Compression Loads in Twin Screw Compressors
The compression mechanism in a twin screw compressor consists of two helical rotors. In this work, a method is presented for computing the forces and moments induced on each rotor due to gas compression. These are defined as the compression loads. The helical rotor surfaces are defined by the end profiles, wrap angle and rotor length. The 3D surface of each rotor is mapped to 2D integration regions. These regions correspond to the surfaces associated with individual compression chambers. The compression loads are computed by integrating the chamber pressure over the rotor surfaces. The integrals are evaluated at incremental values of the rotor angular position.
The method is presented and implemented for a specific compressor configuration. The compression loads are resolved to forces at the bearing locations. These bearing forces are presented for operating pressures which represent an under-pressure condition. A frequency analysis demonstrates the rich frequency content of the bearing forces due to the sharpness of the compression loads as a function of the rotor angular position. In addition, it is demonstrated that the moment load about the axis of rotation induced on the female is approximately 12 percent of that induced on the male. Therefore, the female rotor motion approaches that of an idler gear.
- Introduction
Two helical rotors serve as the compression mechanism in the twin screw compressor. The compression loads, as defined here, refer to the forces and moments induced on these rotors due to the gas compression. The computation of the compression loads is important in determining the rotor bearing forces as well as modelling the rotor dynamics. The objective of the work presented here is to provide a method for computing the compression loads as a function of the rotational position of the rotors. The loads are computed in a quasi-static manner in which the dynamic effects of the rotor motion are neglected. Only the operating pressures and rotor position are considered. Therefore, the bearing reactions due to the compression loads alone can be obtained. In addition, the solution of the rotor equations of motion requires knowledge of the compression loads as a function of the rotational position of the rotors, (Adams and Soedel, 1994). This information is obtained through these computations.
-
- Current Research and Motivation.
Most of the research in the area of screw compressor technology has focused on investigations the effects of various design parameters on the overall compressor performance. Several thermodynamic models of the compression process have been developed for analyzing compressor performance and gas flow characteristics. In addition, the design and mathematical representation of the rotor profiles have been studied extensively.
Vinogradov et al. (1986) divide the geometric parameters associated with the screw compressor into three separate classes; the outer radii and number of lobes on each rotor, the points describing an individual lobe profile for one rotor, and the helix angle and rotor length. The authors then present realistic ranges for values of each parameter which are applicable to screw compressor design.
Contributed by the General and Machine Element Design Committee for publication in the Journal of Mechanical Design. Manuscript received August 1994; revised May 1995. Associate Technical Editor: S. A. Velinsky.
A comprehensive computer aided approach to profile development and analysis is presented in two separate publications, Singh and Onuschak (1984) and Singh and Patel (1984). Computer programs are utilized to compute the seal line lengths, leakage paths，and discharge port area associated with user defined profiles. The compressor performance is also predicted. Singh and Schwartz (1990) present a technique to define the rotor surfaces exactly in three dimensions. The exact mathematical definition of the rotors can then be used to compute the chamber volume as a function of the male rotor rotation angle, along with the blow hole area. This method eliminates the need for dealing with the geometry problem in the typical piecewise fashion where cross sections of the rotors, along the rotor axis, are used to extend the geometry to three dimensions.
Zhang and Hamilton (1992) present a mathematical derivation of the compression volume curve, flute area factor, and wrap angle factor, given the profile end shapes. Here the flute area and wrap angle factors are used to compute the discharge volume of the compressor. In earlier work (Zhang and Hamilton, 1990) an example computation of the sealing line length is provided.
Various models have been developed to predict the performance of a screw compressor, given the rotor geometry. Fuji- wara et al. (1974) present the development of a computer program for predicting the performance of an oil free type screw compressor. The effects of clearances, built-in pressure ratio, operating pressure ratio, and rotational speed on performance are predicted. Results are presented for an air compressor with circular symmetric profiles. In a later publication (Fujiwara et al., 1984) the model is extended to include oil injected type compressors and a method using virtual work to compute the chamber volume.
Margolis (1978) presents a model for predicting the performance of a screw turbine. The geometric analysis used in the model is specifically for rotors consisting of lobes with circular profiles. The chamber volume is computed as a function of the male rotor angle. Bond graph modelling techniques are then used to characterize the dynamic behavior of the turbine. Intake and exhaust gas dynamics, as well as leakage paths, are included in the model. Simulation results are presented for a specific rotor geometry.
Fimhaber
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
双螺杆压缩机压缩载荷的计算
双螺杆压缩机中的压缩机构由两个螺旋转子组成。在这项工作中，提出了一种计算由于气体压缩引起的每个转子上的力和力矩的方法。这些被定义为压缩负载。螺旋转子表面由端部轮廓，包角和转子长度限定。每个转子的3D表面映射到2D积分区域。这些区域对应于与单个压缩室相关联的表面。通过将转子表面上的室压力积分来计算压缩载荷。积分在转子角位置的增量值下进行评估。为特定的压缩机配置呈现和实现该方法。压缩载荷被分解为轴承位置处的力。这些承受力是针对处于压力不足状态的工作压力而提出的。频率分析表明由于作为转子角位置的函数的压缩载荷的锐度，轴承力的丰富的频率含量。此外，证明在阳转子上引起的旋转轴的力矩大约是阴转子产生的12％左右。因此，阴转子运动接近惰轮.
1.引言两个螺旋转子用作双螺杆压缩机中的压缩机构。
这里定义的压缩载荷是指由于气体压缩而在这些转子上产生的力和力矩。压缩载荷的计算在确定转子承载力以及对转子动力学建模方面很重要。这里提出的工作的目的是提供一种用于计算作为转子的旋转位置的函数的压缩载荷的方法。负载以准静态方式计算，其中转子运动的动态效应被忽略。只考虑操作压力和转子位置。因此，可以获得由于单独的压缩载荷引起的轴承反应。此外，转子方程式的解决方案需要知道压缩载荷作为转子旋转位置的作（Adams和Soedel，1994）。这些信息是通过这些计算得到的。
1.1当前研究与动机。
螺杆压缩机技术领域的大部分重点是研究各种设计参数对整体压缩机性能的影响。已经开发了压缩过程的几种热力学模型来分析压缩机性能和气体流量特性。此外，已经广泛地研究了转子轮廓的设计和数学表示。
Vinogradov等（1986）将与螺杆式压缩机相关的几何参数分为三类：每个转子上的外半径和凸角数，描述一个转子的单独波瓣轮廓的点，以及螺旋角和转子长度。作者随后提出适用于螺杆式压缩机设计的每个参数值的实际范围。
在Singh和Onuschak（1984）和Singh和Patel（1984）的两个独立出版物中提出了一个综合的计算机辅助方法来描述分析和分析。计算机程序用于计算与用户定义的轮廓相关联的密封线长度，泄漏路径和排出口区域。还预测了压缩机的性能。 Singh和Schwartz（1990）提出了一种在三维中精确定义转子表面的技术。然后可以使用转子的确切数学定义来计算室体积与阳转子旋转角度以及吹气孔面积的函数。该方法消除了以典型的分段方式处理几何问题的需要，其中转子的沿转子轴线的横截面用于将几何尺寸延伸到三维。
Zhang和Hamilton（1992）提出了压缩体积曲线，长笛面积因子和包角因子的数学推导，给出了轮廓端部形状。这里使用长笛区域和包角因子来计算压缩机的排放量。在早期的工作中（Zhang和Hamilton，1990）提供了密封线长度的示例计算。考虑到转子几何形状，已经开发了各种模型来预测螺杆式压缩机的性能。 Fuji- wara等（1974）提出了一种用于预测无油型螺杆式压缩机性能的计算机程序。预测了间隙，内置压力比，工作压力比和转速对性能的影响。给出了具有圆形对称轮廓的空气压缩机的结果。在后来的出版物（Fujiwara等人，1984）中，该模型被扩展到包括注油型压缩机和使用虚拟工作来计算室容积的方法。
Margolis（1978）提出了一种用于预测螺旋涡轮机的性能的模型。该模型中使用的几何分析专门用于具有圆形轮廓的叶片的转子。室体积作为阳转子角度的函数计算。然后使用键图建模技术来表征涡轮机的动态特性。包括进气和废气动力学以及泄漏路径。在模型中。为特定的转子几何形状提供了仿真结果。Fimhaber和Szarkowicz（1980）研制了螺旋压缩机整体压缩过程的数学模型和计算机模拟。该模型包括通过吸入口的膨胀过程，室内压缩和通过排出口的膨胀。
Brablik（1982）开发了一种无油压缩机的分析模型，其中包括转速，压缩损失和操作条件变化对内置压力比的影响。他的模型还包括排放过程的动态效应，尽管吸入过程的动力学被认为是可忽略的。该模型用于分析SRM型螺杆式压缩机。介绍了压力，流量，效率和放电温度的预测。
Sangfors（1982）提出了无油和油淹螺杆压缩机的模型。他的模型包括吸入和排出过程的动力学，以及内部泄漏以及室内体积内的热力学。该模型用于分析几台压缩机。分析的结果以压力与雄性转子旋转速率，体积和绝热效率相对于注油流量和功率消耗和平衡效率与体积流量的形式呈现。该模型的更多细节在后来的出版物（Sangfors，1984）中提出。
与螺杆式压缩机性能相关的另一个重要领域是适当地设计和使用滑阀以改变给定压缩机的体积比V i和容量。几位作者已经讨论了可用的各种设计，以及如何最有效地利用这些设计（Shaw，1988和Sauls，1988）。
螺杆压缩机中气体脉动的研究已经引起了人们的关注
Koai和Soedel（1990a）最初研究了由于压缩过程引起的脉动。此外，压缩过程的效果与典型的排放系统相结合（Koai和Soedel，1990b）。放电系统使用亥姆霍兹模型，一维波动模型和三维有限元模型进行建模。对每个放电模型得到的结果进行比较。任何特定模型的精度不仅取决于放电系统本身的物理特性，而且取决于感兴趣的频率范围。脉动的理论分析也与容量控制和变量Vf的使用有关（Koai和Soedel，1990c）。本文提出的工作是由与上述气体脉动研究相关的实验结果推动的。在验证理论模型的过程中，对操作螺杆式压缩机产生的噪音进行了测量。噪声谱显示出丰富的谐波含量。频谱的部分可归因于气体脉动，如模型预测的。然而，在与压缩机的基本螺杆频率相关的某些频率下，噪声源归因于转子。
图 1 具有一个室的典型螺杆式压缩机转子
命名
n - 压缩气体的比热比〜阳转子打击力的组成v ^ =阴转子负荷力的分量^ x，y.zm =压力负荷的力分量。
L =阴阳转子的长度MXA，^ zm =由于压缩引起的公轴的力矩Nmj–阴转子上的公转子/槽纹上的凸起数P =室压力，d.sc〜吸入/排出压力。
Rm =阳转子剖面的离散径向坐标V二压缩室体积/ 5“，二转转子半径作为功能了“，。/ =包装角度为ma] e /阴转子。
6m =阳转子的角位置=阳转子剖面的离散极坐标。
因此，需要转子相互作用的模型来解释噪声谱的这一部分。为了对转子运动进行建模，需要精确计算压缩载荷。如上所述，基于各种设计参数和压缩模型，在开发模型中准确预测压缩机性能已经取得了相当大的研究。然而，需要一种用于计算对转子运动建模和预测轴承力所需的压缩载荷的方法。这里介绍了适用于一般轮廓设计的这种方法的开发。
转子。因此，需要转子相互作用的模型来解释噪声谱的这一部分。为了对转子运动进行建模，需要精确计算压缩载荷。如上所述，基于各种设计参数和压缩模型，在开发模型中准确预测压缩机性能已经取得了相当大的研究。然而，需要一种用于计算对转子运动建模和预测轴承力所需的压缩载荷的方法。这里介绍了适用于一般轮廓设计的这种方法的开发。
1.2 螺杆式压缩机设计与操作。
本文提供的工作直接应用于双螺杆压缩机技术。除非另有说明，否则术语螺杆式压缩机是指双螺杆压缩机设计。在本节中，介绍了压缩机组件及其总体布置。然后介绍压缩过程的概述。.
1.2.1基本压缩机设计。
双螺杆压缩机的基本部件是阳，阴转子，转子壳体，吸入和排出平面以及移动和驱动单元。
公 母转子是螺杆式压缩机的关键部件。转子的几何形状是确定压缩机性能的最重要因素之一。这种几何形状影响叶片间密封曲线的形状，泄漏路径，扭矩传递等。在注油/淹没的螺杆式压缩机中，转子不仅用作压缩机构，而且可用作齿轮对。
螺杆式压缩机的公型和母型转子结合螺旋形。一组典型的螺杆压缩机转子如图1所示。在这个例子中，阳转子由6个叶片组成，雌转子由7个槽组成。应该注意的是，裂片和凹槽是不对称的。最终目的不是由任何经典的齿轮轮廓来定义，如渐开线，圆形或椭圆形。每个转子的几何形状完全由2D端面，转子长度和包角决定。叶间密封曲线定义为转子之间的接触曲线。间隙密封曲线的形状在限定压缩室和消除压缩载荷方面很重要。
作为渐开线，圆形或椭圆形。每个转子的几何形状完全由2D端面，转子长度和包角决定。舌间密封曲线定义为接触曲线在转子之间。间隙密封曲线的形状在限定压缩室和消除压缩载荷方面很重要。压缩机壳体由两个部分气缸形成，这些部分气缸包围每个转子并延伸转子的长度。壳体/凸角接口和壳体/槽槽接口用作密封件，以在阳转子上的凸角和阴转子上的凹槽之间形成压缩室。顶点形成在这两个圆柱体的交叉处，直接在叶间密封曲线的上方和下方。
吸入和排出端平面位于转子的相应端。这些飞机有两个目的。首先，它们在形成压缩室所需的转子面处提供密封。此外，在这些端面内设有吸入口和排出口。这些被称为轴向端口。螺杆压缩机的固定容量和固定体积比取决于吸入和排出轴向端口的设计。然而，为了设计压缩机在一定范围的条件下运行，体积比和容量都必须是可变的。这通过使用滑阀和提升阀来实现。（Shaw，1988; Adams，1993）。
1.2.2压缩过程
The双螺杆压缩机是一种正排量，轴向流量，带螺旋压缩室的旋转式压缩机。每个室由两个螺旋体组成，每个转子上有一个。腔室由壳体/凸角界面，壳体/槽纹界面，叶间密封曲线以及吸入或排出平面界定。在图1中强调单个压缩室。
压缩过程最好使用公转轮上的相邻叶尖之间的单个螺旋体积来解释。两个独立的室与该体积相关联。沿着转子的顶部从抽吸平面到叶间密封曲线的部分表示一个室。从叶片间密封曲线到排出平面的沿转子底部的部分代表一个单独的室。当阳转子旋转时，瓣间密封件从抽吸平面进入排放平面。当顶部腔体的容积增加时，顶部腔体被吸入吸入并且以吸入压力填充气体。最初，底部腔室不会吸入或排出。当密封朝着排放平面进行时，该室的体积减小，并且气体被压缩直到室暴露于排出口并且开始排出过程。在不同压缩阶段同时存在几个压缩室。
2气体压缩导致的转子负载
开发了用于计算由于压缩过程而导致的每个转子上的力和力矩的方法。在本文中，这些被称为压缩负载。压缩载荷的精确计算是确定轴承反应和建模转子动力学的重要考虑因素。
作者（Adams和Soedel，1992）先前已经提出了一些相关工作，其中计算了一些压缩载荷。在这项工作中，叶间密封曲线被认为是平行于转子旋转轴的直线。这种近似导致关于转子轴的转矩轴对于公转轮和母转子几乎相等的力矩。在当前的工作中，使用实际的叶间密封几何形状。因此，避免了与直线近似相关的不准确性。首先介绍了该方法的概述。为双螺杆压缩机相关的几何体提供了实现的细节压缩载荷被分配用于表示压缩条件不足的操作条件。这些负载被解决到轴承位置。
2.1方法概述。
用于计算压缩载荷的方法最好使用与单个转子相关联的几何形状和室。这里使用公转轮。三个几何结构，部分，室和条，用于计算压缩载荷。阳转子的一部分被定义为相邻凸耳尖之间从吸入平面延伸到排出平面的螺旋表面。因此，部分数量对应于叶片的数量。
阳转子和阴转子之间的接触形成沿着阳转子的叶间密封曲线。该叶片间的密封曲线进一步将阳转子的部分分成分离的压缩室。低压室沿着转子的顶部从吸力平面延伸到密封曲线。高压室沿着转子的底部从密封曲线延伸到排放平面。通过将与每个室相关联的转子表面上的压力积分来计算压缩载荷。所需的积分是通过进一步将每个室分成螺旋条并对在每个条上计算的积分求和来进行的。由于转子的对称性，压缩循环是6m的周长函数，即阳转子的旋转。期间为27r / Nm弧度。
因此，从0.0到完全的0m的值被计算出压缩载荷将压缩载荷定义为9m的函数。每个室中的压缩被认为是多相过程。另外，对于6m的规定值，假定每个单独的室中的压力是恒定的。因此，用于计算压缩载荷的被积函数仅是腔室几何形状和转子角位置的函数。由于压缩引起的压力是可以集成在转子的3D表面上的标量。使用转子表面法线的定义允许计算压缩载荷的主要分量{x，y和z）。通过将每个3D压缩室映射到2D积分区域来执行集成。
2.2 一般整合方案。
让一个表面5用两个变量u和v来定义：表面上的标量函数的积分可以在2D区域上定义为：
（1）其中/ =标量值;
（2）ds-元素表面积;
（3）S - 表面定义;
（4）R - 积分区域;
（5）u、v = 2D映射参数;
（6）Tu、Tv - 面切向矢量。
（7）为了实现这种方法来计算作为主方向的力和力矩的压缩载荷，标量是成为给定室中的压力P乘以表面法向量的适当分量。由于压缩引起的分量力计算为
(b)
(a)
计算由压缩引起的分量矩，其中分量矩是关于笛卡尔坐标系的原点。 5V，Sy和S的值根据参数u和v定义，这些概念通过开发3D转子表面到2D积分平面的适当映射来实现。
1.3集成方法应用于螺杆压缩转子。上述集成方法适用于螺杆式压缩机转子，定义了一个合适的映射。
假定将轮廓半径定义为离散角坐标的函数。基于这些假设.对积分进行分析评估，并且基于积分极限来计算积分值。这仅介绍仅介绍公转轮的细节
2.2.1将3D转子表面映射到2D区域
从3D转子表面到2D积分区域的映射是使用定义转子几
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
资料编号：[487867]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word
