螺杆压缩机毕业设计设计

I 螺杆压缩机的设计与运动仿真 摘要 双螺杆压缩机是一种比较新颖的压缩机，因其可靠性高、操作维修方便、动力平衡性好、适应性强等优点，而广泛地应用于矿山、建筑、化工、冶金、动力、机械、制冷等工业部门。双螺杆压缩机已经超过所有工业压缩机的 50 ，其市场份额超过 80 ，今后其市场份额还将继续扩大。可见，研究双螺杆压缩机具有十分重要的意义。本课题主要是设计通用的喷油双螺杆空气压缩机，采用单边不对称摆线 -销齿圆弧型型线，阴、阳转子齿数比为 6： 4。设计新型转子型线，目的是使接触线长度、泄漏三角形面积和封闭余隙容积 3 者达 到最优化设计，以进一步提高双螺杆压缩机的机械性能。重点研究的是双螺杆压缩机的转子型线设计、几何特性、受力分析、热力学计算。 【关键词】双螺杆压缩机 ； 转子型线 ； 啮合线 ； 齿间容积 Abstract II Abstract The twin-screw compressor is a kind of newly emerging compressor. Because of its high reliability, easy repair, good balance and good adaptability etc, and widely applied to such industrial departments as mine, chemical industry, power, metallurgy, architecture, machinery, refrigeration, etc. By designing the project, the volumetric efficiency is 70%, the compressed temperature is more 80。 It is very important to design and research a twin-screw compressor in industrial. The project is to design a universal twin-screw air compressor, and to adopt single side asymmetric swept line unilaterally and dowel tooth circular rotor profile. There are six lobes on the female rotor and four lobes on the male rotor. The aim of designing a new rotor profile is to optimize the contact line length, blowhole area and clearance volume. That can improve the mechanical performance of a twin-screw compressor further. The project is mainly to research a twin-screw compressor rotor profile, geometry characteristic, mechanics analysis, thermodynamics calculation Keywords A twin-screw compressor； rotor profile； mesh curve； tooth space volume. 目录 目录 绪论 . 1 1.螺杆压缩机简介 . 1 2.双螺杆压缩机的特点和应用前景 . 2 3.国内外双螺杆压缩机的 研究进展 . 3 4.研究双螺杆压缩机的目的和意义 . 4 第一章 双螺杆压缩机的基本结构和工作原理 . 5 1.1 基本结构 . 5 1.2 工作 原理 . 5 1.2.1 吸气过程 . 5 1.2.2 压缩过程 . 6 1.2.3 排气过程 . 6 第二章 双螺杆压缩机的转子和结构设计 . 8 2.1 转子型线设计原则 . 8 2.1.1 转子型线及其要素 . 8 2.1.2 转子型线设计原则 . 8 2.2 型线方程和啮合线方程 . 9 2.2.1 坐标系建立及坐标变换 . 9 2.2.2 齿曲线及其共轭曲线 . 10 2.3 单边不对称摆线 -销齿圆弧型线 . 13 2.4 齿间 面积和面积利用系数 . 21 2.5 齿间容积及其变化过程 . 22 目录 2.6 双螺杆压缩机的结构设计 . 24 2.7 双螺杆压缩机的吸、排气孔口设计 . 24 2.7.1 吸气孔口 . 24 2.7.2 轴向吸气孔口 . 25 2.7.3 轴向排气孔口 . 25 2.7.4 径向排气孔口 . 26 2.8 主要零部件设计和选材 . 27 2.8.1 机体 . 27 2.8.2 转子 . 27 2.8.3 轴承 . 27 2.8.4 轴封 . 27 第三章 双螺杆压缩机的热力学和功率计算 . 28 3.1 扭角系数及内压比 . 28 3.1.1 扭角系数 . 28 3.1.2 内压力比 . 29 3.2 轴功率及绝热效率 . 29 3.2.1 轴功率 . 29 3.2.2 绝热效率 ad . 30 3.2.3 绝热指示效率 i . 30 3.3 电动机功率 . 30 3.3.1 传动效率 . 30 3.3.2 电动机功率 . 30 目录 3.3.3 电功率 . 30 第四章 双螺杆压缩机的 proe 主要零件图、组装图和仿真图 . 31 1. 主要零件图 . 31 2. 组装图 . 35 3. 仿真图 . 37 中英文翻译 . 40 总结 . 49 致谢 . 50 附录 . 51 参考文献 . 53 华东交通大学毕业设计 1 绪论 1.螺杆压缩机简介 我们通常所说的压缩机是指双螺杆压缩机， 双螺杆压缩机属于回转式压缩机 ， 是一种工作容积作旋转运动的容积式气体压缩机械。气体的压缩是通过容积的变化来实现，而容积的变化又是借压缩机的一个或几个转子在气缸里作旋转运动来达到。回转式压缩机的工作容积不同于往复式压缩机，它除了周期性地扩大和缩小外，其空间位置也在变更。 回转式压缩机靠容积的变化来实现气体的压缩，这一点与往复式压缩机相同，它们都属于容积式压缩机；回转式 压缩机的主要机件（转子）在气缸内作旋转运动，这一点又与速度式压缩机相同。所以，回转式压缩机同时兼有上述两类机器的特点。 回转式压缩机没有往复运动机构，一般没有气阀，零部件（特别是易损件）少，结构简单、紧凑，因而制造方便，成本低廉；同时，操作简便，维修周期长，易于实现自动化。 回转式压缩机的排气量与排气压力几乎无关，与往复式压缩机一样，具有强制输气的特征。 回转式压缩机运动机件的动力平衡性良好，故压缩机的转数高、基础小。这一优点，在移动式机器中尤为明显。 回转式压缩机转数高，它可以和高速原动机（如电动机、内燃 机、蒸汽轮机等）直接相联。高转数带来了机组尺寸小、重量轻的优点。同时，在转子每转一周之内，通常有多次排气过程，所以它输气均匀、压力脉动小，不需设置大容量的储气罐。 回转式压缩机的适应性强，在较大的工况范围内保持高效率。排气量小时，不像速度式压缩机那样会产生喘振现象。 在某些类型的回转式压缩机（如罗茨鼓风机、螺杆式压缩机）中，运动机件相互之间，以及运动机件与固定机件之间，并不直接接触，在工作容积的周壁上无需润滑，可以保证气体的洁净，做到绝对无油的压送气体（这类机器成为无油回转压缩机）。同时，由于相对运动的机件 之间存在间隙以及没有气阀，故它能压送污浊和带液滴、含粉尘的气体。 但是，回转式压缩机也有它的缺点，这些缺点是： 由于转数较高，加之工作容积与吸排气孔口周期性地相通、切断，产生较为强烈的空气动力噪声，其中螺杆式压缩机、罗茨鼓风机尤为突出，若不采取消音措施，即不能被用户所利用。 许多回转式压缩机，如螺杆式、罗茨式、转子式等，运动机件表面多呈曲面形状，以其啮合运动使工作容积改变，这些曲面的加工及其校验均较复杂，有的还需使用专用设备。 回转式压缩机工作容积的周壁，大多不是圆柱形，使运动机件之间或运动机件与固定机件之 间的密封问题较难满意解决，通常仅以其间保持一定的运动间隙达到密封，气体通过间隙势必产生泄漏，这就限制了回转式压缩机难以达到较高的终了压力。 回转式压缩机的形式和结构类型较多，分类也各有不同。 按转子的数量区分：单转子和双转子回转式压缩机，个别情况下还有多转子回转式黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 2 压缩机； 按气体压缩的方式区分：有内压缩和无内压缩回转式压缩机； 按工作容积是否有油（液）区分：有无油（液）和喷油（液）回转式压缩机。 通常都按结构元件的特征区分和命名，目前广为使用的有罗茨鼓风机、滑片式压缩机和螺杆式压缩机。此外，单螺杆压缩机、 液环式压缩机、偏心转子式压缩机以及旋转活塞式压缩机等在不同领域内也得到应用。 上述各种回转式压缩机，除罗茨鼓风机属无内压缩的机器外，其余均是有内压缩的机器。 回转式压缩机大多作为中、小排气量，中、低压压缩机或鼓风机之用。目前，回转式压缩机在冶金、化工、石油、交通运输、机械制造以及建筑工程等工业部门得到广泛的应用；随着人民生活水平的逐步提高，在耐用消费品中也将得到广泛的应用。 2.双螺杆压缩机的特点和应用前景 2.1 双螺杆压缩机的特点 就气体压力提高的原理而言，螺杆压缩机与活塞压缩机相同，都属于容积式压缩机。就主要部件的运动形式而言，又与透平压缩机相似。所以，螺杆压缩机同时兼有上述两类机器的特点。 （）螺杆压缩机的优点如下： 1）可靠性高。螺杆压缩机零部件少，没有易损件，因而它运转可靠，寿命长，大修间隔期可达 4-8万 h. 2)操作维护方便。螺杆压缩机自动化程度高，操作人员不必经过长时间的专业培训，可实现无人值守运转。 3）动力平衡好。螺杆压缩机没有不平衡惯性力，机器可平稳地高速工作，可实现无基础运转，特别适合用作移动式压缩机，体积小、重量轻、占地面积少。 4）适应性强。螺杆压缩机具有强制输气的特点，容积流量几 乎不受排气压力的影响，在宽广的范围内能保持较高的效率，在压缩机结构不作任何改变的情况下，适用于多种共质。 5）多相混输。螺杆压缩机的转子齿面间实际上留有间隙，因而能耐液体冲击，可输送含液气体、含粉尘气体、易聚合气体等。 （）螺杆压缩机的主要缺点： 1）造价高。由于螺杆压缩机的转子齿面是一空间曲面，需利用特制的刀具在价格昂贵的专用设备上进行加工。另外，对螺杆压缩机气缸的加工精度也有较高的要求。 2）不能用于高压场合。由于受到转子刚度和轴承寿命等方面的限制，螺杆压缩机只能用于中、低压范围，排气压力一般不超过 3MPa。 3）不能用于微型场合。螺杆压缩机依靠间隙密封气体，目前一般只有容积流量大于 0.2m3/min时，螺杆压缩机才具有优越的性能。 华东交通大学毕业设计 3 2.2 双螺杆压缩机的应用前景 （ 1） 喷油螺杆空气压缩机 动力用的喷油螺杆压缩机已系列化，一般都是在大气压力下吸入气体，单级排气压力有 0.7 MPa、 1.0MPa 和 1.3 MPa（表压）等不同形式。少数用于驱动大型风钻的两级压缩机，排气压力可达到 2.5 MPa（表压）。此类压缩机目前的容积流量范围为0.2-100m3/min，越来越被用到对空气品质要求非常高的应用场合 ，如食品、医药及棉纺企业，占据了许多原属无油压缩机的市场。 （ 2）喷油螺杆制冷压缩机 目前，半封闭和全封闭式螺杆制冷压缩机广泛应用于住宅和商用楼房的中央空调系统，产量远远超过开启式。此外，螺杆制冷压缩机还用于工业制冷、食品冷冻、冷藏，以及各种交通运输工具的制冷装置。 在环境温度下工作时，单级螺杆制冷压缩机可达 -25的蒸发温度，采用经济器或双级压缩，可达 -40的蒸发温度。既能供冷又能供暖的冷热两用螺杆机组，近年发展很快。目前螺杆制冷压缩机标准工况下制冷量范围为 10-2500KW。 （ 3） 喷油螺杆工艺压缩 机 喷油螺杆工艺压缩机的工作压力由工艺流程确定，单级压力比可达 10，排气压力通常小于 4.5MPa，但可高达 9MPa，容积流量范围为 1-200 m3/min。 （ 4） 干式螺杆压缩机 目前一般干式螺杆压缩机的单级压力比为 1.5-3.5，双级压力比可达 8-10，容积流量为 3-500m3/min。 （ 5） 喷水螺杆压缩机 使喷入的水与润滑油隔开，用于一些可能发生聚合反应的气体，向压缩机入口喷入适当的溶剂，以冲掉这些化合物。 （ 6） 其他螺杆机械 螺杆压缩机可作为油、气、水多相流混输泵使用，也可作为 真空泵使用单级真空度可达 98%，能耗较其他类型真空泵低 20%-50%。此外，螺杆机械还可作为膨胀机。 3.国内外双螺杆压缩机 的 研究进展 螺杆压缩机的螺杆齿形发展体现在以下四个阶段：第一代为 Lysholm 齿形，主要线段由点生成摆线组成，限于当年加工条件，主要用于无油螺杆压缩机；第二代为 1964年的对称圆弧齿形， 4+6 齿，主要线段由圆弧和与之啮合的圆弧包络线组成，动力用螺杆压缩机为主要应用对象；第三代为非对称齿形 SRM， 4+6 齿，主要线段由生成摆线和圆弧包络线组成，其效率较第二代提高 10%，广泛用于喷油和无油螺 杆压缩机；第四代，1982 年后以 SRM-D 齿形为代表， 5+6 齿， 4+5 齿， 5+7 齿，主要线段为线生成式曲线，无尖点，凡第四代齿形均为节能型。 近年来，人们逐渐对内部进行喷油的双螺杆压缩机产生了兴趣。由于精密的专用数控转子加工铣床和磨床已经使任何型线的加工变得很方便，大量的研究工作在型线方面。其次阴、阳螺杆齿数从 6： 4发展到 6： 5。 日本的神钢与日立公司，在将近 50 年的时间里不断成功地开发出了节能明显的各种系列螺杆压缩机。从某种程度而言，日本的空压机节能技术的发展代表了当今世界空压机技术的发展方向。 双螺杆压 缩机在我国的发展历程较短，是一种比较新颖的压缩机，但其发展很快。黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 4 目前，我国的喷油内冷却的动力用双螺杆压缩机比功率已达 5.56KW（ /min），已超过国外产品最好的比功率 5.54KW（ /min）。封闭式螺杆空压机噪声可达 60-85dB(A),国外螺杆压缩机无故障运行在 7* h，国内螺杆压缩机寿命可达 4* h。西安交大刑子文教授开发的“ SCCAD”螺杆设计计算软件，已转交给多家海内外企业应用。螺杆压缩机在国外占据 80%以上移动式空压机市场，国内市场因柴油机方面的原因占份额不大，只有外资产品占有较少市场，螺杆 空气压缩机占螺杆压缩机总量的 85%，制冷空调方面螺杆压缩机约占 12%。可以说，我国的个别企业的螺杆压缩机已经达到国际先进水平。 今后螺杆压缩机的市场份额仍将不断扩大，特别是无油螺杆空气压缩机和各类螺杆工艺压缩机，会获得更快的发展。目前，有人开始研究两螺杆啮合过程中磨损问题和润滑油在齿面上的分布，以提高转子寿命。有文献报道已可做到无磨损啮合。在制冷中，对于 Co 作制冷剂的跨临界循环，用螺杆压缩机与螺杆膨胀机组成一体的机组已经被开发。未来主要是进一步提高螺杆压缩机的性能，扩大其应用范围。 4.研究双螺杆压缩机的 目的和意义 本课题主要是设计通用的喷油双螺杆空气压缩机。在深刻理解前人研究的理论基础上，在给定设计参数和设计要求的条件下，研究双螺杆压缩机的转子型线、几何特性、工作过程、受力分析及转子的加工，以进一步提高双螺杆压缩机的机械性能。设计新型转子型线，使接触线长度、泄漏三角形面积和封闭余隙容积 3者达到最优化。利用自备砂轮修正器的转子专用数控磨床，快速加工出新型线的转子，使转子的精度和表面粗糙度预计超过现有的值。设计吸气孔口的形状和合理位置，来提高压缩机效率。同时，研究型线和孔口配置等因素对噪声的影响指标，从而更有 效地降低噪声。通过设计双螺杆压缩机，可以了解双螺杆压缩机的发展历程、研究现状和发展方向；深入理解双螺杆压缩机的基本结构、特点、主要零部件设计选型、主机结构设计和机组系统设计；重点研究的是双螺杆压缩机的转子型线、几何特性、工作过程、受力分析、转子加工和主要设计参数的确定。通过设计，能了解设计的一般要求和规则，能将理论知识与生产实际联系起来。 双螺杆压缩机是一种比较新颖的压缩机，因其可靠性高、操作维修方便、动力平衡性好、适应性强等优点，而广泛地应用于矿山、化工、动力、冶金、建筑、机械、制冷等工业部门。统计数据表 明，螺杆压缩机的销售量已占所有容积式压缩机销售总量的 80%以上，在所有正在运行的容积式压缩机中，有 50%是螺杆压缩机，今后螺杆压缩机的市场份额仍将不断扩大。可以看出，螺杆压缩机的设计研究在工业生产中具有十分重要的意义。通过本设计，可以充分了解双螺杆压缩机的有关知识，以及如何进一步改善其性能和扩大其应用范围，使双螺杆压缩机能得到更好的发展，为生产和生活服务。可以将所学理论知识与生产实际联系起来，并积累了宝贵的经验，为以后的工作打下了一个坚实的基础。 华东交通大学毕业设计 5 第一章 双螺杆 压缩机的基本结构和工作原理 1.1 基本结构 通常所称的螺杆压缩机指的是双螺杆压缩机。双螺杆压缩机的发展历程较短，是一种比较新颖的压缩机。 双螺杆压缩机是一种容积式的回转机械。由一对阴、阳螺杆，一个壳体与一对端盖组成。在倒“ 8”形的气缸中，平行地配置着一对相互啮合的螺旋形转子，分别称为阴、阳转子。它们和机体之间构成一个“ V”字形的一对密封的齿槽空间随着转子的回转而逐渐变小，并且其位置在空间也不断从吸气口向排气口移动，从而完成吸气 -压缩 -排气的全部过程。 一般阳转子与原动机连接，由阳转子带动阴转子转动。在压缩机机体的两端，分别开设一定形状和 大小的孔口。一个供吸气用，称作吸气孔口；另一个供排气用，称作排气孔口。 1.2 工作原理 螺杆压缩机的工作循环可分为吸气、压缩和排气三个过程。随着转子旋转，每对相互啮合的齿相继完成相同的工作循环，这里只研究其中一对齿。 1.2.1 吸气过程 图 1示出的螺杆压缩机的吸气过程，所讨论的一对齿用箭头标出，阳转子按逆时针方向旋转，阴转子按顺时针方向旋转，图中的转子端面是吸气端面。机壳上有特定形状的吸气孔口如图 1粗实线所示。 图 1 双螺杆压缩机的吸气过程 a）吸气过程即将开始 b）吸气过程中 c）吸 气过程结束 图 1（ a）示出的是吸气过程即将开始时的转子位置。在这一时刻，这一对齿前端的型线完全啮合，且即将与吸气孔口连通。 随着转子开始运动，由于齿的一端逐渐脱离啮合而形成齿间容积，这个齿间容积的扩大，在其内部形成了一定的真空，而此齿间容积又仅与吸气口连通，因此气体便在压差作用下流入其中，如图 1（ b）中阴影部分所示。在随后的转子旋转过程中，阳转子齿不断从阴转子的齿槽中脱离出来，齿间容积不断扩大，并与吸气孔口保持连通。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 6 吸气过程结束时的转子位置如图 1（ c）所示，其最显著的特征是齿间容积达到最大值，随着转子的旋 转，所研究的齿间容积不会再增加。齿间容积在此位置与吸气孔口断开，吸气过程结束。 1.2.2 压缩过程 a）吸气过程即将开始 b）吸气过程中 c）吸气过程结束、排气过程即将开始 图 2示出螺杆压缩机的压缩过程。这是从上面看相互啮合的转子，图中的转子端面是排气端面，机壳上的排气孔口如图中粗实线所示。在这里，阳转子沿顺时针方向旋转，阴转子沿逆时针方向旋转。 图 2 双螺杆压缩机的压缩过程 图 2（ a）示出压缩过程即将开始时的转子位置。 随着转子的旋转，齿间容积由于转子齿的啮合而不断减少。被密封在容 积中的气体所占据的体积也随之减少，导致压力升高，从而实现气体的压缩过程，图 3（ b）。压缩过程可一直持续到齿间容积即将与排气孔口连通之前。 1.2.3 排气过程 图 3 双螺杆压缩机的排气过程 华东交通大学毕业设计 7 a）排气过程中 b）排气过程结束 图 3示出螺杆压缩机的排气过程。齿间容积与排气孔口连通后，即开始排气过程。随着齿间容积的不断缩小，具有排气压力的气体逐渐通过排气孔口被排出，图 3（ a）。这个过程一直持续到齿末端的型线完全啮合，图 3(b) 。此时，齿间容积内的气体通过排气孔口被完全排出，封闭的齿间容积变 为零。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 8 第二章 双螺杆压缩机的转子和结构设计 2.1 转子型线设计原则 2.1.1 转子型线及其要素 螺杆压缩机最关键的是一对相互啮合的转子。转子的齿面与转子轴线垂直面的截交线称为转子型线。 对于螺杆压缩机转子型线的要求，主要是在齿间容积之间有优越的密封性能，因为这些齿间容积是实现气体压缩的工作腔。对螺杆压缩机性能有重大影响的转子型线要素有接触线、泄漏三角形、封闭容积和齿间面积等。 （ 1）接触线 。螺杆压缩机的阴、阳转子啮合时，两转子齿面相互接触而形成的空间 曲线称为接触线。如果转子齿面间的接触连续，则处在高压力区内的气体将通过接触线中断缺口，向低压力区泄漏。 阴、阳转子型线啮合时的啮合点轨迹，称为啮合线。啮合线实质是接触线在转子端面上的投影。显然接触线连续，意味着啮合线应该是一条连续的封闭曲线。 （ 2）泄漏三角形 。在接触线顶点和机壳的转子气缸孔之间，会形成一个空间曲边三角形，称为泄漏三角形。若啮合线顶点距阴、阳转子齿顶圆的交点较远，则说明泄漏三角形面积较大。 （ 3）封闭容积 。如果在齿间容积开始扩大时，不能立即开始吸气过程，就会产生吸气封闭容积。吸气封闭容积 的存在，影响了齿间容积的正常充气。从转子型线可定性看出封闭容积的大小。 （ 4）齿间面积 。它是齿间容积在转子端面上的投影。转子型线的齿间面积越大，转子的齿间容积就越大。 2.1.2 转子型线设计原则 （） 满足啮合要求。螺杆压缩机的阴、阳转子型线必须是满足啮合定律的共轭型线。 （） 形成长度较短的连续接触线。为了尽可能减少气体通过间隙带的泄漏，要求设法缩短转子间的接触线长度。 （）应形成较面积的泄漏三角形。 （）应使封闭容积较小。吸气封闭容积导致压缩机功耗增加、效率降低、噪声增大。所以转子型线应使封 闭容积尽可能小地。 （）齿间面积尽量大。较大的齿间面积使泄漏量占的份额相对减少，效率得到提高。 华东交通大学毕业设计 9 2.2 型线方程和啮合线方程 2.2.1 坐标系建立及坐标变换 （ 1）坐标系建立 为了用数学方程描述螺杆型线中各段组成齿曲线，建立如图 4所示的四个坐标系： 图 4 坐标系关系图 1）固结在阳转子的动坐标系 111 yxo 2）固结在阴转子的动坐标系 222 yxo 。 3）阳转子的静坐标系1.11 YXO。 4）阴转子的静坐标系2.22 YXO。 由于螺杆压缩机的阴、阳转子之间是定传动比啮合，故有 : izzRRnntt 2121121212 （ 2-1） 1121 )1( i ARRtt 21 式中， 2、 1为阴、阳转子转角； n2、 n1为阴、阳转子转速； 2、 1 为阴、阳转子角速度； R2t、 R1t为阴、阳转子节圆半径； z2、 z1为阴、阳转子齿数； i 为传动比； A为阴、阳转子中心距。 2）坐标变换 螺杆压缩 机转子型线上的每一点，都可以表示在上述四个坐标系中，这些坐标之间的变换关系式如下： 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 10 a) 动坐标系 111 yxo 与静坐标系1.11 YXO的变换 1111111111 coss in s incos yx yx （ 2-2） b) 动坐标系 222 yxo 与静坐标系2.22 YXO的变换 1212212122 c o ss in s inc o s iyix iyix （ 2-3） c) 静坐标系1.11 YXO与静坐标 系2.22 YXO的变换 1221 A （ 2-4） d) 动坐标系 111 yxo 与动坐标系 222 yxo 的变换 112121112121 s inc o ss in c o ss inc o s Akykxy Akykxx （ 2-5） e) 动坐标系 222 yxo 与动坐标系 111 yxo 的变换 111122111112 s inc o ss in c o ss inc o s iAkykxy iAkykxx （ 2-6） 2.2.2 齿曲线及其共轭曲线 （ 1）齿曲线方程及其参数变换范围 螺杆压缩机的转子型线通常由多段组成齿曲线相接而成。在设计转子型线时，通常先在阳转子或阴转子上给定一些组成齿曲线，用如下的参数方程表示在相应的转子动坐标系中： )()(tyytxx eb ttt （ 2-7） 上式中，参数 t 的始点bt和终点et决定了此组成曲线的起点 b 和终点 e 的坐标),( bb yx 和 ),( ee yx 。 （ 2）齿曲线的共轭曲线方程 华东交通大学毕业设计 11 转子组成齿曲线的共轭曲线，是指另一个转子上与所选定的组成齿曲线相啮合的曲线段，现假定已在阴转子上给定了一段组成齿曲线 2为 )()(2222 tyy txx （ 2-8） 1）求出阴转子上组成齿曲线相对于阳转子运动时的曲线簇方程 将方程（ 2-8）代入坐标变换式（ 2-5），得 ),(),(111111 tyy txx （ 2-9） 2）找出曲线簇的包络条件 把包络条件的显函数形式 )(11 t 代 入曲线簇方程（ 9），就是曲线簇的包络线方程，即 )(,()(,(111111 ttyy ttxx （ 2-10） 此包络线上任一点的切线斜率可微分上式，得 dttxtxdttytydxdy1111111111 （ 2-11） 与包络线共切于该点的曲线簇中的一条曲线（ 1为常数），其斜率为 txtydxdy1111 （ 2-12） 由于是公切线，这两切线的斜率应该相等，令式（ 2-11）与式（ 2-12）右边相等，整理得 0111111 tyxytx （ 2-13） 或 0111111ytyxtx （ 2-14） 同样，若假定在阳转子上给定了一段组成齿曲线 1，即 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 12 )()(2222 tyy txx （ 2-15） 将曲线 1 的方程（ 2-15）代入动坐标变换式（ 2-6），得到曲线簇的方程为 ),(),(122122 tyy txx （ 2-16） 经类 似的推演，可得其包络条件为 0122122ytyxtx （ 2-17） 3）求共轭曲线方程 若已在阴转子上给定了一段组成曲线的 2 为 )()(2222 tyy txx （ 2-18） 则其共轭曲线方程，可用方程（ 2-10）及补充条件联立表示，即 0),(),(),(1111111tftyytxx （ 2-19） 同样，若已在阳转子上给定了一段曲线 1 为 ),(),(122122 tt 则其共轭曲线方程，可用方程（ 2-16）及补充条件联立表示，即 0),(),(),(1122122tftyytxx （ 2-20） 4）共轭曲线的啮合线方程 共轭曲线的啮合线方程一般可表示为 华东交通大学毕业设计 13 0),(),(),(1122122tftt （ 2-21） 2.3 单边不对称摆线 -销齿圆弧型线 本设计采用我国规定的螺杆压缩机标准的单边不对称摆线 -销齿圆弧型线。如图 5所示。其组成齿曲线和相应的啮合线见附表 1。 图 5 单边不对称摆线 -销齿圆弧型线 a）型线 b）啮合线 这种单边不对称摆线 -销齿圆弧型线与原始不对称型线的主要区别在于： 采用径向直线 AB及 DE倒棱修正，去 除了原始不对称型线外圆上的摆线形成点，并使摆线 IJ 的形成点向内移动。另外，将圆弧齿曲线扩大一角度，形成保护角，使摆线CD的形成点 I处于阳转子外圆之内，保护了对啮合性能很敏感的摆线形成点。修正后，便于转子在加工、安装、运行及储运中保护摆线形成点。但使接触线顶点与转子齿顶圆交点之距离略有增大，使通过泄漏三角形的泄漏量增加。为此，通常限制直线段 DE 的长度在 0.5-2mm 的允许范围之内。处在低压侧的直线段 AB的长度，由于不影响气密性，通常从制造工艺出发，使其与圆弧 BC光滑过度。 现在推导各段齿曲线方程、啮合线方程 及相应的参数变化范围。 1） AB与 GH AB 方程 阴转子上的 AB为一径向直线，其方程为 : 122122 sincos yx （ 2-22） 参数 2 的变化范围为 tB RR 222 （ 2-23） 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 14 由三角形 O2BP,有 2222 RR tB （ 2-24） tRR21arcsin （ 2-25） 即 2122 ZZ AZR t （ 2-26） 式中 ,Z2、 Z1分别为阴、阳转子齿数， R为齿高半径，在标准中，规定 R=25.625%A。 GH方程 阳转子上的 GH为阴转子上径向直线 AB的共轭曲线，将 AB的方程（ 2-22）代入（ 2-5），得曲线簇方程为 1112111121 s in)s in ( c o s)c o s ( Aky Akx （ 2-27） 故有 )c o s (1121 kx 111211 s in)s in ( Akkx )s in (1121 ky 111211 c o s)c o s ( Akky 将上述诸式代入 包 络条件式（ 2-14），可得位置参数与曲线参数的关系为 iAk /)(a rc c o s 121 （ 2-28） 联立（ 2-27）和（ 2-28）可得到 GH的方程，可发现 GH的性质是一摆线。 啮合线方程 AB 和 GH 啮合时的啮合线方程，可按式（ 2-21），通过把 AB 的方程（ 2-22）代入坐标变换式（ 2-3），并与包络条件式（ 2-28）联立得到，即 华东交通大学毕业设计 15 iAkiiX/)(a rc c o s)s in ()c o s (12111221122 （ 2-29） BC与 HI BC方程 阴转子上的曲线 BC 为一圆心在节点 P，半径为 R 的圆弧，又称销齿圆弧，其方程为 tRytRRx tsincos222 （ 2-30） 参数 t为 21 ata （ 2-31） 由直角三角形 O2BP，有 12 2 1 为保护角，通常为 5 -10，标准规定为 5。 HI方程 阳转子上的曲线 HI 是阴转子上销齿圆弧 BC 的共轭曲线，将 BC 的方程（ 2-30）代入坐标变换式（ 2-5），得曲线簇方程为 1112111121 s in)s in (s in cos)c o s (cos AtkRkRy AtkRkRxtt （ 2-32） 故有 )sin(11 tkRtx 111211 s in)s in (s in AtkkRkkRxt )c o s (11 tkRty 111211 c o s)c o s (c o s AtkkRkkRyt 将上述诸式代入包络条件式（ 2-14），可得包络条件为 0)s in (s in122 tiRtR tt 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 16 即 01 （ 2-33） 由此可见， BC 与 HI 仅在 01 的位置啮合，而且是整条曲线同时啮合。把式（ 2-33）代入式（ 2-32），得到简化后的 HI 方程为 tRytRRAx ts inc o s)(121 （ 2-34） 销 齿圆弧的共轭曲线仍是一完全的销齿圆弧，两曲线仅在 01 的瞬时啮合，而且是沿着整个圆弧段同时啮合。 啮合线方程 把 BC 方程（ 2-30），代入坐标变换式（ 2-3），并与包络条件（ 2-33）联立，得到啮合线方程为 tRtRR tsinco s222 （ 2-35） 式（ 2-35）表明，销齿圆弧的啮合线是与销齿圆弧一样的圆弧。 2） I点与 CD I点方程 阳转子上的 I 点为一固定点，在 111 yxo 坐标系中的 111111 sincos by bx （ 2-36） 而由三角形 O1IP 可知： 112121 c o s2 tt RRRRb 111 sinarc s in bR CD方程 阴转子上的 CD 曲线是与阳转子上 I 点共轭的曲线，将 I 点的方程（ 2-36）代入坐标变换式（ 2-6），得 )s in (s in)c o s (c o s1111211112 kbiAy kbiAx （ 2-37） 参数变化范围为 DC 111 （ 2-38） 华东交通大学毕业设计 17 阴转子 CD 曲线上任一点距阴转子中心 O2 的距离可用下式表示： 2222 yx （ 2-39） 将式（ 2-37）代入式（ 2-39），整理得 )co s (2 1112122 AbbA 即 1221211 2a r c c o s AbbA （ 2-40） 故 1221211 2a r c c o s AbbA CC （ 2-41） 1221211 2a r c c o s AbbA DD （ 2-42） 其中 12222 c o s2 ttC RRRR （ 2-43） eRtD 2 其中 e 称为径向直线修正长度，标准规定为 e=0.625%A。 啮合线方程 将 I 点方程（ 2-36）代入坐标变换式（ 2-2），并考虑到包络条件自然满足，得到啮合线方程为 )s in()c o s (11111111 bb （ 2-44） 其参数变化范围仍由式（ 2-38）确定。 I 点与其共轭曲线 CD 啮合时，其啮合线就是以阳转子中心 O1 为圆心，以 I 点到 O1的距离 b1 为半径的圆弧，即 I 点在静坐标系中的运动轨迹。 D 点与 IJ D点方程 阴转子上的 D 点为一固定点，在 O2x2y2 坐标系中的坐标为 222222 s in)( cos)( eRy eRxtt （ 2-45） 其中 ， DDxyarcsin2 由曲线 CD 方程（ 2-37），有 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 18 )s in (s in)c o s (c o s11111111DDDDDD kbiAy kbiAx （ 2-46） 式中 D1 由式（ 2-42）确定。 IJ方程 将 D 点的方程（ 2-45）代入坐标变换式（ 2-5），即得 IJ 方程为 )s in ()(s in)c o s ()(c o s1221112211 keRAy keRAxtt （ 2-47） 参数变化范围为 JI 111 （ 2-48） 阴转子 IJ 曲线上任有点距阳转子中心 O1 的距离可用下式表示： 21212 yx （ 2-49） 将式（ 2-47）代入（ 2-49）中，得 )c o s ()(2)(1222222 ieRAeRA tt 即 ieRAeRAtt /)(2 )(a r c c o s2222221 （ 2-50） ieRAeRAtItI /)(2 )(a r c c o s2222221 （ -51） ieRAeRAtJtJ /)(2 )(a r c c o s2222221 （ -52） 其中 112121 c o s2 ttI RRRRb J方程 在直角三角形 O2DP 中， ttR eR223cos （ 2-53） 在直角三角形 O1O2J 中， 32222 c o s)(2)( eAReRA ttJ （ 2-54） 华东交通大学毕业设计 19 啮合线方程 将 D 点方程（ 2-45）代入坐标变换式（ 2-3）中，并考虑到包络条件自然满足，得到啮合线方程为 )s in ()()c o s ()(12221222 ieR ieRtt （ 2-55） 其参数变化范围仍由式（ 2-48）确定。 其啮合先就是 D 点在静坐标系中的轨迹，即以 O2 为圆心，以 D 点到 O2 的距离为半径的圆弧。 5） DE与 JK DE方程 阴转子上的 DE 为一径向直线，其方程为 222222 sincos yx （ 2-56） 参数 2 的变化范围为 tt ReR 222 )( （ 2-57） JK方程 将 DE 的方程（ 2-56）代入坐标变换式（ 2-5），得曲线簇方程为 )s in (s in)c o s (c o s1221112211 kAy kAx （ 2-58） 故有 )c o s (1221 kx )c o s (s in122111 kkAx )s in(1221 ky )c o s (c o s122111 kkAy 将上述诸式代入包络条件式（ 2-14），得到曲线参数 2 与转 角参数 1 的关系为 iAk /)a rc c o s( 221 （ 2-59） 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 20 其参数变化范围由式（ 2-57）确定，式（ 2-58）表明 JK 的性质是一摆线。 啮合线方程 把 DE 的方程（ 2-56）代入坐标变换式（ 2-3），并与包络条件式（ 2-59）联立，即得到其啮合线方程为 iAkii/)a rc c o s()s in ()c o s (22112221222 （ 2-60） 其参数变化范围由式（ 2-57）确定。 6） EF与 KL EF方程 阴转子上 EF 曲线为一圆心在 O2，半径为 R2 t的圆弧，其方程为 tRytRxtt sincos2222 （ 2-61） 参数 t 和变化范围为 1222 zt （ 2-62） KL方程 将 EF 的方程（ 2-61）代入坐标变换式（ 2-5），得 11211121 s in)s in ( c o s)c o s ( AtkRy AtkRxtt （ 2-63） 故有 )s in (121 tkRtxt 11211 s in)c o s ( AtkkRxt )c o s (1211 tkRyt 11211 c o s)s in ( AtkkRyt 将上述诸式代入包络条件式（ 2-14），可得包络条件为 华东交通大学毕业设计 21 it /1 （ 2-64） 把式（ 2-64）代入式（ 62-3），整理后得 )/sin()/cos(1111 itRy itRxtt （ 2-65） 其参数变化范围仍由式（ 2-62）确定。从式（ 2-65）可以看出， KL 是圆心在 O1，半径为 R1 t 的圆弧，这说明节圆圆弧的共轭曲线仍为节圆圆弧。 啮合线方程 把 EF 的方程（ 2-61）代入坐标变换式（ 2-3），得 02 22 tR （ 2-66） 上式表明节圆圆弧的啮合线为一固定点，即节点 p。 3 双螺杆空气压缩机 螺杆尺寸的确定 双螺杆压缩机螺杆尺寸按以下的关系式确定： 阳转子节圆直径 d1=D1/（ 1+h1 ） =68mm 阴转子节圆直径 d2=d1/（ z2/z1） =102mm 阳转子根圆直径 Di1=d1/（ 1-h2 ） 阴转子顶圆直径 De2=d1/（ i+h2 ） 阴转子根圆直径 Di2=d1/（ i-h1 ） 转子螺杆长度 135mm=L=（ L/De1） De1 中心距 A=0.5（ d1+d2） =85mm 阴转子扭转角 2= 1/i 阳转子的导程 b1=360 L/ 1 阴转子的导程 b2=360 L/ 2 阳转子的转速（ r/min） n1=60u1/3.14D1 阴转子的转速（ r/min） n2=n1/i 节圆螺旋角 =arctg（ b1/2 r1） = arctg（ b2/2 r2） 本设计中压缩机转子螺杆部分的几何尺寸选用标准系列。 取阳转子圆周速度 u1=10m/s，则 阳转子转速 n1=60u1/(3.14D1)=60 10/(3.14 0.102)=1873.3608r/min. 阴转子转速 n2=n1/i=1873.3608/(0.6667)= 2809.9007 r/min. 2.4 齿间面积和面积利用系数 2.4.1 齿间面积 阴、阳转子的齿间面积是螺杆压缩机的重要几何性质之一，在对转子型线的各段组成齿曲线建立方程逐个确定其参数变化范围后，可利用解析法求得转子的齿间面积。 阴、阳转子齿间面积系由多段光滑曲线及齿顶圆弧首尾相接围成的，故其面积的一黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 22 般表达式为： dtyxxyAiitt iiiii 11 21 （ 2-67） （ 1）阴转子齿间面积 阴转子齿间面积 A02 为： dtyxxyAiitt iiiii 12222102 21 =669.0188（ mm2） （ 2-68） （ 2） 阳转子齿间面积 阳转子齿间面积 A01 为： dtyxxyAiitt iiiii 11111101 21 =552.4108（ mm2） （ 2-69） 02010 AAA =1221.4296(mm4) 2.4.2 面积利用系数 螺杆压缩机的面积利用系数，表征转子直径范围内总面积的利用程度。其定义式为： 2102011 /)( DAAZC （ 2-70） 查表 23-11，得单边对称摆线 -销齿 圆弧型线的面积利用系数C=0.4696。 2.5 齿间容积及其变化过程 2.5.1 齿间容积 一般若转子的齿间面积为 A、有效工作段长度为 L，则齿间容积 V 为 L L ALA d zdVV0 0 （ 2-71） 由上式，可得阴、阳转子的齿间容积 V02、 V01分别为 )(100317.91350188.669 340202 mmLAV （ 2-72） )(104575.71354108.552 340101 mmLAV （ 2-73） )(106489.1 3502010 mmLALAV （ 2-74） 华东交通大学毕业设计 23 2.5.2 齿间容积的变化 螺杆压缩机工作时，阴、阳转子的齿间容积因彼此侵占而减小，从而实现压缩气体的目的。用端面齿间面积的变化来描述容积的变化，可以使复杂的空间问题转化为简单的平面问题。 如图 6 所示，当阴转子转到齿 1 ，即将侵占阳转子齿 1 后的齿间面积 A01位置时，即为压缩开始点，也是齿间容积减少的起点。规定处于这一位置的阳转子转角为零，即 1=0。此后，阳转子齿 1 后的齿间面积就因阴转子齿 1的侵入而由最大值 A01 逐渐减少。 图 6 基元容积开始减少时的转子位置 从压缩过程开始点 起，根据转子型线方程或型线坐标点，应用解析法、数值积分法或图解积分法，可得到阳转子的齿间面积被阴转子齿侵占的齿间面积 A0r 随阳转子转角 1 的变化曲线，如图 7（ a）所示。同理，可得到阴转子 A2r 的齿间面积被阳转子齿侵占的齿间面积随阳转子转角 1 的变化曲线，如图 7（ b）所示。将两图叠加，得到图 7（ c），它表示一对齿间面积 Ar 被侵占值转角 1 的关系。 图 7 齿间面积侵占图 a）阳转子齿间面积被侵占图 b）阴转子齿间面积被侵占图 c）一对齿间面积被侵占图 图 7 中， 1z为阳转子扭转角， 1z=300 ，螺旋角 =0.6781，而 2 4 8 1.2426 7 8 1.0/2 11 Zk （ 2-75） 齿间容积减少的数值可用 Ar- 1 曲线下的面积求得，即 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 24 dAbVVrrr 1011 )(2)( （ 2-76） 由式（ 2-75）可得到齿面间容积对的容积减少值与转角 1 的关系曲线，如图所示。 可分三个阶段： 第阶段 （ 011k）： 该阶段结束时齿间容积减少值为 V1k=T1/（ 2） S0 第阶段（ 1k 11z）：该阶段容积减少值为 )(2)(2 1101012 11 kr AbdAbV k （ 2-77） 该阶段结束时，齿间容积总的减少值为 )(2 110012 kzz ASbV （ 2-78） 第阶段（ 1z 1 1z+ 1k）：该阶段容积减少值为 013 2 SbVkz 。显然有关系式 0011001321 )(2 VSASbVVVkzkzzk （ 2-79） 从上述分析看出，螺杆压缩机的阴、阳转子齿从开始啮合到解脱啮合期间，位于接触线一侧的齿间容积从最大值减少到零，完成压缩和排气过程。同时，位于接触线另一侧的齿间容积却从零扩大到最大值，完成了吸气过程 。 2.6 双螺杆压缩机的结构设计 由于空气压缩机的市场竞争非常激烈，因此空气压缩机多被设计为系列化、标准化的产品，以便大批量、低成本地生产和销售。另外，由于压缩空气的用途非常广泛，要求空气压缩机的运行和维护尽量简单，以便使非专业技术人员也能够正确操作。 喷油螺杆空气压缩机的机体不设冷却水套，转子为内部不需冷却的整体结构，压缩气体所产生的径向力和轴向力都由滚动轴承来承受。排气端的转子工作段与轴承之间有一个简单的轴封，通过在机壳或轴上开出凹槽，并向里边供入一定压力的密封油，即可很好地起到密封的作用。 2.7 双 螺杆压缩机的吸、排气孔口设计 2.7.1 吸气孔口 压缩机吸气孔口的合理位置和形状，是实现气体压缩过程的必备条件，也是实现压华东交通大学毕业设计 25 缩机效率的一个重要因素。为此，在设计吸气孔口时应该满足一系列的要求： 吸气孔口应尽量减少吸气封闭容积的影响。 吸气孔口的位置应能保证齿间容积获得最大程度的充气，以提高机器的容积利用率。 气体在吸气孔口处及齿间容积内的流动损失要小。即力求孔口面积尽能地大、气流通道截面变化平滑 。 2.7.2 轴向吸气孔口 （ 1） 吸气开始角 目前广泛使用的不对称型线，当阴转子齿转过两转子的齿顶圆交点，并与阳转子 进入啮合后，在接触线的一侧，转子的齿间容积将逐步减少。在接触线的另一侧，转子的齿间容积将从零开始扩大 ,产生大小不同的吸入封闭容积。 当阳转子转过两转子的中心线后，处于压缩过程的容积不再与吸气端面连通，从此位置开始，即可布置吸气孔口。吸气孔口不应处于啮合线范围内，为使齿间容积尽早开始吸气过程，吸气孔口应尽量靠近两转子的中心连线，即阳转子的吸气开始角应为 。 （ 2） 吸气结束角 吸气孔口的位置应能保证齿间容积获得最大程度的充气。阳转子的轴向吸气角 1s由下式确定： 1z=3 /2 =0.6781 6681.4)/11(22111 Zks （ 2-80） 5 6 5 2.0)/11(2/2/ 11 Zz （ 2-81） 阴转子轴向吸气角 2s为 1587.4/2212 Zi ss （ 2-82） 考虑到实际气体流动滞后的因素，可适当选取比式（ 2-82）计算结果大的数值，故取 2s = 4.20000。 1. 径向吸气孔口 为了尽可能扩大吸气孔口的通流面积，在开设轴向吸气孔口的同时，还将机体沿轴向挖空作为径向吸气孔口。 本设计采用混合吸气孔口，即在纯轴向吸气孔口的基础上，进一步将机壳应上该开径向吸气 孔口的位置挖 10mm。 2.7.3 轴向排气孔口 （ 1） 排气开始角 对所要求的内容积比，必有一个对应的排气孔口。阳转子排气角 1d为： 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 26 9572.2111 czd 相应的阴转子排气角度，可根据阴、阳转子齿间容积同时排气的原则由下式计算： 0192.3/2212 Zidd （ 2-83） （ 2）排气结束角 为了防止处于排气压力的气体流回处于吸气压力的齿间容积，排气孔口应处于啮合线范围之内。另外，为了使齿间容积内的气体能够被完全排出，排气孔口又应尽量靠近两转子的中心连线。为了降低 噪声，减少气体流动损失，以及考虑到制造工艺上的方便，将端面排气孔口啮合线顶点处的尖点削平。取适中的水平段长度，以减少气体泄漏。 图 8 轴向排气孔口的位置和形状 如图 9 所示，轴向排气孔口型线为 1-2-3-4-5-6-7-8-1。需要指出的是，图中曲 线段6-7， 1-2 分别取阴 .阳转子齿间容积前方齿的背段型线，曲线段 3-4-5 应取型线的高压侧啮合线形状，曲线段 5-6， 2-3 分别为阴阳转子型线的齿根圆周，但通常将机体的这一部分挖空。 2.7.4 径向排气孔口 为了降低排气流速，在开设轴向排气孔口的同时，还将机体沿轴向挖空作为径向排气孔口，其挖切方法与径向吸气孔口类同。 本设计采用混合排气孔口，以得到最大的通流面积，从而使压力损失达到最小，而且在排气的情况下，气体随转子旋转受到的离心力对气体排向径向排气孔口是有利的。 华东交通大学毕业设计 27 图 9 径向排气孔口的 位置与形状 为了降低排气流速，在开设轴向排气孔口的同时，还将机体沿轴向挖空作为径向排气孔口，其挖空的方法与径向吸气孔口相同。如图 10 所示，径向排气孔口的形状为1221 BBAA .应该指出的是， 2121 BBAA 和 分别为排出端面上由点 A、 B所引出的阴，阳转子的外圈螺旋线。 2.8 主要零部件设计和选材 2.8.1 机体 机体是螺杆压缩机的主要部件。它由中间部分的气缸及两端的端盖组成。端盖内置有轴封、轴承。 只要适当安排转子的螺旋旋向和机体上的吸排气孔口，几乎可 以在任何位置安排吸、排气通道。对吸排气通道的要求是平滑过度和流速低，以减少流动损失。 吸气端让吸入气体从低部进入，沿径向进入机体。与吸气类似，排气设在机体的顶部，采用径向排气。 喷油螺杆压缩机的机体采用单层壁结构。转子包含在机体中，机体的外侧即为大气。为给进气和排气留下气体流动的空间，机体需向外做必要的延伸。 机体材料为灰口铸铁，牌号为 HT200。 2.8.2 转子 转子是螺杆压缩机的主要零件，由于转子直径较小，其结构采用整体式。对螺旋状工作段以外的部分，按通常的“转轴”要求进行设计。 螺杆压缩机转子的毛坯常 为锻件，采用球墨铸铁，其牌号为 QT600-3，既便于加工，又降低了成本。 2.8.3 轴承 在螺杆空气压缩机中，由于轴向力和径向力都不大，故都采用滚动轴承。 采用深沟球滚动轴承，型号为 6006，既能承受轴向载荷，也能承受径向载荷。 轴承采用脂润滑。 2.8.4 轴封 喷油螺杆空气压缩机都采用滚动轴承，为了防止压缩腔的气体通过转子轴向外泄漏，必须在排气端的转子工作段与轴承之间加一个轴封。在螺杆压缩机正常工作时，吸入端的转子工作段与轴承之间几乎没有压差，所以，在吸气端的转子加工段与轴承之间，只用间隙密封就能满足要求 ，没有必要再提供密封油。在小型压缩机中，通常采用简单的唇型密封。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 28 第三章 双螺杆压缩机的热力学和功率计算 螺杆压缩机的热力学计算的目的，是为了求出在压缩过程中压力和温度的变化，并由其结果算出机器所需要的功率。此外至少还必须近似地求出压缩机的容积效率。 在螺杆压缩机的设计计算中，对于大部分所输送的工质的压力和温度变化与理想气体相同。螺杆压缩机齿槽内的实际的热力学过程十分复杂，在理论上还不能准确地掌握的。因此，在热力学计算上只能采用十分简化的模型，于是得出的结果只能近似地接近实际。 3.1 扭角系数及 内压比 3.1.1 扭角系数 1.扭角系数C为 max0VVC （ 3-1） 查表 23-12，得单边不对称摆线 -销齿圆弧型线的扭角系数为 C =0.9905。 2.内容积比V 它决定压缩机的排气孔口位置，其定义为 1 7 5 6.1104 0 2 6.1106 4 8 9.155m a x00 riV VVVVV （ 3-2） 气体的压缩过程终止于第阶段，则 0011110ASCVVkczziV （ 3-3） )()1(00111 ASC kVzc （ 3-4） 做近似计算，气体的压缩过程终止于第阶段，则 )(103729.1102214.12481.22121 333010 mmAS k （ 3-5） 将上式代入式（ 3-3）及式（ 3-4），得 华东交通大学毕业设计 29 kczzVC111121 （ 3-6） kVzcC111 21)1( （ 3-7） 则 8657.12481.221)1756.1 9905.01(231 c （ 3-8） 3.1.2 内压力比 若压缩气体视为理想气体，则内压力比可用下式近似计算： mvmtosti VVpp （ 3-9） 式中， pt = 0.8Mpa(表压 )为内压缩终了的压力；sp = 0.1Mpa(大气压 ),为吸气终了压力； Vt 为压缩过程结束时的容积值； Vo 为吸气过程结束时的容积值；V为压缩机的内容积比； m 为多方压缩过程指数。将已知数据代入上式得： i=0.8/0.1=8 3.2 轴功率及绝热效率 3.2.1 轴功率 （ 1） 指示功率 Pi Pi= 60/nW （ 3-10) W 为指示功， n 为压缩机转速 ,n=3000r/min。 )(945.560/30001189.0 KWPi 轴功率 mish PP （ 3-11） m为机械效率，一般 m =0.90-0.98，取 m =0.96。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 30 )(193.696.0 945.5 KWP sh 3.2.2 绝热效率 ad 螺杆压缩机的绝热效率 ad 反映了压缩机能量利用的完善程度，其数值依机型和工况不同而有明显的差别。据图 23-50， Pd=0.8Mpa, 取绝热效率 ad=0.78。 3.2.3 绝热指示效率 i 8125.0madi （ 3-12） 3.3 电动机功率 3.3.1 传动效率 采用增速齿轮传动，其传动效率 t=0.97-0.99，取 t=0.98。 3.3.2 电动机功率 一般电动机功率均满足选配大于轴功率，电动机动余度为： d=1.05-1.15，取 d=1.10，电动机功率 )(951.6 KWPPdishd （ 3-13） 3.3.3 电功率 本设计采用封闭式三相交流异步鼠笼式电动机，其型号为 Y280S-2，电动机轴直径D=65mm 其转速 n=3000r/min，其效率 d=0.915，则电能总消耗为： 90 6.6dimiE PP (KW) （ 3-14） 华东交通大学毕业设计 31 第四章 双螺杆压缩机的 proe 主要零件图、组装图和仿真图 1.主要零件图 （ 1） 阴螺杆，左旋，齿数为 6，螺杆长度为 135mm，与阳螺杆啮合传动。 （ 2） 阳螺杆，右旋，齿数为 4，螺杆长度为 135mm,与阴螺杆啮合传 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 32 （ 3）压缩箱主体，内侧长 137mm，宽 189.85mm，高 105.7mm,厚度 40mm (4)排气盖，底板块刚好封住压缩箱主体。 华东交通大学毕业设计 33 （ 5）吸气端盖，底板与压缩箱主体刚好封住。 （ 6）吸气端封盖。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 34 （ 7）滚动轴承 1. （ 8）滚动轴承 2. （ 9）排气端封盖 1. 华东交通大学毕业设计 35 （ 10）排气端封盖 2. 2.组装图 （ 1）阴阳螺杆啮合传动图 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 36 （ 2） 总组装图览 华东交通大学毕业设计 37 3.仿真图 （ 1） 阴阳螺杆啮合连接图 （ 2）速度为常数时候的仿真曲线，加速度为 0，位置随时间均匀变化。 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 38 （ 3）速度为线性时候的仿真曲线，速度均匀变化，加速度为常数。 （ 4）速 度正弦函数变化，位置和加速度呈不规则变化。 华东交通大学毕业设计 39 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 40 中英文翻译 The screw air compressor Screw air compressor is the injection of single stage double screw compressor, divided into single screw air compressor and screw air compressor, efficient use of belt drive, drive the host rotation of compressed air, through the oil for cooling the compressed air in the host, the host of air and oil discharge of the mixed gas after coarse, fine two channel separation, the compressed oil separated out in the air, finally get the clean compressed air. Cooler for cooling the compressed air and oil. With reliable performance, small vibration, low noise, convenient operation, few wearing parts, high efficiency is the biggest advantage of. Screw compressor is a new type compressor, air is compressed alveolar ridge volume change installed on the casing are mutually parallel rotor meshing and achieve. The rotor side in the case and it with precision internal rotation so that gas rotor slot between continuously cyclical changes in volume and along the rotor axis, by the suction side to the discharge side suction, compression, exhaust, complete three working process. Twin screw compressor is a double volume type rotary compressor, which is the main (Yang) side (Yin) with two rotor, composed of meshing pair, vice principal of rotor profile of external components of the element volume closed with the inner wall of the casing, shortage of twin screw is 40 cubic meters and above machine type to add gear, increase power consumption and prone to head lock； while the worm compressor is a uniaxial volume type rotary compressor, the meshing pair is composed of a worm wheel and two symmetrical layout, wall by the worm screw groove and the star wheel tooth surface and the casing form element volume closed, but the problem is the Star blade material has yet to be improved. The main performance parameters of screw type air compressor power, volume flow rate, pressure, exit temperature, discharge pressure and speed etc. And in the design of screw air compressor, rotor of a pair of mutually meshing is a very important parameter. Because the performance of the compressor is closely related with the. The Yin and Yang of screw compressor rotor can be regarded as a pair of mutually meshed helical gear, therefore, the Yin and Yang of screw compressor rotor profile, but also to meet the meshing law. Rotor tooth surface and the vertical axis of the rotor section called rotor profile. The rotor profile of screw compressor is divided into symmetric and asymmetric line profile, and unilateral and bilateral type line profile, tooth top center line on both sides of the line are identical, called the symmetric line. On the contrary, the tooth top center line on both sides of the line is not at the same time, called asymmetric line. Only one side has a line in the internal or external rotor pitch circle, called single line. Pitch circle, are stylish lines, called bilateral profile. Generally speaking, the development and design of new line directly affect the performance of screw air compressor, design of screw air compressor performance also depends on the type of line. Screw compressor is constantly engaged on the rotor output compressed gas, therefore the spindle speed variation, volume flow rate, the exhaust pressure of the compressor will be affected, so the spindle speed is a major factor affecting the performance of screw compressor. When the exhaust pressure increases, compressor power consumption also increases, power increases, the decrease of economic benefit, so it has significant effect on energy consumption and exhaust pressure of the compressor. At the same time, some test results show that the 华东交通大学毕业设计 41 external environment temperature will influence the performance of screw compressor. China in different seasons and different regions of the temperature difference, air temperature and ambient temperature of compressor is different, this parameter will directly affect the performance of screw compressor. Therefore, the factors that influence the performance of screw compressor were analyzed, will have the very big help to use screw compressor. Screw compressor body is divided into two kinds, one kind is the belt transmission type, another kind is direct drive. Compressor belt transmission type which is suitable for 22KW power, is composed of 2 manufacturing according to the speed ratio of the belt pulley power via the belt transmission； direct drive type is the 1 coupling electric source and host together, worm compressor is directly driven by the worm rotation, while the double screw compressor is required add a gear in order to improve the speed of rotor. The working process of Twin Screw Compressors: motor through a coupling, gear or belt driven by two main rotor, rotor meshing with each other, the main rotor is directly driven by the auxiliary rotor to rotate together, inhaled air in relatively under the action of negative pressure, the peak, and the tooth groove under the agreement, the gas is transported compression, when the rotor meshing surface to and the casing exhaust port, the compressed gas discharge. The working process of screw compressor: motor with coupling or belt to power the worm shaft, driven by the worm gear worm star relative move in grooves, sealing element volume change, gas, transportation compression, when the design pressure, exhaust from the host shell triangle on the left and right symmetrical outlet to the oil and gas separator in the. The host for the housing of screw compressor is provided with a spray hole, depending on the pressure difference, in the process of oil spray to the compression chamber to cool the gas, compressed, the sealing parts gap, and to vibration, noise and lubricating effect Inhalation of dust in the air was blocking filter, in order to avoid premature wear and oil separator of compressor to be blocked, usually run 1000 hours or after a year, to replace the filter, dust, replace the time interval to shorten. Filter repair must stop, reduce stop time, recommended for the last new or cleaned standby filter. Clean filter steps are as follows: The 1 to the two end surface of a plane turns tap filter, with most heavy and dry sand. 2 with less than 0.28MPa of dry air and air blowing along the opposite direction, the nozzle and the folded paper less distance of 25 mm, and along the length direction, bottom blowing. Grease 3 element, should be dissolved with no foam detergent in warm water wash, the warm water immersion for 15 minutes at least element, and use clean water hose with wash, do not use heating method to accelerate drying, a filter can be washed 5 times, and then discarded reusable. The 4 filter is put in a check, such as thinning, pinhole or damaged should be abandoned. Cooler The cooler tube, outer surface should pay special attention to the decision to keep clean, otherwise it will reduce the cooling effect, should be working conditions, regular cleaning. Gas tank / oil and gas separator Gas tank / oil separator according to the pressure vessel manufacturing standards and acceptance, not arbitrarily modify. Safety valve 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 42 Installed in the tank / oil and gas separator safety valve inspection at least once a year, adjust the safety valve should have professional and responsible, at least every three months to marathon a lever again, so that the valve opening and closing time, a safety valve to work properly. Test steps are as follows: 1 close the gas supply valve； 2 connected to water； The 3 starting unit； 4 observe the working pressure, slowly clockwise pressure regulating bolt, when the pressure reaches the set value, the safety valve does not open or up to the specified value before the open, it must be adjusted. The adjustment procedure is as follows: 1 remove the cap and seal； The 2 valve opening soon, loosen locknut and a positioning bolt half ring, valve open too late to loosen The nut about a circle and release the positioning bolts half circle. 3 repeat detection step, the safety valve set pressure value, still can not open, again adjustment. Motor overload relay The relay normally open contact, must be closed, when the current exceeds the rated value, cut off the motor power supply. The maintenance of screw compressor relative to the piston compressor is to lower the probability of a failure of many, but if use improper maintenance, the advantages of screw compressor is difficult to play. Many users began to use piston compressor screw air compressor, due to the maintenance of screw compressor does not understand, leading to frequent failure, causing the conflict between users and enterprises. So before using screw compressor to his use and maintenance instructions carefully read. Installation place, on the machines air ventilation, pressure station power supply cable and air switch specifications, water pressure and flow, exhaust pipe sizes have guidance. The instructions also principle and structure of the machine are described in detail, there are certain basic knowledge of mechanical and electrical personnel through carefully reading, can make correct judgement and treatment for common problems. There is a consumable part of screw compressor to the regular replacement of main lubricating oil, oil filter, air filter, oil filter, notable is replaced in the environment of different parts of the frequency also has the difference, so the screw compressor to daily use and inspection record. Transmission gear and belt drive In the transmission system of the air compressor, generally can be divided into direct transmission and belt drive, long-term since, two kinds of transmission way merits has been one of the focus of the debate. Direct drive screw air compressor refers to the spindle motor through a coupling and a gear to drive the rotor, direct drive which in fact is not the real meaning of. Direct drive on real significance is directly connected to motor and rotor (coaxial) and the speed. This is obviously a little. So that the direct drive no energy consumption point of view is wrong. Another way of drive for belt drive, the drive through the belt wheels of different diameters 华东交通大学毕业设计 43 is allowed to change the rotating speed of the rotor. Belt drive system discussed below is a representative shall meet the following conditions of the automation system of the latest technology: Belt 1, each operating state of tension reached the optimal value 2, by avoiding the tension, greatly prolong the working life of the belt, while reducing the motor and rotor bearing load； 3, always make sure that the correct belt wheel is connected； 4, replacement of the belt is quite easy and fast, and do not need to adjust the original setting； 5, the belt drive system safe and trouble-free operation. The comparison of transmission 1 efficiency. Gear transmission efficiency can reach 98%99% excellent, belt drive design excellent under normal working conditions and efficiency reached 99%. The difference does not depend on the choice of drive mode, and depending on the manufacturers design and manufacturing level. 2 no-load power consumption For direct gear driving mode, no-load pressure generally maintained at more than 2.5bar, some even as high as 4bar, to ensure that the gear lubrication. The belt drive mode, theory of no-load pressure can be zero, because the rotor into the oil to lubricate the rotor and bearing. General for the sake of safety, the pressure maintained at about 0.5bar. Taking gear compressor a 160kW for example, 8000 hours per year, of which 15% (1200 hours) time for no-load, the machine every year than the same power air compressor belt drive more consumption of electricity (28800kwh no-load assuming two machine pressure is 2bar, the difference of the energy consumption of about 15%.), over the long term, this will be no small cost. 3 oil loss The actual users experienced all know, oil loss under the condition of the first victims will be the gear box. Belt drive system is not the existence of such security problems. 4 according to user requirements design working pressure The working pressure and manufacturers usually user requirements of the standard model of the pressure is not completely consistent. For example, the users requirements in accordance with the pressure of 10bar, after processing equipment, pipe length and different requirements of sealing, the pressure of air compressor may be 11 or 11.5bar. In this case, the general will install a rated pressure of 13bar e air compressor and in the field to the outlet pressure set for the required pressure. The exhaust volume will basically remain unchanged, because the ultimate working pressure is reduced, but did not increase the speed of rotor. The belt transmission design manufacturers on behalf of the modern technology simply change the belt pulley diameter and the pressure of work designed to be completely consistent with the requirements of users, so that users with a motor with a power which can get more air volume. For the wheel transmission, is not so easy. The installed 5 air compressor pressure change Sometimes because of technological conditions for the production of the user changes, the 黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真 44 design pressure of air compressor of the original purchase may be too high or too low, will change, but for the compressor gear transmi