LG-70干式螺杆真空泵设计论文

1、目录中文摘要.1英文摘要.21 绪论.3 1.1螺杆真空泵介绍.3 1.2国内外发展状况.32 螺杆泵的设计与计算.5 2.1转子型线选择.5 2.2电机及联轴器的选择.10 2.3螺杆几何参数的计算.12 2.4传动齿轮设计.13 2.5阳转子阶梯轴设计.15 2.6轴承选择.162.7机械密封结构设计.192.8进气口及排气口设计.20 2.9泵腔结构设计.202.10吸气端盖结构设计.21 2.11排气端盖结构设计.223 Pro/E三维建模及干涉分析.23 3.1螺杆转子建模.23 3.2螺杆泵三维装配.243.3螺杆转子运动仿真及干涉分析.254 ADAMS转子动平衡分析及优化.26

2、结论.29致谢.30参考文献.31LG-70干式螺杆真空泵设计摘 要：本文设计了一种单头等螺距凹齿面干式螺杆真空泵。根据螺杆啮合原理，采用内凹齿面型线的转子，有效地解决了螺杆泵运行过程中转子之间发生齿面干涉的问题，同时也实现了完全密封，最大限度地降低了吸气腔前后级之间的泄漏。使用弹性套柱销联轴器，在缓冲减震的同时提高电机轴与螺杆的对中性。在排气端盖和泵腔之间采用机械密封，防止了排气端盖中的润滑油进入到泵腔中而污染真空环境。为了降低泵排气口温度，在泵腔上改善冷却水通道的同时也在其临近排气端的一侧开设冷却气体通道，从而达到双重冷却效果。最后利用三维软件对本次设计结构进行整体建模并检查干涉，在分析软

3、件中对单个转子进行动平衡分析，经过反复修改模型，在泵的降噪减震方面取得优化，缩短了实际中产品的生产周期。关键字：干式螺杆真空泵；凹齿面型线；机械密封；双重冷却；动平衡分析Abstract: This article designed a kind of single thread and fixed pitch screw vacuum pump. Based on principle of screw meshing, concave tooth surface profile of the rotor is used. It can effectively remove the inter

4、ference between the tooth surface of the two rotors when they are working. Also it can actualize to airproof completely so that the leakage between two stages of the pump is reduced farthest. Due to pin coupling with elastic sleeves is used, the shock absorption and the centering between the rotor a

5、nd the motor shaft are both improved. At the same time, mechanical seal is used for preventing the oil which is in the exhaust end cap to enter into the vacuum environment. In order to reduce the temperature of the gas in the exhaust port, cooling gas passage near the discharge end side of the pump

6、chamber is opened while improving cooling water passage on the pump chamber, so as to achieve a double cooling effect. Finally, through using the three-dimensional software, the overall model for this design of the structure is got, and it is checked for the interference. By using the analysis softw

7、are, the dynamic balance analysis on the single rotor is done，after repeatedly modify the model, the noise damping achieved optimization, and reducing the production cycle in actual products.Keywords: dry screw vacuum pump; concave tooth profile; mechanical seal; double cooling; dynamic balance anal

8、ysis1 绪论1.1 螺杆真空泵简介螺杆真空泵能够进行抽排气的原理是其通过一对螺杆转子在泵腔中进行同步反向高速旋转，将气体从进气口输送到排气口。因此在螺杆真空泵中，转子的作用就显得尤为重要。通常螺杆泵在进行装配时都要经过转子的动平衡校正后再装进泵腔中，且其两端由轴承来支撑。转配时转子与转子之间要预留一定的间隙，使在泵运转过程中既不会发生干涉也不会有过大的泄漏,也正如此所以螺杆泵在运转平稳，保证真空环境清洁方面相较于油封式真空泵有很大的优势。泵的整体性能、运行的平稳及制造成本是直接由螺杆转子型线决定的。其中单头等螺距梯形内凹型线为最常用的型线之一，其拥有优秀地综合性能，良好的密封性能以及较大的

9、容积利用系数，并且有效地解决了转子的齿面干涉问题1。美国、德国、日本、中国台湾都是较早对螺杆真空泵进行研制工作的国家和地区，其研究的最初是为了将螺杆真空泵应用于液晶显示器制造业和半导体工业。而现在，干式螺杆真空泵已经广泛应用于核能、电子、医药、化工、食品工业等领域。在核工业中用于核工业及核反应堆的真空获得；在半导体工业中可用于制造液晶显示器、生产芯片、蚀刻、生产PLASMA的CVD制程；在医药工业中用于回收药液及药物中间体，为人造器官生产提供清洁无菌条件，回收气体消毒剂；在化工上用于溶剂萃取及真空蒸馏以高效回收溶剂，在肪酸生产中用于消除水污染，清除喷射器中的阻塞物；在食品工业中用于香精、香料浓

10、缩、食品包装等2。1.2 国内外发展状况在国外有很多关于螺杆真空泵的研究，例如日本T.Ohbayashi 等人通过对螺杆泵的抽速、漏率及流量的分析找出对应的平衡点，以此确立一种预先评估螺杆真空泵性能的方法3。日本DIAVAC公司开拓了增压螺杆真空泵的应用前景。英国Rietschle 有限公司根据螺杆压缩机原理设计出了一种双螺杆干式真空泵，采用了许多新技术，并已用于批量生产。2002年美国Tuthill 真空设备有限公司推出一款用于气体处理的新型干式螺杆真空泵，该型号螺杆泵采用了可变啮合设计，相比与其他种类的真空泵降低约为30%耗能。2003年普旭的无油螺杆真空泵系列通过了应用材料公司在美国实验

11、室的测试。之后于2004普旭年推出了表面经过特别强化的螺杆真空泵4。在国外，对螺杆干式真空泵的生产有很多家厂商，如德国的莱宝和普旭公司、Sterling公司、英国Rietschle Thomas 公司、爱德华公司等，其所生产的螺杆泵已大量投放市场，并广泛用于电子半导体，中央空调，医药，石油化工等各种行业。国内从事干式螺杆真空泵研究的有南通威特真空设备有限公司，东北大学，长沙鼓风机厂等单位，这些单位都对干式螺杆真空泵进行过研究,但均未投入规模生产中。由于各国都对自己的螺杆泵技术保密，我国在螺杆泵的设计方面依然有很多技术难题没有解决。在实际的螺杆泵加工制造上，依然局限于我国的生产设备落后及加工条件

12、不满足要求，生产的螺杆泵精度不高 。本文的目的为对螺杆真空泵的整体进行设计，实现螺杆泵各个零件的优化选择，改进目前市场上国产螺杆泵存在的一些不足，例如噪声大、振动大等。提高泵性能的同时节约成本，扩大国产螺杆真空泵在国内市场所占份额。2 螺杆泵的设计与计算2.1 转子型线选择 2.1.1 转子型线要素(1)型线方程转子型线方程为一定的坐标系中，转子各点坐标的数学表达式。对于多齿型线，其又分为螺旋齿面和端面型线，转子轴线垂直面与转子齿面的截交线称为转子端面型线，且端面型线作螺旋运动就会形成螺旋齿面。而单齿型线一般情况下直接给出齿面方程。(2)面积利用系数转子型线的面积利用系数是用来表征转子最大直径

13、范围内总面积利用程度的参数，通常用符号K表示。面积利用系数可由转子端面型线方程通过相应数学运算得到。面积利用系数越大，表示在相同的转子直径条件下，该型线端面用于抽气的面积越大，型线也就更优良。(3)几何抽速转子型线的几何抽速指泵在按额定转数转动时，单位时间所排除的几何容积，以符号Sth表示。转子型线的几何抽速可用式2-1表示 Sth=2Kvzn/60 (2-1)式中 K转子型线面积利用系数；v阴阳螺杆一对齿的齿间容积(L)；z转子齿数；n转子转速(r/min)几何抽速是评价转子型线优劣的重要因素，在相同的参数下，几何抽速越大，就表示泵的抽气能力越高。(4)泄漏三角形多齿转子端面型线的顶点，通常

14、不与泵腔内壁接触，因此在转子顶点和泵腔的内壁之间，会形成一个空间曲边三角形，于是便将其称为泄漏三角形。对于单齿型线，其泄漏三角形主要存在于主从动转子导程之间的齿侧。气体一般通过泄漏三角形从压力较高的齿间容积，泄漏到压力较低的邻近齿间容积，若要减小气体的泄漏就要尽量减小泄漏三角形的面积。2.1.2 转子型线设计原则(1) 转子型线应满足啮合要求。螺杆泵中阴、阳转子的型线必须为满足啮合定律的共扼曲线，使其不论在任何位置经过型线接触点的公法线也必须经过节点。(2) 转子型线的面积利用系数应尽可能大。因为较大的面积利用系数会使泄漏量占的份额相对减少，从而抽气效率得到提高。(3) 转子型线所形成的泄漏三

15、角形面积应较小。型线设计时应使转子的泄漏三角形面积尽量小从而减少气体泄漏。(4) 转子型线形成的连续接触线长度应较短。所谓接触线,是指阴阳转子啮合时，两转子齿面相互接触而形成的空间曲线。泵在实际运行中，为保证转子间无摩擦，齿面之间保持一定的间隙。因此，理论上的接触线便转化为实际中的间隙带。为了减少气体通过间隙带的泄漏量，则要求缩短转子间的接触线长度。从制造加工和运转角度考虑，则要求转子型线便于加工，具有良好的啮合特性以及较小的气体动力损失。且在高温和受力情况下，应具有较小的热变形和弯曲变形。值得指出的是，以上一些因素是相互制约的。如，减小泄漏三角形面积的同时，就会加长型线的接触线；减少流动气体

16、损失，就会增大泄漏三角形的面积等。因此应根据实际要求，综合考虑各个型线的设计要素，从而确定最佳的设计方案。2.1.3 常见转子型线比较(1)双边对称圆弧型线表1 双边对称原话型线的组成齿曲线性质阴转子齿曲线ABBCCCDDDEEFFG曲线性质圆弧摆线点圆弧点摆线圆弧圆弧阳转子齿曲线HIIIJJKKLLKMMN曲线性质圆弧点摆线圆弧摆线点圆弧圆弧双边对称圆弧型线其端面组成曲线各性质如表1所示，端面型线如图2.1所示。其中阴阳转子齿数比为6:4，此种型线的优点为抽气效率高，压缩比大，可以满足高抽速的要求。其各段曲线的方程可参考文献5。然而多头螺杆型线的缺点是齿型线复杂，加工费用昂贵，需使用特制的刀

17、具在专用机床上加工。图2.1 双边对称圆弧型线端面型线(2)单头变螺距梯形齿转子型线单头变螺距梯形齿螺杆如图2.2所示。其导程的变化由变螺距系数控制。导程大的一端为吸气口，在转子转动过程中封闭腔体积越来越小，对气体进行压缩使其达到一定压力并排出。变螺距螺旋部分是由一个曲边三角形在圆柱上沿螺旋线扫描得到的，其上齿面曲线是一条由零为起点的二次抛物线所生成的变螺距螺旋线。具体齿面方程可参考文献6。图2.2 单头变螺距梯形齿螺杆啮合示意图转子型线采用变螺距，其优点为被抽气体在螺杆输送过程中有内压缩作用，从而可降低整体的排气压缩功耗，并且对发生在排气口的喘振现象有抑制作用，使泵在工作过程中趋于平稳，减小

18、噪声。但是其缺点也很明显，由于转子为变螺距，其加工难度明显要高于等螺距转子。 (3)单头等螺距梯形齿螺杆转子型线 单头等螺距梯形齿的螺杆转子型线是一种工作性能和加工难度均可为使用单位和制造厂家所接受的型线，已被国内外多种型号的螺杆真空泵采用。如图2.3所示，具体齿面方程见文献7。图2.3 单头等螺距梯形齿螺杆啮合示意图由于齿根圆周的螺旋升角大于螺杆齿顶圆的螺旋升角，所以在螺杆级齿相互啮合的区域中，一个螺杆的齿跟部分要比另一个螺杆的齿顶部分上升（或下降）得快，从而可能发生根切，使两转子级齿间出现干涉现象。其干涉深度计算公式见文献。(4)单头等螺距内凹转子型线图2.4 单头等螺距内凹齿螺杆啮合示意

19、图为解决梯形齿螺杆啮合发生干涉的问题，提出了内凹转子型线。如图2.4所示。其消除齿面干涉的原理为：两螺杆转子相互啮合的齿面均采用齿面倾角=0的平齿面，并且保持各自齿顶圆啮合线为等螺距螺旋线，将与之啮合齿面上的可能发生干涉的部分全部除去,使齿面成为向内凹的等螺距螺旋线共轭曲面。相互啮合的两齿面在轴向剖面上非直接封闭即为内凹齿面法的齿型的特点。其沿各自的齿顶圆螺旋线构成完全共轭啮合的封闭曲面，在一个方向上完全消除泄漏三角形，最大限度地降低前后级之间的泄漏。因此其抽气效率高，明显地提高了泵的抽速和极限真空度。图2.5 内凹螺杆转子端面型线内凹螺杆转子的端面型线如图2.5所示。端面型线由四部分组成，A

20、B段为半径Rt圆弧，其对应角度为1，BC段为生成圆半径为r0的渐开线，其对应角度为2，CD段为半径为Rr的圆弧，对应的角度为3，DA段为摆线。所有角度均采用弧度制，各段的曲线方程如下8：AB段方程： X=Rtcos Y=Rtsin 01 (2-2) BC段方程： 生成圆半径为r0的标准渐开线方程为 X= -r0cos+r0sin Y= -r0sin+r0cos 图2.5中FG段即为上式中的标准渐开线，其起点F坐标为（0，-r0），与啮合圆相交于H点。为保证两螺杆转子能够在E点啮合正确，需将标准渐开线绕坐标原点顺时针旋转角，即将H点旋转至与E点重合。角即为标准渐开线半径为r1时所对应的角，故 =

21、 -(tan(arcos(r0/r1)-arccos(r0/r1) (2-3) 根据矢量回转公式，则BC段方程为X= -r0cos(+)+r0sin(+) Y= -r0sin(+)+r0cos(+) (2-4) CD段方程： X=Rrcos Y=Rrsin 1+22 (2-5) DA段方程：两螺杆上的摆线段的生成圆和基圆具有相同的半径，均为啮合圆半径r1。图2.5中的DA段以左侧螺杆的啮合圆为生成圆，右侧螺杆的啮合圆为基圆而生成的摆线。 X=2r1sin-Rtsin2 Y=2r1cos-Rtcos2 (2-6)这四种螺杆型线各有优缺点，多头螺杆转子虽然能够有效减小泵的体积和质量，但是加工复杂，

22、根据制造能力及实际需要，选择单头螺杆转子。对单头螺杆型线而言，单转抽速S大小即为齿间容积v，当等螺距型线导程和变螺距型线吸气端导程相同时则两者的齿间容积也相同，那么在相同的几何参数下，等螺距凹齿面型线的齿间容积较大。根据表2给出的单头型线螺杆泵几何参数可以看出凹齿面型线可以提高抽气效率9。表2 单头螺杆泵转子型线几何参数的比较泵型号几何抽速Sth/(L/s)面积利用系数K转子内外径比齿间容积v/(L/r)齿间容积提高百分比/%变螺距和等螺距型线凹齿面型线变螺距和等螺距型线凹齿面型线LWZ-811.1011.630.8750.3851.27*1041.33*1044.50LWZ-1518.821

23、9.730.8740.3832.15*1042.26*1044.90LWZ-3036.3138.180.8630.3624.21*1044.42*1044.75LWZ-7084.6789.000.8670.3689.77*1041.00*1032.30综合考虑干涉、齿间容积、级间泄漏和泄漏三角形10-11等因素，本次设计中选择单头等螺距凹齿面型线螺杆。2.2 电机及联轴器的选择2.2.1 电机选择根据设计要求，此型号螺杆泵抽速S=70L/s。选取电机满载转速n=2900 r/min，功率P=7.5 kw。电机型号为Y132S2-2。电机基本参数如下：同步转速 3000 r/min 满载转速 2

24、900 r/min额定功率P=7.5 kw 质量 70 kg轴伸直径 38 mm 轴伸长度 80 mm轴伸键宽 10 mm 轴伸键深 5 mm2.2.2 联轴器选择根据联轴器对各种相对位移有无补偿能力可分为刚性联轴器和挠性联轴器。挠性联轴器又可按照是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别。（1）刚性联轴器结构及特点。常见刚性联轴器有套筒式和凸缘式等。凸缘式联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器用普通平键分别与两轴连接，然后用螺栓把两个半联轴器连成一体，以传动运动和转矩。凸缘式联轴器的材料可用灰铸铁或碳钢，重载时或圆周速度大于30m/s时应用铸钢或锻钢。凸缘式联轴器对

25、两轴对中性的要求很高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，这就是它的缺点。但其构造简单、成本低、可传动较大转矩。（2）无弹性元件的挠性联轴器结构及特点。这里以十字滑块联轴器为例。滑块联轴器由两个在端面上开有凹槽的半联轴器和一个两面带有凸牙的中间盘组成。因凸牙可在凹槽中滑动，故可补偿安装及运转时两轴间的相对位移。因半联轴器与中间盘组成移动副，不能发生相对转动，故主动轴与从动轴的角速度应相等。但在两轴间有相对位移的情况下工作时，中间盘会产生很大的离心力，从而增大载荷及磨损。（3）有弹性元件的挠性联轴器结构及特点。以弹性套柱销联轴器为例。弹性套柱销联轴器与凸缘联轴器相似

26、，只是用套有弹性套的柱销代替了连接螺栓。因为通过蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振。这种联轴器制造容易，装拆方便，成本低，但弹性套易磨损，寿命较短。它适合于连接载荷平稳，需正反转或启动频繁的传递中小转矩的轴。根据螺杆泵对轴对中性要求高的特性，本次设计中选择弹性套柱销联轴器。依据电机功率所以选取联轴器型号为：TL6。其三维效果图如图2.6所示。图2.6 弹性套柱销联轴器TL62.3 螺杆几何参数的计算除了型线的类型外，转子螺杆部分的几何尺寸对螺杆真空泵的动力指标和强度指标有很大影响。如螺杆部分的长度，外径，螺旋角等。为保证任何时候至少有一条密封线来隔绝泵的吸气口和排气口，螺杆与衬套的最小长度L应

27、该大于形成两条密封线之间的轴向距离12。在螺杆压缩机中，转子螺杆部分的长径比L/D一般限制在0.9-1.8的范围内。在压缩机排量保持不变的情况下，减小长度则能增大转子的直径并减小其弯曲挠度。这在压缩机转子间的间隙比较小的情况下，可以保证压缩机的安全稳定运转，同时减少气体向吸入腔的泄漏。参照压缩机的标准，螺杆真空泵的转子螺杆部分的长径比也取其相近的数值范围。 根据螺杆泵抽速公式13有： S=16KnP(D2-d24)*1.047*10-7 (2-7)式中S 为理论抽速，K 容积效率，n 转速，P 螺杆导程 D 齿顶圆直径，d 齿根圆直径。对于K值的选取，大泵取0.95，小泵取0.90。如果螺杆级

28、数小于6级，这值再适当下调13。初选：K=0.93， 螺距P=65mm，齿高a=54mm，参照螺杆压缩机标准选取长径比=1.8。则有d=D-108。带入公式中得到： D2-(D-108)2 =24SKnP*1.047*10-7 (2-8)解得：D=188.95 mm， d=80.95 mm 圆整：D=189mm，d=81mm根据节圆计算公式： D0=D-a 得到：D0=135mm。 根据长径比=1.8，得：L=243mm 为了使螺杆长度为螺杆节距的整数倍，将螺杆长度圆整为L=260mm。图2.7 主从动螺杆转子啮合效果图故螺杆参数为：螺距 65mm，齿高 54mm，工作长度 260mm，齿顶圆

29、直径 189mm，齿根圆直径 81mm，分度圆直径 135mm，中心距135mm。由于主从动螺杆转子只是螺旋部分的旋向不同，其他参数均相同，其啮合三维模型如图2.7所示。2.4 传动齿轮设计 2.4.1 几何参数计算本设计所采用的阴阳螺杆转子齿数比为1:1，故传动齿轮的齿数比也应为1:1，且中心距为A=D0=135mm。同步齿轮副通常采用斜齿圆柱齿轮。原因如下：(1)在多数情况下，当传动比和中心距给定时，选取标准齿型的直齿副是困难的 (2)通常同步齿轮副在高转速区内工作，与直齿轮相比，传动更平稳，噪声小，为此推荐采用斜齿传动。(3)直齿齿轮副对安装和制造的误差特别敏感，因为齿侧表面在其整个长度

30、上每一瞬间都以同一齿廓点工作。(4)斜齿轮的重叠系数比直齿轮大得多。故本设计采用斜齿圆柱齿轮。初选齿轮齿数 z=43，螺旋角 =14。根据节圆直径方程D=mnz/cos (2-9)所以有模数： mn=D0cos/z (2-10)解得： mn=3.04按照标准选择 mn=3。又有 =cos-1（mnz/D0） (2-11)解得： =17.14 满足要求。按机械设计标准选取齿宽系数 d=0.4，得齿宽B=dD0=54mm，圆整后得B=55mm。图2.8 传动齿轮故齿轮参数为：齿数43，模数3，螺旋角17.14，齿轮1齿宽55mm，齿轮2齿宽60mm。三维建模如图2.8所示。 2.4.2 齿轮强度校

31、核 齿轮材料选择：由机械设计选择材料为40Cr（调质），硬度280HBS 根据齿轮转矩公式： T1=9550 Pn Nm (2-12) 由电机参数： P=7.5kw ，n= 2900r/min 解得 T1=24.69 Nm根据齿面接触强度计算有公式：D32KtT1 u±1d u(ZHZEH)2 (2-13)试选载荷系数 Kt=1.6，查图得 区域系数ZH=2.42 ，重合度=2*0.765=1.53，由表查弹性影响系数ZE=189.8MPa12，齿宽系数d=0.4。按齿面硬度查得接触疲劳强度极限Hlim=600MPa。取安全系数S=1.2，得许用接触应力H=KHNHlim/S=475

32、MPaD32KtT1 u±1d u(ZHZEH)2=32*1.6*24.69*1000*20.4*1.53*(2.42*189.8475)2=62.26mm因为D0=135mm>62.26mm 故符合强度要求2.5 阳转子阶梯轴设计 2.5.1 阶梯轴几何尺寸确定阶梯轴结构尺寸如图2.9所示。与联轴器连接部分：直径38mm，长120mm；锁紧螺母1部分：直径45mm；长26mm；齿轮部分：直径45mm，长53mm；锁紧螺母2部分：直径55mm,长23mm；轴承部分：直径60mm，长85mm；轴肩：直径70mm，长10mm；工作长度（螺旋部分）：260mm；轴肩：直径70mm，长

33、10mm；轴承部分：直径60mm，长60mm。总长：645mm。图2.9 阳转子阶梯轴几何结构尺寸 2.5.2 轴强度校核 阳转子与电机相连，电机伸出轴直径为38mm，所以设计轴各段直径时得轴的危险截面直径为38mm。因轴工作中主要受到扭转力，弯距较小可忽略，所以只需校核轴的扭转强度。扭转强度校核：d39550000P0.2Tn=A03Pn (2-14)其中P为轴传递的功率，单位kw ，n为轴的转速，单位r/min，d为计算截面处轴的直径，单位mm，T为许用扭转切应力，单位MPa。查表，根据轴的材料为45钢，所以取A0为126 ，带入上式得到d17.29mm。由于与联轴器相连，故开有键槽，轴直

34、径需增大5%7%，得d应大于17.29*（1+7%）=18.51mm。 危险截面直径38mm，所以扭转强度符合。2.6 轴承选择 2.6.1 轴承选择由于螺杆转子对中心位置要求较高，所以选取调心球轴承。其特点为： (1)承载能力较小，额定动载荷比0.6-0.9； (2)主要承受径向载荷，同时也可承受少量的轴向载荷，不宜承受纯轴向载荷； (3)具有很好的调心性，可以自动补偿由于轴的挠曲和壳体变形产生的同轴度误差，适用于支承座孔不能严格对中的部件中。根据阶梯轴尺寸，按照国家标准，选取轴承代号为1212。其基本参数有：d=60mm,D=110mm,B=22mm，da=69mm，Da=101mm， e

35、=0.19，Y1=3.4，Y2=5.3，Y0=3.6基本额定动载荷Cr=30.2 kN。 2.6.2 轴承寿命计算首先对斜齿轮进行受力分析，如图2.10，图2.11和图2.12所示。圆周力： Ft=2T/d (2-15)径向力： Fr=Fttann/cos (2-16)轴向力： Fa=Fttan (2-17)图2.11 轴承受力分析简图2图2.10 轴承受力分析简图1齿轮分度圆直径d=135mm图2.12 轴承受力分析简图3 经计算得： Ft=2*24.69/135 kN=0.37kN Fr=0.37*tan20/cos17.14 kN=0.14Kn Fa=0.37*tan17.14 kN=0

36、.11kN 计算轴承径向力： 由力矩平衡方程得： Fr1V=Fr*500-Fa*d/2400=0.156kN Fr2V=Fr1V-Fr=0.016kN Fr1H=Ft*500400=0.46kN Fr2H=Fr1H -Ft=0.09kN Fr1=20.1562+0.462=0.49kN Fr2=20.0162+0.092=0.09kN计算轴承轴向力： Fa=0.11kN 所以 Fa1=Fa2=0.055 kN由计算得轴承1主要承受载荷，且 Fa1/Fr1=0.112<e 所以有 Pr=Fr1+Y1Fa1=0.49+3.7*0.055=0.69kN轴承寿命公式： Lh=10660n(fCP

37、) (2-18)其中f为温度系数，查表根据工作温度150 C选取0.90，P为动载荷，C为基本额定动载荷，为指数，对球轴承取值为3。可求得： Lh=379941h。2.7 机械密封结构设计 机械密封主要是将较易泄漏的轴向密封改为不易泄漏的端面密封。如图2.13所示，当轴转动时，带动了弹簧座、弹簧压板、动环等零件一起转动，由于弹簧力的作用使动环紧紧压在静环上。轴旋转时，动环与轴一起旋转，而静环则固定在座架上静止不动，这样动环与静环相接触的环形密封面阻止了介质的泄漏。图2.13 机械密封结构原理图 一般动环的硬度比静环的硬度大。动环的材料可用铸铁、硬质合金、高合金钢等，在有腐蚀介质的条件下可用不锈

38、钢或不锈钢表面（端面）堆焊硬质合金、陶瓷等；静环的材料可用铸铁、磷青铜、巴氏合金等，也常用浸渍石墨或填充聚四氟乙烯。图2.4 机械密封三维结构 本次设计中，静环采用聚四氟乙烯，动环采用不锈钢。其三维结构图如图2.14所示。2.8 进气口及排气口设计螺杆真空泵在工作过程中，被抽气体由吸气口进入泵腔内，经输送压缩后从排气口排出。由于转子在泵腔内作高速旋转运动，所以泵腔内的温度会上升，转子由此而产生的热膨胀也就会影响泵的性能，且泵的排气温度一般较高，可达150。所以对泵工作时气体温度的控制就尤为重要。转子温度场由进气端至排气端近似为线性增长，排气端温度约为120。随着转子转速降低，排气端温度迅速降低

39、，当转速在2000r/min以下时，转子由进气端至排气端的温度变化在30以下14。 (a) 进气口位置及结构 (b) 排气口位置及结构图2.15 进排气口位置及结构 据此，进排气口直径大小：进气口直径40mm，排气口直径65mm。均选用平面带颈平焊钢制法兰。如图2.15所示进排气口位置及结构。2.9 泵腔结构设计根据对泵腔气体温度的控制要求，在泵腔上开设冷却水通道。如图2.16所示效果图。冷却水通道入口和出口均采用并排三个圆形孔，以便于与圆口水管连接。在泵腔上临近排气端开设冷却气体通道，以通入冷却气体，从而对泵腔气体进行空冷，对排气口温度的降低起到很大作用。图2.16 泵腔三维效果图2.10

40、吸气端盖结构设计图2.17 吸气端盖结构三维效果图 如图2.17所示。在其外壁上设有肋板，起到增加强度及散热的作用，吸气通道采用与法兰焊接。详细尺寸见二维零件图。2.11 排气端盖结构设计图2.18 排气端盖结构三维效果图如图2.18 所示。在其外壁上设有肋板，起到增加强度及散热的作用，排气通道采用与法兰焊接。由于泵的传动机构设置在排气端盖内，所以需要在排气端盖中加润滑油。因此在端盖上设有窥视孔，加油螺栓和放油螺栓。其详细尺寸见二维零件图。3 Pro/E 三维建模及干涉分析3.1 螺杆转子建模对于螺杆转子的建模，通过曲线方程15驱动，完成螺杆转子端面型线的绘制，如图3.1所示，图中红色高亮部分

41、即为转子端面型线。图3.1 螺杆转子端面型线图在Pro/E中，摆线和渐开线的曲线参数方程表达式如下：摆线： x=2*67.5*sin(360*t)-94.5*sin(2*360*t)y=2*67.5*cos(360*t)-94.5*cos(2*360*t)z=0渐开线： p=360*tr0=30x=r0*(sin(p-52.17)-p*3.14/180*cos(p-52.17)y=-r0*(p*3.14/180*sin(p-52.17)+cos(p-52.17)z=0之后通过对端面型线进行螺旋扫描即可得到螺杆转子。值得一提的是主从动螺杆转子的端面型线一样，只是生成螺杆式旋向不同。效果如图3.2

42、所示。图3.2 主动螺杆转子螺旋部分3.2 螺杆泵三维装配(a) 裸露螺杆转子图(b) 整体外观图图3.3 螺杆真空泵装配效果图利用Pro/E 组件功能，对所设计的各个零件进行绘制装配，从装配过程中发现各零件相互配合适当，不产生装配冲突。如图3.3所示装配效果。3.3 螺杆转子运动仿真及干涉分析在组件环境下，利用软件机构仿真模块对组件进行运动仿真模拟，并观察运动期间转子是否存在干涉现象。如图3.4所示，当中心距为135mm时，发现相互啮合的转子有干涉，干涉部位为红色高亮部分。图3.4 转子运动干涉部位分析实际中可通过微量增加的转子之间的中心距或者对螺杆进行微量的修磨即可解决转子之间干涉的问题。

43、本次设计采用对转子进行微量修磨，之后无干涉现象。4 ADAMS转子动平衡分析及优化目前国内厂家生产的螺杆泵在校核转子动平衡时大多在动平衡机上进行试验，因此会非常耗时耗力。本文就这个问题提出一种解决方案，即在分析软件中对转子动进行平衡分析，以缩短产品生产周期。在ADAMS中进行仿真分析，将三维模型导入ADAMS中进行分析。(a) Fx方向分力(b) Fy方向分力图4.1 转子不平衡惯性力矩曲线图对模型设置参数：重力方向Y负方向；材料为steel；转速17400度每秒（2900r/min）。仿真后对旋转副进行受力分析，并绘制曲线图如图4.1所示。其中红色曲线代表惯性力矩在X方向的分力曲线，蓝色代表

44、在Y方向的分力曲线。从图中数据可以看到红色曲线也就是Fx最大值Max：65.1839N，最小值Min：-65.1839N，平均值Avq：-0.2105N。蓝色曲线Fy最大值Max：453.9559N,最小值323.5881N，平均值Avq：389.113N。从中可以看出转子重力即为Y方向分力的平均值389.113N。(a) Fx方向分力(b) Fy方向分力图4.2 转子不平衡惯性力矩曲线图由Fx方向分力65N得知，不平衡惯性力矩大小约为652N=91.92N。根据转子动平衡理论计算16，采用去除质量的方法优化转子的动平衡。参考文献16，挖除转子质量块并重新导入进行ADAMS中分析，其最优的一次

45、分析结果如图4.2所示。转子挖除质量块前后的三维模型如图4.3所示。红色曲线表示Fx方向分力，蓝色虚线表示Fy方向分力。从图中数据可以看到红色曲线也就是Fx最大值Max：45.9867N，最小值Min：-45.9867N，平均值Avq：-0.0378N。蓝色曲线Fy最大值Max：323.6502N,最小值231.6767N，平均值Avq：277.9439N。转子重力即为Y方向分力的平均值277.9439N。(a) 挖除后 (b) 挖除前图4.3 挖除质量块前后的转子模型所以平衡后的不平衡惯性力大小约为462N=65.05N。可见与优化前相比有比较客观的改进。结论本文设计出抽速为70L/s的干式

46、单头等螺距凹齿面螺杆真空泵。其中详细介绍了转子各种型线的特点，型线方程以及加工难易程度，并最终决定采用凹齿面螺杆转子型线。此外设计此型号螺杆泵的过程中，对各个零件的选择也作了比较，如联轴器类型的选择，同步齿轮中直齿与斜齿的比较，轴承选择以及机械密封的选用等。在设计过程对各个结构作了校核计算，使所设计的泵完全符合生产及使用要求。最后在AutoCAD绘图软件中设计完成LG-70螺杆真空泵的转配图以及各主要零部件的生产加工图。最后利用CAD三维软件和分析软件对本次设计进行辅助建模及动平衡分析，进一步验证设计结构的合理性，并最终得到如下结论：（1）采用单头等螺距凹齿面型线有效地解决了转子工作过程中发生

47、干涉的问题以及最大限度地减小啮合转子之间泄漏三角形的面积，从而实现了在一个方向上达到完全密封的效果，很大程度上提高了泵的使用性能（2）对于泵腔内气体温度的冷却，在改善冷却水通道的基础上增设冷却气通道，有效地降低了气体在排气口附近的温度。同时吸排气端盖上均设有肋板结构，在提高泵体强度的同时起到散热作用。（3）在排气端盖和泵腔之间采用机械密封结构，有效防止油污进入真空环境中，保证干式泵的实现。（4）通过分析软件对转子做动平衡分析远比实际中反复在动平衡机上实验检测而获得转子动平衡的方法省时，因此对于缩短产品生产周期有重大意义。致谢通过本次设计，更加深入地理解并掌握了机械设计的一些技能，懂得设计产品一定要理论与实际结合，设计需要耐心与仔细。本次设计是在王庆生老师的悉心指导下完成的，虽然毕设前期只是通过邮件与电话联系，但是老师非常负责任，在此谨向王老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意！参考文献1 郭蓓,薛建国,牛瑞等.干式螺杆真空泵研究现状与展望J.真空.2009,46(05):37-40.2 刘柳红.螺杆真空泵转子参数化设计