14 1 Introductionfollowing, give pr

14 1 Introduction

following, give primary curves on one rotor and secondary, generated curves on the other rotor, all probably based on derivations of classical gearing or some other similar condition. More recently, the circles have been gradually replaced by other curves, such as elipses in the FuSheng profiles, parabolae in the Compair and Hitachi profiles and hyperbolae in the “hyper” profile. The hyperbola in the latest profiles seems to be the most appropriate replacement giving the best ratio of rotor displacement to sealing line length.
Another practice to generate screw rotor profile curves is to use imaginary, or “non-physical” rotors. Since all gearing equations are independent of the coordinate system in which they are expressed, it is possible to define primary arcs as given curves using a coordinate system which is independent of both rotors. By this means, in many cases the defining equations may be simplified. Also, the use of one coordinate system to define all the curves further simplifies the design process. Typically, the template is specified in a rotor independent coordinate system. The same is valid for a rotor of infinite radius which is a rack. From this, a secondary arc on some of the rotors is obtained by a procedure, which is called “rack generation”. The first ever published patent on rack generation by Menssen, 1977, lacks practicality but conveniently uses the theory. Rinder, 1987 and recently Stosic, 1996 give a better basis for profile generation.
An efficient screw compressor needs a rotor profile which has a large flow cross section area, a short sealing line and a small blow-hole area. The larger the cross section area the higher the flow rate for the same rotor sizes and rotor speeds. Shorter sealing lines and a smaller blow-hole reduce leakages. Higher flow and smaller leakage rates both increase the compressor volumetric efficiency, which is the rate of flow delivered as a fraction of the sum of the flow plus leakages. This in turn increases the adiabatic efficiency because less power is wasted in the compression of gas which is recirculated internally.
The optimum choice between blow hole and flow areas depends on the compressor duty since for low pressure differences the leakage rate will be relatively small and hence the gains achieved by a large cross section area may outweigh the losses associated with a larger blow-hole. Similar considerations determine the best choice for the number of lobes since fewer lobes imply greater flow area but increased pressure difference between them.
As precise manufacture permits rotor clearances to be reduced, despite oil flooding, the likelihood of direct rotor contact is increased. Hard rotor contact leads to deformation of the gate rotor, increased contact forces and ultimately rotor seizure. Hence the profile should be designed so that the risk of seizure is minimised.
The search for new profiles has been both stimulated and facilitated by recent advances in mathematical modelling and computer simulation. These analytical methods may be combined to form a powerful tool for process analy- sis and optimisation and thereby eliminate the earlier approach of intuitive changes, verified by tedious trial and error testing. As a result, this approach to the optimum design of screw rotors lobe profiles has substantially evolved






1.5 Recent Developments 15

over the past few years and is likely to lead to further improvements in ma- chine performance in the near future. However, the compressor geometry and the processes involved within it are so complex that numerous approximations are required for successful modelling. Consequently, the computer models and numerical codes reported in the open literature often differ in their approach and in the mathematical level at which various phenomena are modelled. A lack of comparative experimental verification still hinders a comprehensive validation of the various modelling concepts. In spite of this, computer mod- elling and optimization are steadily gaining in credibility and are increasingly employed for design improvement.
The majority of screw compressors are still manufactured with 4 lobes in the main rotor and 6 lobes in the gate rotor with both rotors of the same outer diameter. This configuration is a compromise which has favourable fea- tures for both, dry and oil-flooded compressor applications and is used for air and refrigeration or process gas compressors. However, other configurations, like 5/6 and 5/7 and recently 4/5 and 3/5 are becoming increasingly popu- lar. Five lobes in the main rotor are suitable for higher compressor pressure ratios, especially if combined with larger helix angles. The 4/5 arrangement has emerged as the best combination for oil-flooded applications of moderate pressure ratios. The 3/5 is favoured in dry applications, because it offers a high gear ratio between the gate and main rotors which may be taken advantage of to reduce the required drive shaft speed.
Figure 1.6 shows pairs of screw compressor rotors plotted together for comparison. They are described by their commercial name or by a name which denotes their patent.
The first group gives rotors with 4 lobes on the main and 6 lobes on the gate rotor. This rotor configuration is the most universally acceptable for almost any application. The SRM asymmetric profile Shibbie, 1979, which historically appears to be the most successful screw compressor profile is near the top.
The next one is Astberg’s SRM “D” profiles 1982.
The largest group of rotors presented is in 5/6 configuration which is be- coming the most popular rotor combination because it combines a large dis- placement with large discharge ports and favourable load characteristics in a small rotor size. It is equally successful in air compression and in refrigeration and air-conditioning. The group starts with the SRM “D” profile, followed by the “Sigma”, Bammert, 1979 profile, the FuSheng, Lee, 1988 and the “Hyper”, Chia-Hsing, 1995 profile. All the profiles shown are “rotor-generated” and the main difference between them is in the leading lobe which is an offset circle on the main, a circle followed by a line, an ellipse and a hyperbola respec- tively. The hyperbola appears to be the best possible geometrical solution for that purpose. The last two are the rack generated rotors of Rinder, 1984 and Stosic, 1996. The primary curves for these were selected and distributed on a rack to create a larger cross section area with stronger gate rotor lobes than in any other known screw compressor rotor.

Kết quả (Việt) 1:

14 1 giới thiệusau, cung cấp cho các đường cong chính trên một cánh quạt và trung học, tạo ra đường cong trên các cánh quạt khác, tất cả có lẽ dựa trên của đòn bẩy tài chính cổ điển hoặc một số điều kiện tương tự khác. Gần đây, các vòng tròn đã được dần dần thay thế bởi các đường cong, chẳng hạn như elipses trong FuSheng profiles, tiếng ở Compair và Hitachi profiles và hyperbolae trong profile "siêu". Hyperbol trong profiles mới nhất dường như sự thay thế thích hợp nhất cho tỷ lệ tốt nhất trọng lượng rẽ nước cánh quạt niêm phong chiều dài dòng.Một thực hành để tạo ra các vít cánh quạt profile đường cong là sử dụng cánh quạt tưởng tượng, hoặc "không thể". Kể từ khi tất cả các phương trình đòn bẩy tài chính độc lập của hệ tọa độ trong đó họ được thể hiện, ta có thể define vòng cung chính được đưa ra đường cong cách sử dụng một hệ thống toạ độ đó là độc lập của cả hai cánh quạt. Bằng cách này có nghĩa là, trong nhiều trường hợp các phương trình defining có thể là simplified. Ngoài ra, việc sử dụng của một hệ tọa độ để define tất cả các đường cong thêm simplifies thiết kế xử lý. Thông thường, các mẫu là specified trong một hệ tọa độ độc lập cánh quạt. Như vậy là hợp lệ cho một rotor bán kính infinite mà là một rack. Từ đây, một vòng cung thứ cấp trên một số các cánh quạt thu được bằng một thủ tục, được gọi là "răng thế hệ". Bằng sáng chế bao giờ được công bố chính trên rack hệ bởi Menssen, năm 1977, thiếu thực tiễn nhưng thuận tiện sử dụng lý thuyết. Rinder, 1987 và gần đây Stosic, 1996 cho một cơ sở tốt hơn cho thế hệ profile.Một máy nén trục vít efficient cần một profile rotor có một flow lớn qua phần lá, một dòng hàn kín ngắn và một khu vực blow-lỗ nhỏ. Lớn hơn tiết diện tích càng cao tỷ lệ flow cho cùng một cánh quạt kích thước và tốc độ cánh quạt. Ngắn hơn dòng hàn kín và một đòn nhỏ hơn lỗ giảm dò. Cao hơn flow và nhỏ hơn rò rỉ tỷ giá tăng thể tích máy nén efficiency, đó là mức độ flow giao hàng như là một phần nhỏ trong số tiền flow cộng thêm dò. Điều này lần lượt làm tăng nhiệt efficiency bởi vì ít năng lượng là lãng phí trong nén khí đó tái trong nội bộ.Sự lựa chọn tối ưu giữa thổi lỗ và flow khu vực phụ thuộc vào nhiệm vụ nén kể từ khi cho áp suất thấp differences tỷ lệ rò rỉ sẽ tương đối nhỏ và do đó lợi nhuận đạt được bằng một khu vực cắt ngang lớn có thể lớn hơn những thiệt hại gắn liền với một đòn-lỗ lớn hơn. Tương tự như cân nhắc xác định sự lựa chọn tốt nhất cho số lượng các thùy kể từ khi ít hơn thùy ngụ ý khu vực flow lớn hơn nhưng tăng áp lực difference giữa chúng.Như chính xác sản xuất cho phép độ thanh thải cánh quạt để được giảm, mặc dù dầu flooding, khả năng liên hệ trực tiếp cánh quạt tăng lên. Cánh quạt cứng liên hệ dẫn đến sự biến dạng của các cổng cánh quạt, tăng lực lượng liên lạc và cuối cùng chiếm đóng cánh quạt. Do đó profile nên được thiết kế để giảm thiểu nguy cơ bị tịch thu.Việc tìm kiếm mới profiles đã được cả hai kích thích và tạo điều kiện của các tiến bộ gần đây trong mô hình toán học và mô phỏng máy tính. Các phương pháp phân tích có thể được kết hợp để tạo thành một công cụ mạnh mẽ cho quá trình analy-sis và tối ưu hóa và do đó loại bỏ các phương pháp trước đó thay đổi trực quan, verified bằng cách kiểm tra tẻ nhạt thử nghiệm và báo lỗi. Vì vậy, cách tiếp cận này để thiết kế tối ưu của vít cánh quạt thùy profiles đã phát triển đáng kể 1.5 tại phát triển 15trong vài năm qua và có thể dẫn đến những cải tiến hơn nữa trong ma-chine hiệu suất trong tương lai gần. Tuy nhiên, hình học máy nén và các quá trình tham gia trong nó là rất phức tạp rất nhiều xấp xỉ được yêu cầu cho mô hình thành công. Do đó, mô hình máy tính và mã số báo cáo trong các tài liệu mở thường differ trong cách tiếp cận của họ và trong toán học cấp mà hiện tượng khác nhau được mô hình. Một thiếu so sánh thử nghiệm verification vẫn còn gây cản trở một xác nhận toàn diện của các khái niệm mô hình khác nhau. Mặc dù vậy, máy tính mod-elling và tối ưu hóa dần đạt độ tin cậy và ngày càng được sử dụng để cải thiện thiết kế.Phần lớn các máy nén trục vít vẫn được sản xuất với 4 thùy ở cánh quạt chính và 6 thùy ở cánh quạt gate với cả hai cánh quạt đường kính bên ngoài cùng. Configuration này là một sự thỏa hiệp mà có fea-tures thuận lợi cho cả hai, khô và dầu-flooded máy nén ứng dụng và được sử dụng cho máy nén khí không khí và làm lạnh hoặc quá trình. Tuy nhiên, các configurations, như 5/6 và 5/7 và mới 4/5 và 3/5 đang trở nên ngày càng popu-lar. Năm thùy ở cánh quạt chính là thích hợp cho máy nén cao áp lực tỷ lệ, đặc biệt là nếu kết hợp với góc xoắn lớn hơn. Việc bố trí 4/5 đã nổi lên như là sự kết hợp tốt nhất cho dầu-flooded ứng dụng của áp lực trung bình tỷ lệ. 3/5 được ưa thích trong các ứng dụng khô, bởi vì nó offers một bánh cao tỷ lệ giữa cổng và cánh quạt chính mà có thể được bị lợi dụng để làm giảm yêu cầu ổ trục tốc độ.Con số 1.6 cho thấy cặp của cánh quạt máy nén trục vít âm mưu với nhau để so sánh. Họ được mô tả bởi tên thương mại của họ hoặc bằng một tên mà là bắt bằng sáng chế của họ.Nhóm chính cung cấp cho các cánh quạt với 4 thùy trên chính và 6 thùy trên cánh quạt gate. Này configuration cánh quạt là chấp nhận rộng rãi nhất cho hầu như bất kỳ ứng dụng. SRM không đối xứng profile Shibbie, 1979, mà dường như trong quá khứ là profile máy nén trục vít thành công nhất là gần đầu.Kế tiếp là Astberg của SRM "D" profiles năm 1982.Nhóm lớn nhất của cánh quạt trình bày là trong 5/6 configuration đó-đến sự kết hợp giữa cánh quạt phổ biến nhất bởi vì nó kết hợp một mục lớn, vị trí với lớn xả cảng và thuận lợi tải đặc điểm trong một kích thước nhỏ cánh quạt. Nó là như nhau thành công trong máy nén và trong tủ lạnh và máy lạnh. Nhóm bắt đầu với profile SRM "D", theo sau là "Sigma", Bammert, 1979 profile, FuSheng, Lee, 1988 và "Siêu", Chia-Hsing, 1995 profile. Tất cả các profiles Hiển thị những "tạo ra cánh quạt" và difference chính giữa chúng là ở các thùy hàng đầu đó là một vòng tròn offset trên chính, một vòng tròn theo sau là một dòng, một hình ellipse và cách respec một hyperbol. Hyperbol dường như là giải pháp hình học có thể cho mục đích đó. Cuối cùng hai là cánh quạt rack tạo ra Rinder, 1984 và Stosic, 1996. Các đường cong chính đối với những lựa chọn và phân phối trên một rack để tạo ra một khu vực cắt ngang lớn với mạnh mẽ hơn cửa cánh quạt thùy hơn trong bất kỳ khác được biết đến máy nén rotor vít.