双螺杆压缩机的设计

双螺杆空气压缩机的设计

前言

双螺杆压缩机属于回转式压缩机。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

前言

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。

双螺杆压缩机是一种很年轻的压缩机型，在最近二十五年才发展成熟，形成系列化。约在一百多年前，人们已经知道双螺杆压缩机的工作原理，但类似今天设计的双螺杆压缩机的诞生日，则应该是在1934年，SRM工厂的总工程师A•利斯霍尔姆（A•Lysholm）的专利出现的时候。后来，又发明了圆弧形齿，非对称齿形SRM和今天的第四代节能型。

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。

双螺杆空气压缩机的设计

1 选题背景

1.1 研究双螺杆压缩机的目的和意义

本设计题目来源是自选科研。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。

1.2 双螺杆压缩机的特点和应用前景

1.2.1.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

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上述两类机器的特点。

（１）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。

（２）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。

1.2.2.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

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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。

1.3 国内外双螺杆压缩机研究的进展

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。

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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。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。

1.4 双螺杆压缩机的基本结构和工作原理

1.4.1.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。双螺杆压缩机的总体结构见图1。

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1.4.2.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）吸气过程

图2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2粗实线所示。

图2 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2（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2（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。

吸气过程结束时的转子位置如图2（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。

（2）压缩过程

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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3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3 双螺杆压缩机的压缩过程

图3（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。

（3）排气过程

图4 双螺杆压缩机的排气过程

a）排气过程中 b）排气过程结束

图4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。

双螺杆空气压缩机的设计

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4（a）。这个过程一直持续到齿末端的型线完全啮合，图4(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。

2 双螺杆压缩机转子型线设计

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

（１）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。

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（２）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。

（３）应形成较小面积的泄漏三角形。

（４）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。

（５）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。

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5所示的四个坐标系：

图5 坐标系关系图

1）固结在阳转子的动坐标系o1x1y1

2）固结在阴转子的动坐标系o2x2y2。

3）阳转子的静坐标系O1X1.Y1。

4）阴转子的静坐标系O2X2.Y2。

由于螺杆压缩机的阴、阳转子之间是定传动比啮合，故有:

2n22R1tz1i 1n11R2tz2（1） 12(i1)11

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R1tR2tA

式中，φ2、φ1为阴、阳转子转角；n2、n1为阴、阳转子转速；ω2、ω1 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：

a) 动坐标系o1x1y1与静坐标系O1X1.Y1的变换

1x1cos1y1sin1  xsinycos11111

（2）

b) 动坐标系o2x2y2与静坐标系O2X2.Y2的变换

2x2cosi1y2sini1



xsiniycosi21212

c) 静坐标系O1X1.Y1与静坐标系O2X2.Y2的变换

（3）

1A2



21

（4）

d) 动坐标系o1x1y1与动坐标系o2x2y2的变换

x1x2cosk1y2sink1Acos1



y1x2sink1y2cosk1Asin1

e) 动坐标系o2x2y2与动坐标系o1x1y1的变换

（5）

x2x1cosk1y1sink1Acosi1



y2x2sink1y1cosk1Asini1

（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

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动坐标系中：

xx(t)

tbtte 

yy(t)

（7）

上式中，参数t的始点tb和终点te决定了此组成曲线的起点b和终点e的坐标

(xb,yb)和(xe,ye)。

（2）齿曲线的共轭曲线方程

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1=106.956°，Pi=0.1143Mpa； 1=196.956°，Pi=0.2838Mpa； 1=286.956°，Pi=0.5375Mpa； 1=376.956°，Pi=0.8Mpa；

7.1.3.平面图形的静矩和重心

基元容积在XOZ、YOZ平面上的投影轮廓线由接触线、齿顶螺旋线、吸气端面（或排气端面）组成。

设基元容积在YOZ平面的投影对于Y轴及Z轴的静矩为MY-YOZ及MZ-YOZ，密度为1，面积为SYOZ，则重心G1（Y，ZYOZ）的坐标为：

Y

MZYOZ

SYOZMYYOZSYOZ

1b2

af1(Z)dZ b

f1(Z)dZ

（109）

ZYOZ

aZf1(Z)dZ b

f1(Z)dZ

（110）

X

MZXOZSXOZ

1b2

f2(Z)dZa

b

f2(Z)dZ

（111）

ZXOZ

MXXOZSXOZ

Zf2(Z)dZa

b

f2(Z)dZ

（112）

式中的f（Z）为接触线方程或齿顶螺旋线方程，若气体压力产生的旋转力矩与转子旋转方向相反，则静矩取正直，反之则取负值，积分方式采用解析法。 7.1.4.作用在转子上的径向力

MZ-YOZ1、Y1、ZYOZ1、Pi可以确定作用在阳转子X1方向上径向载荷TX1的大小、方向、作用点；MZ-XOZ1、X1、ZXOZ1、Pi可以确定作用在阳转子Y1方向上径向载荷TY1的大小、方向、作用点。同理，MZ-YOZ2、Y2、ZYOZ2、Pi和MZ-XOZ2、X2、ZXOZ2、Pi分别可确定作用在阴转子上的径向载荷Tx2和Yy2。TX、TY与图所示X轴、Y轴方向相反取负值。

当基元容积与排气孔连通时，作用在阳转子上总的径向力T1为：

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T1X21TY21

T2TX22TY22

7.2 轴承支反力

阳转子吸气侧和排气侧轴承支反力分别为：

F1sF1d

RR2x1s

y1s

639.2355N 1293.1883N

RR2x1d

y1d

阴转子吸气侧和排气侧轴承支反力分别为：

F2sF2d

RRx2s

y2s

731.3304N 1469.3092N

RR2x2d

7.3 轴向力的计算

在半径为r齿面的微元螺旋线段dl上，气体压力dpi可以分解为轴向分离dQa、径向分力dT，切向分力dQT。按力学规则可得dQT与dQa的关系式：

dQTdQactg

式中 —半径为r的圆柱面上的螺旋角又因则有

式中b—螺杆的导程作用于dl上的转矩dTg：

ctg

b 2r

（113）

dQTdQa

b 2r

（114）

dTgdQa

b 2r

（115）

积分上式得气体对抓呢子的旋转力矩Tg

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将（107）式展开：

TgdTgQa

b 2

（116）

Tg1Pi(MZXOZ1MZYOZ1)

（117）（118）

Tg2Pi(MZXOZ2MZYOZ2)

整理（116）、（117）、（118）式：

Qa1Pi(MZXOZ1MZYOZ1)

2

（119）（120）

Qa2Pi

Z12

(MZXOZ2MZYOZ2)

Z2b2

式中Qa1、Qa2阳、阴转子型面轴向力，正号表示指向吸气端；负号表示指向排气端。

Q

1411.7777N 指向吸气端 199.2967N 指向排气端

8 双螺杆压缩机的吸、排气孔口设计

8.1 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。

8.1.1.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

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子的齿间容积将从零开始扩大。在= 0~范围内不能布置吸气孔口，会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：

τ1z=3π/2 β=0.6781

1s21k2(11/Z1)4.6681

1z/2/2(11/Z1)0.5652

阴转子轴向吸气角2s为

（121）（122）

2si1s2/Z24.1587

（123）

考虑到实际气体流动滞后的因素，可适当选取比式（123）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。

8.2 排气孔口

8.2.1.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：

1d1z1c2.9572

双螺杆空气压缩机的设计

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：

（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。

2d1di2/Z23.0192

（125）

图9 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。 8.2.2. 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。

双螺杆空气压缩机的设计

图10 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。

9主要零部件设计和选材

9.1.1.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。

双螺杆空气压缩机的设计

9.1.2.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。 9.1.3.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。 9.1.4.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

双螺杆空气压缩机的设计

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。

10.双螺杆空气压缩机压力脉动理论计算

气流脉动现象是引起压缩机运行性能和可靠性下降的重要原因之一。虽然双螺杆压缩机没有排气阀，但由于在压缩机的排气过程中，排气口的面积是变化的，在不同的时刻通过排气孔口的气体流量不同，因而不可避免地会产生排气流量脉动。另外，

由于不设排气阀，当设计工况与实际工况不一致时，在工作容积与排气孔口连通的瞬时，理论上将出现等容压缩或膨胀现象，导致排气孔口处气体流量的瞬时突变，这些气流流量的脉动均会产生压力的脉动。

10.1.气流脉动的数值模拟

10.1.1. 一维非定常气流方程组及其解法

对于等截面管内的一维非定常气体流动，由连续方程.动量方程及能量方程构成描述其运动规律的方程组。将方程组无量纲化，得

VG

B ZX

（126）

 

式中



RVRU

1PRU2

k(k1)2



RU

GRU2

k1PURU3

k12



 

双螺杆空气压缩机的设计

0

2fL0

BRD

L0Rqa30

 

利用L-W两步法数值求解方程组（126），其格式为第一步

zz21j21zz21j2zzj

1zz(Vjz1Vjz)(GjzGjz1)(BjzBJZ1) 22X41zz(Vjz1Vjz)(Gjz1Gjz)(BjzBJZ1) 22X4

第二步 V

zzzzZzzzz2z22

V(G1G1)(B1B12)

jjJXj22222

L-W数值计算两步法方案及步骤如图11所示。其中，下j指管道上均分点的号码，上标指无因次时刻值。除去孔口端点1和末端点n外，所有内分点上气流的参数值（U，P，R）都可以由Z时刻的值，按两步法规则，推出ZZ时刻的值。

图11 L-W购步法图示

当均分点取定后，X也就已知，而Z的取值应满足L-W数值解的稳定性条件

Z

X

Amax

（127）

将所要计算的管道系统划分为9个单元，每个单元的取值为0.01，X的取值为0.02。通过公式（127）可以看出，这样划分网格是满足稳定性条件的。 10.1.2 边界条件处理

分析上面提到的两步计算一维非稳态可压缩气流守恒型方程组可以看出，此方法

双螺杆空气压缩机的设计

不能计算边界点1和n的参数值。对于边界点，可以采用匀熵修正理论，即只考虑管道摩擦，不考虑与外界的热交换，并且由摩擦引起的熵值增加也略去不计，这种方法对工程计算而言已被证明是有效的。

图12所示的双螺杆压缩机排气系统可进一步简化为压缩机—排气管—异径管—容积腔，即两个边界点分别为压缩机的容积腔。

在图12中，管道的左端点为压缩机的基元容积腔，根据连续性条件，通过A-A 截面右侧排出气体的速度理论值为

dV1

uAe dt

（128）

式中V1为压缩腔的容积，u为理论排气流速，Ae表示A-A 截面右端的有效通流面积。

图10 排气系统简图

对双螺杆压缩机，根据转子型线方程和基本参数，并结合压缩机的转速，可以求得dV1/dt的数值解，从而求得理论排气流速随时间变化的离散值。需要指出的是，对阳转子而言，当它从排气开始到排气结束所转过的角度大于2/Z1（Z1为阳转子的齿数），此时在压缩机一个基元容积排气尚未结束的时候，后一个基元容积已经开始排气，因而流量的计算应该是进入排气的各个基元容积流量值的叠加，而的值为不同时刻排气孔口打开的面积。

当压缩机的实际工况与设计工况不一致时，在排气孔口打开的瞬间，图2所示排气孔口左端点气体流动发生变化，取c表示气体压缩终了时的压力比（即内压力比），，将此时通过排气孔口的气体流动s表示系统压力比（即排气压力与吸气压力之比）

假设为通过喷嘴的流动，则由于过压缩或者是欠压缩所引起的排气孔口处气体顺态流

双螺杆空气压缩机的设计

速的变化可以表示为

2

(1c) U

s

k1

k1k

 

（129）（130）（131）（132）

当cs UUeU 当cs，UUeU

A1'1'

k1'

U1 2

根据再连续点处压力相等、熵相等和连续性要求，可求得左端点的R'和P’

’2k

A1R1k1

R)

P1‘

（133）（134）

''2'P1A1R1

图11 n=3000r/min

通过在压缩机的排气内安装压力传感器的实验，可以得出计算结果与计算结果基本吻合。传感器的输入信号经由信号放大器先进行放大和滤波，然后利用JO-VIAN5200动态信号分析仪进行采集处理。分析图示压力脉动曲线可发现，在螺杆压缩机排气孔口打开的瞬间，由于打开面积很小，排出的气体流量较小，排气管道内的气体压力较低；随着排气孔口的逐渐打开，排气流量加大，此时排气管道内的气体压力升高。由于阳转子的齿数为4，因而压力脉动的周期对应于阳转子的转角90。

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结束语

通过这段时间的辛苦努力，现在我的毕业设计已经基本完成。虽然做的过程很辛苦，有几次几乎就要放弃了，但是看到自己的成果，我感到很欣慰。作为毕业之前的一项任务，虽然我做得不是很好，但是我已经尽力了。从中学到的东西远远超过我做的东西。以前习惯了照模板做东西，现在学会了怎样思考，还有要敢于去接受新的东西。有好多次我都想用CAD画图，但是老师的那句话让我记忆尤深，是的，我是在给自己学东西，并不单纯为了完成某项任务。所以我衷心地感谢老师给予的大力支持和鼓励。我想以后在工作中也应该有那种敢于动脑，敢于创新的意识。面对困难不能妥协的精神。

双螺杆空气压缩机的设计

参考文献

[1] 刘小平，王平，平行双螺杆机构的发展及应用，轻工机械，2005，1：20~24.

[2] 吴华根，邢子文，束鹏程，浅析双螺杆制冷压缩机技术，机电产品市场，2001 ，9：9~11. [3] 赵惠麟，双螺杆压缩机径向力的计算，流体机械，1990，2：23~27.

[4] 崔长宝，双螺杆压缩机一级出口温度升高的原因分析，齐鲁石油化工，2005，4：283~284. [5] 熊伟，冯全科，双螺杆压缩机齿间间隙分布的计算，西安交通大学学报，2004，7：第38卷

第7期，P683-685。

[6] 靳春梅，樊灵，邱琦，陈花玲，双级螺杆压缩机降噪要点分析，噪声与振动控制，2002 ，6：

33~34，30。

[7] 曹锋，邢子文，束鹏程，双螺杆转子的受力分析，应用力学学报，2002， 1： 90~92。 [8] 邢子文，邓定国，束鹏程，双螺杆压缩机转子间接触线计算的通用方法，压缩机技术，1991，

5：4~11。

[9] 肖大准，高兆法，王志强，刘殿铭，双螺杆压缩机的阴转子负力矩特性，流体机械，1996，

3：22~26。

双螺杆空气压缩机的设计

前言

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。

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

前言

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。

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；

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。

双螺杆空气压缩机的设计

1 选题背景

1.1 研究双螺杆压缩机的目的和意义

1.2 双螺杆压缩机的特点和应用前景

1.2.1.双螺杆压缩机的特点

双螺杆空气压缩机的设计

上述两类机器的特点。

（１）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。

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。

（２）螺杆压缩机的主要缺点：

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。

1.2.2.双螺杆压缩机的应用前景

（1）喷油螺杆空气压缩机

（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

双螺杆空气压缩机的设计

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。

（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

1.3 国内外双螺杆压缩机研究的进展

双螺杆空气压缩机的设计

1.4 双螺杆压缩机的基本结构和工作原理

1.4.1.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。

双螺杆空气压缩机的设计

1.4.2.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）吸气过程

图2 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2（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。

（2）压缩过程

双螺杆空气压缩机的设计

图3 双螺杆压缩机的压缩过程

图3（a）示出压缩过程即将开始时的转子位置。

（3）排气过程

图4 双螺杆压缩机的排气过程

a）排气过程中 b）排气过程结束

图4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。

双螺杆空气压缩机的设计

2 双螺杆压缩机转子型线设计

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。

（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

（１）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。

双螺杆空气压缩机的设计

（２）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。

（３）应形成较小面积的泄漏三角形。

（４）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。

（５）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。

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5所示的四个坐标系：

图5 坐标系关系图

1）固结在阳转子的动坐标系o1x1y1

2）固结在阴转子的动坐标系o2x2y2。

3）阳转子的静坐标系O1X1.Y1。

4）阴转子的静坐标系O2X2.Y2。

由于螺杆压缩机的阴、阳转子之间是定传动比啮合，故有:

2n22R1tz1i 1n11R2tz2（1） 12(i1)11

双螺杆空气压缩机的设计

R1tR2tA

式中，φ2、φ1为阴、阳转子转角；n2、n1为阴、阳转子转速；ω2、ω1 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：

a) 动坐标系o1x1y1与静坐标系O1X1.Y1的变换

1x1cos1y1sin1  xsinycos11111

（2）

b) 动坐标系o2x2y2与静坐标系O2X2.Y2的变换

2x2cosi1y2sini1



xsiniycosi21212

c) 静坐标系O1X1.Y1与静坐标系O2X2.Y2的变换

（3）

1A2



21

（4）

d) 动坐标系o1x1y1与动坐标系o2x2y2的变换

x1x2cosk1y2sink1Acos1



y1x2sink1y2cosk1Asin1

e) 动坐标系o2x2y2与动坐标系o1x1y1的变换

（5）

x2x1cosk1y1sink1Acosi1



y2x2sink1y1cosk1Asini1

（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

双螺杆空气压缩机的设计

动坐标系中：

xx(t)

tbtte 

yy(t)

（7）

上式中，参数t的始点tb和终点te决定了此组成曲线的起点b和终点e的坐标

(xb,yb)和(xe,ye)。

（2）齿曲线的共轭曲线方程

双螺杆空气压缩机的设计

1=106.956°，Pi=0.1143Mpa； 1=196.956°，Pi=0.2838Mpa； 1=286.956°，Pi=0.5375Mpa； 1=376.956°，Pi=0.8Mpa；

7.1.3.平面图形的静矩和重心

基元容积在XOZ、YOZ平面上的投影轮廓线由接触线、齿顶螺旋线、吸气端面（或排气端面）组成。

设基元容积在YOZ平面的投影对于Y轴及Z轴的静矩为MY-YOZ及MZ-YOZ，密度为1，面积为SYOZ，则重心G1（Y，ZYOZ）的坐标为：

Y

MZYOZ

SYOZMYYOZSYOZ

1b2

af1(Z)dZ b

f1(Z)dZ

（109）

ZYOZ

aZf1(Z)dZ b

f1(Z)dZ

（110）

X

MZXOZSXOZ

1b2

f2(Z)dZa

b

f2(Z)dZ

（111）

ZXOZ

MXXOZSXOZ

Zf2(Z)dZa

b

f2(Z)dZ

（112）

当基元容积与排气孔连通时，作用在阳转子上总的径向力T1为：

双螺杆空气压缩机的设计

T1X21TY21

T2TX22TY22

7.2 轴承支反力

阳转子吸气侧和排气侧轴承支反力分别为：

F1sF1d

RR2x1s

y1s

639.2355N 1293.1883N

RR2x1d

y1d

阴转子吸气侧和排气侧轴承支反力分别为：

F2sF2d

RRx2s

y2s

731.3304N 1469.3092N

RR2x2d

7.3 轴向力的计算

在半径为r齿面的微元螺旋线段dl上，气体压力dpi可以分解为轴向分离dQa、径向分力dT，切向分力dQT。按力学规则可得dQT与dQa的关系式：

dQTdQactg

式中 —半径为r的圆柱面上的螺旋角又因则有

式中b—螺杆的导程作用于dl上的转矩dTg：

ctg

b 2r

（113）

dQTdQa

b 2r

（114）

dTgdQa

b 2r

（115）

积分上式得气体对抓呢子的旋转力矩Tg

双螺杆空气压缩机的设计

将（107）式展开：

TgdTgQa

b 2

（116）

Tg1Pi(MZXOZ1MZYOZ1)

（117）（118）

Tg2Pi(MZXOZ2MZYOZ2)

整理（116）、（117）、（118）式：

Qa1Pi(MZXOZ1MZYOZ1)

2

（119）（120）

Qa2Pi

Z12

(MZXOZ2MZYOZ2)

Z2b2

式中Qa1、Qa2阳、阴转子型面轴向力，正号表示指向吸气端；负号表示指向排气端。

Q

1411.7777N 指向吸气端 199.2967N 指向排气端

8 双螺杆压缩机的吸、排气孔口设计

8.1 吸气孔口

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。

8.1.1.轴向吸气孔口（1）吸气开始角

双螺杆空气压缩机的设计

子的齿间容积将从零开始扩大。在= 0~范围内不能布置吸气孔口，会产生大小不同的吸入封闭容积。

（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：

τ1z=3π/2 β=0.6781

1s21k2(11/Z1)4.6681

1z/2/2(11/Z1)0.5652

阴转子轴向吸气角2s为

（121）（122）

2si1s2/Z24.1587

（123）

考虑到实际气体流动滞后的因素，可适当选取比式（123）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。

8.2 排气孔口

8.2.1.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：

1d1z1c2.9572

双螺杆空气压缩机的设计

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：

（2）排气结束角

2d1di2/Z23.0192

（125）

图9 轴向排气孔口的位置和形状

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，其挖切方法与径向吸气孔口类同。

双螺杆空气压缩机的设计

图10 径向排气孔口的位置与形状

9主要零部件设计和选材

9.1.1.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。

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。

双螺杆空气压缩机的设计

9.1.2.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。 9.1.3.轴承

双螺杆空气压缩机的设计

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。

10.双螺杆空气压缩机压力脉动理论计算

10.1.气流脉动的数值模拟

10.1.1. 一维非定常气流方程组及其解法

对于等截面管内的一维非定常气体流动，由连续方程.动量方程及能量方程构成描述其运动规律的方程组。将方程组无量纲化，得

VG

B ZX

（126）

 

式中



RVRU

1PRU2

k(k1)2



RU

GRU2

k1PURU3

k12



 

双螺杆空气压缩机的设计

0

2fL0

BRD

L0Rqa30

 

利用L-W两步法数值求解方程组（126），其格式为第一步

zz21j21zz21j2zzj

1zz(Vjz1Vjz)(GjzGjz1)(BjzBJZ1) 22X41zz(Vjz1Vjz)(Gjz1Gjz)(BjzBJZ1) 22X4

第二步 V

zzzzZzzzz2z22

V(G1G1)(B1B12)

jjJXj22222

图11 L-W购步法图示

当均分点取定后，X也就已知，而Z的取值应满足L-W数值解的稳定性条件

Z

X

Amax

（127）

分析上面提到的两步计算一维非稳态可压缩气流守恒型方程组可以看出，此方法

双螺杆空气压缩机的设计

图12所示的双螺杆压缩机排气系统可进一步简化为压缩机—排气管—异径管—容积腔，即两个边界点分别为压缩机的容积腔。

在图12中，管道的左端点为压缩机的基元容积腔，根据连续性条件，通过A-A 截面右侧排出气体的速度理论值为

dV1

uAe dt

（128）

式中V1为压缩腔的容积，u为理论排气流速，Ae表示A-A 截面右端的有效通流面积。

图10 排气系统简图

假设为通过喷嘴的流动，则由于过压缩或者是欠压缩所引起的排气孔口处气体顺态流

双螺杆空气压缩机的设计

速的变化可以表示为

2

(1c) U

s

k1

k1k

 

（129）（130）（131）（132）

当cs UUeU 当cs，UUeU

A1'1'

k1'

U1 2

根据再连续点处压力相等、熵相等和连续性要求，可求得左端点的R'和P’

’2k

A1R1k1

R)

P1‘

（133）（134）

''2'P1A1R1

图11 n=3000r/min

双螺杆空气压缩机的设计

结束语

双螺杆空气压缩机的设计

参考文献

[1] 刘小平，王平，平行双螺杆机构的发展及应用，轻工机械，2005，1：20~24.

第7期，P683-685。

[6] 靳春梅，樊灵，邱琦，陈花玲，双级螺杆压缩机降噪要点分析，噪声与振动控制，2002 ，6：

33~34，30。

5：4~11。

[9] 肖大准，高兆法，王志强，刘殿铭，双螺杆压缩机的阴转子负力矩特性，流体机械，1996，

3：22~26。

双螺杆压缩机的设计

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