Penghitungan Pompa Indo.docx

Jurnal Internasional Mesin dan Sistem Fluida DOI: 10.5293 / IJFMS.2011.4.2.200 Vol.4, No.2, April-Juni, 2011 ISSN (Online): 1882-9554 Tinjau Kertas Review Model Matematika di Indonesia Perhitungan Kinerja Kompresor Sekrup Nikola Stosic, Ian K. Smith, Ahmed Kovacevic dan Elvedin Mujic Pusat Teknologi Kompresor Perpindahan Positif City University, London, SEMS, London, EC1V 0HB, Inggris [email protected], http://www.city-compressors.co.uk Abstrak Pemodelan matematis proses kompresor sekrup dan implementasinya dalam desainnya dimulai sekitar 30 tahun yang lalu dengan publikasi beberapa makalah perintis tentang topik ini, terutama di Purdue Compressor Conferences. Hal ini menyebabkan diperkenalkannya secara bertahap desain dibantu komputer, yang, pada gilirannya, menghasilkan perbaikan besar dalam hal ini mesin, terutama di kompresor udara yang kebanjiran minyak, dimana pasarnya sangat kompetitif. Sebuah tinjauan kemajuan dalam hal tersebut Metode yang disajikan dalam tulisan ini bersamaan dengan aplikasinya dalam desain kompresor yang berhasil. Sebagai hasilnya Pengenalan, bahkan detail kecil sekarang dianggap penting dalam upaya meningkatkan kinerja dan mengurangi biaya. Meskipun demikian, masih ada kemungkinan untuk mengenalkan metode dan prosedur baru untuk memperbaiki profil rotor, disain optimasi untuk setiap tugas tertentu dan desain kompresor khusus, yang kesemuanya dapat menghasilkan produk yang lebih baik dan area baru aplikasi Suatu tinjauan terhadap metode dan prosedur yang mengarah pada latihan kompresor sekrup modern disajikan dalam makalah ini. Makalah ini dimaksudkan untuk memberikan penampang melintang melalui kegiatan yang dilakukan secara matematis Pemodelan proses kompresor sekrup melalui lima dekade terakhir. Hal ini diharapkan bisa menjadi dasar untuk selanjutnya kontribusi di daerah tersebut dan sebagai tantangan bagi generasi ilmuwan dan insinyur yang akan datang untuk berkonsentrasi usaha mereka untuk menemukan pendekatan yang lebih jauh dan lebih jauh dan memberikan kontribusi mereka. Kata kunci: Screw Compressor, Model Matematika, Perhitungan Kinerja 1. Perkenalan Selama setengah abad terakhir, untuk banyak aplikasi, kompresor reciprocating tradisional telah digantikan oleh mereka tipe sekrup kembar Alasan utama untuk ini adalah profil rotor yang diperbaiki, yang telah mengurangi kebocoran internal, dan mesin alat, yang dapat memproduksi bentuk yang paling rumit, untuk toleransi 3 mikrometer, dengan biaya yang dapat diterima. Meskipun, kemajuan telah dibuat dalam prosedur analitis, yang secara bertahap diadopsi oleh perancang untuk diprediksi Kinerja kompresor lebih andal, metode analisis yang lebih baik ini dapat menciptakan, belum terealisasi, peluang untuk lebih jauh

meningkatkan kinerja dan mengurangi biaya mesin sekrup. Peningkatan profil roket masih merupakan sarana untuk meningkatkan kompresor sekrup dan prosedur rasional sekarang dikembangkan baik untuk menggantikan bentuk sebelumnya dan juga untuk memvariasikan proporsi profil yang dipilih untuk mendapatkan hasil terbaik untuk aplikasi yang kompresor diperlukan Selain itu, pemodelan pola aliran yang lebih baik di dalam mesin dapat menyebabkannya desain port yang lebih baik Juga, penentuan beban bantalan yang lebih akurat dan bagaimana fluktuasinya memungkinkan pemilihan bantalan yang lebih baik untuk dibuat Akhirnya, jika distorsi rotor dan casing, akibat perubahan suhu dan tekanan di dalam kompresor, bisa jadi Diperkirakan dengan andal, prosedur pemesinan dapat dirancang untuk meminimalkan efek buruknya. Sampai saat ini pemodelan dan prosedur analitis, sekarang dikembangkan untuk mengatasi semua kemungkinan ini, ditinjau di sini bersama dengan contoh bagaimana pemanfaatannya telah menghasilkan disain dan aplikasi baru yang lebih baik. 1.1 Manufaktur dan penggunaan kompresor sekrup Kompresor sekrup pada penggunaan komersial biasa saat ini memiliki rotor utama yang diameter luarnya bervariasi antara 75 mm dan 620 mm. Ini menghasilkan antara 0,6 m 3 / menit dan 600 m 3 / menit gas terkompresi. Rasio tekanan normal dicapai dalam satu tahap adalah 3.5: 1 untuk kompresor kering dan sampai 15: 1 untuk mesin minyak banjir. Perbedaan tekanan tahap normal sampai 15 bar, tapi nilai maksimum kadang melebihi 40 bar. Biasanya, untuk aplikasi kompresi air banjir minyak, efisiensi volumetrik mesin ini sekarang melebihi 90% sementara input daya spesifik, yang keduanya ukuran dan kinerja tergantung, telah dikurangi menjadi nilai yang dianggap tidak terjangkau beberapa tahun yang lalu. Diterima 10 Januari 2011; direvisi 2 Maret 2011; diterima untuk publikasi 11 Maret 2011: Review yang dilakukan oleh Dr. Hideaki Tamaki. (Nomor kertas R11002J ) Penulis yang sesuai: Nikola Stosic, Professor, [email protected] Halaman 2 201 Agar beroperasi efektif, garis penyegel harus dibentuk antara rotor dan antara rotor dan casing. SEBUAH celah kecil, yang disebut "blowhole", terjadi di antara titik puncak casing dan rotor, membentang sepanjang panjangnya. casing untuk membentuk jalur dimana gas dikompres kebocoran. Tujuannya adalah untuk memilih profil rotor yang memaksimalkan aliran sambil meminimalkan area blowhole, panjang garis penyegel dan kekuatan kontak antara rotor pria dan wanita. Meskipun Persyaratan prinsip ini untuk kompresor sekrup telah dikenal selama lebih dari 100 tahun, hanya sejak pengembangan SRM "Sebuah" profil oleh Shibbie, 1973, yang memenuhi kriteria ini jauh lebih baik daripada pendahulunya, kompresor sekrup mulai menjadi layak secara komersial 1.2 Informasi yang tersedia di kompresor sekrup

Meski dengan pesatnya perkembangan penggunaan kompresor sekrup, dasar ilmiah desain mereka masih terbatas. Beberapa kompresor sekrup buku teks diterbitkan di Rusia pada awal tahun sembilan puluhan enam puluhan. Sakun 1960 memberikan analisis lengkap mengenai profil rotor berdasarkan metode amplop Andreev, 1961 memberikan informasi lebih lanjut tentang pembuatan dan perkakas untuk rotor kompresor sekrup, sementara Golovnitsov, 1964 memperkenalkan prosedur kontemporer dalam buku yang lebih umum tentang kompresor rotari. Amosov dkk 1977 dalam buku pegangannya membuat a kontribusi dengan memberikan presentasi yang dapat direproduksi tentang bagaimana menghasilkan profil asimetris SRM, profil Lysholm, dan juga sebuah presentasi profil SKBK Rusia awal. Dalam dua buku teks Jerman, Rinder, 1979 menggunakan metode pembuatan profil berdasarkan teori gigi untuk merekonstruksi profil asimetris SRM sementara Konka, 1988 menerbitkan beberapa aspek teknik rinci dari sekrup kompresor. Ada dua tiga buku teks tentang kompresor sekrup yang diterbitkan dalam bahasa Inggris, O'Neil, 1993 dan Arbon, 1994 . Lebih Baru-baru ini, Xing, 2000 menerbitkan sebuah buku teks komprehensif tentang kompresor sekrup di Cina. Baru-baru ini, penulis menerbitkan dua buku tentang kompresor sekrup, Stosic et al, 2005 dan 2006. Beberapa buku pegangan produsen kompresor pada kompresor sekrup dan sebuah Jumlah brosur memberikan informasi yang berguna, namun tergolong tergolong atau aksesibilitasnya sangat terbatas. Secara harfiah ribuan paten telah diberikan untuk kompresor sekrup selama tiga puluh tahun terakhir dan SRM sendiri memiliki lebih banyak dari 1000. Mereka mencakup berbagai aspek desain kompresor sekrup namun terutama untuk profil rotor. Paten SRM Nilson, 1952 untuk simetris, Shibbie, 1979 , untuk asimetris, Astberg, 1982 untuk "D" dan Ohman, 1999 untuk profil "G" adalah contoh keadaan generasi profil kompresor sekrup art. Paten profil yang sukses lainnya adalah paten Bammert, 1979 , Hough et al, 1984 , Edstroem, 1974 , Kasuya dkk, 1983 dan Bowman, 1983 . Baru-baru ini, beberapa paten sukses seperti Lee, 1988 dan Chia-Hsing C, 1995 telah diberikan kepada perusahaan yang relatif kecil. Pendekatan baru untuk pembuatan profil berdasarkan penggunaan rak untuk yang utama Kurva diterbitkan di Rinder, 1987 dan Stosic, 1996 . Meskipun semua profil yang dipatenkan dihasilkan oleh prosedur yang terdefinisi dengan baik, jadi sedikit yang diterbitkan tentang metode yang mereka gunakan sehingga sulit untuk mereproduksinya. Sebagian besar karakteristik yang diketahui dari kompresor sekrup, seperti banjir minyak, pembentukan suction dan discharge port ke ikuti heliks tip rotor, kompensasi gaya aksial, bongkar, katup geser dan port economizer, juga dipatenkan, terutama oleh SRM. Namun perusahaan lain sama-sama ingin mengajukan paten. Tampak itu, di bidang kompresor sekrup, ahli paten sama pentingnya dengan insinyur. Tiga konferensi mendominasi area kompresor sekrup, Purdue Compressor Engineering Conference, Dortmund VDI Tagung 'Schraubenmaschinen' dan Konferensi IMechE tentang Kompresor dan Sistem mereka, London. Praktik kompresor sekrup modern

dimulai dengan perhitungan proses kompresor, berdasarkan solusi persamaan diferensial yang berasal dari konservasi massa dan energi dan suhu dan tekanan hubungan yang berasal dari persamaan keadaan. Hal ini sangat didukung di Purdue publikasi, contoh awalnya adalah Benson et al, 1972, MacLaren et al, 1974 dan Prakash et al, 1974 dalam reciprocating kompresor. Pada kompresor sekrup, Fujiwara et al, 1974 dan 1984 , Fukazawa et al, 1980 , serta Sangfors, 1982 dan 1984 , Bain et al, 1982 , kemudian Singh et al, 1984 dan 1990, Dagang et al, 1986 dan kemudian Edstroem, 1992 semuanya memberikan kontribusi. Stosic dkk memperkenalkan solusi persamaan diferensial energi dan massa dalam bentuk primitif mereka pada tahun 1988 . Proses Dortmund berisi beberapa kertas kompresor sekrup yang menarik. Rinder, 1984 menyajikan metode rack dari generasi profil rotor, berdasarkan perlengkapan klasik prosedur, yang sepenuhnya dapat direproduksi. Sauls, 1998 memberikan rincian lebih lanjut tentang pembuatan profil dan pengendalian manufaktur. Kauder dan Harling, 1994 menunjukkan contoh khas sebuah penelitian universitas yang sukses yang diterapkan untuk memecahkan masalah rekayasa nyata. Edstroem 1989 menerbitkan sebuah makalah menarik di Konferensi IMechE, yang kemudian diikuti oleh makalah lain, seperti karya Venumadhav et al dan McCreath et al, 2001 dan lebih baru-baru ini Stosic et al, 2005, 2007 dan Delash et al, 2009 . Ada sedikit publikasi jurnal tentang kompresor sekrup dalam literatur teknis. Sebuah pengecualian awal adalah bahwa Margolis 1978 Lain diikuti dalam Journal of the International Institution of Refrigeration, seperti yang dilakukan oleh Stosic et al 1992 dan Fujiwara dan Osada, 1995 , dan kemudian dalam proses IMechE oleh Tang et al, 1994 , dan Fleming et al 1999 dan Hanjalic dan Stosic, 1997 dalam Jurnal Fluida ASME. Semuanya diperkenalkan atau berkontribusi pada model matematis berdasarkan solusi persamaan diferensial massa dan energi internal dalam hal variabel primitifnya, yang memang merupakan tulang punggung Pendekatan modern untuk analisis kompresor sekrup. Hal ini diikuti oleh Stosic 1998 dan baru-baru ini, Stosic 2004 , dan juga Nouri et al, 2007 di berbagai jurnal teknik. Hal ini menyebabkan penyajian informasi lebih lanjut tentang kompresor sekrup di jurnal dibandingkan tahun-tahun sebelumnya. 2. Screw Compressor Process dan ITS Mathematical Modeling Kompres sekrup menggabungkan proses termodinamika dan aliran. Keduanya bergantung pada geometri kompresor sekrup. SEBUAH Kombinasi semua adalah prasyarat untuk perhitungan kinerja kompresor sekrup. Dengan demikian, ini merupakan proses yang kompleks yang dapat dipecahkan dengan menggunakan model matematis, baik satu atau multidimensi. Algoritma termodinamika dan proses aliran yang dijelaskan di sini dalam kompresor sekrup didasarkan pada matematis model, diwakili oleh seperangkat persamaan yang menggambarkan fisika dari proses lengkap dalam kompresor. Set persamaan terdiri dari persamaan konservasi untuk kontinuitas energi dan massa bersamaan dengan sejumlah persamaan aljabar yang mendefinisikan berbagai fenomena, yang menyertai isap fluida, kompresi dan pelepasan. Model matematis menggunakan diferensial

Hubungan kinematik yang menggambarkan volume operasi seketika dan perubahannya dengan sudut rotasi atau waktu, serta Halaman 3 202 persamaan konservasi massa dan energi untuk volume kontrol yang diadopsi. Ini diterapkan untuk setiap tahap proses itu cairan tersebut dikenakan: suction, compression dan discharge. Dengan semua efek yang dijelaskan dipertanggungjawabkan dalam bentuk diferensial model tidak membuat dirinya menjadi pengobatan analitis. Berbagai penyederhanaan persamaan yang selama ini sering diaplikasikan di masa lalu untuk mencapai solusi numerik yang lebih efisien dan ekonomis dari rangkaian persamaan, dalam hal ini kurang signifikan, dan Model memungkinkan untuk mengamati konsekuensi dari mengabaikan beberapa istilah dalam persamaan dan untuk menarik kesimpulan yang bermanfaat pada pembenaran berbagai penyederhanaan. Solusi dari set persamaan dilakukan secara numerik dengan menggunakan metode orde Runge-Kutta 4 , dengan tepat kondisi awal dan batas. Model ini menjelaskan sejumlah efek "kehidupan nyata" yang dapat mempengaruhi sebagian besar pertunjukan terakhir yang nyata kompresor. Ketentuan ini memastikan tingkat kesamaan model yang memadai dan kesesuaiannya untuk aplikasi yang lebih luas. Itu Efek berikut telah diperhitungkan: - Cairan kerja dalam kompresor bisa berupa campuran gas atau cairan-gas dari persamaan negara dan hubungan yang diketahui untuk energi termal internal dan entalpi, yaitu gas ideal atau gas nyata atau campuran gas cair dari sifat yang diketahui, - model memiliki ketentuan untuk memperhitungkan perpindahan panas antara gas dan sekrup kompresor atau casingnya; model pertukaran panas ditentukan dalam bentuk perkiraan, namun masih mampu mereproduksi dengan baik perpindahan panas sesungguhnya efek; - model menyumbang kebocoran media kerja yang tak terelakkan yang dapat terjadi dalam tahap proses apapun melalui jarak bebas antara dua rotor atau di antara rotor dan bagian stasioner kompresor; - Model bekerja secara independen dari spesifikasi geometri kompresor, maka setiap geometri dapat ditentukan, atau dihitung berdasarkan spesifikasi parameter geometris dasar; - cairan, minyak, air, atau zat pendingin apapun dapat disuntikkan selama tahap proses kompresor: suction, expansion atau debit, untuk pelumasan, penyegelan atau pendinginan; Model ini memungkinkan injeksi untuk mempengaruhi semua proses di kompresor. - akun model juga untuk kelarutan gas dalam cairan yang disuntikkan; - Model mencakup persamaan termodinamika keadaan dan perubahan keadaan fluida dan hubungan konstitutif yang melengkapi dan menutup set persamaan. Asumsi tertentu harus diperkenalkan untuk memastikan perhitungan yang efisien; Asumsi tidak memaksakan apapun

keterbatasan spesifik pada model atau menyebabkan kepergian yang signifikan dari kenyataan: - Aliran fluida dalam model diasumsikan berbentuk kuasi-satu dimensi - Energi kinetik cairan terbengkalai dibandingkan dengan energi internalnya - Campuran gas atau gas-cair masuk atau keluar melalui alat hisap kompresor atau pelepasan diasumsikan isentropik, - kebocoran cairan melalui jarak bebas diasumsikan bersifat adiabatik 2.1 Persamaan yang mengatur proses sekrup kompresor Ruang kerja (bilik) mesin sekrup adalah contoh tipikal dari sistem termodinamika terbuka di mana massa Aliran bervariasi seiring waktu. Volume kontrol adalah ruang kerja bersama dengan plasum hisap dan pelepasan, yang mana persamaan diferensial undang-undang konservasi untuk energi dan massa ditulis. Ini diturunkan dengan menggunakan Teorema Transport Reynolds. Fitur dari model ini adalah penggunaan persamaan energi arus goyah untuk menghitung efek modifikasi profil pada proses termodinamika dan aliran dalam mesin sekrup dalam hal sudut rotasi, atau waktu. Energi internal bukan entalpi maka variabel turunan dan ini ternyata lebih mudah komputasi. Praktik ini ditemukan secara komputasi bermanfaat dalam mengevaluasi sifat cairan nyata, dibandingkan dengan metode konvensional yang menggunakan entalpi sebagai dependen variabel. Semua sifat termodinamika dan fluida yang tersisa dalam siklus mesin diturunkan darinya dan perhitungannya dilakukan melalui beberapa siklus sampai solusi konvergen. Bentuk berikut dari persamaan konservasi telah digunakan dalam model ini: Konservasi energi internal: di dalam keluar keluar dU dV mh mh Q hal d d ω ω θ θ ⎛ ⎞ = +⎜ ⎟ ⎝ ⎠

x x dimana θ adalah sudut rotasi rotor utama, h = h (θ) adalah entalpi spesifik, () mm θ = x x adalah laju alir massa p = p (θ), tekanan fluida pada volume kontrol ruang kerja, () QQ θ = x x , perpindahan panas antara cairan dan kompresor sekitarnya, () VV θ = x x volume lokal kompresor ruang kerja. Dalam persamaan di atas, indeks menunjukkan aliran masuk dan keluarnya arus keluar fluida. Arus masuk masuk total fluida terdiri dari komponen berikut: Halaman 4 203 , , di dalam suc suc lglg minyak minyak mh mh mh mh = + + x x x x dimana indeks l, g menunjukkan keuntungan kebocoran, kondisi isap, dan minyak menunjukkan minyak. Arus keluar aliran keluar cairan terdiri dari: , , keluar keluar

dis ini llll mh mh mh = + x x x dimana indeks l, l menunjukkan kerugian kebocoran dan ini menunjukkan kondisi debit dengan ini mx yang menunjukkan debit aliran Tingkat gas yang terkontaminasi dengan minyak atau cairan lain yang disuntikkan. Sisi kanan persamaan energi terdiri dari istilah berikut yang dimodelkan: - Pertukaran panas antara cairan dan rotor sekrup kompresor dan casing (dan tembus ke sekitarnya) karena Untuk perbedaan suhu gas dan permukaan selubung dan rotor dihitung oleh koefisien perpindahan panas yang dievaluasi dari ekspresi Nu = 0,023 Re 0,8 . Untuk panjang karakteristik bilangan Reynolds dan Nusselt perbedaan antara Diameter luar dan dalam dari rotor utama diadopsi. Ini mungkin bukan dimensi yang paling sesuai untuk tujuan ini, tapi Panjang karakteristik muncul dalam ekspresi koefisien perpindahan panas dengan eksponen 0,2 dan memiliki pengaruh kecil selama itu tetap berada dalam urutan yang sama besarnya dengan dimensi karakteristik mesin lainnya dan selama itu ciri ukuran kompresor. Kecepatan karakteristik untuk bilangan Re dihitung dari aliran massa lokal dan luas penampang. Di sini permukaan dimana panas ditukar, dan juga suhu dinding, bergantung pada rotasi sudut θ dari rotor utama. - Keuntungan energi akibat masuknya gas ke dalam volume kerja diwakili oleh produk asupan massa dan jumlahnya rata entalpi. Dengan demikian arus masuk energi bervariasi dengan sudut berputar. Selama masa hisap gas masuk kerja volume membawa entalpi gas rata-rata yang mendominasi di ruang hisap. Namun, pada saat hisap Port ditutup, sejumlah gas yang dikompres bocor ke ruang kerja kompresor melalui jarak bebas. Itu massa gas ini, dan juga entalpinya ditentukan berdasarkan persamaan kebocoran gas. Volume kerja diisi dengan gas karena kebocoran hanya bila tekanan gas di ruang sekitar volume kerja lebih tinggi, jika tidak maka tidak ada kebocoran, atau Ke arah yang berlawanan, yaitu dari ruang kerja menuju pleno lainnya. - Arus masuk masuk banyak dikoreksi lebih lanjut dengan jumlah entalpi dibawa ke ruang kerja oleh minyak yang disuntikkan. - Hilangnya energi akibat arus keluar gas dari volume kerja ditentukan oleh produk arus keluar keluarnya

entalpi gas rata-rata. Selama pengiriman ini adalah gas terkompresi yang memasuki pleno pelepasan sementara dalam hal ekspansi Karena tekanan debit yang tidak tepat, gas inilah yang bocor melalui jarak bebas dari volume kerja ke dalam ruang tetangga pada tekanan rendah. Jika tekanan di ruang kerja lebih rendah dari satu di ruang debit dan jika debit terbuka, alirannya akan berada dalam arah terbalik, yaitu dari pleno pelepasan ke ruang kerja. Perubahan Massa memiliki tanda negatif dan entalpi terkait sama dengan entalpi gas rata-rata di ruang tekanan. - Pekerjaan termodinamika yang dipasok ke gas selama proses kompresi ditunjukkan oleh istilah dV hal dθ . Istilah ini dievaluasi dari tekanan lokal dan tingkat perubahan volume lokal. Yang terakhir diperoleh dari hubungan yang menentukan sekrup kinematika yang menghasilkan volume kerja seketika dan perubahannya dengan sudut rotasi. Sebenarnya istilah dV / dφ bisa jadi diidentifikasi dengan area interlobe sesaat, dikoreksi untuk daerah yang tertangkap dan tumpang tindih. - Jika minyak atau cairan lainnya disuntikkan ke dalam ruang kerja kompresor, arus masuk minyak dan entalpinya harus termasuk dalam istilah inflow. Terlepas dari kenyataan bahwa fraksi massa minyak dalam campuran itu signifikan, pengaruhnya terhadap arus volume Angka ini hanya marjinal karena fraksi volume minyak biasanya sangat kecil. Aliran massa total cairan termasuk juga minyak yang disuntikkan, Bagian yang lebih besar tetap bercampur dengan fluida kerja. Perpindahan panas antara tetesan gas dan minyak digambarkan oleh yang pertama urutan persamaan diferensial Persamaan kontinuitas massa di dalam keluar keluar dm mh mh d ω θ = x x x Tingkat arus masuk massa terdiri dari: , di suc lg minyak

m m m m = + + x x x x Tingkat perpindahan massa terdiri dari: , di luar ini ll m m m = + x x x Masing-masing tingkat aliran massa memenuhi persamaan kontinuitas m wA ρ = x dimana w [m / s] menunjukkan kecepatan fluida, ρ - fluida densitas dan A - daerah penampang melintang. Kepadatan sesaat ρ = ρ (θ) diperoleh dari massa seketika yang terperangkap dalam volume kontrol dan ukuran volume sesaat yang sesuai V sebagai ρ = m / V. Halaman 5 204 2.2 Aliran melalui port masuk dan debit Daerah penampang A diperoleh dari geometri kompresor dan dianggap sebagai fungsi periodik dari sudut rotasi θ. Area pelabuhan isap didefinisikan oleh: , 0 dosa suc suc suc SEBUAH SEBUAH θ π θ

⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ dimana indeks suc berarti nilai awal θ pada saat pembukaan port hisap, dan A suc, 0 menunjukkan maksimum nilai dari area penampang suction port. Nilai rambu dari sudut rotasi θ diasumsikan pada penutup isap sehingga yang isap berakhir pada θ = 0, jika tidak ditentukan berbeda. Area pelabuhan debit juga ditentukan oleh: , 0 dosa c ini ini e s SEBUAH SEBUAH θθ π θ θ ⎛ ⎞ = ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ dimana indeks e menunjukkan akhir debit, c menunjukkan akhir kompresi dan A , 0 adalah singkatan dari nilai maksimum debit penampang melintang. Kecepatan suction dan discharge port fluid ( ) 2 1 2 w jj μ = dimana μ adalah koefisien aliran suction / discharge orifice, sedangkan indeks 1 dan 2 menunjukkan kondisi hilir dan hulu

dari pelabuhan yang dianggap Ketentuan diberikan dalam kode komputer untuk memperhitungkan arus balik jika h 2
Menurut jenis dan posisi kelonggaran kebocoran lima kebocoran yang berbeda dapat diidentifikasi: kerugian melalui trailing ujung penyegel dan penyegelan depan dan keuntungan melalui penyegelan depan dan depan. Kelima, 'through-leakage' tidak secara langsung mempengaruhi proses di ruang kerja, tapi melewatinya dari plenum pelepasan ke port isap. Halaman 6 205 Perhitungan kecepatan gas bocor mengikuti persamaan momentum, yang menyumbang dinding fluida gesekan: 2 0 2 l l l g w dp dx ww f D ρ + + = Dimana f (Re, Ma) adalah koefisien gesekan yang bergantung pada bilangan Reynolds dan Mach, D g adalah diameter efektif dari celah clearance, 2 g g D δ ≈ dan dx adalah selisih panjang. Dari persamaan kontinuitas dan asumsi bahwa T const ≈ untuk menghilangkan kerapatan gas dalam hal tekanan, persamaan dapat diintegrasikan dalam hal tekanan dari sisi tekanan tinggi pada posisi 2 ke sisi tekanan rendah pada posisi 1 celah untuk menghasilkan: 2 2 2 1 2 2 1

2ln l llg hal hal m wA hal Sebuah hal ρ ζ = = ⎛ ⎞ + ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ x dimana ζ = f L g / D g + Σξ mencirikan hambatan aliran bocor, dengan panjang panjang gilas pada arah aliran pelelangan, f faktor gesekan dan koefisien resistansi lokal. ζ dapat dievaluasi untuk setiap celah clearance sebagai fungsi dari dimensi dan bentuknya dan karakteristik aliran. a adalah kecepatan suara Prosedur lengkap mengharuskan model memasukkan koefisien gesekan dan hambatan dalam hal bilangan Reynolds dan Mach setiap jenis izin. Demikian juga, kerugian friksi cairan kerja juga dapat didefinisikan sebagai faktor gesekan lokal dan kecepatan fluida yang terkait ujung kecepatan, kerapatan, dan daerah gesekan dasar. Saat ini model menggunakan nilai ζ dalam hal fungsi sederhana untuk masing jenis kompresor tertentu dan menggunakannya sebagai parameter masukan. Persamaan ini dimasukkan ke dalam model kompresor dan digunakan untuk menghitung laju alir kebocoran untuk masing-masing celah clearance pada sudut rotasi lokal θ. 2.4 Injeksi minyak dan cairan lainnya Injeksi minyak atau cairan lainnya untuk keperluan pelumasan, pendinginan atau penyegelan, memodifikasi secara substansial termodinamika. Proses di kompresor sekrup. Paragraf berikut menguraikan prosedur untuk menghitung efek injeksi minyak. Itu Prosedur yang sama dapat diterapkan untuk mengobati injeksi cairan lainnya. Efek khusus, seperti gas atau pencampuran kondensat dan Mengatasi cairan yang disuntikkan atau sebaliknya harus dipertanggungjawabkan secara terpisah jika hal tersebut diharapkan mempengaruhi proses. SEBUAH Prosedur untuk menggabungkan fenomena ini ke dalam model akan diuraikan nanti.

Parameter yang mudah digunakan untuk menentukan aliran massa minyak yang disuntikkan adalah rasio massa minyak terhadap massa, gas minyak / m, dari mana arus masuk minyak Melalui pelabuhan minyak terbuka yang diasumsikan terdistribusi merata, dapat dievaluasi sebagai 1 2 minyak minyak gas m z m m m π = x x x x dimana rasio massa minyak terhadap gas ditentukan terlebih dahulu sebagai parameter masukan. Selain pelumasan, tujuan utama menyuntikkan minyak ke dalam kompresor adalah pendinginan gas. Untuk meningkatkan pendinginan Efisiensi minyak diionisasi menjadi semprotan tetesan halus dimana permukaan kontak antara gas dan minyak meningkat. Itu atomisasi dilakukan dengan menggunakan nosel yang dirancang khusus atau dengan injeksi bertekanan tinggi sederhana. Sebuah distribusi tetesan ukuran dapat didefinisikan dalam rasio aliran gas-minyak dan rasio kecepatan untuk sistem injeksi minyak tertentu. Takdir selanjutnya masing-masing Kelas tetesan minyak yang berbeda, sampai mereka menabrak dinding rotor atau casing dapat diikuti dengan memecahkan persamaan dinamis untuk masing-masing. ukuran tetesan dalam bingkai Lagrangian, memperhitungkan gaya inersia, gravitasi, seret, dan kekuatan lainnya. Solusi dari persamaan energi droplet di Sejajar dengan persamaan momentum harus menghasilkan jumlah pertukaran panas dengan gas sekitarnya. Dalam model sekarang kita mengikuti prosedur sederhana dimana pertukaran panas dengan gas ditentukan dari persamaan diferensial untuk perpindahan kalor sesaat antara gas sekitarnya dan tetesan minyak. Dengan asumsi tetesan mempertahankan bentuk bola, dengan Sauter yang ditentukan berarti diameter tetesan d S ,. Perpindahan panas antara droplet dan gas bisa dinyatakan dalam bentuk undang-undang pendinginan yang sederhana ( ) Hai Hai Hai gas minyak

Q h AT T = , dimana A o adalah permukaan tetesan, A o = d S 2 π, d S adalah meannya Diameter tetesan droplet dan h o adalah koefisien perpindahan panas pada permukaan tetesan, ditentukan dari empiris. ungkapan Nu = 2 + 0.6Re 0.6 Pr 0.33 Panas yang bertukar harus menyeimbangkan laju perubahan panas yang diambil atau diberikan oleh tetesan dalam satuan waktu, Q o = m o c minyak dT o / dt = m o c minyak ωdΤ, dimana minyak c adalah minyak yang spesifik dan indeks o menunjukkan tetesan minyak. Tingkat Perubahan suhu tetesan minyak dapat dinyatakan sebagai berikut: ( ) Hai Hai gas Hai Hai o minyak hA T T dT d mc θ ω = Halaman 7 206 Koefisien perpindahan panas h o diperoleh dari: Nu = 2 + 0,6 Re 0,6 Pr 0,33 Integrasi persamaan dalam dua langkah waktu / sudut menghasilkan suhu tetesan minyak baru pada setiap langkah waktu / sudut yang baru: , 1 gas op Hai T kT T k = +

dimana T o, p adalah suhu tetesan minyak pada langkah waktu sebelumnya dan k adalah konstanta waktu non-dimensi tetesan, k = τ / Δt = ωτ / Δθ, dengan τ = m o c o o o o o o menjadi konstanta waktu nyata tetesan. Untuk diameter rata-rata Sauter yang diberikan d S nondimensi waktu konstan mengambil bentuk 6 o minyak S minyak Hai Hai Hai mc dc k hA h ω ω θ θ = = Δ Δ Suhu tetesan yang diperoleh selanjutnya diasumsikan mewakili suhu rata-rata minyak, yaitu minyak

Hai T T ≈ , yang mana selanjutnya digunakan untuk menghitung entalpi campuran minyak gas. Pendekatan yang dijelaskan di atas didasarkan pada asumsi bahwa konstanta waktu tetesan minyak τ lebih kecil dari tetesan waktu perjalanan melalui gas sebelum menyentuh dinding rotor atau casing, atau mencapai pelabuhan debit kompresor. Ini berarti bahwa pertukaran panas selesai dalam waktu perjalanan droplet melalui gas selama kompresi. Syarat prasyarat ini terpenuhi dengan atomisasi yang tepat dari minyak yang disuntikkan yang menghasilkan ukuran tetesan kecil yang cukup kecil, yang memberi tetesan kecil konstan, serta dengan memilih sudut nosel yang memadai, dan sampai batas tertentu, kecepatan semprotan minyak awal. Perhitungan yang terpisah dari lintasan droplet berdasarkan solusi persamaan momentum tetesan untuk diameter ratarata tetesan yang berbeda dan awal kecepatan, untuk lebih jelasnya lihat Stosic et al., 1992 menunjukkan bahwa untuk sebagian besar kompresor sekrup yang sedang digunakan, kecuali, mungkin untuk yang terkecil, dengan kecepatan kecepatan ujung khas antara 20 dan 50 m / s, kondisi ini puas untuk tetesan minyak dengan diameter di bawah 50 m. Karena masuknya model yang lengkap dinamika droplet akan tidak perlu mempersulit kode komputer dan

hasilnya akan selalu bergantung pada desain dan sudut dari nozzle injeksi minyak, kode perhitungan ini menggunakan di atas dijelaskan pendekatan yang disederhanakan yang ditemukan untuk sepenuhnya memuaskan untuk berbagai kompresor yang berbeda. Parameter input hanya rata-rata Sauter diameter tetesan minyak, d S dan sifat minyak - kepadatan, viskositas dan panas spesifik. Prosedur 2,5 Solusi untuk Compressor Termodinamika Untuk meringkas, deskripsi proses termodinamika dalam mesin sekrup selesai oleh persamaan diferensial untuk volume lobus, yang menentukan V (θ) dan dV / dθ, dengan persamaan diferensial dari energi panas internal, oleh persamaan diferensial yang menggambarkan keseimbangan massa ruang kerja. tekanan batas dan suhu di hisap dan ruang debit dikenal. Selain persamaan aljabar negara dan spesifik energi internal dan entalpi spesifik, yang cukup untuk mendapatkan massa mengalir melalui hisap dan debit pelabuhan dan melalui izin, massa di kerja ruang, tekanan dan suhu cairan di dalam ruang kerja dan massa dan suhu minyak disuntikkan. Jika negara-negara cairan dijelaskan oleh tekanan dan temperatur di tekanan dan hisap ventilasi dianggap variabel dengan sudut rotasi, maka perlu beberapa persamaan diferensial untuk energi dan tingkat aliran massa. Jumlah total persamaan diferensial meningkat sekarang dengan dua lain untuk setiap sidang pleno. Semua persamaan diferensial diselesaikan dengan cara Runge-Kutta prosedur order keempat. Sebagai kondisi awal yang sewenang-wenang dipilih, konvergensi solusi dicapai dengan menerapkan kondisi batas siklik ketika perbedaan antara dua siklus kompresor berturut-turut mencapai nilai monitoring cukup kecil ditentukan di muka. Sesaat massal kepadatan ρ diperoleh dari massa sesaat terjebak dalam volume kontrol dan ukuran sesuai Volume V seketika sebagai ρ = m / V. Persamaan energi dan kesinambungan diselesaikan untuk mendapatkan U (θ) dan m (θ). Bersama dengan V (θ), energi internal spesifik dan volume spesifik u = U / m dan v = V / m yang sekarang dikenal. Kami kemudian dapat menghitung T dan p, atau x. Untuk gas ideal, energi panas internal dari campuran gas-minyak diberikan oleh: () () ( ) ( ) 1 1 gas gas minyak minyak minyak

MRT pV U mu mu MCT MCT γ γ = + = + = + dimana R adalah konstanta gas dan γ adalah eksponen adiabatik. Oleh karena itu, tekanan atau suhu cairan di kompresor ruang kerja dapat secara eksplisit dihitung dengan bantuan persamaan untuk suhu minyak T minyak : Halaman 8 207 ( ) ( ) ( ) ( ) () 1 1 1 minyak minyak kU MCT T k mR mc γ + = + +

Jika k cenderung 0, yaitu untuk koefisien perpindahan panas tinggi atau ukuran tetesan minyak kecil, suhu minyak mendekati cepat gas suhu. Dalam hal ini T dan p dihitung secara eksplisit. Untuk kasus gas nyata situasinya lebih kompleks, karena suhu dan tekanan tidak dapat dihitung secara eksplisit. Namun, karena energi internal dapat dinyatakan sebagai fungsi dari temperatur dan volume tertentu, perhitungan Prosedur dapat disederhanakan dengan menggunakan energi internal sebagai variabel dependen bukannya entalpi, seperti sering praktek. Persamaan keadaan p = f 1 (T, V) dan persamaan untuk u energi internal spesifik = f 2 (T, V) biasanya dipisahkan. Oleh karena itu, Suhu dapat dihitung dari energi spesifik yang dikenal internal dan volume spesifik yang diperoleh dari larutan persamaan diferensial, sedangkan tekanan dapat dihitung secara eksplisit dari suhu dan volume tertentu dengan cara persamaan keadaan. persamaan ini biasanya uncoupled, dengan T diperoleh solusi numerik dari persamaan set, di mana p adalah diperoleh secara eksplisit dari persamaan keadaan. Dalam kasus perubahan fasa untuk uap basah selama kompresi atau perluasan proses, energi internal spesifik dan volume campuran cairan-gas adalah: ( ) ( ) 1 1 f g f g kamu xu xu v xv xv =+ =+ di mana u f , u g , v f dan v g adalah energi internal spesifik dan volume cairan dan gas dan mereka adalah fungsi dari kejenuhan temperatur saja. Persamaan memerlukan prosedur numerik implisit yang biasanya tergabung dalam paket properti. Sebagai Hasilnya, temperatur T dan fraksi kekeringan x diperoleh. persamaan ini dalam bentuk yang sama untuk setiap jenis cairan, dan mereka dasarnya sederhana daripada yang lain dalam bentuk berasal. Selain itu, masuknya setiap fenomena tambahan ke diferensial yang

persamaan energi internal dan kontinuitas sangatlah mudah. 2.6 Perhitungan sifat termodinamika cairan bekerja sifat termodinamika cairan murni dan campuran mereka diperoleh dengan menggunakan persamaan properti yang tepat dimasukkan ke dalam perangkat lunak terkait. Ini adalah IIR (Institusi Internasional dari Refrigeration) Rutinitas dan THERPROP sendiri Bank data dan paket subroutine dikembangkan di City University London, serta NIST (National Institute of Standards) properti rutinitas. Sifat-sifat termodinamika cairan non-polar dan polar lemah diperkirakan dengan tekanan uap Lee-Kesler persamaan dan persamaan keadaan. sifat fluida polar diperkirakan dengan persamaan uap Martin-Hou dengan cairan yang cocok korelasi fase bersama-sama dengan persamaan uap Cox-Antoine. Metode ini sangat akurat dan mengungkapkan maksimum perbedaan urutan ± 1% nilai properti dihitung secara lokal jika dibandingkan dengan perhitungan independen yang dilakukan oleh peneliti lain menggunakan prosedur alternatif seperti versi Starling dari persamaan Benedict Webb dan Rubin. 2,7 Perhitungan parameter kinerja kompresor solusi numerik dari model matematika dari proses fisik dalam kompresor memberikan dasar untuk lebih tepat perhitungan semua terpisahkan (bulk) karakteristik yang diinginkan dengan tingkat yang memuaskan akurasi dan dalam hal yang lebih unggul sebagai dibandingkan dengan pendekatan integral yang lebih empiris. Yang paling penting dari sifat ini adalah kompresor laju aliran massa m x [kg / s], kekuatan P ditunjukkan ind [kW], spesifik menunjukkan daya P s [kJ / kg], volumetrik efisiensi η v , efisiensi adiabatik η sebuah , isotermal efisiensi η t dan efisiensi lainnya, dan koefisien pemanfaatan listrik, menunjukkan efisiensi η i . Massa cairan instan terjebak dalam volume kerja ditentukan sebagai perbedaan antara jumlah inflow massa cairan dan outflow: di di luar mm m = di mana m di dan m keluar diperoleh dari integrasi persamaan diferensial yang sesuai selama siklus. Selama rotasi poros kompresor, karena kecepatan poros yang berbeda hanya jumlah volume kerja sekrup utama lobus z 1 berkontribusi terhadap proses, sehingga total massa yang berpartisipasi adalah mz 1 . Oleh karena itu sebenarnya aliran massa fluida m x [kg / s] adalah 1 / 60 m mz n = x di mana n adalah jumlah revolusi per menit dari rotor utama.

Pengiriman Volume V x didefinisikan dengan mengacu pada kondisi hisap dan biasanya dinyatakan dalam [m 3 / min]: 0 60 / V mρ = x Dari volume maksimal yang dikenal dari ruang kerja, aliran massa teoritis adalah: Halaman 9 208 ( ) 1 2 1 60 n n t F F LNZ m ρ + = x di mana F 1n dan F 2n adalah daerah penampang lobus pada bidang depan sekrup utama dan gerbang sekrup, masing-masing, dan L adalah panjang dari sekrup. Efisiensi volumetrik ini mudah diperoleh sebagai: v t m m η= x x Perlu dicatat bahwa efek dari kebocoran, pertukaran panas gas, retensi gas di kantong di sisi tekanan profil lobus asimetris, semua termasuk dalam koefisien volumetrik melalui perlakuan yang berbeda dari gubernur persamaan dari model matematika. Pekerjaan ditunjukkan dipindahkan ke rotor sekrup selama proses hisap, ekspansi dan debit diwakili oleh daerah diagram pV yang ditunjukkan. ind siklus W VDP

=∫ Dalam kerja ditunjukkan, aliran kehilangan selama hisap, ekspansi dan debit, kebocoran dan pertukaran panas, serta pengaruh minyak disuntikkan telah dimasukkan dengan cara yang sama ke dalam persamaan diferensial model. Pekerjaan ditunjukkan dalam kompresor tunggal ruang kerja selanjutnya digunakan untuk perhitungan kompresor ditunjukkan kekuasaan: 1 60 ind ind W zn P= Selain kekuatan ditunjukkan, hal ini berguna untuk mengetahui tertentu yang ditunjukkan kekuasaan: sind siklus V W dp m =∫ di mana m adalah massa dari cairan yang terkandung di dalam ruang V bekerja di instan dianggap waktu. Pekerjaan yang ditunjukkan dapat dibandingkan dengan adiabatik teoritis atau bekerja isotermal untuk menghasilkan efisiensi yang sesuai: t Sebuah t Sebuah ind ind W W W W η η = = Di sini isotermal teoritis dan karya adiabatik ditentukan dari ekspresi teoritis umum. Untuk ideal gas, isotermal teoritis dan karya adiabatik adalah masing-masing: ( ) 2 1 2

1 1 ln 1 t Sebuah hal W RT W RTT hal γ γ = = di mana 1 menunjukkan awal, dan 2 kondisi akhir proses kompresi. listrik yang ditunjukkan tertentu diperoleh dari dikenal ditunjukkan kekuasaan dan pengiriman: sin d P P V = x 2,8 Perhitungan kekuatan tekanan yang bekerja pada sekrup rotor kompresor Sekrup rotor kompresor dikenakan beban tekanan berat. Rotor, serta bantalan rotor harus memenuhi kekakuan dan persyaratan elastisitas untuk memastikan operasi kompresor yang tepat dan dapat diandalkan. Dalam posisi 1, tidak ada kontak antara rotor. Karena A dan B berada pada lingkaran, pasukan secara keseluruhan F 1 dan F 2 tindakan terhadap rotor kapak dan mereka kekuatan radial saja. Tidak ada torsi yang disebabkan oleh kekuatan tekanan dalam posisi ini. Dalam posisi 2, hanya ada satu kontak antara rotor, titik A. Pasukan F 1 dan F 2 adalah eksentrik, mereka terdiri dari dua komponen, radial dan yang melingkar. Yang terakhir menyebabkan torsi. Karena posisi kekuatan, torsi pada gerbang rotor secara signifikan lebih kecil maka torsi rotor utama. Halaman 10 209 Dalam rangka untuk menjelaskan perhitungan beban tekanan, beberapa kasus dianggap. Biarkan tekanan p (θ) diketahui untuk setiap sudut sesaat rotasi θ, dengan kenaikan sudut wajar, mengatakan 1 derajat. Angka ini menyajikan radial dan torsi pasukan di bagian rotor lintas. Contoh diberikan untuk 5/6 “N” rotor. Tekanan p bertindak di interlobes sesuai biasanya untuk

garis AB. A dan B adalah baik di baris penyegelan antara rotor atau tips rotor. Karena mereka milik garis penyegelan, mereka sepenuhnya ditentukan dari geometri rotor. Dalam posisi 3, kedua titik kontak berada pada rotor, pasukan secara keseluruhan dan radial adalah sama untuk kedua rotor. Demikian pula untuk kasus sebelumnya, mereka juga menyebabkan torsi. Gambar. 1 pasukan Tekanan yang bekerja pada sekrup rotor kompresor 2,9 Radial, aksial beban rotor, torsi dan reaksi bantalan Biarkan x arah sejajar dengan garis antara rotor sumbu O 1 dan O 2 y tegak lurus terhadap x. Komponen gaya radial adalah: ( ) ( ) B x B SEBUAH SEBUAH B y B SEBUAH SEBUAH R p dy py y R p dx px x ====∫ ∫ Torsi adalah: Halaman 11 210 ( ) 2 2 2 2

0.5 B B B SEBUAH B SEBUAH SEBUAH SEBUAH T p Xdx p ydy px x y y = + + ∫ ∫ Persamaan di atas yang terintegrasi di sepanjang profil untuk semua poin profil. Kemudian mereka terintegrasi untuk semua langkah sudut untuk menyelesaikan satu revolusi mempekerjakan sejarah tekanan p = p diberikan (θ). Akhirnya, jumlah untuk semua interlobes rotor dibuat dengan mempertimbangkan akun pergeseran fasa, serta pergeseran aksial antara interlobes. Sejak gerbang rotor memiliki sudut memimpin lebih besar maka yang utama, sebanding dengan rasio gearing z 2 / z 1, di mana z adalah rotor lobus angka, penjumlahan yang tepat biasanya menyebabkan kekuatan radial yang lebih besar dari gerbang rotor meskipun gerbang rotor mungkin lebih kecil maka yang utama. Gaya aksial adalah produk dari tekanan dan interlobe penampang. Di beberapa daerah interlobes saling tumpang tindih. Itu gerbang rotor mencakup sebagian kecil dari interlobe rotor utama, sedangkan rotor utama meliputi mayoritas gerbang interlobe. Ini Fenomena menyebabkan bahwa gaya aksial utama adalah tidak proporsional lebih besar dari pintu gerbang satu. Sebuah koreksi diperbolehkan untuk gaya aksial yang memperhitungkan fakta bahwa tekanan di celah depan rotor juga bertindak dalam arah aksial dengan menggunakan rata-rata tekanan di dua interlobes tetangga untuk bertindak atas lobus yang bersangkutan. Pasukan rotor aksial bertindak seperti untuk meminimalkan debit bantalan gaya radial meningkatkan kekuatan hisap bantalan. Ini adalah umumnya kenyamanan, karena kekuatan hisap bantalan biasanya lebih kecil daripada yang debit. Mengingat bahwa utama kekuatan rotor aksial lebih besar dari pintu gerbang satu, efek ini lebih bermanfaat bagi rotor utama. Karena radial kekuatan R dan posisi aksial z 1 dihitung di muka untuk setiap sudut rotasi θ, delta dihitung dari

ekspresi di atas juga merupakan fungsi dari sudut rotasi. 2.10 defleksi Rotor Jika rotor yang dimuat oleh radial kekuatan R dengan reaksi bantalan R D dan R S pada debit dan hisap rotor sisi atas rentang z 2 . Sebuah fungsi rotor garis elastis diberikan oleh persamaan diferensial: 2 2 d M EI dz δ = dimana δ = δ (z) adalah defleksi lentur rotor, sedangkan M adalah fungsi momen lentur, E adalah modul elastisitas dan saya adalah rotor momet polar inersia, dihitung dari geometri rotor, dengan cara integrasi numerik. Integrasi persamaan di atas selama rentang rotor antara dua bantalan radial memberi membungkuk defleksi di fungsi rotor aksial berkoordinasi z yang memiliki nilai maksimum sendiri. Ini dihitung untuk setiap kenaikan sudut rotasi. 3. Kemajuan terbaru dalam Screw Pembangunan Compressor pemodelan matematika memfasilitasi perhitungan yang lebih akurat dari kinerja kompresor dan efek dari parameter yang berbeda mempengaruhi proses dapat dipertanggungjawabkan. Salah satunya memungkinkan jarak yang ketat dapat dicapai saat ini, kompresor sehingga intern tingkat kebocoran telah menjadi kecil. Oleh karena itu, perbaikan lebih lanjut dalam desain kompresor sekrup yang mungkin hanya dengan pengenalan lebih halus prinsip analitis. Syarat utama adalah untuk meningkatkan profil rotor sehingga daerah aliran internal melalui kompresor dimaksimalkan sementara jalur kebocoran diminimalkan dan gesekan internal karena gerakan relatif antara permukaan rotor menghubungi dibuat sekecil mungkin. Hal ini dicapai melalui beberapa langkah yang dijelaskan dalam bab ini. 3.1 pilihan yang tepat dari konfigurasi rotor Peningkatan jumlah lobus rotor memungkinkan built-in perbandingan volume yang sama akan dicapai dengan port debit yang lebih besar. Lebih besar port debit mengurangi kecepatan debit dan karena itu mengurangi kerugian tekanan discharge, sehingga meningkatkan efisiensi secara keseluruhan kompresor. Oleh karena kompresor sekrup cenderung dibangun dengan lebih lobus dari 4-6 kombinasi tradisional dan 5-6 dan 6-7 konfigurasi menjadi semakin populer. Juga, semakin besar jumlah lobus, semakin kecil tekanan Perbedaan antara dua kamar tetangga bekerja. Dengan demikian, kerugian kebocoran interlobe berkurang. Selain itu, lebih lobus dikombinasikan dengan sudut bungkus besar memastikan beberapa kontak rotor yang mengurangi getaran dan dengan demikian meminimalkan kebisingan. Namun, lebih lobus biasanya berarti kurang throughput yang rotor, yang menyiratkan bahwa rotor dengan lebih lobus yang agak lebih besar daripada rekan-rekan mereka dengan lobus yang lebih sedikit. Juga kebocoran untuk rasio pengiriman lebih buruk dengan lobus rotor lebih. Oleh karena itu, kompresor tersebut kurang efisien.

Selain itu, lebih lobus meningkatkan biaya manufaktur. 3.2 Pertimbangan rotor penyegelan panjang garis dan blow-lubang di Area Sejak kompresor sekrup cenderung untuk memutar relatif lambat, profil rotor harus memiliki daerah pukulan-lubang sekecil mungkin jika kebocoran harus diminimalkan. Namun, pengurangan daerah blow-lubang dikaitkan dengan peningkatan panjang garis penyegelan. ini Oleh karena itu perlu untuk menemukan bentuk profil optimal yang meminimalkan jumlah dari kedua pukulan-lubang dan penyegelan kebocoran baris daerah. 3.3 proporsi Rotor Sebuah fitur umum dari kompresor sekrup adalah bahwa perbedaan tekanan melalui mereka menyebabkan beban rotor tinggi dan ini terutama kasus untuk kompresor pendingin suhu rendah, di mana ini adalah besar. Oleh karena itu, untuk mempertahankan kekakuan dan Halaman 12 211 meminimalkan defleksi, profil rotor biasanya memiliki addendum rotor laki-laki relatif kecil dalam rangka meningkatkan akar perempuan diameter. Hal ini kadang-kadang menyebabkan rotor sangat dangkal dan canggung. Kemungkinan alternatif adalah untuk meningkatkan perempuan lobus rotor ketebalan. Hal ini sangat meningkatkan momen inersia dan dengan demikian mengurangi defleksi rotor lebih efektif. 3.4 Pilihan sudut rotor bungkus Peningkatan ini sudut rotor bungkus umumnya berhubungan dengan mengurangi garis interlobe penyegelan dan karenanya, dengan mengurangi kebocoran antara rotor. Oleh karena itu tren kontemporer di sekrup desain kompresor yang menuju sudut bungkus besar. Namun, pada kesempatan, ini telah menyebabkan melebihi nilai batas dan dengan demikian mengurangi perpindahan kompresor. 3,5 Kemajuan dalam bantalan kompresor Dalam beberapa desain kompresor, beberapa bantalan silinder rol atau bantalan multipoint bola yang terletak di ujung tekanan tinggi dari rotor untuk menahan kekuatan radial besar andal selama masa operasi panjang, misalnya, Meyers, 1997 . Sering, dua bantalan juga digunakan untuk beban aksial. Karena hanya satu bantalan aksial benar-benar mengambil beban, peran yang lain terutama untuk mencegah bouncing rotor dalam arah aksial. 3.6 Rotor distribusi clearance dan kontak di sisi lobus datar Minyak membanjiri kompresor memiliki kontak langsung antara rotor mereka. Dalam rotor dirancang dengan baik, distribusi izin akan ditetapkan jadi bahwa ini pertama kali dibuat bersama mereka, yang disebut, kontak band, yang diposisikan dekat dengan lingkaran rotor lapangan. Karena gerakan relatif antara lobus menghubungi di wilayah ini bergulir hampir murni, bahaya mereka merebut, sebagai akibat dari kontak geser, adalah demikian m inimised. Pendekatan tradisional adalah untuk mempertahankan tinggi, yang disebut, positif torsi gerbang rotor, yang menjamin putaran sayap kontak, Edstroem, 1992 . Apa yang tidak dihargai secara luas adalah bahwa ada keuntungan yang signifikan yang bisa diperoleh dengan Maint

aining torsi gerbang rotor negatif untuk memastikan kontak yang, ketika itu terjadi, akan berada di lobus wajah datar. Alasan untuk ini dapat dipahami dengan pemeriksaan dari garis penyegelan panjang itu untuk sayap datar jauh lebih lama daripada t ia putaran mengapit. Dengan demikian, meminimalkan clearance di sisi datar akan mengurangi kebocoran interlobe lebih dari minimisin g babak sayap clearance. Juga, gerbang negatif torsi dicapai dengan membuat gerbang rotor lobus lebih tebal dan mai yang lobus n rotor Sejalan tipis. perpindahan yang demikian meningkat. Dengan demikian kedua efek ini menyebabkan com lebih tinggi arus pressor dan efisiensi. 3,7 Akun ekspansi termal dari rotor dan perumahan Meskipun rentang suhu dimana kompresor sekrup beroperasi tidak besar, efek dari ekspansi termal yang tinggi ly signifikan jika jarak kecil diperlukan antara rotor dan antara rotor dan perumahan yang harus dipertahankan unde r kondisi kerja. Dengan demikian, jarak rotor diperoleh di bawah kondisi manufaktur harus diestimasi saat mengambil akun distorsi termal yang akan terjadi ketika kompresor mencapai suhu operasi dan tekanan dan perhitungan harus allo w untuk ekspansi yang tidak sama dari rotor ke arah yang berbeda koordinat. Contoh ini diberikan pada Gambar. 1, di mana tinggalin t diagram menunjukkan estimasi pembagian clearance ketika rotor dingin, sementara, pusat dan diagram yang tepat sho w kelonggaran setelah rotor mencapai suhu kerja mereka. Informasi tambahan tentang kompresor sekrup cleara manajemen beras dan cara lain untuk meningkatkan efisiensi dapat ditemukan di Stosic et al, 2004 . 3.8 Pengenalan bantalan pusat perpindahan Salah satu aspek desain tambahan, yang meskipun penting, tidak dihargai secara luas adalah bahwa beban tekanan akan cenderung mendorong rotor terlepas dari posisi desain mereka di casing, sebagai akibat dari jarak dalam bantalan. Jika ini tidak diambil sepenuhnya ke rekening, perpindahan yang dihasilkan akan menyebabkan kontak antara ujung rotor dan casing, ketika jarak rotor kecil dan beban tekanan yang tinggi. Untuk mengatasi ini, jarak pusat bantalan harus lebih kecil dari rotor membosankan perumahan. Untuk menjaga rotor interlobe izin sekecil mungkin, jarak pusat bantalan harus lebih jauh dikurangi. Juga, jika pusat bantalan ditetapkan menjadi sama dengan orang-orang dari rotor, jarak antara rotor dan perumahan akan lebih kecil di sisi tekanan rendah dari rotor dan lebih besar di sisi tekanan tinggi. Sejak kebocoran disebabkan oleh differenc tekanan e, perpindahan ini menciptakan posisi rotor menguntungkan setidaknya untuk operasi kompresor yang efisien. Jarak pusat bantalan Oleh karena itu harus diatur untuk mempertahankan izin seragam antara rotor dan perumahan. 3,9 Optimisaton dari proses kompresor

Analisis perilaku kompresor menunjukkan bahwa ada persyaratan yang saling bertentangan untuk karakteristik mesin yang diinginkan. Ini menyiratkan bahwa hanya simultan dari semua variabel yang terlibat dalam proses desain akan mengarah pada yang terbaik kinerja kompresor. Sebuah optimasi multivariabel penuh geometri dan kondisi operasi kompresor sekrup harus dilakukan untuk membangun desain kompresor yang paling efisien untuk tugas yang diberikan. Hal ini dapat dicapai dengan menggunakan komputer paket perangkat lunak, berdasarkan metode kendala simpleks Box, yang menyediakan spesifikasi umum rotor dan karakteristik kompresor dalam hal beberapa parameter kunci dan yang dapat menghasilkan berbagai rotor dan kompresor bentuk. Untuk Sebagai contoh, lihat Stosic et al, 2003 . 4. Contoh Desain Compressor Banyak produsen kompresor sekrup telah mengikuti lebih up to praktik tanggal dijelaskan. Delapan contoh ini diambil dari publikasi terbaru, di mana beberapa atau semua fitur yang dijelaskan dalam bab sebelumnya telah dibawa ke rekening. Selain itu, tiga proyek disajikan dalam makalah ini untuk pertama kalinya. Halaman 13 212 4.1 Rotor Retrofit untuk Efisien Screw Kompresor Karena pasar untuk sekrup kompresor udara dan pendinginan membanjiri minyak sangat kompetitif, desain baru terus-menerus diperkenalkan yang lebih efisien dan efektif daripada pendahulu mereka. Namun, karena tingginya biaya pengembangan mesin baru, produsen berusaha untuk mempertahankan desain mereka ada untuk selama mungkin. Penelitian lebih dekat banyak dari desain yang lebih tua telah menunjukkan bahwa dalam sebagian besar kasus, semua yang diperlukan untuk membawa mereka up to date adalah untuk mengubah rotor profil ke salah satu jenis yang lebih baru. Contoh ini diberikan oleh Stosic et al, 2000, yang menggambarkan retrofit rotor baru dalam sebuah keluarga yang ada kompresor membanjiri minyak bukan A rotor. Rotor lama dan baru dibandingkan pada Gambar. 3. Gambar. 2 Rotor retrofit di kompresor sekrup banjir minyak, rotor tua kiri, rotor baru, tepat, Stosic et al, 2000 Baru-baru ini, SRM 'A' rotor digantikan oleh rotor baru di klasik kompresor pendingin terbuka, seperti yang dijelaskan oleh Zhang et al, 2006 . Sebuah latihan yang sama di mana simetris eksternal disinkronkan 4/6 rotor di kompresor pendingin semihermetic digantikan oleh rotor baru dalam kontak langsung, digambarkan secara detail oleh Delash et al, 2009 . 4.2 Screw Compressor untuk Pengiriman Dry Air McCreath et al, 2001 menerbitkan sebuah makalah yang menggambarkan dua bebas minyak kompresor sekrup efisiensi tinggi yang dirancang untuk udara kering pengiriman. desain mereka didasarkan pada rak yang dihasilkan 3/5 profil rotor, ditunjukkan pada Gambar. 2. Gambar. 3 profil Rotor untuk pengiriman udara kering, McCreath et al, 2001 4.3 Desain Oil-Kebanjiran Air Kompresor

Desain keluarga kompresor udara sekrup kembar membanjiri minyak efisien digambarkan oleh Venumadhav et al, 2001 . Rak dihasilkan rotor dengan konfigurasi 4/5 diterapkan untuk 5 kompresor sekrup dari 73, 102, 159, 225 dan diameter rotor 284 mm, masing-masing, untuk menutupi pengiriman udara 0,6 ke 60 m 3 / menit pada tekanan pengiriman antara 5 dan 13 bar. Keluarga kompresor sedang secara bertahap diperkenalkan oleh prototipe manufaktur, kompresor pra-produksi dan akhirnya, unit produksi. Kompresor prototipe tes menunjukkan bahwa efisiensi volumetrik dan adiabatik dari prototipe yang tinggi bila dibandingkan dengan diterbitkan data pada kompresor terbaik saat ini diproduksi. Prinsip-prinsip praktik kompresor sekrup yang modern dijelaskan dalam bab sebelumnya digunakan dalam desain dari keluarga dua-tahap minyak banjir kompresor sekrup, Gambar. 3. Pengukuran preformed pada keluarga dikonfirmasi efisiensi tertinggi yang pernah dilaporkan dalam literatur terbuka. Halaman 14 213 Gambar. 4 Dua-tahap tanaman kompresor minyak membanjiri sekrup Gambar. 5 Minyak banjir akhir udara Kemudian Stosic et al, 2006 menerbitkan desain kompresor minyak membanjiri yang dipamerkan efisiensi tertinggi dari satu tahap minyak membanjiri sekrup kompresor. Baru-baru ini, prinsip-prinsip praktik kompresor modern yang diterapkan ke sekrup udara kompresor disajikan pada Gambar. 4. 4.4 Desain Refrigeration Kompresor Awal bekerja di kompresor pendingin mengakibatkan desain disajikan pada Gambar. 5, Zhang et al 2006, kemudian Broglia et al 2006 menerbitkan karya mereka, Gambar. 6 dan praktik modern diterapkan untuk perbaikan efisiensi dalam kompresor pendingin disajikan pada Gambar. 7. Gambar. 6 Pendinginan kompresor, Gambar. 7 Pendinginan kompresor, Gambar. 8 Pendinginan kompresor Zhang et al, 2006 Broglia 2007 5. Ucapan Terima Kasih Penulis ingin mengucapkan terima kasih kepada semua perusahaan yang berkontribusi terhadap proyek-proyek yang diterbitkan di koran dikutip dalam sebelumnya bab dan tambahan untuk Gardner Denver, Quincy, IL USA, Rotorcomp, Munich Jerman dan Bitzer, Rottenburg Ergenzingen, Jerman atas kontribusi mereka terhadap proyek-proyek dipublikasikan dalam makalah ini untuk pertama kalinya. Materi yang disajikan dalam kertas digunakan sebagai catatan kuliah di program pascasarjana di City University London. Rincian lebih lanjut dalam pemodelan matematika kompresor sekrup yang diberikan dalam Stosic et al, 2005. 6. Kesimpulan Meskipun kompresor sekrup sekarang menjadi produk yang dikembangkan dengan baik, keterlibatan yang lebih besar dari ilmu teknik dalam bentuk

pemodelan komputer dan analisis matematika pada tahap desain, membuat perbaikan lebih lanjut dalam efisiensi dan pengurangan dalam ukuran dan biaya mungkin. Juga, kemajuan teknologi bantalan dan pelumasan, harus terus-menerus dimasukkan untuk mendapatkan hasil terbaik. Biarkan materi yang disajikan dalam makalah ulasan ini, yang memberikan penampang melalui kegiatan yang dilakukan dalam pemodelan matematika dari sekrup Proses kompresor melalui lima dekade terakhir, berfungsi sebagai titik awal untuk kontribusi lebih lanjut dan sebagai tantangan untuk yang akan datang generasi ilmuwan dan insinyur untuk memusatkan upaya mereka dalam menemukan pendekatan yang lebih baik dan lebih efisien untuk matematika pemodelan dan untuk menyerahkan kontribusi mereka. Halaman 15 214 Referensi dan Bibliografi [1] Amosov PE et al, 1977, “Vintovie kompresornie mashinii - Spravochnik (Screw Kompresi Mesin - Handbook),” Mashinstroienie, Leningrad. [2] Andreev PA, 1961, “Vintovie kompressornie mashinii (Screw Kompresi Mesin),” SUDPROM Leninngrad [3] Arbon IM, tahun 1994, “Desain dan Penerapan Kompresor Rotary Twin-poros di Industri Minyak dan Gas Proses,” MEP London. [4] Astberg A., 1982, Paten GB 2092676B. [5] Bammert K., 1979, Aplikasi Paten FRG 2.911.415. [6] Bein TW dan Hamilton JF, 1982, “Komputer Modeling dari Minyak Tergenang Single Screw Air Compressor,” Internasional Kompresor Engineering Conference di Purdue, 127. [7] Benson RS, ucer AS, 1972, “Beberapa Penelitian Terbaru di Gas Dinamis Modeling Multiple Tahap Reciprocating Tunggal Compressor Systems,”Konferensi kompresor Teknik Internasional di Purdue. [8] Bowman JL, 1983, US Patent 4.412.796. [9] Broglia T., Iobbi M. dan Stosic N. 2006, “Meningkatkan Kapasitas dan Kinerja AirConditioning Screw Kompresor,” IMECE 2006, ASME Kongres, Chicago, November 2006. [10] Chia-Hsing C., 1995, US Patent 5.454.701. [11] Dagang X., Xion Z., Yu Y., 1986, “The Komputer Simulasi Oil-Tergenang Refrigeration Twin-Screw Compressor,” Kompresor Engineering Conference internasional di Purdue, 345. [12] Delash T., Leyderman A., Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2009, “Rotor Retrofit for Better Screw Compressor Kinerja di Refrigeraion dan penyejuk udara,”Konferensi Internasional tentang Kompresor dan Sistem mereka, pp. 67-76, London. [13] Edstroem SE, 1974, US Patent 3.787.154. [14] Edstroem SE, 1989, “Kualitas Kelas untuk Screw Compressor rotor,” Prosiding IMechE Konferensi Pembangunan di Industri Kompresor, 83. [15] Edstroem SE, 1992, “A Way modern untuk Baik Screw Kompresor,” Compressor Teknik Konferensi Internasional

Purdue, 18. [16] Golovintsov AG et al, 1964, “Rotatsionii kompresorii (Rotary Kompresor),” Mashinostroenie, Moskow. [17] Fleming JS, Tang Y., 1994, “Analisis Kebocoran di Twin Screw Compressor dan Aplikasi untuk Kinerja Perbaikan,”Proceedings of IMechE, Jurnal Proses Teknik Mesin, Vol. 209, 125. [18] Fleming JS, Tang Y., Masak G., 1998, “The Twin Helical Screw Compressor,” Bagian 1, Pengembangan, Aplikasi dan Posisi competetive, Bagian 2, A Matematika Model dari proses Kerja, Prosiding IMechEng, Jurnal Teknik Mesin Science, Vol. 212, p. 369. [19] Fujiwara M., Mori H. dan, Suwama T., 1974, “Prediksi Kinerja Compressor Oil Free Screw Menggunakan Digital Komputer,”Engineering Conference Compressor Internasional di Purdue, 186. [20] Fujiwara M., Kasuya K., Matsunaga T., dan Watanabe M., 1984, “Pemodelan Komputer untuk Analisis Kinerja Rotary Screw Compressor,”Compressor Konferensi Internasional Teknik di Purdue, 536. [21] Fujiwara M., Osada Y., 1995, “Analisis Kinerja Minyak Disuntik Screw Kompresor dan Aplikasi mereka,” Int. J. Refrig Vol. 18, 4. [22] Fukazawa Y. dan Ozawa U., 1980, “Kecil Screw Kompresor untuk mobil Air Systems udara,” Internasional Kompresor Engineering Conference di Purdue, 323. [23] Hanjalic K., Stosic N., 1997, “Pengembangan dan Optimalisasi Sekrup mesin dengan Model Simulasi,” Bagian II, Termodinamika Kinerja Simulasi dan Desain, Transaksi ASME, Jurnal Cairan Teknik, Vol. 119, p 664. [24] Holmes CS dan Stephen A. C, 1999, “Fleksibel Profil Grinding Screw Compressor rotor,” Konferensi Internasional Kompresor dan Sistem mereka, IMechE London. [25] Hough D., Morris SJ, 1984, Aplikasi Paten GB 8.413.619. [26] Kasuya K. et al, 1983, US Patent 4.406.602. [27] Kauder K., Harling HB, 1994, “Visualisierung der Olverteilung di Schraubenkompressoren,” Proc. VDI Tagung "Schraubenmaschinen 94," Dortmund VDI Berichte 1135. [28] Konka KH 1988, Schraubenkompressoren (Screw Kompresor) VDI-Verlag, Dusseldorf. [29] Kovacevic A., N. Stosic, Smith IK, Mujic E. dan Guerrato D., 2008, “Kemajuan dalam numerik dan eksperimental Investigasi Screw Kompresor,”Konferensi Internasional tentang Compressor dan Refrigeration, Xian, Cina, September 2008, pp. 288-298. [30] Lee HT 1988, US Patent 4.890.992. [31] Litvin FL 1994, “Aksesoris Geometri dan Terapan Teori,” Prentice-Hill, Englewood Cliffs, NJ. [32] Lysholm A., 1967, US Patent 3.314.598. [33] MacLaren JFT, Tramschek AB dan Pastrana OF 1974, “Studi Kondisi Batas Ditemui di Reciprocating,”Engineering Conference Compressor Compressor Systems International di Purdue, 33. [34] Margolis DL, 1978, “Analisis Pemodelan spiral Screw Turbin untuk Kinerja Prediksi,” J.Engr.for Daya

100 (3) 482. [35] McCreath P., Stosic N., Kovacevic A., Smith IK 2001, “The Desain Efisien Screw Kompresor untuk Pengiriman Kering Air,”Konferensi Kompresor Internasional dan Sistem mereka, London 2001. [36] Meyers K., 1997, “Menciptakan Lingkungan yang Tepat untuk Compressor Bearing,” Evolution, SKF Industri Journal, Vol. 4, 21. [37] Mujic E., Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A, 2006, “Pengaruh Pelabuhan Discharge pada Rotor Hubungi di Screw Kompresor,”-18 Konferensi Teknik Compressor Internasional di Purdue, Juli 2006. [38] O'Neill PA, 1993, Industrial Kompresor, Teori dan Peralatan, Butterworth- Heinemann, Oxford. Halaman 16 215 Nilson, 1952, US Patent 2.622.787. [39] Nouri, JM, D. Gurrato, N. Stosic dan C. Arcoumanis dan Kovacevic A., 2006, “Siklus Terselesaikan Pengukuran Velocity dalam Screw Compressor,”18 Compressor Teknik Konferensi Internasional di Purdue, Juli 2006. [40] Nouri, JM, Gurrato D., Stosic N. dan Arcoumanis C., 2007a, “Karakteristik Axial Arus dalam Screw Compressor HVAC & R Jurnal Penelitian,”Vol. 14 (2007), No 2, 259-274. [41] Nouri, JM, Gurrato D., Stosic N., Smith IK dan Arcoumanis D., 2007b, “Pengukuran Arus dalam Discharge Pelabuhan dari Screw Compressor,”Journal of Proses Teknik Mesin, Bagian E, November 2008, 222 (E4), hlm. 211-223. [42] Ohman H. 1999: US Paten. [43] Peng N., Xing Z., 1990, “Profil Baru Rotor dan Prediksi Kinerja nya Screw Compressor,” International Compressor Engineering Conference Pada Purdue, 18. [44] Prakash R., Singh R., 1974, “Pemodelan Matematika dan Simulasi pendingin Kompresor,” Internasional Kompresor Engineering Conference di Purdue, 274. [45] Rinder L., 1979, Schraubenverdichter (Screw Kompresor), Springer Verlag, New York. [46] Rinder L., 1984, Schraubenverdichterlaeufer mit Evolventenflanken, Proc. VDI Tagung, Schraubenmaschinen 84 VDI Berichte Nr. 521 Duesseldorf. [47] Rinder L., 1987, US Patent 4.643.654. [48] Sauls J., 1994, “Pengaruh Kebocoran pada Kinerja Refrigerant Screw Kompresor,” Proc. VDI Tagung “Schraubenmaschinen 94,” Dortmund VDI Berichte 1135. [49] Sauls J., 1998, “Sebuah Studi Analitis Pengaruh Manufaktur pada Screw Profil Rotor dan Rotor Pair Jarak bebas, “Proc. VDI Tagung “Schraubenmaschinen 98,” Dortmund VDI Berichte 1391. [50] Sakun IA, 1960, Vintovie kompresorii, Mashinostroenie Leningrad. [51] Sangfors B., 1982, “Analisis Pemodelan spiral Screw Mesin untuk Analisis dan Kinerja Prediksi,” Internasional Kompresor Engineering Conference di Purdue, 144. [52] Sangfors B., 1984, “Simulasi Komputer Minyak Disuntik Twin Screw Compressor,” International Compressor

Engineering Conference di Purdue, 528. [53] Shibbie 1979, US Patent 4.140.445. [54] Singh PJ dan Patel GC 1984, “Program Komputer Generalized Kinerja Minyak Kebanjiran Twin -Screw Kompresor,”Engineering Conference Compressor Internasional di Purdue, 544. [55] Singh PJ, Onuschak AD 1984, “A Komputerisasi Cara Komprehensif Untuk Twin Screw Rotor Profil Generation dan Analisis,”Purdue Compressor Technology Conference 544. [56] Singh PJ, Schwartz JR, 1990, “Representasi Tepat Analytical dari Screw Compressor Rotor Geometri,” Internasional Kompresor Engineering Conference Pada Purdue, 925. [57] Stosic N., Hanjalic K., Kovacevic A. dan Milutinovic Lj 1988, “Pemodelan Matematika dari Pengaruh Minyak di Kerja Siklus Screw Kompresor,”Proc Int Compressor Conf di Purdue. [58] Stosic N., Milutinovic Lj, Hanjalic K. dan Kovacevic A., 1992, “Investigasi Pengaruh Injeksi Minyak pada Proses Screw Compressor Kerja,”Int. J. Refrig. 15, 4, 206. [59] Stosic N., 1996, Aplikasi Paten GB 9.610.289,2. [60] Stosic N., Hanjalic K., 1997, “Pengembangan dan Optimalisasi Sekrup mesin dengan Model Simulasi, Bagian I, Profil Generation,”ASME Transaksi, Jurnal Cairan Teknik, Vol. 119, p. 659. [61] Stosic N., Smith I. K, Kovacevic A, Aldis C. A, 1997, “Desain dari Compressor Twinscrew Berdasarkan Profil Baru,” Journal of Engineering Design, Vol. 8, 389. [62] Stosic N., 1998, “Pada Gearing dari spiral Screw Compressor rotor, Prosiding IMechE,” Journal of Mechanical Teknik Sains, Vol. 212, 587. [63] Stosic N., Kovacevic A. dan Smith IK 2002, “Pengaruh Rotor Defleksi pada Proses Screw Compressor,” Schrauben maschinentagung, Dortmund, September 2002. [64] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2003, “Meningkatkan Refrigeration Screw Compressor Kinerja dengan Dioptimalkan Rotor,”IMechE Konferensi Internasional tentang Kompresor dan Sistem mereka, London, September 8-10, 2003. [65] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2003, “Perpanjangan Operasi Rentang Dry Screw Kompresor oleh Pendingin dari Rotor mereka,”-17 Kompresor Engineering Conference International di Purdue, Juli 2004. [66] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2003a, “Rotor Interferensi sebagai Kriteria untuk Screw Kompresor Design,” Journal Teknik Desain, Vol. 14, No. 2, pp. 209-220 2003. [67] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2003b, “Peluang untuk Inovasi dengan Screw Kompresor,” Prosiding IMechE, Jurnal Proses Teknik Mesin, Vol. 217, pp. 157-170 2003. [68] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2003c, “Optimasi Screw Kompresor,” Terapan Rekayasa Termal, 23, pp. 1177-1195 2003. [69] Stosic N. 2004, “Screw Compresors di Refrigerasi dan penyejuk udara,” Int. Journal of HVACR Penelitian, 10 (3) pp. 233263, Juli 2004.

[70] Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2005a, “Screw Kompresor, Pemodelan Matematika dan Kinerja Perhitungan, Monografi,”Springer Verlag, Berlin, Juni 2005, ISBN, 3-540-24275-9. [71] Stosic N., Smith IK, Kovacevic A., Jung-uk Kim dan Taman J., 2005b, “Meningkatkan Screw Compressor Kinerja,” Prosiding Konferensi Internasional tentang Kompresor dan Sistem mereka, IMechE London, September 2005. ISBN 0-47002.576-X, pp. 13-23. [72] Stosic N., Mujic E., Smith IK dan Kovacevic A., 2007, “Pengembangan Profil Rotor untuk Silent Screw Compressor Operasi,”International Conference Kompresor dan Sistem mereka, London. [73] Stosic N., Smith IK, Kovacevic A. dan Mujic E., 2008, “Geometri Screw Compressor rotor dan Alat mereka,” Halaman 17 216 Konferensi Internasional tentang Compressor dan Refrigeration, Xian, Cina, September, pp. 6-31. [74] Stosic N., Smith IK, Kovacevic A. dan Mujic E., 2010, “Penelitian di Air dilumasi Screw Kompresor untuk Fuel Cell Aplikasi,”FC Expo, Forum Akademik, Tokyo, Maret 2010. [75] Tang Y., Fleming JS, 1992, “Mendapatkan geometris Parameter Optimum dari Refrigeration Helical Screw Kompresor,”Konferensi kompresor Teknik Internasional di Purdue 213. [76] Tang Y., Fleming JS, 1994, “Clearance antara rotor dari spiral Screw Kompresor,” tekad mereka, Optimasi dan Termodinamika Consequences, Prosiding IMechE, Jurnal Proses Teknik Mesin, Vol. 208, 155. [77] Venumadhav K., Stosic N., Kovacevic A., Smith IK 2001, “Desain dari Keluarga Screw Kompresor Minyak-Kebanjiran Operasi,”Konferensi Internasional Compres-sors dan Sistem mereka, London 2001. [78] Xing ZW 2000, Screw Kompresor, Mesin Press, Beijing [79] Xion Z., Dagang X. 1986, “Studi Aktual Profil Permukaan dan Mengikutsertakan Clearance Screw Compressor rotor,” Purdue Kompresor Technology Conference 239. [80] Zhang WM, Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A. 2005, “Sebuah Investigasi Injection Liquid di Refrigeration Screw Kompresor,”ICCR-5 Konferensi Internasional tentang kompresor dan Refrigeration, Dalian, Juli 2005 [81] Zhang WM, Stosic N., Smith IK dan Kovacevic A., 2006, “Desain Baru dan Rotor Retrofit untuk Meningkatkan Kapasitas dan Kinerja Refrigeration Screw Kompresor,”Kompresor Engineering Conference ke-18 International di Purdue, Juli 2006 Kompresor Technology Conference 314. [82] Zhang L., Hamilton JF, 1992, “Karakteristik geometrik utama dari Twin Screw Compressor,” International Compressor Engineering Conference di Purdue 213. Nicola Stosic Pusat Perpindahan Positif Compressor Teknologi City University, London,

SEM, London, EC1V 0HB, UK Telp: +44 20 7040 8925, Fax: +44 20 7040 8566 [email protected] http://www.city-compressors.co.uk Profesor Stosic lulus di teknik mesin di University of Sarajevo, memperoleh MSc di University of Zagreb dan doktor di University of Sarajevo. Sebagai hasil dari berturut-turut promosi, ia menjadi profesor Terapan Termodinamika dan diadakan di Institut Proses, Power dan Teknik Lingkungan di Sarajevo. Dia bergabung dengan City University London di 1992 yang menyebabkan pengangkatannya sebagai Royal Academy of Engineering Profesor Positif Pemindahan Compressor Teknologi pada tahun 1995 di mana ia mendirikan Pusat Positif Pemindahan Teknologi Compressor. Profesor Stosic telah melakukan pekerjaan penelitian pada berbagai aplikasi panas dan aliran fluida termasuk boiler, tungku dan kompresor. Yang timbul dari pekerjaan ini, ia adalah penulis dan copenulis lebih dari 150 publikasi wasit dan lebih dari 100 laporan industri utama, dua buku dalam kompresor sekrup, sebuah buku teks pada komputer di bidang teknik yang berlari ke 3 tayangan dalam 4 tahun, dan teks besar pada boiler dan tungku dengan 2 edisi dalam 5 tahun. Ia dianugerahi IMechE Bernard Hall Prize dan James Clayton Prize. Profesor Stosic telah Chair di Perpindahan Positif Compressor Teknologi sejak tahun 2000. Ian K. Smith Pusat Perpindahan Positif Compressor Teknologi City University, London, SEM, London, EC1V 0HB, UK Telp: +44 20 7040 8114, [email protected] Profesor Smith lulus di teknik mesin di University of Cape berikut Kota yang ia kembali ke Inggris, di mana ia lahir, dan bekerja untuk Armstrong Siddeley Motors di gas pesawat pengembangan turbin selama delapan belas bulan. Dia kemudian menghadiri Imperial College di mana dia memperoleh DIC di Turbin Gas Teknologi diikuti oleh PhD. Hal ini diikuti oleh 20 bulan di Lucas Gas Turbin sebagai Senior Kinerja Insinyur sistem bahan bakar turbin gas mengembangkan pesawat. Dia datang ke Universitas Kota (Northampton CAT) pada tahun 1962 sebagai dosen. Dia dipromosikan menjadi Dosen Senior pada tahun 1973, untuk Reader 1983 dan Profesor of Applied Termodinamika pada tahun 1993. Pada tahun 1995 ia mendirikan Pusat Positif Pemindahan Compressor Teknologi yang dia sekarang Direktur. bidang utamanya penelitian adalah dalam pemulihan listrik dari rendah panas kelas dan baru-baru dari dua fase ekspansi cairan. Di daerah-daerah tersebut dan terkait, ia telah penulis dan co-penulis lebih dari 100 publikasi wasit. Dia telah diberikan Institute of Marine Engineers 1981 Medali Perak dan 1993 Arthur Charles Main Hadiah dari IMechE dan prestigeour IMechE James Clayton Prize pada tahun 2005. Halaman 18 217

Ahmed Kovacevic Pusat Perpindahan Positif Compressor Teknologi City University, London, SEM, London, EC1V 0HB, UK Telp: +44 20 7040 8780, [email protected] Profesor Kovacevic meraih gelar pertamanya di Teknik Mesin dari Universitas Sarajevo dan gelar pascasarjana di Teknik Mesin dari Universitas Tuzla (MSc) The City University, London, (PhD). Berikut janji sebagai Peneliti di University of Sarajevo, Asisten Dosen dan Dosen di Universitas Tuzla, ia bergabung dengan City University London sebagai Research Fellow di Pusat Perpindahan Positif Compressor Teknologi. Dia diangkat sebagai Dosen Senior di Desain mekanik di The City University dan dipromosikan menjadi Howden Chair dalam Engineering Design dan Compressor Teknologi pada tahun 2008. Profesor Kovacevic melakukan penelitian yang luas di numerik pemodelan, analisis dan desain mesin perpindahan positif dengan fokus pada pemodelan CFD dan desain parametrik mesin sekrup kembar. Di antara proyek dengan industri saat ini ia sedang mempromosikan Penelitian dan Pengembangan kegiatan Howden Kompresor. Kepentingan pendidikan utama Profesor Kovacevic sedang mengembangkan keunggulan desain dan menghubungkan dengan penelitian industri. Sebagai hasil dari semua profesor kegiatan ini Kovacevic menulis atau turut menulis 4 buku, 21 Journal Makalah, 100 Papers Konferensi, lebih dari 50 Laporan Industri, ia memegang hak untuk beberapa paten di bidang positif mesin perpindahan, dan telah menerima 7 penghargaan untuk kertas terbaik dipublikasikan di berbagai jurnal dan konferensi termasuk IMechE, ASME dan World Geothermal Congress Elvedin Mujic Pusat Perpindahan Positif Compressor Teknologi City University, London, SEM, London, EC1V 0HB, UK Telp: +44 20 7040 8184, [email protected] Dr Mujić meraih gelar pertamanya di Teknik Mesin (2000) dari University of Tuzla, Bosnia dan Herzegovina, dan pascasarjana derajat: Msc dari University of Tuzla (2003) dan PhD dari The City University, London, UK (2009). Berikut janji sebagai Asisten Dosen (2001) dan Senior Asisten Dosen (2004) di Universitas Tuzla, ia bergabung City University London (2004) sebagai Penelitian Insinyur di Pusat Pemindahan Positif Compressor Teknologi. Baru-baru ini dia dipromosikan ke Post Doctoral Research Fellow di The City University London (2009). Dr Mujić tidak penelitian yang luas dalam pemodelan matematika, analisis dan desain mesin perpindahan positif berfokus terutama pada generasi kebisingan dan penindasan. Dia juga mengambil peran utama dalam pengembangan perangkat lunak untuk simulasi proses aliran dalam mesin sekrup dan integrasi desain. Sebagai hasil dari kegiatan ini Dr Mujić menulis atau turut menulis 5 Journal Papers, 33 Makalah Konferensi dan 24 Laporan Industri