зубчатое зацепление винтового компрессора

Формула изобретения

Зубчатое зацепление винтового компрессора, содержащего 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, часть профиля 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

= R₁(1 - a₁³ + a₂²ⁿ),

где R₁ - радиус внешней окружности ротора с меньшим числом заходов,

- радиус-вектор проведен из центра вращения ротора;

- полярный угол;

n - целое число 2, 3, 4;

a₁ и a₂ - константы, равные соответственно 9,2 - 12,5 и 33,5 - 80 10³ от R₁,

а со стороны начальной окружности введен эллипс, большая и малая ось которого составляет соответственно 1,1 - 1,3 и 0,75 - 1,2 высоты зуба, малая ось лежит на прямой, соединяющей центр дуги окружности с точкой сопряжения дуги и эллипса, причем величина радиуса окружности выполнена равной 1,36 - 1,46 высоты зуба, ее центр смещен на расстояние 0,21 - 0,28 высоты зуба, а разности радиусов центральных окружностей, проходящих через точки сопряжения кривых и начальной окружности, равны соответственно 0,94 - 0,97 и 0,25 - 0,35 высоты зуба.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к компрессорной технике, а именно к винтовым маслозаполненным компрессорам.

Известны зубчатые зацепления винтовых компрессоров [1].

Известны зубчатые зацепления винтовых компрессоров с асимметричными в торцевом сечении зубьями винтов, у которых профиль зуба вита с меньшим числом заходов со стороны высокого давления выполнен по циклоиде, что позволяет уменьшить осевую негерметичность за счет уменьшения величины треугольной щели. Профиль зуба с меньшим числом заходов со стороны низкого давления выполнен по окружности, центр которой лежит на начальной окружности.

Недостатком этого зацепления является недостаточно большая суммарная площадь впадин винтов.

Известно также зубчатое зацепление винтового компрессора, выбранное в качестве прототипа, у которого часть профиля зуба винта с меньшим числом заходов со стороны низкого давления очерчена двумя последовательно расположенными от вершины зуба к его снованию дугами окружностей большего и меньшего радиуса, причем центр дуги меньшего радиуса расположен на прямой, проходящей через вершину зуба и центр вращения ротора, а центр другой смещен в сторону высокого давления, что позволяет уменьшить относительную длину линии контакта и повысить суммарную площадь впадин винтов, т.е. производительность [2].

Одним из недостатков данного зацепления является небольшая длина пути дросселирования газа по вершине зуба винта с меньшим числом заходов, что приводит к увеличению разности давлений в полостях винтов, а следовательно, и к уменьшению КПД компрессора.

Как известно, в месте контакта винтов возникают потери энергии, связанные с трением поверхностей друг о друга. Эти потери увеличиваются с уменьшением угла давления, т.е. угла между нормалью к профилю в точке его пересечения с начальной окружностью и нормалью к этой окружности. С уменьшением угла давления уменьшается нагрузочная способность, так как возрастающие потери энергии приводят к увеличению изнашивания зубьев.

Другим недостатком данного зацепления является низкая величина угла давления.

Цель изобретения - повышение экономичности и нагрузочной способности путем увеличения длины пути дросселирования по вершине зуба ротора с меньшим числом заходов и увеличения угла давления с одновременным уменьшением относительной длины линии контактов.

Технический результат, который может быть получен при использовании изобретения - повышение КПД компрессора на 1-1,5%.

Это достигается тем, что в зубчатом зацеплении винтового компрессора, содержащего 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, часть профиля 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 = R₁(1-a₁³+a₂²ⁿ) , где R₁ - радиус внешней окружности ротора с меньшим числом заходов; радиус-вектор проведен из центра вращения ротора; - полярный угол, целое число n=2,3,4, a₁ и a₂ - константы, равные соответственно 9,2 - 12,5 и 33,5 - 8010³ от R₁; дугой окружности, радиус которой равен 1,36 - 1,46 высоты зуба, а центр смещен в сторону высокого давления на расстояние 0,21 - 0,28 высоты зуба; и эллипсом, большая и малая ось которого составляют соответственно 1,1-1,3 и 0,75-1,2 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 0,94-0,97 и 0,25-0,35 высоты зуба.

На фиг. 1 изображено зубчатое зацепление винтового компрессора; на фиг. 2 - зависимость величины глубины щели на вершине винта с меньшим числом заходов B, относительной длины линии контакта по участку BE L_BE/R_1Н, относительной длины суммарной линии контакта по всем участкам профиля L/R_1H от относительной величины радиуса дуги окружности ; на фиг. 3 - зависимости относительной суммарной площади впадин (f_1n+f_2n)/R²_1H и относительной длины линии контакта LR_1H/(f_1n+f_2n) от величины , где f_1n, f_2n - соответственно площади впадин винтов с меньшим и большим числом заходов; R_1Н - радиус начальной окружности винта с меньшим числом заходов, =R₁-R_1Н - высота зуба, R₁ - радиус внешней окружности винта с меньшим числом заходов.

Зубчатое зацепление винтового компрессора (фиг. 1) содержит роторы 1 и 2 с меньшим и большим числом заходов.

Профиль зуба 3 асимметричен относительно прямой O₁B₁, проходящей через центр вращения ротора 1 и вершину зуба B₁, соответственно профиль впадины 4 асимметричен относительно прямой O₂B₂, проходящей через центр вращения ротора 2 и нижнюю точку впадины B₂.

Со стороны высокого давления профиль зуба ротора с меньшим числом заходов образован последовательно расположенными от вершины зуба к его основанию кривыми B₁C₁, C₁D₁, D₁E₁ и E₁F₁. Участок B₁C₁ образован кривой = R₁(1-a₁³+a₂²ⁿ), участок C₁D₁ - дугой окружности радиуса R, центр которой смещен от прямой, соединяющей центр ротора с вершиной зуба O₁B₁ на величину l в сторону высокого давления, а участок D₁E₁ - эллипсом, малая ось которого b лежит на прямой O_RD₁, соединяющей центр дуги окружности O_R с точкой сопряжения дуги и эллипса D₁.

Ножка зуба (т.е. часть зуба, лежащая между окружностью R_1H и окружностью впадин) выполнена по окружности радиуса r₀.

Границами участков служат центральные окружности радиусов R_C1, R_D1 и R_1H, причем разности (R_C1-R_1H) и (R_D1-R_1H) равны соответственно 0,94-0,97 и 0,25-0,35 от высоты зуба.

Радиус-вектор проведен из центра ротора с меньшим числом заходов, целое число n = 2; 3; 4, величины констант a₁ и a₂ определяются, исходя из равенства функций и их первых производных в точке C сопряжения первого и второго участков, причем в зависимости от геометрических размеров профилей и целого числа n их величины равны соответственно 9,2-12,5 и 33,5-8010³ от R₁. Величины большой и малой осей эллипса a и b составляют соответственно 1,1-1,3 и 0,75-1,2 высоты зуба и определяются из условия обеспечения необходимой величины угла между нормалью к профилю в точке его пересечения E₁ с начальной окружностью и нормалью к этой окружности, а также толщины зуба ротора с большим числом заходов F₂G₂. Так как малая ось эллипса лежит на прямой O_RD₁, а центр эллипса отстоит от D₁ на величину b, обеспечивается равенство функций и их первых производных в точке D₁ сопряжения второго и третьего участков.

Окружность радиуса r₀ касается начальной окружности ротора 1, а величины его радиуса и координаты центра определяются из равенства функций и их первых производных в точке E₁.

Со стороны низкого давления профиль зуба ротора с большим числом заходов образован кривыми B₂C₂, C₂D₂, D₂E₂ и E₂F₂, которые являются огибающими кривых B₁C₁, C₁D₁, D₁E₁, E₁F₁.

Был произведен обсчет профиля винтов, имеющих следующие основные геометрические характеристики:

ротор с меньшим числом заходов: радиус внешней окружности R₁ = 107,5 мм, радиус начальной окружности R_1Н = 64 мм, радиус окружности впадин R_1вн = 62 мм, число зубьев Z₁ = 4.

ротор с большим числом заходов: радиус внешней окружности R₂ = 98 мм, радиус начальной окружности R_2Н = 96 мм, радиус окружности впадин R_2вн = 52,5 мм, число зубьев Z₂ = 6.

расстояние между центрами роторов A = 160 мм.

При выполнении вершины зуба ротора с меньшим числом заходов со стороны низкого давления по кривой = R₁(1-a₁³+a₂²ⁿ) и геометрических размерах профиля винтов, приведенных выше, величина глубины щели на вершине зуба 3 B = 5,7-6,4 мм, в то время как при таких же основных геометрических размерах винтов и вершине, выполненной по [2], величина B=2,51 мм, т.е. меньше в 2,27-2,55 раза. Большая глубина щели предопределяет большее сопротивление перетечкам газа по гребню винта с меньшим числом заходов, меньшую разность давлений во впадинах винтов и, следовательно, повышение КПД винтового компрессора.

Выполнение профиля зуба с меньшим числом заходов на стороне низкого давления со стороны начальной окружности в виде эллипса, большая и малая ось которого составляют соответственно 1,1-1,3 и 0,75-1,2 высоты зуба, причем малая ось лежит на прямой, соединяющей центр дуги окружности с точкой сопряжения дуги и эллипса, позволит увеличить угол давления _p (т.е. угол между нормалью к профилю N в точке его пересечения E₁ с начальной окружностью и нормалью к этой окружности O₁E₁) до величины 65-70^o против 48,5^o для винтов таких же основных геометрических размеров, выполненных по [2].

С увеличением угла давления _p уменьшаются потери энергии на трение поверхностей винтов и, следовательно, увеличивается нагрузочная способность винтов из-за уменьшения изнашиваемости зубьев.

В предлагаемом зубчатом зацеплении момент на винте с большим числом заходов на фиг. 1 направлен в сторону его вращения и составляет 2-3% от момента на винте с меньшим числом заходов. В результате значительно сократится величина момента, передаваемая через боковые поверхности профиля, что также повысит нагрузочную способность профиля.

Основой кривой зуба 1 является участок C₁D₁, описанный окружностью радиуса R. На фиг. 2 и 3 приведены зависимости, из которых следует, что с увеличением относительной величины R/h возрастает величина глубины щели на вершине зуба 3, а так же суммарная относительная площадь впадины (f_1n+f_2n)/R²_1H, определяющая производительность винтового компрессора. При значении R= (1,36-1,46)h величина относительной длины линии контакта по участку BE L_BE/R_1Н, величина суммарной относительной длины линии контакта по всем участкам зацепления винтов L/R_1H и величина суммарной длины линии контакта, отнесенной к суммарной площади впадин LR_1H/f_1n+f_2n,, имеют наименьшие значения. При этом величина смещения центра окружности радиуса R равна 0,21-0,28h. Минимум суммарной длины линии контакта, отнесенной к суммарной площади впадин LR_1H/(f_1n+f_2n) определяют максимум КПД винтового компрессора.

Таким образом, выполнение части профиля со стороны низкого давления по описанным выше кривым позволяет с ростом сопротивления по вершине гребня ротора с меньшим числом заходов и увеличением нагрузочной способности одновременно уменьшить относительную длину линии контакта на 1,5-2,0%, что повышает КПД винтового маслозаполненного компрессора на 1-1,5%.

Расчет дисковых фрез для нарезки роторов с большим и меньшим числом заходов, выполненным по описанным выше кривым, показал, что винты могут быть изготовлены без дополнительных капитальных затрат на станках 2АС фирмы "Hollroid".