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本 科 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 學 院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 班級學號 指導教師 年月 螺桿壓縮機設計 The Design of Screw Compressor I 摘 要 本文闡述了一小型螺桿壓縮機的設計過程。簡述了螺桿壓縮機的基本結構、工 作過程、主要特點和分類。分析了型線的設計過程，轉子的幾何特性和熱力性能的 計算方法。 本文在分析型線設計過程，幾何特性和熱力性能計算方法的基礎上,選取單邊不 對稱擺線-銷齒圓弧型線作為該螺桿壓縮機轉子的型線，運用 MATLAB 等工具，進行 分析計算，得到型線方程和型線草圖，并且完成了幾何性能計算和熱力性能計算。 在完成轉子設計的基礎上，進行受力分析，運用各種分析軟件選取軸承等零件。在 完成計算工作和零件選取后，應用 SolidWorks 軟件，建立了螺桿壓縮機各個零件的 三維模型，并進行裝配，完成螺桿壓縮機的三維造型。應用 Adams 軟件，對從 SolidWorks 中導入的裝配體建立運動仿真，這樣能夠形象直觀的說明問題。 關鍵詞：螺桿壓縮機 ，三維建模，MATLAB，運動仿真 II Abstract This paper described the design process of a small screw compressor, which outlined the basic structure of the screw compressor, the working process, the main characteristics and classification. This paper also analyzed the design process of lines, the geometry features of the rotor and the calculation method of thermodynamic property. Based on the analysis of the design process of lines, geometric characteristics and calculation methods of thermal performance, this paper selected the unilateral asymmetry cycloid - sales arc tooth profile of the screw compressor rotor type lines for analysis and calculation using MATLAB and other tools. After above steps, the equation-based and sketch-based line are given the calculation of geometry features and thermal performance are also made. On the basis of rotor design, this paper gave stress analysis and selected bearing and other parts using a variety of analysis software to. Afterwards, the paper established three-dimensional models of the various parts of the screw compressor and carried out the assembly to complete the three-dimensional modeling of the screw compressor. With the application of ADAMS, the paper established motion simulation of the assembly imported from SOLIDWORKS, which could explain the issue vividly and intuitively. Key words: Screw compressor, three-dimensional modeling, MATLAB, motion simulation III 目 錄 第一章 緒論-1 1.1 基本結構和工作過程-1 1.1.1 基本結構-1 1.1.2 工作過程-1 1.2 螺桿壓縮機特點及分類-2 1.2.1 螺桿壓縮機特點-2 1.2.2 螺桿壓縮機分類-2 1.3 螺桿壓縮機發(fā)展歷程-3 1.4 論文主要工作-4 第二章 轉子型線設計-5 2.1 轉子型線發(fā)展過程-5 2.2 型線方程和嚙合線方程-6 2.2.1 坐標系建立和坐標變換-6 2.2.2 齒曲線及其共軛曲線-8 2.2.3 共軛曲線和嚙合線方程-9 2.3 單邊不對稱擺線-銷齒圓弧型線的設計-10 第三章 幾何特性計算-20 3.1 轉子螺旋齒面及其法線方程-20 3.1.1 螺旋齒面方程-20 3.1.2 轉子幾何參數(shù)間的基本關系-21 3.1.3 螺旋齒面的法線-21 3.2 接觸線-23 3.2.1 相對運動速度-23 3.2.2 嚙合條件-24 IV 3.3 齒間面積和面積利用系數(shù)-25 3.3.1 齒間面積-25 3.3.2 面積利用系數(shù)-27 3.4 齒間容積和內容積比-27 3.4.1 齒間容積-27 3.4.2 內容積比-28 第四章 熱力性能計算-30 4.1 內壓力比和壓力分布圖-30 4.1.1 內壓力比-30 4.1.2 壓力分布圖-31 4.2 容積流量及容積效率-32 4.2.1 理論容積流量-32 4.2.2 容積效率-32 4.2.3 實際容積流量-33 4.3 軸功率-33 第五章 轉子受力分析-35 5.1 軸向力-35 5.1.1 端面軸向力-35 5.1.2 氣體軸向力-37 5.2 軸承支反力-40 第六章 三維造型和選擇軸承-44 6.1 三維造型-44 6.1.1 轉子造型-44 6.1.2 機體和端蓋造型-48 6.2 選擇軸承-49 6.2.1 選擇圓柱滾子軸承-49 6.2.2 選擇角接觸球軸承-50 6.3 軸承三維造型-54 V 6.4 整機裝配- 55 第七章 運動仿真-57 7.1 模型導入 Adams-5 7 7.2 運動仿真-57 結論-61 致謝-62 參考文獻-63 1 第一章 概述 1.1 基本結構和工作過程 1.1.1 基本結構 通常所稱的螺桿壓縮機即指雙螺桿壓縮機。與其他類型的壓縮機相比，螺桿壓 縮機是一種比較新穎的壓縮機。 螺桿壓縮機的基本結構如圖 1-1 所示。在壓縮機的機體中平行的放置著有一堆 相互嚙合的螺旋形轉子。通常把節(jié)圓外具有凸齒的轉子，稱為陽轉子；把節(jié)圓外具 有凹齒的，稱為陰轉子。一般陽轉子與原動機連接，因此，陽轉子又稱主動轉子， 陰轉子又稱從動轉子。在壓縮機機體的兩端，分別開設一個供吸氣用的稱為吸氣孔 口，另一個供排氣用的稱為排氣孔口。 圖 1-1 螺桿壓縮機基本結構 1.1.2 工作過程 螺桿壓縮機的工作循環(huán)可分為吸氣、壓縮和排氣三個過程。隨著轉子旋轉，每 對相互嚙合的齒相繼完成相同的工作循環(huán)。圖 1-2 表示了三個過程。 吸氣過程 吸氣過程結束壓縮過程開始 壓縮過程中 排氣過程 圖 1-2 螺桿壓縮機工作過程圖 2 1.2 螺桿壓縮機特點及分類 1.2.1 螺桿壓縮機特點 就氣體壓力提高的原理而言，螺桿壓縮機與活塞壓縮機相似，都屬于容積式壓 縮機。就主要部件的運動形式而言，又與透平壓縮機相似。所以，螺桿壓縮機同時 兼有上述兩類壓縮機的特點。 螺桿壓縮機的優(yōu)點： （1）可靠性高。螺桿壓縮機零部件少，沒有易損件，因而它的運轉可靠。 （2） 操作維護方便。操作人員不必經(jīng)過長時間的專業(yè)培訓，可實現(xiàn)無人值守 運轉。 （3）動力平衡性好。螺桿壓縮機沒有不平衡慣性力，機器可平穩(wěn)的工作，可實 現(xiàn)無基礎運轉，特別適合用作移動式壓縮機，體積小、重量輕、占地面積少。 （4）適應性強。螺桿壓縮機具有強制輸氣的特點，排氣量幾乎不受排氣壓力的 影響，在寬廣的范圍內能保護較高的效率。 （5）多相混輸。螺桿壓縮機的轉子齒面間實際上留有間隙，因而能耐液體沖擊， 可壓送含液氣體、含粉塵氣體、易聚合氣體等。 螺桿壓縮機的主要缺點： （1）造價高。螺桿壓縮機的轉子齒面是空間曲面，需利用特制的刀具，在價格 昂貴的專用設備上進行加工。另外，對螺桿壓縮機氣缸的加工精度也有較高的要求。 所以，螺桿壓縮機的造價較高。 （2）不能用于高壓場合。由于受到轉子剛度和軸承壽命等方面的限制，螺桿壓 縮機只能適用于中、低壓范圍，排氣壓力一般不能超多 4.5Mpa。 （3）不能制成微型。螺桿壓縮機依靠間隙密封氣體，目前一般只有容積流量大 于 0.2m3/min 時，螺桿壓縮機才具有優(yōu)越的性能。 1 1.2.2 螺桿壓縮機分類 螺桿壓縮機有多種分類方法：按運行方式的不同，分為無油壓縮機和噴油壓縮 機兩類；按被壓縮氣體種類和用途的不同，分為空氣壓縮機、制冷壓縮機和工藝壓 縮機三種；按結構形式的不同，分為移動式和固定式、開啟式和封閉式等。常見的 壓縮機分類如下 3 1.3 螺桿壓縮機發(fā)展歷程 20 世紀 30 年代，瑞典工程師 Alf Lysholm 在對燃氣輪機進行研究時，希望找到 一種作回轉運動的壓縮機，要求其轉速比活塞壓縮機高的多，以便可由燃氣輪機直 接驅動，并且不會發(fā)生喘振。為了達到上述目標，他發(fā)明了螺桿壓縮機。在理論上， 螺桿壓縮機具有他所需要的那些特點，但由于必須具有非常大的容積流量，才能滿 足燃氣輪機工作的要求，所以螺桿壓縮機并沒有在此領域獲得應用。盡管如此，Alf Lysholm 及其所在的瑞典 SRM 公司，對螺桿壓縮機在其他領域的應用，繼續(xù)進行了 深入的研究。 1937 年，Alf Lysholm 在 SRM 公司研制成功了兩類螺桿壓縮機試驗樣機，并取 得了令人滿意的測試結果。1946 年，位于蘇格蘭的英國 James Howden 公司，第一 次從瑞典 SRM 公司獲得了生產(chǎn)螺桿壓縮機的許可證。隨后，歐洲、美國和日本的多 家公司也陸續(xù)從瑞典 SRM 公司獲得了這種許可證，從事螺桿壓縮機的生產(chǎn)和銷售。 最先發(fā)展起來的螺桿壓縮機是無油螺桿壓縮機，1957 年噴油螺桿空氣壓縮機投 入了應用，1961 年又研制成功了噴油螺桿制冷壓縮機和螺桿工藝壓縮機。經(jīng)過持續(xù) 的基礎理論研究和產(chǎn)品開發(fā)試驗，通過對轉子型線的不斷改進和專用轉子加工設備 的開發(fā)成功，螺桿壓縮機的優(yōu)越性能得到了不斷地發(fā)揮。 近 15 年來螺桿在我國空壓機、冷凍機、工業(yè)泵、塑料機械中應用越來越廣泛。 制造設備開始引進英國 Holroyd 公司的 2AC、5AC 螺旋轉子銑床及其配套設備(總數(shù) 十余臺)，90 年代以來國產(chǎn)螺桿銑床及其配套設備開始供應用戶。但我國螺桿空氣 壓縮機、冷凍壓縮機、泵、塑料機械不但在設計技術上與國際先進水平有差距，在 4 制造技術上更加落后，嚴重制約了我國這四大類機械產(chǎn)品在國際和國內市場上的競 爭力。為此應該對我國螺桿制造技術的現(xiàn)狀和水平有一個清醒的認識，盡快追蹤國 際先進制造技術的發(fā)展趨勢，使我國螺桿制造技術和產(chǎn)品質量早日達到國際發(fā)達國 家水平。 1 1.4 論文主要工作 根據(jù)要求，設計一個雙螺桿壓縮機，對于本設計要做以下幾個方面的研究： （1） 了解螺桿壓縮機的工作過程和具體結構； （2） 完成螺桿壓縮機方案設計； （3） 設計轉子型線； （4） 計算幾何特性； （5） 計算熱力性能； （6） 計算轉子受力； （7） 完成壓縮機建模，仿真。 5 第二章 轉子型線的設計 2.1 轉子型線發(fā)展過程 螺桿轉子設計中，最重要的是設計型線，因為轉子型線基本決定了螺桿壓縮機 的性能好壞?？蓪⒙輻U壓縮機中的型線分為對稱型線和不對稱型線，以及單邊型線 和雙邊型線。齒頂中心線兩邊的型線完成相同時，稱為對稱型線。反之，齒頂中心 線兩邊的型線不同時，稱為不對稱型線。只在轉子節(jié)圓的內部或外部一邊具有型線， 稱為單邊型線。節(jié)圓的內、外均具有型線，稱為雙邊型線。 螺桿壓縮機的轉子型線大致經(jīng)歷了三代變遷： (1)對稱圓弧型線 第一代轉子型線是對稱圓弧型線，應用于初期的螺桿壓縮機產(chǎn)品。由于對稱型 線易于設計、制造和測量，這類型線直到現(xiàn)在還被很多干式螺桿壓縮機制造商廣泛 采用。 (2)不對稱型線 第二代轉子型線是以點、直線和擺線等組成齒曲線為代表的不對稱型線。60 年代后，隨著噴油技術的發(fā)展，發(fā)展了以 SRM-A 型線為代表的第二代轉子型線。 對稱型線與不對稱型線的主要區(qū)別，在于采用不對稱型線時，泄露三角形的面 積大為減小。一半不對稱型線的泄露三角形面積僅是對稱型線的十分之一左右。因 此，采用不對稱型線，可以使噴油螺桿壓縮機的性能得到明顯改善。 (3)新的不對稱型線 80 年代后，隨著計算機在螺桿壓縮機領域的應用，出現(xiàn)了各具特色的多種第三 代轉子型線。性能優(yōu)越的只要有 GHH 型線，日立型線和 SRM-D 型線。第二、第三 代的型線都是不對稱型線，兩者之間的主要區(qū)別在于：第三代轉子型線的組成齒曲 線中不再有點、直線和擺線，均采用圓弧、橢圓、拋物線等曲線。這種改變可使轉 子齒面由“線”密封改進為“帶”密封，能明顯提高密封效果，還有利于形成潤滑 油膜和減少齒面磨損。 6 2.2 型線方程和嚙合線方程 2.2.1 坐標系建立及坐標變換 (1)坐標系建立 為了用數(shù)學方程描述螺桿轉子型線中各段組成齒曲線，建立如圖 2-1 所示的四 個坐標系： 固結在陽轉子的動坐標系 O1x1y1。 1 固結在陰轉子的動坐標系 O2x2y2。 2 陽轉子的靜坐標系 O1X1Y1。 3 陰轉子的靜坐標系 O2X2Y2。 4 X12Y1xy 2 圖 2-1 坐標系關系圖 由于螺桿壓縮機的陰、陽轉子之間是定傳動比嚙合，固有 （2-1） 而 7 式中 、 陰、陽轉子轉角； 、 陰、陽轉子轉速； 、 陰、陽轉子角速度； 陰、陽轉子節(jié)圓半徑； 陰、陽轉子齒數(shù)； i傳動比； A陰、陽轉子中心距。 (2)坐標變換 螺桿壓縮機轉子型線上的每一點，都可表示在上述四個坐標中，這些坐標系之 間的變換關系式如下： 動坐標系 O1x1y1與靜坐標系 O1X1Y1的變換 1 （2-2） 或 動坐標系 O2x2y2與靜坐標系 O2X2Y2的變換 2 （2-3） 或 靜坐標系 O1X1Y1與靜坐標系 O2X2Y2的變換 3 （2-4） 8 動坐標系 O1x1y1與動坐標系 O2x2y2的變換 4 （2-5） 動坐標系 O2x2y2與動坐標系 O1x1y1的變換 5 （2-6） 2.2.2 齒曲線及其共軛曲線 (1)齒曲線方程及其參數(shù)變化范圍 螺桿壓縮機的轉子型線通常由多段組成齒曲線相連接而成。若假設在陰轉子上 給定了某段組成齒曲線 1 為 （2-7） 求其共軛曲線時，應將曲線 1 的方程（2-7）帶入動坐標變換式（2-5） ，得到 曲線簇方程為 （2-8） 經(jīng)過推演，可得到其包絡條件為 （2-9） 同樣，若假定陽轉子上某段齒曲線 2 為 （2-10） 求其共軛曲線時，應將曲線 2 的方程（2-10）代入動坐標變換式（2-6） ， 得到曲線簇方程為 （2-11） 其包絡條件為 9 （2-12） (2)求共軛曲線方程 若已在陰轉子上給定了某段組成齒曲線 1 為 （2-13） 則其共軛曲線方程，可用方程（2-8）及補充條件聯(lián)立表示，即 （2-14） 同樣，若已在陽轉子上給定了某段組成齒曲線 2 為 （2-15） 則若共軛曲線方程，可用方程（2-11）及補充條件聯(lián)立表示，即 （2-16） 2.2.3 共軛曲線的嚙合線方程 如前所述，嚙合線是陰、陽轉子共軛曲線的嚙合點軌跡，故應該表示在靜坐標 系中。將共軛曲線中的任一條曲線方程，通過坐標變換式（2-3） ，變換到靜坐標系 O2X2Y2，得 這仍為一曲線簇，它的包絡條件，即 之間的關系 ，就是前面求 共軛曲線時的補充條件。 所以，共軛曲線的嚙合線方程一般可表示為 10 （2-17） 2.3 單邊不對稱擺線-銷齒圓弧型線的設計 單邊不對稱擺線-銷齒圓弧型線是一種對原始不對稱型線進行到棱修正后的型 線，其組成齒曲線和相應的嚙合線列于表 2-1 中。 表 2-1 單邊不對稱擺線 -銷齒圓弧型線的組成齒曲線和嚙合線 下面是單邊不對稱型線-銷齒圓弧型線的齒曲線，嚙合線方程及相應的參數(shù)變 化范圍的推導過程。 1 2 3Rtt eABCDEFGHIJKLxy2y1O2O1 圖 2-2 單邊不對稱擺線-銷齒圓弧型線及其坐標 陰轉子齒曲線 陰轉子曲線性質 陽轉子齒曲線 陽轉子曲線性質 AB 直線 GH 擺線 BC 圓弧 HI 圓弧 CD 擺線 I 點 D 點 IJ 擺線 DE 直線 JK 擺線 EF 圓弧 KL 圓弧 11 （1）AB 與 GH AB 方程 陰轉子上的 AB 為一徑向直線，可寫出其方程為 1 （2-18） 參數(shù) 的變化范圍為 （2-19） 由直角三角形 O2Bp，得 （2- 20） (2-21） 即 （2- 22） 式中 R齒高半徑，區(qū)中心距 A 的 25%。 GH 方程 陽轉子上的 GH 為陰轉子上徑向直線 AB 的共軛曲線，將 AB 的方程 2 （2-18）帶入坐標變換式（2-5 ） ，得曲線簇方程為 （2-23） 故有 將上述諸式代入包絡條件時（2-9） ，得位置參數(shù)與曲線參數(shù)的關系為 （2-24） 聯(lián)立式（2-23）和式（2-24） ，即得到 GH 方程，其參數(shù)變化范圍仍由式（2- 19）確定。分析式（2-23）的特征，發(fā)現(xiàn) GH 是擺線。 嚙合線方程 AB 與 GH 嚙合時的嚙合線方程，通過把 AB 的方程（2-18）帶 3 入坐標變換式（2-3） ，并與包絡條件式（2-24）聯(lián)立，得 12 （2-25） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-19）確定。 （2）BC 與 HI BC 方程 陰轉子上的曲線 BC 為一個圓心在節(jié)點 p、半徑為 R 的圓弧。其方 1 程 為 （2-26） 參數(shù) t 的變化范圍為 （2- 27） 由直角三角形 O2Bp，得 式中 為保護角，設 。 HI 方程 眼轉子上的曲線 HI 陰轉子上銷齒圓弧 BC 的共軛曲線，將 BC 的方 2 程（2-26）帶入坐標變換式（2-5） ，得曲線簇方程為 （2- 28） 故有 13 將上述諸式帶入包絡條件式（2-9） ，的包絡條件為 即 （2-29） BC 與 HI 僅在 的位置嚙合，而且是整條曲線同時嚙合。把式（2-29）代入 式（2-28） ，得到簡化后的 HI 方程為 （2-30） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-27）確定。 分析方程（2-30） ，發(fā)現(xiàn)其仍為一半徑為 R 的圓弧，而且圓心也在節(jié)點 p。 嚙合線方程 把 BC 方程 （2-26） ，帶入坐標變換式（2-3） ，并與包絡條件 3 （2-29）聯(lián)立，得到嚙合線方程為 （2-31） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-27）確定。是（2-31）表明，銷齒圓弧的嚙合線是與銷 齒圓弧一樣的圓弧。 (3）I 點與 CD I 點方程 陽轉子上的 I 點為一固定點，在 O1x1y1坐標系中的坐標為 1 （2-32） 由三角形 O1Ip 可知 CD 方程 陰轉子上的 CD 曲線是與陽轉子上 I 點共軛的曲線，將 I 點的方程 2 （2-32）代入坐標變換式（2-6） ， （2-33 14 ） 上述方程中只有一個參數(shù) ，而且可以看出是一個擺線方程，且自然滿足包絡 條件，其參數(shù)變化范圍為 （2-34） 陰轉子 CD 曲線上任一點距陰轉子中心 O2的距離可用下式表示： （2- 35） 將式（2-33）代入（2-35） ，整理后得 即 （2- 36） 故 （2- 37） （2- 38） 其中 （2- 39） 式中 e 為徑向直線修正長度，e=1%A。 嚙合線方程 將 I 點方程（2-32）代入坐標變換式（2-2） ，并且包絡條件自 3 然滿足，得到嚙合線方程為 （2-40） 15 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-34）確定。 從方程（2-40）可以看出，I 點與其共軛曲線 CD 嚙合時，其嚙合線就是以陽轉 子中心 O1 為圓心、以 I 點到 O1 距離 b1 為半徑的圓弧，即 I 點在靜坐標系中運動軌 跡。 （4）D 點與 IJ D 點方程 陰轉子上的 D 點為一固定點，在 坐標系中的坐標為 1 （2- 41） 其中 由曲線 CD 方程（2-33） ，得 （2-42） 式中 由式（2-38）確定。 IJ 方程 陽轉子上的 IJ 是與陰轉子上 D 點相嚙合的共軛曲線。將 D 點的方 2 程（2-41）帶入坐標變換式（2-5） ，即得 IJ 方程為 （2-43 ） 類似于方程（2-33） ，上述方程中也只有一個參數(shù) ，也是一個擺線方程，其 自然滿足包絡條件，參數(shù)變化范圍為 （2- 44） 陽轉子 IJ 曲線上任一點距陽轉子中心 O1 的距離可以用下式表示： （2- 45） 16 將式（2-43）代入式（2-45）中，得 即 （2- 46） 故 （2- 47） （2- 48） 其中 的求法如下： 陽轉子上擺線 IJ 的終點 J 與陰轉子徑向直線 DE 的始點 D 的嚙合位置如圖 2-3 所示。根據(jù)嚙合定律，嚙合線的公法線必通過節(jié)點 p，即 pD（pJ）是 DE 及 JK 的公 法線，于是在直角三角形 O2Dp 中，得 （2-49） 又由三角形 O1O2J，得 （2-50） 17 O1O2 圖 2-3 求解參數(shù)變化范圍示意圖 嚙合線方程 將 D 點方程（2-41）代入坐標變換式（2-3） ，并且包絡條件 3 自然滿足，得到嚙合線方程為 （2-51） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-44）確定。 從方程（2-51）可以看出，D 點與其共軛曲線 IJ 嚙合時，其嚙合線就是 D 點在 靜坐標系中的軌跡，即以 O2為圓心，以 D 點到 O2的距離為半徑圓弧。 （5）DE 與 JK DE 方程 陰轉子上的 DE 為一徑向直線，其方程為 1 （2-52） 參數(shù) 變化范圍為 （2-53） JK 方程 陽轉子上的 JK 曲線為陰轉子上徑向直線 DE 的共軛曲線，將 DE 2 的方程（2-52）代入坐標變換式（2-5） ，得曲線簇方程為 （2- 54） 18 故有 將上述諸式代入包絡條件式（2-9） ，得到曲線參數(shù) 與轉角參數(shù) 的關系為 （2- 55） 聯(lián)立式（2-55）和式（2-54） ，即得到 JK 的方程。其參數(shù)變化范圍仍由式（2- 53）確定。另外，式（2-54）表明 JK 是一條擺線。 嚙合線方程 把 DE 的方程（2-52）代入坐標變換式（2-3） ，并與包絡條件 3 式（2-54）聯(lián)立，即得到其嚙合線方程為 （2- 56） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-53）確定。 （6）EF 與 KL EF 方程 陰轉子上的 EF 曲線為一圓心在 O2、半徑為 的圓弧，其方程為 1 （2- 57） 參數(shù) t 的變化范圍為 （2-58 ） KL 方程 陽轉子上 KL 為陰轉子上 EF 的共軛曲線，將 EF 方程（2-57）代 2 入坐標變換式（2-5） ，得 （2- 59） 19 故有 將上式諸式代入包絡條件式（2-9） ，得到包絡條件為 （2- 60） 把式（2-60）代入（2-59） ，整理后得 （2- 61） 其參數(shù)變化范圍仍由式（2-58）確定。從式（2-61）中可以看出，KL 是圓心在 O1、半徑為 的圓弧，這說明節(jié)圓圓弧的共軛曲線仍為節(jié)圓圓弧。 嚙合線方程 把 EF 的方程（2-57）代入坐標變換式（2-3）得 3 （2- 62） 上式表明節(jié)圓弧的嚙合線為一固定點，即節(jié)點 P。 （7）具體算出轉子型線方程 在一般的螺桿空氣壓縮機中，不對稱型線趨于采用 5/6 的齒數(shù)組合。實測性能 表明，這種方案在剛度上也是足夠的，并且可比 4/6 組合方案具有更高的效率。分 析各種型號的螺桿壓縮機，為了滿足設計要求。需要選取一些基本參數(shù)，假設： 陰、陽轉子齒數(shù) 分別為 6、5；故得到傳動比 i=5/6， 陰轉子節(jié)圓半徑 由傳動比可知，陽轉子節(jié)圓半徑 ； 中心距 A=55； 有了上面的條件，運用上面的計算過程， 編寫 MATLAB 計算程序，得到得到 20 轉子型線各段的具體方程和參數(shù)變化范圍，最終可以得到圖 2-4 的型線。 圖 2-4 單邊不對稱擺線-銷齒圓弧型線 下面是部分 MATLAB 程序： 21 圖 2-5 型線 MATLAB 計算程序 第三章 幾何特性計算 3.1 轉子螺旋齒面及其法線方程 3.1.1 螺旋齒面方程 按圖 3-1 建立陰、陽轉子螺旋齒面的坐標系，在該坐標系中， 、 分別為固結在陰、陽轉子上，并與陰、陽轉子一起轉動的動坐標系。另外， 規(guī)定所有坐標系的平面位于轉子的吸氣端，通過計算可得到下列陰、陽轉子的螺旋 齒面方程。 X21YYyxZzZ1zoo 圖 3-1 轉子螺旋齒面坐標系 （1）當陰轉子左旋時 （3-1） （2）當陽轉子右旋時 （3-2） 上述兩式中， 分別是陰、陽轉子型線方程。 22 P 表征螺旋面的陡峭程度，稱為螺旋特性數(shù)。 。 T 是形成曲線繞 z 軸旋轉一周(2)后軸向前進的距離，稱為軸節(jié)距或導程。 是形成曲線從轉子一個斷面繞 z 軸旋轉到另一個斷面所轉過的角度，稱為扭轉角。 3.1.2 轉子幾何參數(shù)間的基本關系 由于螺桿壓縮機的轉子螺旋齒面是等軸節(jié)距的圓柱螺旋面，因此形成曲線上的 所有點具有相同的角速度。這就表明同一螺旋面上的各條螺旋線具有相同的軸節(jié)距 和導程。 等軸節(jié)距圓柱螺旋面在同軸圓柱表面上具有下列關系： （3- 3） 式中 T半徑為 R 的圓柱面上任意一條螺旋線的軸節(jié)距或導程； R該螺旋線所在的圓柱表面的半徑； 螺旋角，即螺旋線的切線和圓柱母線之間的夾角。 所以通過上式可得陰、陽轉子導程 分別為 166.667mm、200mm。 點的螺旋運動可視為該點沿圓周的旋轉運動和軸向運動的疊加。因此，當該點 繞軸線轉一周時，在軸向一定是移動了一個軸節(jié)距。根據(jù)陰、陽轉子齒面相互嚙合 的要求，必須保持下列關系： 式中 陰、陽轉子的導程； 陰、陽轉子的轉速，分別為 4166.7r/min、5000r/min 。 3.1.3 螺旋齒面的法線 如圖 3-2 所示，假設 T、 n 分別是平面曲線 c 上 M 點的切線與法線。由圖可得 23 出曲線上任一點的法矢量 n 在坐標軸上的投影為 （3-4） oxynxMcdty=() 圖 3-2 平面曲線的切線和法線 為求得曲面 S 上任意一點 M 的發(fā)現(xiàn)矢量 n，可在曲面 S 上作一系列坐標曲線如 圖 3-3 所示。線固定一個參數(shù)，令 t=常數(shù)，得到曲面 S 上的一簇空間曲線，稱之為 曲線。顯然，在 曲線上，t=常數(shù)，只有參數(shù) 變化；同樣可得與 曲線相交的 t 曲線， t 曲線上， =曲線，只有參數(shù) t 變化。這兩段曲線交織成曲面 S。 24 oxyzMr（ 曲 線 ） （ t曲 線 ）t123 1 2 3ndr 圖 3-3 曲面的法線 得到右螺旋面法線的分量為 （3-5 ） 或 （3-6 ） 同樣可求得左螺旋面方程式（3-1）的法線矢量分量為 （3-7） 3.2 接觸線 雙螺桿壓縮機轉子間的接觸線，是兩轉子在嚙合運動時，兩個共軛齒面的交線。 25 研究結果表明，在雙螺桿壓縮機的各種泄露損失中，通過接觸線的泄露損失占了所 有泄露損失的絕大部分。因而，準確計算接觸線是雙螺桿壓縮機設計中的一個重要 方面。 3.2.1 相對運動速度 （1）相對運動速度在陽轉子坐標系中的表示 仍采用圖 3-1 的坐標系統(tǒng)，為求出相對速度在陽轉子動坐標系 中的投影， 先求該速度在陽轉子靜坐標系 中的表達式。在如圖 3-1 所示的坐標系統(tǒng)中， 對兩個轉子都附加同一角速度 ，則兩轉子的相對運動關系不見，但此時陰轉子 靜止不動，陽轉子作復合運動，即以 繞 軸的牽連運動和以 繞軸 軸的相對 運動。根據(jù)動力學，當一個點作復合運動時，其絕對速度等于牽連速度 與相對速 度 的矢量和，即 （3-8） 通過一系列計算，最后得到相對速度在陽轉子動坐標系中的表達式為 （3-9） （2）相對運動速度在陰轉子坐標系中的表示 與陽轉子應用相同的方法，最后可以得到相對速度在陰轉子動坐標系中的表達 式為 （3- 10） 3.2.2 嚙合條件 兩轉子嚙合時，一個轉子的齒面包絡出另一個轉子的齒面，在兩個相互包絡的 齒面的接觸點處，有公切面或公法線。所謂嚙合，就是說相互運動的兩個轉子的場 面只能相互滑移，而不允許彼此沖擊或脫離，也即兩齒面的法向相對速度應該為零。 26 法向相對速度為零的條件式： （3-11） 寫成投影式為 （3-12） 這就是螺桿壓縮機陰陽轉子齒面嚙合應滿足的條件，稱為嚙合條件，其數(shù)學表 達式又稱為嚙合條件式。 對于兩軸線是平行的螺桿壓縮機，在 Z 軸方向沒有相對運動，故有嚙合條件式 在陰、陽轉子坐標系中的表達式為 陰轉子 （3-13） 陽轉子 （3-14） 則分別表示陰陽轉子螺旋齒面的法向矢量在 動坐標系中的投影，由式（3-6）或（3-7）確定； 如果已知陰轉子的齒面方程 （3-15） 將式（3-10）和式（3-6）代入（3-13） ，得其嚙合條件式為 （3-16） 同樣，可以得到陽轉子的嚙合條件式為 （3-17） 由式（3-16）和式（3-17）可知，嚙合條件式是一個含有三個參數(shù) 或 的隱函數(shù)表達式 或 。如給 27 定一個 或 值，則可由嚙合條件式解得若干組 用這些 代入轉子的齒 面方程式，即可得到在此 或 位置時，兩齒面的一條接觸線。 3.3 齒間面積和面積利用系數(shù) 3.3.1 齒間面積 陰、陽轉子的齒間面積是螺桿壓縮機的重要幾何特性之一，在對轉子型線的各 段組成齒曲線建立方程，并確定其參數(shù)變化范圍后，可利用解析法求得轉子的齒間 面積。 如圖 3-4 所示，若已知曲線 AB 的參數(shù)方程及其變化范圍為 則由曲線 AB 及 OA，OB 所圍成的面積 A 為 （3-18）x=(t)yBbAaox 圖 3-4 齒間面積計算 上式是計算齒間面積的基本關系式。因為轉子齒間面積是由多段光滑曲線及齒 頂圓弧首位相接圍成的，故其面積的一般表達式為 28 （3- 19） 式中， ， 及 ， ，表示第 i 段組成齒 曲線的參數(shù)方程及其對參數(shù)的導數(shù)； 表示第 i 段組成齒曲線起點及終點的參 數(shù)。 根據(jù)式（3-19） ，求得陰、陽轉子的齒間面積 分別為 （3- 20） （3- 21） 3.3.2 面積利用系數(shù) 螺桿壓縮機的面積利用系數(shù)，表征轉子直徑范圍內總面積的利用程度。其定義 為 （3-21） 式中 陽轉子的齒數(shù)， ； 陽轉子的直徑， ； 螺桿壓縮機的面積利用系數(shù)，最終求得 。 29 3.4 齒間容積和內容積比 3.4.1 齒間容積 當在轉子型線的基礎上。求出齒間面積后，即可方便地求出螺桿壓縮機的轉子 齒間容積。若轉子的齒間面積為 A、有效工作長度為 L 時，則齒間容積 V 為 （3-22） 由上式可得到陰、陽轉子的齒間容積 分別為： （3-23） （3-24） 當轉子有效工作長度為 L 時，齒間容積最大值 ； 齒間容積能達到的最大容積 。 式中 為扭角系數(shù)，取陽轉子的扭轉角為 270，通過表 3-1，可查得扭角系數(shù) 為 0.9905。 表 3-1 常見型線的扭角系數(shù) 3.4.2 內容積比 陽轉子扭轉 角 雙邊對稱圓 弧型線 單邊不對稱 擺線-銷齒 圓弧型線 SRM-A 型線 GHH 型線 SRM-D 型線 日立型線 240 1.0 0.9989 0.9992 1.0 0.9995 1.0 270 0.996 0.9909 0.9907 0.9976 0.9916 0.9987 300 0.9769 0.971 0.9711 0.9841 0.9726 0.987 30 內容積比是螺桿壓縮機的一個重要幾何特性，它為以后求得壓力分布奠定了基 礎，也能對壓縮機的性能產(chǎn)生很大的影響。內容積比的定義為 （3- 25） 式中 齒間容積與排氣孔口相連通時的容積值，即壓縮過程結束時的容積 值； 壓縮過程中齒間容積的容積減小值。 減小值 可表示為 （3-26 ） 式中 是陽轉子的導程， ； ； ； 其中， ； 這樣可以得到 ， 減小值 和內容積比 均為陽轉子轉角 的函數(shù)，其中 的變化范圍為 0270。 31 第四章 熱力性能計算 4.1 內壓力比及壓力分布圖 4.1.1 內壓力比 螺桿壓縮機的內壓力比，是指齒間容積的內壓縮終了壓力 與吸氣壓力之比。 32 若被壓縮氣體可作為理想氣體，并假設壓縮過程為可逆絕熱過程，則齒間容積所達 到的壓縮終了內壓力比 為 （4-1） 式中 齒間容積與排氣孔口相連通時，該容積內的氣體壓力，即內壓縮終了 壓力； 齒間容積與稀奇孔口斷開瞬時，其內之氣體壓力，即內壓縮終了壓力； 齒間容積與排氣孔口相連通時的容積值，即壓縮過程結束時的容積值； 齒間容積與吸氣孔口斷開瞬時的容積值，即吸氣過程結束時的容積值； 壓縮機的內容積比； k氣體的等熵指數(shù)，即 ，根據(jù)表（4-1） ，我們選取 k=1.4。 由式（4-1）可見，內壓力比與氣體性質密切相關。對于螺桿壓縮機，內壓力比 是隨著被壓縮的氣體性質的不同而不同。不同種類的氣體，等熵指數(shù)差別很大，在 常溫常壓下常見氣體的等熵指數(shù)見表 4-1。 表 4-1 常見氣體等熵指數(shù)表 4.1.2 壓力分布圖 運用 MATLAB，根據(jù)式（4-1）及第三章中已列出的轉角與內容積比之間的諸關 系式，就可繪制出如圖 4-1 所示的齒間容積內氣體壓力的曲線圖，即壓力分布圖。 氣體名稱 丙烷 乙烷 甲烷 氨 R12 R22 等熵指數(shù) 1.14 1.19 1.31 1.29 1.14 1.18 氣體名稱 CO2 乙烯 丙烯 氫氣 氦氣 空氣 等熵指數(shù) 1.3 1.24 1.15 1.4 1.63 1.4 33 下面是 MATLAB 部分程序段： 圖 4-1 壓力分布 MATLAB 計算程序段 圖 4-2 壓力分布圖 壓力分布圖的縱坐標，表示齒間容積內的氣體壓力值。坐標原點處為壓縮開始 時的氣體壓力，即吸入終了壓力 。其橫坐標表示陽轉子的轉角，坐標原點表示壓 縮開始時陽轉子的轉角，即 。 由于轉子的軸向長度 ，所以壓力分布圖的橫坐標也 可以表示轉子的軸向位置。 34 4.2 容積流量及容積效率 4.2.1 理論容積流量 螺桿壓縮機的理論容積流量 ，為單位時間內轉子轉過的齒間容積之和，他取 決于壓縮機的集合尺寸和轉速。令 ，則 （4- 2） 式中 陽轉子的齒數(shù)， ； n陽轉子的轉速，n=5000r/min； 轉子長徑比； L轉子長度，L=125mm； 陽轉子的外徑， ； 通過計算可得 。 4.2.2 容積效率 容積效率 反映了壓縮機集合尺寸利用完善程度。對于螺桿壓縮機主要是由于 氣體的泄露所致。 圖 4-2 為典型的噴油螺桿空氣壓縮機的效率曲線。由上面的壓力圖可知， ，故我們可以取 。 35 圖 4-3 典型的噴油螺桿空氣壓縮機的效率曲線 4.2.3 實際容積流量 螺桿壓縮機的實際容積流量，是指折算到吸氣狀態(tài)的實際容積流量?？紤]容積 效率 ，則 （4-3） 代入計算，得 。 4.3 軸功率 所設計工況的理論等熵絕熱功率為 （4-4） 式中 壓縮機的等熵絕熱功率； 壓縮機的吸氣壓力， ； 壓縮機的排氣壓力， ； k被壓縮氣體的等熵指數(shù)，k=1.4； 壓縮機的實際容積流量， 。 根據(jù)上式渴求的，等熵絕熱功率 。 根據(jù)經(jīng)驗，選取絕熱指示效率 ， 36 機械效率 。 則壓縮機軸功率： 。 37 第五章 轉子受力分析 螺桿壓縮機系旋轉機械，穩(wěn)定運轉時，可認為其陰陽轉子均處于所有外力的平 衡狀態(tài)之下。這些力分別為氣體作用力、軸承支反力，轉子自重等。圖 5-1 示出陽 轉子手里的一般性情況。為了選擇軸承，必須對這些力進行分析和計算。 排 氣 端 吸 氣 端FgadFgasgarba 圖 5-1 作用在轉子上的力和力矩 5.1 軸向力 5.1.1 端面軸向力 端面軸向力包括排氣端軸向力及吸氣端軸向力，分別等于各部分氣體壓力與其 作用面積之積。在轉子吸氣端是上作用的氣體壓力為吸氣壓力 ，氣體作用面積為 ，于是 （5-1） 其中 式中 轉子端面面積； 端面處的軸頸面積； 38 D轉子外直徑； z轉子齒數(shù)； 轉子齒面面積； d轉子端面處的軸頸直徑。 在轉子的排氣端面上，作用著不同的氣體壓力。處于排氣孔口區(qū)域的端面上， 作用著排氣壓力 ，遠離排氣孔口區(qū)域的端面上，作用著吸氣壓力 ；介于其間的 端面上，作用著某一中間壓力。此外，隨著轉子的旋轉，氣體壓力亦在一定范圍內 周期性變動，致使總的排氣端軸向力也隨之改變。因此，可假設在一半排出端面面 積上，作用的氣體壓力為吸氣壓力 和排氣壓力 的算術平均值。而在另一半面積 上，作用的氣體壓力為吸氣壓力 ，于是 （5- 2） 氣體壓力作用在轉子兩端面上所長城的總端面軸向力為 之差， 一 般總是大于 ，因此總端面軸向力的方向為由排氣端指向吸氣端。 （1）求陽轉子端面軸向力 陽轉子齒面面積 ，陽轉子端面處的軸頸直徑 ，陽轉 子端面面積 ，陽轉子端面處的軸頸面積 ，吸氣壓力 排氣壓力 。代入式（5-1）和式（5-2） ，分別求得： ， 所以陽轉子總的端面軸向力為 。 （2）求陰轉子端面軸向力 陰轉子齒面面積 ，陰轉子端面處的軸頸直徑 ，陰轉 39 子端面面積 ，陰轉子端面處的軸頸面積 ，吸氣壓力 排氣壓力 。代入式（5-1）和式（5-2） ，分別求得： ， 所以陰轉子總的端面軸向力為 。 5.1.2 氣體軸向力 氣體軸向力是指氣體壓力作用于轉子螺旋齒面上的軸向分力。對每一齒間容積 來說，氣體軸向力 只能在被稱為接觸區(qū)槽段的有接觸線槽段中產(chǎn)生。在接觸區(qū) 槽段外，任一側的非接觸區(qū)槽段，由于其氣體壓力相同，并且被槽底螺旋線分開的 前、背段齒面的軸向投影面積也相等，故作用于前段、背段齒面上的軸向力絕對值 相等而方向相反，所以自行抵消，對外無軸向力存在。 圖 5-2 接觸線 a）陽轉子 b）陰轉子 （1）陽轉子上的氣體軸向力 40 如圖 5-2a 所示。在幽幽完整接觸線 1-5-4-3-2-1的接觸區(qū)槽段。接觸線 1-5- 4-3-2-1把齒間容積分割成上下兩部分，使之分別具有高壓力 和吸氣壓力 。 若齒面 1-5-4-3-2-1在端平面上的投影面積為 。 ，則由此所產(chǎn)生的軸向分力 為 。在假設齒面 1-1-c-d-1 在端面上投影面積為 ，故有此所產(chǎn)生 的軸向分力為 。因此，陽轉子子這個槽段內軸向力為 （5- 3） 陽轉子上有 5 個槽段具有完整的接觸線，則應按式（5-3）計算 5 次。最后得到 作用在陽轉子上的總的氣體軸向力為 （5-4） 具體的計算結果見表 5-1： 表 5-1 陽轉子氣體軸向力 陽轉子上氣體軸向力 陽轉子上總的軸向力 （2）陰轉子上的氣體軸向力 齒槽對 p（Mpa） 軸向力（N） 齒槽對 1 346.44 0.9 529.4070 齒槽對 2 269.33 0.9 348.9128 齒槽對 3 192.22 0.2665 69.4521 齒槽對 4 115.11 0.1404 48.4340 齒槽對 5 38 0.0906 14.6685 41 如圖 5-2b 所示，第 i 個齒間容積的氣體軸向力為 式中 所討論的第 i 個齒間容積內，被壓縮氣體在該轉角位置時的氣體壓力； 齒面 a-1-5-a 的軸向投影面積； 齒面 1-5-5-1的軸向投影面積； 齒面 3-4-5-5-3 的軸向投影面積。 因為曲線 5-5是陰轉子齒面的槽底螺旋線，所以存在下述關系 （5- 5） 記 ，則由上式得 （5- 6） 陰轉子上有 5 個槽段具有完整的接觸線，則應按式（5-6）計算 5 次。因此，作 用于陰轉子上總的氣體軸向力為 （5- 7） 具體的計算結果見表 5-2： 表 5-2 陰轉子氣體軸向力 齒槽對 p（Mpa） 軸向力（N） 齒槽對 1 346.44 0.9 -98.19 齒槽對 2 269.33 0.9 -152.8826 齒槽對 3 192.22 0.2665 -28.66 42 陰轉子上氣體軸向力 陽轉子上總的軸向力 5.2 軸承支反力 如圖 5-3 所示，為轉子吸氣端側的平面圖，途中一段曲線為轉子某一齒槽的齒 面，壓力 p 為所考察齒槽內的瞬時氣體了，顯然作用于齒面上的力等于 x 和 y 方向 的合力，力的微分量為 （5- 8） （5- 9） 對式（5-8）和式（5-9）進行積分得 （5-10 ） （5-11 ） 式中 p齒槽內氣體力， （由圖 4-1 可知） ； x，y 方向的徑向力； 齒槽對 4 115.11 0.1404 -11.3325 齒槽對 5 38 0.0906 -3.2995 43 齒頂螺旋線坐標或接觸線坐標。 dsoxy(1,)2yPf- f-ds 圖 5-3 齒廓上的作用力 在 z 為常數(shù)的截面上，如圖 5-4 所示， 為陰、陽轉子吸、排氣 端的軸承支撐點的支反力，L 為吸、排氣端軸承支撐點間的距離，z 為薄原片距離吸 氣端抽成支撐點的距離， 為作用在薄圓片的氣體力在 x，y 方向的徑向力，作用 在轉子上的氣體力 在吸氣端的 x，y 方向上引起一個微量軸承支反力 和 ，在排氣端的 x，y 方向上也引起一個微量軸承支反力 和 。 44 Fax,ybx,y-fdzLz=0= 圖 5-4 軸承載荷 從圖 5-4 可得 （5- 12） （5- 13） 沿整個轉子長度方向，從 z=0 至 積分，可得: （5- 14） （5- 15） 式中 、 吸、排氣端軸承 x，y 方向的支反力； L轉子前后軸承的支點距離； 45 Z委員切片離吸氣端的軸承支點的距離。 （1）計算陽轉子上的軸承支反力 通過式（5-10）和式（5-11） ，求出各齒槽氣體力在 x，y 方向上作用力，再通 過式（5-14）和式（5-15）求出軸承的支反力。然后將陽轉子求得的 5 個齒槽的支 反力進行疊加，求出其合力。假定陽轉子 L=176mm。計算結果見表 5-3： 表 5-3 作用在陽轉子軸承上的徑向力 陽轉子吸氣端軸承的支反力 ； 陽轉子排氣端軸承的支反力 。 （2）計算陰轉子上的軸承支反力 通過同樣的方法將陰轉子求得的 6 個齒槽的支反力進行疊加，求出其合力。假 定陰轉子 L=180mm。計算結果見表 5-4： 表 5-4 作用在陰轉子軸承上的徑向力 齒槽 p（Mpa） 吸氣端 齒槽 1 0.9 225.9566 194.0264 60.8690 52.2674 齒槽 2 0.9 1422.3 -866.6608 981.2634 -597.8133 齒槽 3 0.2665 -146.7333 -617.9329 -64.9396 -273.4780 齒槽 4 0.1404 290.2462 22.7424 75.0154 5.8779 齒槽 5 0.0906 47.0483 -113.7272 5.4584 -13.1943 齒槽 p（Mpa） 齒槽 1 0.9 151.9750 -126.9835 39.5923 -33.2480 46 陰轉子吸氣端軸承的支反力 ； 陰轉子排氣端軸承的支反力 。 第六章 三維造型及選擇軸承 6.1 三維造型 齒槽 2 0.9 -193.9750 1097.7 -128.8533 -729.1767 齒槽 3 0.2665 -397.4430 -144.5100 -170.3111 -61.9254 齒槽 4 0.1404 -147.1756 123.5977 -36.9805 31.0561 齒槽 5 0.0906 14.2078 80.4043 1.6076 9.0975 齒槽 6 0.0761 38.6094 14.0378 2.1513 0.7822 47 6.1.1 轉子造型 通過上面的計算，已經(jīng)確定了轉子的直徑，轉子的工作長度，軸頸等影響轉子 結構的特征參數(shù)。當這些參數(shù)確定后，轉子結構也就隨之確定了。通過掃描，掃描 切除，拉伸，切除等命令完成陰、陽轉子的造型。步驟如下： （1）在草圖中畫出節(jié)圓，然后拉伸，得到如圖 6-1 圓柱體。 圖 6-1 繪制節(jié)圓圓柱體 （2）按第二章中得到的圖 2-3，畫出型線草圖。 第一段曲線 GH 為擺線，由圖 2-3 及 MATLAB 程序，可以得到擺線上每個點的 1 坐標，然后 x 軸上每隔 2 毫米取一個點，記下坐標。在 SolidWorks 草圖，以節(jié)圓圓 心為零點，運用如圖 6-2 的方法，在草圖中得到以上所取得點，通過樣條曲線連接， 得到近似的 GH 曲線。 48 圖 6-2 繪制擺線 GH 草圖 第二段曲線 HI 為一半徑為 13.75mm 的圓弧，圓心在節(jié)圓與 x 軸的交點上， 2 兩端點與 x 軸的夾角分別為 5和 62.72，可以繪制出如圖 6-3 的草圖。 圖 6-3 繪制圓弧 HI 草圖 第三、四段曲線 IJ、JK 均為擺線，使用與繪制 GH 同樣的方法，繪制出如圖 3 6-4 的草圖。這樣也就完成了陽轉子型線草圖的繪制。 49 圖 6-4 繪制擺線 IJ、JK 草圖 （3）生成螺旋線，定義方式為高度和圈數(shù)，給定螺旋線的高度為 125mm，圈數(shù) 為 0.75 圈，按順時針方向旋轉。得到圖 6-5 中黃色的螺旋線。 圖 6-5 生成螺旋線 （4）掃描得到其中一個齒廓，點擊掃描，選擇輪廓為第二步所繪制的型線，選 擇路徑第三步所生成的螺旋線，得到如圖 6-6 的齒形。 50 圖 6-6 陽轉子一個齒形的造型 （5）陣列得到所有齒廓，點擊圓周陣列，選擇節(jié)圓中心軸為陣列的中心軸，選 擇第四步中的齒廓為陣列對象，得到如圖 6-7 中的轉子。 圖 6-7 陣列得到的眼轉子齒廓造型 運用同樣的方法（在第四步中把“掃面” ，改成“掃描切除” ） ，可以得到陰轉子 的造型，如圖 6-8。 51 圖 6-8 陰轉子造型 最后，在以上陰、陽轉子的基礎上，運用拉伸，切除等方法，得到如圖 6-9 中 的陰、陽轉子。 6.1.2 機體和端蓋造型 機體也是螺桿壓縮機的主要部件之一，它由中間部分的汽缸和兩端的端蓋組成， 通過拉伸、切除、旋轉切除，異型孔等命令，完成三維造型。同樣，端蓋的造型方 法也是通過拉伸、旋轉、異型孔和鏡像等命令完成三維造型 圖 6-9 陽轉子、陰轉子、機體三維造型、排氣端端蓋和吸氣端端蓋 52 6.2 選擇軸承 6.2.1 選擇圓柱滾子軸承 根據(jù)經(jīng)驗，我們在陰、陽轉子的吸、排氣兩端分別安裝一個圓柱滾子軸承，在 選擇圓柱滾子軸承的時候，可以借助 Solidworks 里面的 Solidworks Toolbox 進行 選擇、校核。只需根據(jù)提示輸入，轉子所承受的徑向力，轉子的轉速，溫度，軸頸 直徑，選擇符合要求的軸承，進行分析校核。如圖 6-10a、b，為陰、陽轉子上圓柱 滾子軸承的選擇界面。 （a） （b） 圖 6-10 圓柱滾子軸承的選擇 53 通過以上選擇、校核，可以通過機械手冊準確的找到所需要的圓柱滾子軸承的 型號：陽轉子選用型號為 NU1007 的圓柱滾子軸承，陰轉子選用型號為 NU203E 的圓 柱滾子軸承，并通過 SolidWorks 中的法恩特插件，生成三維造型。 6.2.2 選擇角接觸球軸承 在吸氣端要安裝一個角接觸球軸承來承受轉子的軸向力，這樣和圓柱滾子軸承 配合，發(fā)揮各自的優(yōu)點，不會相互影響。在選擇角接觸球軸承的時候，可以借助機 械設計手冊（軟件版）里面的“滾動軸承設計和查詢”軟件，如圖 6-11 是陽轉子角 接觸軸承計算過程。 （a）輸入設計信息：設計者，設計單位; (a) (b)輸入所承受的軸向力，軸頸直徑，轉子轉速，要求壽命和工作溫度 54 （b） （c）初步選擇軸承型號 （c） （d）計算當量載荷 55 （d） （e）校核軸承壽命 （e） 圖 6-11 選擇角接觸軸承過程 假如最后校核出來所選軸承不符合要求，重復（c） ，重新選擇一個軸承，知道 計算結果達到合格。最后生成報告： 56 滾動軸承設計報告 一、設計信息 設計者 Name=張曉軍 設計單位 Comp=江蘇科技大學