автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.03, диссертация на тему:Разработка методики расчета и исследование спирального холодильного компрессора

Санкт-Петербургская Государственная академия холода и тщеига теыгологий

На прзппх рукописи УДК 612.674

ФО'ЙИКО Мэтсаил Еладтяфопяч

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА И ИССЛЕДОВМГЛЕ СПИРАЛЬНОГО холодильного КОМПРЕССОРА

Специальность 05.04.03. - Шэшшш и аппарата холодил!,пой

и криогенной техники и систем кондиционирования

АВТОРЕФЕРАТ диссертация па соискание ученой степени кандидата технических паук

Санкт-Петербург 1994

Работа выполнена в Санкт-Петербургской Государственной академии холода и пшцевих технологий.

Л '"•

Научный руководитель - Заслужешшй деятель науки и* техники Российской Федерации, доктор технических наук, профессор Сакун Иван Акимович

Официальные оииопеити:

доктор технических паук Прилуцкнй Игорь Кииовнч кандидат технических наук Диментов Юрий Иосифович

Ведущее предприятие: Санкт-Петербургское АО "ЛенШИхиммаш".

Защита состоится и Фек'/ЗСЛЯ 1995 г. в час

на заседании еиециалипированного Совета * I при Санкт-Петербургской Государственной академии холода и пшцевшс технологий /шифр К 063.02.11/.

Ваш отзыв в двух экземплярах, заверенный печатью учреждения, просим направлять в адрес акадеими: 191002, г. Санкт-Петербург, ул. Ломоносова, 9, СНбГАХПТ.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке академии. Автореферат разослан 9 199-3 г.

Ученый секретарь специализированного

наук,

/О

/ ж ■

Л. А. АКУЛОВ

Совета, кандидат технических наук,

/О

профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность тени. Все большее распространение б маре получают холодильные машины малой и средой производительности, которые находят широкое применение среди торгового оборудования, в технологических процессах многих отраслей народпого хозяйства, для хранения продукции, а так же при кондиционировании воздуха и в теплових насосах.

Повышение эффективности малых холодильных машин возможно за счет улучшения энергетических и объемных характеристик компрессоров, снижения их массо-габаритных показателей, повышения надежности.

В гфомышлеяно развитых странах, преяде всего в Японии и США, в последние годы широкое распространение получил новый тип ротационного компрессора - спирзлыщй, который по данным зарубеашх исследователей выгодно отличается от поршневого и других типов компрессоров сравнимой производительности по объемным и энергетическим характеристикам, массогабарит-тп4 показателям и надежности.

До настоящего времени не было отечественной работоспособной конструкции горизонтального сальникового спирального компрессора (СПК), а зарубежные публикации о расчете СГОС и его исследованиях носят неполный и отрывочный характер. Поэтому ваигай задачей является создашь и исследование работоспособности горизонтального спирального компрессора, а так Ее разработка методах,! его расчета а изучение рабочих процессов.

Цель и задачи исследования. Целью настоящей работы является разработка методики расчета, создание и исследование спирального холодильного компрессора.

Поставленная цель определила решение следущих задач:

- разработка конструкции, изготовление п исследование работоспособности спирального компрессора;

- теоретическое исследование рабочих процессов спирального компрессора;

, - разработка методики расчета а численное исследование сил и моментов сил, действувщих в СПК;

- экспериментальное исследование объемных и энергетических характеристик компрессора.

Научная новизна. Получены результаты экспериментального исследования горизонтального спирального компрессора.

Разработана методика расчета сил и моментов, определения оптимальных параметров спиралей на основе анализа сил и моментов, действующа на подвязную спираль (ПСП). Проведено численное исследование сил и моментов, действующа в СПК.

Проведен теоретический анализ рабочих процессов СПК.ОбнарузЕПО явление сокращения объема ячеек всасываний до их закрытия.

Предложена методика расчета скорости рабочего вещества и газодинамических потерь в процессе всасывания.Теоретически обосновано предположение о том, что потери давления газа на всасывании в СШ значительно меньше, чем в поршневом компрессоре при равшх условиях.

Практическая ценность полученных результатов. Даны конкретные рекомендации до проектированию спирального компрессора. Экспериментально доказана работоспособность разработанного механизма движения при частоте вращения вала до 50 с-1.Приведена методика расчета объемов рабочих ячеек, газодинамических потерь,определения давлепия внутреннего сжатия. Получены результаты экспериментального поэлементного исследования потерь мощности на трение на холостом ходу. Полученные дашше позволят производить обоснованный расчет и проектирование малых холодит чых машин на базе СПК.

Реализация работы в промышленности. Результата диссертационной работы использованы при расчете и проектировании спирального компрессора в Производственном Объединении "Мякрокомпонент". По разработанной нами технической документации и при непосредственном участии в объединении изготовлен опытный образец СПК.

Полученные дашше нашли применение на Ярославском заводе холодильного машиностроения при проектировании опытного спирального компрессора, предполагаемого для замены поршневого компрессора в малых холодильных машинах. Ожидаемая экономическая эффективность от внедрения в серийног производство спирального компрессора составит 20 тыс. руб. на одну машину по состоянию на январь 1994 г. Планируемый выпуск малых холодильных нашил на базе спирального компрессора - 1000 единиц в год.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на научно-технической конференция профессорско-преподавательского состава и аспирантов СПбТИХП (С.-Петербург, 1989, 1993, 1994), Международной научно-практической конференции "Наукоемкие технологии и конверсия-90" (С.-Петербург, 1993), совещании "Холодильная техника России. Состояние и перспективы." (С.-Петербург, 1993).

Публикации. Материала работы опубликованы в 4 печатных работах, по-лучепо 2 авторских свидетельства.

о&ьен и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав и заключения. Работа содержит 94 страницы машинописного текста,3 таблицы, 56 рисунков, библиографию с 54 наименованиями и II страниц приложений.

СО ДЕБОШ ШЕ РАБОТЫ В настоящее время около 30 фирм промышленш развитых государств занимаются активными разработками СПК, и не менее 8 фирм приступили к массовому производству. Выпуск спиральных компрессоров достиг 2 миллионов

штук В 14)д.

По датшм зарубежных исследователей холода ггышЛ сшфалышЯ компрессор имеет преимущества в сравнении с поршневым по целому ряду характеристик и свойств: более пысогаШ - на 10 - 15 % коэффициент полезного действия; более высокий - па 15 - 30 % коэффициент подачи; мет,миг- г-абарити па 30 % и массу па 15 %; меньшее количество деталей; низе уровень звукового давления (шума) па 5-7 Дб; меньшая в 10 раз неравномерность крутящего момента, возможность полного уравновешивания снижает уровень вибрации,позволяет эффективно работать в широком диапазоне врацения пршюдпого вала - от 700 до 13С00 об/мин; отсутствие исаашлщего и нагнетательного клапанов, все это обусловливает большую надежность.

Полости всасывания п нагнетания в СПК разделены рабочими ячейками с промежуточным давлением, поэтому нет необходимости п пр.меаетга клапанов на всасывании и нагнетании.Процесс всасаснвания ¡пчжпется е образования ячеек всасива.гия,длится на протяжении почти полного обоуюта пала, и после закрытия ячейки всасывания порция рабочего вещества начинает сжиматься, п всасывание новой пордая газа в последующа ячейку вновь повторяется.

■Площадь рабочей ячейки определяется из выражения

¡п

пеп

- 2

ПС

ФПСП1

| [ г0 ВЫ %си - г0 <^СЕ ооз + ^СПаИ >

* со п1п а ] го %са соп %гм

«V

НСП1

| [го аш -

ф,

НСП(1+1)

- Гп Ф,

о теп

сов ^нсп) го '*нсп С08 %сп ЛРцсЦ

(I)

где г0 - радиус основной окружности спирали,м; е0 - экс." птриситэт, м; ФПСП1 и фцСП1 - углы полярного вектора подвижной и неподвижной спиралей о точке касания 1; ФПСГ1(1+1) п Фцспи+и ~ ^глы ПОЛЯРНОГО вектора подвижной и пеподвшшой спиралей в точке касания (1 + 1); а - угол поворота зала. Объем партой ячейки

V - 2 5яч (2)

гдп Ь высота ребра спирала, м.

Расчет и исследование геометрических параметров ячейки всаснванзм в течешш одного оборота вала от начала ее образования до полного закрытия (рис. I) позволил впервые обнаружить явление ■ Сокращения объема ячейки всасывания до ее закрытия, вследствш чего происходит вытеснение некоторого количества рабочего вещества. Для параметров спиралей, применяема в

V

ол

ор 0,4

V О

•V

Г\

Ж 27С Ж ^Ж ЗХ< Рис.2.Изменение относительного объема рабочей ячейки от ума поворота вала.

5Г гя<<

Рис.I.Зависимость относительного объема ячейки всасывания от угла поворота вала.

настоящее время в СИ',дохл сокращаемого объема составляет от 3 до 5 %. Но в связи с тем, что спиральный компрессор является высокооборотной машиной, а площадь входного сечения ячейки всасывания в этот период незначительна, масса вытесняемого газа меньше доли сокращаемого объема на I - 2 %. То есть из ячейки всасывания до ее закрытия может быть вытеснено 1-4 % массы всасываемого газа, что не может существенно сказаться на энергетических показателях компрессора, т. к. затрата работы па преодэление газодинамических потерь в процессе всасывания малы, а с увеличением частоты вращения вала уменьшается доля вытесняемой массы газа.

Скорость рабочего вещества в процессе всасывания определяется из выражения

47,

св =

а

Бвся ^

(3)

где ш - угловая скорость вала, рад/с; 8ВСЯ - площадь входного сечения ячейки всасывания, м2; йЧа - изменение объема ячейки всасывашш при повороте вала на угол йа.

При параметрах рабочих органов, принятых для опытного компрессора, расчетная средняя скорость всасываемого газа при п0 = 50 с-1 равна II м/с и лишь при частоте вращения 117 - 167 с-1 .достигает рекомендуемых значений для скорости газа во всасывающем клапане поршневого компрессора. Следовательно, значения газодинамических потерь в процессе всасывания также незначительны. Расчеты показали, что при пс = 50 с-1 потери давления в СПК составляют лишь 7 % от значения ДРВС поршневого компрессора.

В спиральном компрессоре, как и в любой другой компрессорной машине объемного принципа действия, сжатие рабочего вещества осуществляется Зи счет уменьшения объема изолированной порции газа. Рабочие органы компрессора - подвижная (ПСП) и неподвижная (НСЛ) спирали теоретически имеют

между собой паргше точки касания, образуя так™ образом несколько отделенных друг от друга пар рабочих ячеек. Паргше рабочие ячейки образуются на периферии спиралей после бакрытия ячеек всасывания и далее пгодвига-ются к центру НСП, при этом объем ячеек уменьшается (рис. 2), а давление рабочего вещества повышается.

В момент достижения в ячейках расчетного давления нагнетания ячейки долим соединяться с окном нагнетания. При определении внутренней степени сжатия компрессора пужпо учитывать тот факт, что наиболее энергетически выгода режимы, где внутренняя степень "жатия совпадает с внешней.

Существешюе влилпие на процессы в спиральном компрессоре оказывают протечки. Подвижная и неподвихпая спирали, взаимодействуя, образуют два типа щелей, через которые газ перетекает из ячеек с более высоким давлением в ячейки с более низким давлением. Первый тип - это щели радиальной формы, находящиеся в районе теоретических точек контакта, назовем их радиальными щелями. Второй тип - это щели, образованные торцем ребра спирали и платформой, назовем их торцевыми щелями.

Количественный расчет протечек в СПК проводится по методике, разработанной для винтовых компрессоров. Удельный массовый расход газа через щель определяется из зависимости

где Кр - коэффициент расхода;

иг - удельный объем газа после щели, м^/кг;

Р1, Р2 - давление газа до и после щели соответственно. Па.

Проведены расчеты протечек и коэффициента подачи в СПК с параметрами спиралей, соответствующими параметрам экспериментального компрессора .

При расчете це учитывались: подогрев рабочего вещества на всасывании; влияние свойств смазочного масла; балластное доиспарение холодилълого агента из масла. Результаты расчета показали, что доля протечек через торцевые щели составили 75 %, а через радиальные - 25 %, это объясняется тем, что длина торцевых щелей (при данных параметрах спиралей) в 2,3 раза больше, чем длина радиальных. Для уменьшения протечек через торцевые щели в современных конструкциях СПК часто используют уплотпепия, которые укладывают в канавки, выфрезерованные по торцу ребра спирали.

Расчетное значение коэффициента подачи показало удовлетворительную сходимость с данными эксперимента.

Величины сил и моментов,действующих на подвижную сшраль, необходимы для расчета противовесов, подшипников, жесткости и прочности рабочих органов, вала, обеспечения устойчивости подвижной спирали во время работы компрессора.

(4)

Рис. 3. Схема сил, действующих в спиральном компрессоре.

На подвижную слираль действумт следущие сшш (рис. 3):

- радиальные газовые силы действупцие в направлении перпендикулярном оси вала компрессора в результате разности давлений в рабочих ячейках и польсти всасывания,они переменны по величине и направлению;

- осевые газовые силы 5Ш0,- которые действуют параллельно оси ведущего вала в результате разности давлений в рабочих ячейках и полости под подвижной спиралью;

- цснтробешше силы £Пц параллельные линии, соедиялидей центр неподвижной спирали с цент(юм эксцентрика, постоянны по величине и переменны по цапрпвленшв (при ы - сошП).

Радиальная газовая сила определяется кз выражения

йр > Ь (Р1 - Р1М), (5)

хде Р| - давление со стороны внутренней поверхности ребра спирали; - давление со стороны впешней поверхности ребра шфали;аА - ддинз хорда, которая стягивает дугу неуравновешенного участка спирали; Ь - высота ребра спирали.

Равнодействующа" радиальная газовая сила от двух сил

Жр - /в^, + + Й,,, V С0В('Ь " V» (6)

где - угол наклона радиальной газовой силы в первой рабочей ячейке; - угол наклона радиальной газовой силы ю второй рабочей ячейке.

Угол наклона равнодействующей радиальной силы определяется

*в 7л

Ир, в1п 7, + П^ в1п 72

(7)

Пр, СОВ 7! + Ирг сое Тг

В случае, когда количество рабочих полостей (а так же со.тиетстиуо-щих им сип) более даух, то после нахождения равнодействующей от перлмх двух сил и ее угла наклона онн геометрически складывается с третьей силой, в находится угол ее наклона,и так дальше до определения равнодействующей всех рчдиалышх сил.

Осевая сила, возникающая в парной промежуточной {йбочей ячейке с

давлением Р.

П,

01

2 («он + пор11'

+ аор1'1+1] =

у ,

2 ( Знч ( *Ч ~ РВС ) + [—

о ( Р,

+ р

1-1

+ ь.

И-

р вс| *

(0)

"1*1+1 " I 'ВС

где Пов - осевая сила, действущэя па площадь основания ячейки; {, осевая сила, действугщая на площадь торца ребра спирали, где давление с внеьней и внутренней сторон ребра спирали различии; П^, 1 (, - осевая сила, действующая па площадь торца ребра спирали, где давление с внешней и внутрешюй сторон ребра спирали рашш Р^; Бяч - площадь соответствущей ячейки и 1ц, - длина соо'лзетствупцих участков ребер спирали; О -толщина ребра спирали. Равнодействующая осевая сила Ш0 равна арифметической сумме осевых сил в ячейках.

Пьриод изменения равнодействующих радиальной н осевой газовых сил определяется одним оборотом эксцентрикового вала (рис. 4).

2 Я, И

1000 я» ¡00 100 600 500

т

Г- А*.

/ / \

/ VI

4«.

У у

о ж г% с^

Рис. 4. Зависимость равнодействующих радиальной и осевой сил от угла поворота вала.

Разница между средним и максимальным значением равнодействующих радиальной и осевой сил в СПК составляет 22 - 23 Ж, что в 9 - 10 раз меньше, чем разница максимальной и средней равнодействующей тангенциальной силы в поршневом компрессоре - это объясняет значительно меньшую неравномерность крутящего момента в СПК,лучшие вибрационные и шумовые характеристики, дает возможность работать в широком диапазоне частоты вращения вала, что подтверждается зарубежными экспериментальными дашг-чи. Значения равнодействующих радиальной и осевой газовых сил необходимы для расчета подшипников, жесткости и прочности валз и рабочих органов компрессора.

На подвижную спираль действуют слсдупцие моменты сил: момент сопротивления орбитальному движению ПСП; опрокидывающий момент; момент устойчивости.

Момент сопротивления в СПК действует в результате того, что радиальные газовые силы и их равнодействующая никогда не проходят через центр подвижной спирали. Наличие плеча и создает момент газовых сил, направленный против движения подвижной спирали. Момент сопротивления

ис = ЗНг ЬС (9)

где Жр - суммарная радиальная сила; Ьс - плечо момента сопротивления.

Из схемы сил, действующих на подвижную спираль (рис. 3), видно, что равнодействующая газовая радиальная'сила создает опрокидывающий момент, а равнодействующая осевая сила - противодействующий ему момент устойчивости. Опрокидывающий момент определяется

М0 = Нр, (10)

где ^ - плечо опрокидывающего момента.

Момент устойчивости

Иу = 2В0 V (П)

где Ь0 - плечо момента устойчивости.

Результаты расчетов моментов сил в зависимости от изменения параметров спир-члей - эксцентриситета и высоты ребра представлены на рис. 5 и представляют собой номограмму. В части номограммы слева от линии момента устчйчивости Му (при меньшем эксцентриситете) имеем область, где опрокидывающий момент больше Му. Работа компрессора в таких условиях может привести к касанию спиралей и к повышенному износу рабочих органов, большим потерям на трение, а это ведет к понижению энергетических характеристик, что подтверждается экспериментальными данными зарубежных исследователей.

В случае, когда момент устойчивости больше опрокидывающего момента (область номограммы справа от линии Ыу), подвижная спираль находится в устойчивом состоянии. Но при отдалении от линии Му вправо (т. е. увеличении зксцеитриситета б0) возрастает осевая сака, действующая на ПСП,а следовательно, растут и потери на работу трения в упорном подшипнике.

М,Н-м

юо ю ш ад 20

о

\Ы/о8

га

юо' о

1 5' 6 7 г д ^м

Рис.5. Зависимость теоретического объема всасывания, момента устойчивости и опрокидывающего момента от эксцентриситета и высоты спирали.

Из сказашюго выше следует, что оптимальный режим работы будет при параметрах спиралей, соответствующих области, близлежащей справа от линии момента устойчивости, то есть момент устойчивости должен бить равен опрокидывающему моменту с учетом коэффициента устойчивости

Иу = Ку и0 .

Коэффициент устойчивости ку принимается равным 1,1 - 1,2.

Номограмма, представленная па рис. 5,дает возможность определить оптимальные параметры спиралей для компрессора выбранной производительности. В нижней части номограммы имеются графики изменения теоретической объемной производительности в зависимости от эксцентриситета и высоты спирали. Для определения оптимальных параметров спирали необходимо провести горизонтальную линии, соответствувдую зыбранной производительности. От точек пересечения с линиями производительности для раз-чипой высоты ребра № = 20 мм, л = 30 мм, ь = 40 мм) требуется провести вертикали до линий опрокидывающего момента соответствующей высота ребра спирали. Анализ полученных точек дает возможность определить оптимальные параметры спиралей.Например,да объемной производительности 100 см3 за Оборот получаем: при Ь - 40 мм опрокидывающий момент М0 превышает момент устойчивости, что приведет к неустойчивой работе подвижной спирали, трению и износу между ПСП и НСП; при Ь = 20 мм Му значительно превышает М0, что приведет к повышенной нагрузке на упорный подшипник. При Ь = 30 мм опрокидывающий

момент незначительно превышает момент устойчивости/™ почти соответствует оптимальному режиму работы компрессора. И при некоторой кс^юктаровке параметров спирали (эксцентриситета и гисота) можно сбиться равенства расчетных моментов л с 'учетом коэф^п'.цента устойчивости ку=Т,1-1,2.

При проектировании спирального компрессора необходимо построить номограмму, подобную рис. 5 при условиях расчетного режима и при параметрах спиралей, близких к необходимой производительности, после чего можно определить параметры рабочих органов, отвечающих требованиям 'устойчивости подвижной спирали.

На основании расчетов по вышеприведенной методике была разработана конструкция геризонтальниго спирального компрессора, схема которого представлена на рис. 6.

О

Рис. С. Схема компрессора.

ОпытшЯ СПК состоит из следующих осношшх деталей и узлов: неподвиг-ной спирали I; подвижной спирала 2 прогивоновэротного устройства 3, которое обеспечивает плоско-параллельное движение ПСП по о|)бите без воз-данности поворота; корпуса 4; ведущего эксцентрикового вала 5; противовеса В;торцевого уплотнения 7; кореншх шдошпннков 8 и 9; подшипника эксцентрика 10.

Одним из наиболее вахшл узлов спирального компрессора является про-тивоповоротное устройство, так как от точности его изготовления и сборки, надежности ППУ зависит точность взаимодействия спиралей, а следовательно, и эффективность компрессора.

В процессе проектирования экспериментального компрессора по патентным и литературным дзшшм был проведен анализ существующих в настоящее

время конструкций противоповоротшх уст|юйств,на основании которого сделан вывод,что для горизонтального сальникового СПК наиболее подходит шариковое протшюповоротаое устройство.

Этот выбор объясняется следующими факторами: для облегчения работа салышкового уплотнения и уменьшения потерь на трение желательно, чтобы картер компрессора находился под давлением всасывания. При этом возникают значительные осевые силы, действующие на подвижную спираль. Шариковое ППУ одновремешю воспринимает и осевые силы, позтсму при его применении нет необходимости в использовании упорного подшипника.С точки зрения технологичности конструкция шарикового ЛИ также наиболее щи-даопглтельна.

Изготовление основных деталей и сборка компрессора производилась по разработашгой нами технологии.

Проведена предварительная обкатка опытного спирального компрессора.

Предварительные испытания компрессора проводились в два этапа: I) из холостом ходу с поэлементным исследованием потерь мощности на трение; 2) с противодавлением на воздухе.

Экспериментальное исследование потерь мощности на механическое трение проводилось поэлементно путем последовательной . сборта. При частоте вращения вала от 16 до 50 с-1.

Диализ экспериментальных данных показывает, что основные потери на трение приходятся на общие потери между спиралями, в противсповоротном устройстве и подшипнике эксцентрика (42 - 52 2), по эта величина значительно меньше, чем потери в цилиндро-поршневой груше поршневого компрессора, которые достигает до 70 %.Вторую по величине часть потерь (28,7 -44,0 Ж) составляет трение в сальниковом уплотнении вала. Ввиду того, что в качестве коренных подшшпшков били применены иарикоше радиальные подшипники, на ша приходится наименьшая доля потерь (14,0 - 20,5 %).

Испытания СПК на воздухе с противодавлением проводились щи частоте вращения от 16 до 50 с-1 в диапазоне степени сжатия от 2 до 6,в результате чего подтвердилась работоспособность предложенной конструкции СПК.

Дальнейшее исследование опытного компрессора проводилось в составе холодильной машины на калориметрическом стенде на К22. В качестве смазочного масла использовалось масло ХС-100, которое обладает высокой вязкостью и незначительной растворимостью в хладонах.

Исследования проводились при следуй чих условиях: рабочее вещество -И22; диапазон температур кипения 258 - 278 К; диапазон температур конденсации 293 - 303 К; диапазон частоты вращения вала 33,3 - 50 с"1.

Для определения влияния величины перегрева на эффективность работы СПК была проведена серия экспериментов, в которых перегрев изменялся в пределах от 2 до 20 К.Результаты данных экспериментов показали, что изменение характеристик компрессора (коэффициента подачи и эффективного КПД)

- 14 -

пе существенно и находится в пределах погрешности.

Малое влияние перегрева на характеристики СПК выгодно отличает его о г поршневого компрессора, у которого с ростом перегрева наблюдается существенный рост коэффициента подачи. Это можно объяснить тем, что в спиральном компрессоре не могут иметь место такие явления, характерные для поршневого компрессора, как: цикличная растворимость холодильного агента в масле во время сжатия и расширения в компрессоре; явление цикличной конденсации фреона на стенках цилиндра в период сжатия.

Коэффициент подачи опытного компрессора возрастает с повышением частоты вращения вала, это объясняется тем, что с увеличением частоты вращения уменьшается относительная доля протечек рабочего вещества.

Эффективный коэффициент полезного действия с увеличением степени сезтия от 2 до 4 возрастает, что определяется тем фактом, что внутренняя степень сжатия компрессора равна 4, и при внешней степени сжатия меньше четырех, СПК работает в режиме пережатия рабочего вещества, что ухудшает КПД. Поэтому с приближением внешней степени сжатия к зиачешт внутренней, доля работы пережатия уменьшается и, следовательно, КЦД возрастает.

Коэффициент подачи СПК превышает значение А. поршневого компрессора на .величину до 5,5 %.

На рис. 7 представлены графики зависимостей холодопроиэводительнос-тл, потребляемой эффективной мощности и эффективного холодильного коэффи-Чяентл при различной частоте вращения вала.

Рис.7.Зависимость эффективной мощности,

холодопроизводительпоста и холодильного

коэффициента от температуры кипения:

I - Пс = 50 с" -I. »

2 - 11с = 41,7 с"

3 - П0 = 33,3 с"

2п т Т0, К

Эффективный холодильный коэффициент опытного спирального компрессора ниже значения е0 поршневого компрессора ФВ6 на 13 - 18 %. Более низкое значение холодильного коэффициента СПК по ерапнешш с ФВ6 объясняется тем, что хслодопроизводителыюсть поршневого компрессора значительно выше (в 3,5 раза) холодопроизводительности СПК, следовательно, у 086 меньше относительная величина необратимых потерь.

Исследования опытного СПК общей продолжительностью 970 часов подтвердили работоспособность предложенной конструкции спирального компрессора,

Повышение эффективности СПК может бить достипгуто повышением точности изготовления компрессора посредством совершенствования технологии изготовления и сборки деталей и узлов.

выводи

1.В результате расчетно-зкспсриментального анализа.и разработки конструкции основных узлов механизма движения создан горизонтальный сашш-ковнй спиральный компрессор.В ходе проведенных экспериментальных исследований доказана работоспособность опытного СПК и эффективность его приме-непия в составе малой холодильной машины при частоте вращения до 50 с-1.

2. Разработана методика расчета эвольвентгшх спиралей,процессов, сил и моментов, действующих в спиральном компрессоре.

3. Обнаружено и теоретически исследовано явление сокращения объема ячеек всасывания до закрытия ячеек всасывания. Установлено, что сокращение объема ячейки всасывания до ее закрытия составляет величину от 3 до 5 % от объема всасывания в момент закрытия ячейки при параметрах спиралей, применяемых в настоящее время. Однако это явление не может оказать заметное неблагоприятное влияние на энергетические характеристики компрессора, так как доля вытесняемого газа составляет всего 2 - 3 %, а затраты работы на преодзление газодинамического сопротивления незначительны,

4. Расчетным путем показано,что газодинамические потери в СПК в процессе всасывания па частоте вращения вала 50 с-1 составляют лишь 7 Ж от величины газодинамических потерь на всасывании в поршневом компрессоре.

5. Проведено теоретическое исследование процессов в СПК. Даш практические рекомендации по выбору давления внутреннего сжатия, а также по профилированию начальных участков спиралей и отверстия нагнетания.

6. Теоретически определено, что доля протечек в СПК через торцевые щели составляет 75 %, а через радиальные - 25 %.

7. На основе расчетного анализа влияния параметров спиралей яа силы, опрокидывающий момент и момент устойчивости даны рекомендации по выбору оптимальных параметров спиралей, с тем, чтобы взаимодействие ПСП я НСП происходило без заклинивания и минимальными потерями на трение.

8. Экспериментальные исследования показали сопоставимые значения характеристик спирального и поршневого компрессоров.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1. Сакун И.А., Фоменко М.В. Вопроси конструктивного и динамического расчета спирального холодильного компрессора. // Повышение эффективности процессов холодильных машин и установок пизкопотенциальпой энергетики: Межвуз.сб.науч.тр. - С.-Пб.:СП6ТИХП, 1992. - с. 23 - 28.

2. Сакун И.А., Фоменко М.В. Некоторые особенности газодшкшческих процессов в спиральном компрессоре. // Повышение эффективности процессов холодильных машин и установок низкопотешдальной энергетики. Меквуз. сб. науч. тр. - С.-Пб.: СПбТИХП, 1993.

3. Фоменко М.В. Вопроси оптимизации параметров рабочих органов спирального холодильного компрессора. Деп. в ЦНШТЭИ-нефтехим I. 09. 93. XG.

4. Сакун И. А., Фоменко М. В. Разработка и создание спирального компрессора. - В кн.: Тезисы докладов международной научно-практической конференция "Наукоемкие технологии и конверсия-93". - Санкт-Петербург, 1993.

5. Сысоев В.Л., Сакун И.Д., Фоменко М.В. Спиральный компрессор.. А. С. й 1798543 // Б.И. 1993. Ji 8.

G. Фоменко М.В., Сакун И.А., Сысоев В.Л. Спиральный компрессор. Л. С. й 1798545 // Б. И. 1993. Ji 8.

, СОКРАЩЙЫЯ

СПК - спиральный компрессор; НСП - неподвижная спираль;

ППУ - иротивошворотное устройство.

Подписано к печати 19.12.94. Формат 00x84 1/16. Бум. газетная. Печать офсетная. Печ.л. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ № 677.

Малое предприятие "ТеплоНон" Санкт-Петербургской государственной академии холода и пищевых технологий. 19100<:, Санкт-Петербург, ул.Ломоносова; 9