华东交通大学毕业设计
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： ① 吸气孔口应尽量减少吸气封闭容积的影响。
② 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。
③ 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：
τ
1z=3π
/2
β=0.6781
?1s?2???1k????2?(1?1/Z1)??????4.6681 （2-80） （2-81）
????1z/2??/2??(1?1/Z1)?0.5652
阴转子轴向吸气角?2s为
?2s?i?1s?2?/Z2?4.1587 （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：
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黎春：螺杆压缩机的设计与运动仿真
?1d????1z??1c????2.9572
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：
?2d??1di?2?/Z2?3.0192 （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。
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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
A1?A2?B2?B1.应该指出的是，A1?A2和B1?B2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。
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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
CV0??V （3-1）
max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
?0.6489?105V?VV?V0.1756 （3-2）
iVmax?V?1r1.4026?105?1气体的压缩过程终止于第Ⅱ阶段，则
?V?V0??1zV?C （3-3）
i?1z??S01c??1k?A0
?S01c??1z(1?C??)?(?1k?A) （3-4）
V0做近似计算，气体的压缩过程终止于第Ⅱ阶段，则
S0?12?1kA0?12?2.2481?1.2214?103?1.3729?103(mm3)
（3-5）
将上式代入式（3-3）及式（3-4），得
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?V?C??1z?1z??1c?12
?1k（3-6）
3?2?1c??1z(1?C??V)?12?1k
（3-7）
则
?1c??(1?0.99051.1756)?12?2.2481?1.8657 （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：
?i?ptps?Vo???V?t????m??vm （3-9）
式中，pt = 0.8Mpa(表压)为内压缩终了的压力；ps = 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=Wn/60 （3-10)
W为指示功，n为压缩机转速,n=3000r/min。
轴功率
Psh?PiPi?0.1189?3000/60?5.945(KW)
?m （3-11）
ηm为机械效率，一般ηm =0.90-0.98，取ηm =0.96。
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