выше размерами и положением центра позволяет увеличить угол давления α до 70,5-70,8^o против 65-70^o для роторов, выполненных по [3]. С увеличением угла давления уменьшаются потери энергии на трение винтовых поверхностей роторов.

Указанные преимущества профилей роторов позволяют получить технический результат при использовании изобретения - повышение КПД компрессора на 0,7-1,2%.

Кроме того, зубчатое зацепление выполнено с передаточным числом i_1,2= Z₂/Z₁= 8/6= 1,33 (фиг.1) в отличие от известных схем винтовых компрессоров, где i_1,2= 1,5 и Z₁/Z₂=4/6. Увеличение числа зубьев позволяет увеличить степень сжатия газа в компрессоре, уменьшить шум, снизить колебания крутящего момента, повысить экономичность компрессора.

Литература
1. Сакун И.А. Винтовые компрессоры. - М. - Л.: Машиностроение, 1970.

2. Авторское свидетельство СССР 1135922, МПК F 04 C 18/16, опубл. 1985 г.

3. Патент РФ 2109170, МПК⁶ F 04 C 18/16, опубл. 20.04.98 (прототип).

Изобретение может быть использовано в компрессорной технике. Зубчатое зацепление образовано двумя параллельно расположенными с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями роторами с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора. Профиль зуба винтовой части ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления от окружности выступов до начальной окружности образован последовательно расположенными сопряженными кривыми. Участки профиля винтовой части ротора с большим числом заходов являются огибающими соответствующих участков ротора с меньшим числом заходов. Изобретение позволяет повысить КПД зубчатого зацепления путем увеличения длины пути дросселирования газа по вершине зуба и увеличения угла давления на профиле со стороны низкого давления. 3 ил.

Зубчатое зацепление винтового компрессора, образованное двумя параллельно расположенными с взаимоогибаемыми винтовыми поверхностями роторами с большим и меньшим числом заходов, каждый из которых в торцевом сечении имеет профиль зуба, асимметричный относительно прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора, часть профиля зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления образована дугой окружности, центр которой смещен в сторону высокого давления, отличающееся тем, что со стороны вершины зуба введена кривая
ρ = R₁•(1-C₁ϕ²-C₂ϕ³+C₃ϕ⁴),
где R₁ - радиус внешней окружности ротора с меньшим числом заходов;
ρ - радиус-вектор, проведенный из центра вращения ротора;
ϕ - полярный угол;
С₁, С₂, С₃ - константы, соответственно равные (0,05-0,9)10^-2, 0,01-0,15 и 0,2-0,32 от R₁,
а со стороны начальной окружности введена часть эллипса, большая и малая ось которого составляет соответственно 1,65-1,80 и 1,45-1,60 высоты зуба, малая ось лежит на прямой, соединяющей центр дуги окружности с точкой сопряжения дуги и эллипса, при этом величина радиуса окружности выполнена равной 1,22-1,29 высоты зуба, ее центр смещен на расстояние 0,10-0,12 высоты зуба, а разности радиусов центральных окружностей, проходящих через точки сопряжения кривых и начальной окружности, равны соответственно 0,89-0,92 и 0,38-0,42 высоты зуба.