Винтовой компрессор

 

Использование: в компрессорных установках для дожатия природного и других газов. Сущность изобретения: в компрессоре, содержащем корпус с патрубками всасывания и нагнетания, съемную крышку, ведущий и ведомый винтовые роторы, имеющие внутренние полости, подшипники скольжения роторов, выполненные консольными, с каналами подвода масла, неподвижно закрепленными на съемной крышке и размещенные во внутренней полости своего ротора, при этом консольные подшипники расположены на стороны всасывания, снабжены выемкой и двумя продольными пазами, в нем консольные подшипники выполнены коническими. Учитывая разную величину газовых сил на ведущем и ведомом роторе конусность консольных подшипников выполнена соответственно разной, при этом конусность консольного подшипника ведущего ротора выполнена больше, чем конусность консольного подшипника ведомого ротора. 1 з.п. ф-лы, 4 ил.

Изобретение относится к области роторных компрессоров, а более конкретно касается винтовых компрессоров высокого давления.

Изобретение может быть использовано в компрессорных установках для дожатия природного газа до 100 и более атм в одной ступени на газовых и нефтяных месторождениях, на газоперекачивающих, газонаполнительных и газлифтных станциях в области добычи, транспортировки и переработки нефти и газа, а также в энергетических и химических технологиях.

Известен винтовой компрессор принятый за ближайший аналог содержащий корпус с патрубками всасывания и нагнетания, ведущий и ведомый роторы, установлены в корпусе на подшипниковых опорах, и разгрузочные устройства для компенсации осевых и радиальных сил, действующих на роторы. (cм. заявку Японии N 59-168290, H.кл.5(1)-66 (356), кл. F 04 C 18/16, 1984) разгрузочные опоры выполнены в виде консольно закрепленных на объемной крышке корпуса и размещенных внутри полых роторов со стороны нагнетания компрессора.

Недостатком такого винтового компрессора является снижение его надежности при высоких давлениях нагнетания из-за низкой несущей способности.

Техническая задача повышение надежности.

Указанная задача достигается тем, что в известном компрессоре, содержащем корпус с патрубками всасывания и нагнетания, съемную крышку, ведущий и ведомый винтовые роторы с внутренними полостями, консольно-закрепленные на съемной крышке и размещенные во внутренних полостях роторов подшипники скольжения, при этом консольные подшипники скольжения выполнены коническими, размещены со стороны всасывания и снабжены разгрузочными выемками и продольными пазами.

Принимая по внимание, что силы на ведущем и ведомом роторе, исходя из их геометрии, имеют разную величину, конусность консольных подшипников для ведущего и ведомого роторов выполнена разной, причем конусность подшипника ведущего ротора выполнена больше, чем ведомого.

Такое конусное выполнение консольных подшипников опор роторов на стороне всасывания позволяет повысить надежность дожимаемого винтового компрессора.

Изобретение поясняется конкретным примером его выполнения и прилагаемыми чертежами, на которых изображены: на фиг. 1 винтовой компрессор (продольный разрез), разрез А А на фиг. 2; на фиг. 2 то же, поперечный разрез, на фиг. 3, 4 разрезы по ведущему и ведомому ротору, разрезы Б Б и В В на фиг. 2.

Винтовой компрессор содержит корпус 1 (фиг. 1), съемную крышку 2 и консольно закрепленные на ней конические подшипники скольжения 3, 4, которые входят со стороны всасывания и во внутренние полости 5, 6 ведущего и ведомого роторов 7, 8. На стороне нагнетания ротор опирается на опорные цилиндрические подшипники скольжения 9, 10 и упорные 11, 12.

В каждом подшипнике выполнена разгрузочная выемка 13 (фиг. 2), связанная с каналом отвода масла 14, и продольные пазы 15, сообщенные отверстиями с каналами подвода масла 16. Выемка расположена со стороны патрубка всасывания 17 корпуса 1 и противоположна патрубку нагнетания 18.

Конический подшипник 3 (фиг. 3) ведущего ротора 7 выполнен с углом конусности ₁, а подшипник 4 (фиг. 4) ведомого ротора 8 имеет конусность с углом ₂. При этом угол ₂<₁..

Винтовой компрессор работает следующим образом.

При вращении роторов 7 и 8 из патрубка 17 всасывания газ захватывается, сжимается и нагнетается через патрубок 18 к потребителю.

При этом на роторы действуют газовые силы F_г, вызванные перепадом давления сжимаемого газа, и силы F_в от винтового зацепления.

Суммарная сила F F_г + F_в раскладывается на радиальные F₁, F₂ и осевые F₃, F₄ силы, действующие на ведущий и ведомый роторы и воспринимаемые опорными и упорными подшипниками скольжения 3, 4, 9, 10, 11, 12. Нагрузки, действующие на опорные 9, 10 и упорные 11, 12 подшипники, воспринимаются за счет гидродинамической реакции в смазочных слоях, возникающей при вращении роторов.

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники 3, 4 составляют большую часть сил F₁, F₂, и поэтому только часть нагрузки воспринимается за счет гидродинамической реакции.

Остальная часть радиальной нагрузки воспринимается за счет гидростатической составляющей, возникающей благодаря перепаду давления смазки в зонах высокого и низкого давления подшипника.

Зона высокого давления создается на стороне нагнетания благодаря подводу смазки к рабочей поверхности подшипника через два продольных паза 15. Выемка 13, сообщенная с каналом 14 линии отвода смазки, находящейся под давлением всасывания, создает на противоположной стороне подшипника зону низкого давления.

Таким образом, радиальная нагрузка на подшипники 3, 4 воспринимается составляющими результирующих реакций F₅ F₆ опор.

Разгрузка подшипников 11, 12 от осевых сил F₃ F₄ до величин, которые могут восприниматься за счет гидродинамической реакции, осуществляется за счет осевых составляющих результирующих реакций F₅ F₆ опор и гидростатической силы от давления смазки в полостях 5, 6 между подшипниками и роторами.

Требуемая величина давления в полостях 5, 6 устанавливается изменением расхода смазки из зоны высокого давления в зону низкого.

Следует отметить, что осевые составляющие так же, как и силы F₃ F₆, действуют в зоне нагнетания, но противоположно им направлены и поэтому уменьшают момент сил, вызывающих дополнительную нагрузку на опоры.

Ведущий и ведомый роторы имеют разные по величине радиальные F₁ F₂ и осевые F₃ F₄ силы. При этом, как правило сила F₁< F₂, а сила F₃> F₄. Для компенсации этой разницы конусность консольных подшипников выполняется разной. При этом конусность подшипника ведущего ротора выполняется большей, чем конусность подшипника ведомого ротора. То-есть выполняется условие, когда ₁ > ₂.

Таким образом, путем подбора геометрических размеров подшипников можно обеспечить компенсацию всех внутренних сил, возникающих в винтовом компрессоре во время его работы.

Другим важным фактором выполнения внутренней полости роторов коническими является увеличение жесткости роторов на скручивание в зоне действия этих сил на стороне нагнетания, т.к. поперечное сечение роторов здесь наибольшее. Это позволяет повысить передаваемую мощность, т.е. достичь высоких перепадов давления компрессора.

Формула изобретения

1. Винтовой компрессор, содержащий корпус с патрубками всасывания и нагнетания, съемную крышку, ведущий и ведомый винтовые роторы с внутренними полостями, консольно закрепленные на съемной крышке и размещенные во внутренних полостях роторов подшипники скольжения, отличающийся тем, что консольно-закрепленные подшипники скольжения выполнены коническими, размещены со стороны всасывания и снабжены разгрузочными выемками и продольными пазами.

2. Компрессор по п. 1, отличающийся тем, что величина конусности конических подшипников ведущего и ведомого роторов выполнена различной, причем конусность подшипника ведущего ротора больше, чем для подшипника ведомого ротора.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4