空气压缩机V带校核和噪声处理【机械毕业设计word+CAD图纸】【答辩通过】
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第一章. 引 言
目前，容积式压缩机的全球年产量为1.5亿余台，其中大多数被应用于空气动力和制冷系统。过去的30年间，转子型线的改进使螺杆压缩机内部泄漏彻底减少，同时技术日益成熟的机床可以将形状较为复杂零件的加工公差控制在工程允许的 3μm以内，以致传统的往复式压缩机在许多应用领域逐步被螺杆压缩机所替代。人工分析计算的方法是设计者预测压缩机性能的主要手段，并且在此过程中取得了一些技术上的突破，但其适用范围和准确度与现代数控机床和装配过程相比却逊色很多。因此，先进的分析手段增大了技术创新的可能性，进而提高螺杆压缩机的性能，降低制造成本，进一步扩大螺杆压缩机的应用范围。
转子型线的改进依然是提高螺杆压缩机性能最有效的手段，依靠经验确定转子齿型和转子大量采用通用型线的历史将被逐步完善的先进、合理、高效的转子加工工序所改写，从而取得良好的应用成效。另外，改善的压缩机内部流动模型有助于更好地进行孔口设计，轴承负荷及其脉动的准确判定有助于选择更为合适的轴承。最后，如果可以较为准确地估计由于压缩机内部温度及压力变化引起的转子和机壳的扭转变形，我们就可以在机器的加工过程中采取相应的措施以便将温度及压力脉动的不良影响降至最小。本文涵盖了可能引发螺杆压缩机技术创新的最新流动模型与分析方法，以及利用这些手段提高机器性能、扩展应用范围的典型案例。
第二章 螺杆压缩机的介绍
一. 发展历程
20世纪30年代，瑞典工程师Alf Lysholm在对燃气轮机进行研究时，希望找到一种作回转运动的压缩机，要求其转速比活塞压缩机高得多，以便可由燃气轮机直接驱动，并且不会发生喘振。为了达到上述目标，他发明了螺杆压缩机。
在理论上，螺杆压缩机具有他所需要的特点，但由于必须具有非常大的排气量，才能满足燃气轮机工作的要求，螺杆压缩机并没有在此领域获得应用。尽管如此，Alf Lysholm及其所在的瑞典SRM公司，对螺杆压缩机在其它领域的应用，继续进行了深入的研究。1937年，Alf Lysholm 在SRM公司研制成功了两类螺杆压缩机试验样机，并取得了令人满意的测试结果。
1946年，位于苏格兰的英国 James Howden 公司，第一个从瑞典SRM公司获得了生产螺杆压缩机的许可证。
随后，欧洲、美国和日本的多家公司也陆续从瑞典SRM公司获得了这种许可证，从事螺杆压缩机的生产和销售。最先发展起来的螺杆压缩机是无油螺杆压缩机。
1957年喷油螺杆空气压缩机投入了市场应用。
1961年又研制成功了喷油螺杆制冷压缩机和螺杆工艺压缩机。
过随后持续的基础理论研究和产品开发试验，通过对转子型线的不断改进和专用转子加工设备的开发成功，螺杆压缩机的优越性能得到了不断的发挥。
- 内容简介：
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无锡职业技术学院毕业设计说明书 1 课题研究拟采用的手段和工作路线 课程设计方法： 1) 独立思考，继承和创新 设计时，要认真阅读参考资料，继承或借鉴前人的设计经验和成果，但不地进行改进和创新。能盲目地全盘抄袭，应根据具体的设计条件和要求，大胆 2) 全面考虑 机械零部件地强度、刚度、工艺性、经济性和维护等要求 任何零部件的机构和尺寸，除去考虑它的强度刚度外，还应该综合考虑零件本身及整个部件的工艺性要求、经济性要求等才能确定。 3) 设计方法 通过计算确定零件的基本尺寸，再通过草图设计决定其具体结构和尺寸；而有些零件则需先经初算和 绘草图，得出初步符合设计条件的基本结构尺寸，然后再进行必要得计算，根据计算的结果，再对结构和尺寸进行修改。 4) 使用标准和规范 设计时应尽量使用标准和规范，这有利于零件的互换性和工艺性，同时也可减少设计工作量、节省设计时间，对于国家标准或部门规范，一般都要 严格遵守和执行。设计中采用标准或规范的多少，时评价设计质量的一项指标。因此，课程设计中，凡是有标准或规范的，应该尽量采用 工作路线： 1) 设计准备 了解设计任务书，明确设计要求、工作条件、设计内容的步骤；通过查阅有关设计资料，观看电教片和参 观实物或模型等，了解设计对象的性能、结构及工艺性；准备好设计需要资料、绘图工具；拟定设计计划等。 2) 校核 V 带及减小噪音的措施 拟定和确定工作方案；选择电机；校核 V 带。大致分析压缩机产生噪声的原因和有效减小噪声的措施。 3) 工作原理草图设计 绘制工作原理草图；进行各零部件和结构件设计。 4) 绘制零件工作图 绘出零件的必要视图；标注尺寸、公差及表面粗糙度；编写技术要求和标题栏等 5) 编写设计说明书 写明整个设计的主要计算和一些技术说明。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 2 第一章 . 引 言 目前，容积式压缩机的全球年产量为 1.5 亿余台，其中大多数被应用于空气动力和制冷系统。过去的 30 年间，转子型线的改进使螺杆压缩机内部泄漏彻底减少，同时技术日益成熟的机床可以将形状较为复杂零件的加工公差控制在工程允许的 3 m 以内，以致传统的往复式压缩机在许多应用领域逐步被螺杆压缩机所替代。人工分析计算的方法是设计者预测压缩机性能的主要手段，并且在此过程中取得了一些技术上的突破，但其适用范围和准确度与现代数控机床和装配过程相比却逊色很多。因此，先进的分析手段增大了技术创新的可能性，进而提高螺杆压缩机的性能，降低 制造成本，进一步扩大螺杆压缩机的应用范围。 转子型线的改进依然是提高螺杆压缩机性能最有效的手段，依靠经验确定转子齿型和转子大量采用通用型线的历史将被逐步完善的先进、合理、高效的转子加工工序所改写，从而取得良好的应用成效。另外，改善的压缩机内部流动模型有助于更好地进行孔口设计，轴承负荷及其脉动的准确判定有助于选择更为合适的轴承。最后，如果可以较为准确地估计由于压缩机内部温度及压力变化引起的转子和机壳的扭转变形，我们就可以在机器的加工过程中采取相应的措施以便将温度及压力脉动的不良影响降至最小。本文涵盖 了可能引发螺杆压缩机技术创新的最新流动模型与分析方法，以及利用这些手段提高机器性能、扩展应用范围的典型案例。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 3 第 二 章 螺杆压缩机的 介绍 一 . 发展历程 20 世纪 30 年代，瑞典工程师 Alf Lysholm 在对燃气轮机进行研究时，希望找到一种作回转运动的压缩机，要求其转速比活塞压缩机高得多，以便可由燃气轮机直接驱动，并且不会发生喘振。为了达到上述目标，他发明了螺杆压缩机。 在理论上，螺杆压缩机具有他所需要的特点，但由于必须具有非常大的排气量，才能满足燃气轮机工作的要求，螺杆压缩机并没有在此 领域获得应用。尽管如此， Alf Lysholm 及其所在的瑞典 SRM 公司，对螺杆压缩机在其它领域的应用，继续进行了深入的研究。 1937 年， Alf Lysholm 在 SRM 公司研制成功了两类螺杆压缩机试验样机，并取得了令人满意的测试结果。 1946 年，位于苏格兰的英国 James Howden 公司，第一个从瑞典 SRM 公司获得了生产螺杆压缩机的许可证。 随后，欧洲、美国和日本的多家公司也陆续从瑞典 SRM 公司获得了这种许可证，从事螺杆压缩机的生产和销售。最先发展起来的螺杆压缩机是无油螺杆压缩机。 1957 年喷油螺杆空气压缩机投入了市场应用。 1961 年又研制成功了喷油螺杆制冷压缩机和螺杆工艺压缩机。 过随后持续的基础理论研究和产品开发试验，通过对转子型线的不断改进和专用转子加工设备的开发成功，螺杆压缩机的优越性能得到了不断的发挥。 二 . 发展方向 螺杆压缩机广泛应用于矿山、化工、动力、冶金、建筑、机械、制冷等工业部门，在宽广的容量和式况范围内，逐步替代了其它种类的压缩机，统计数据表明，螺杆压缩机的销售量已占其它容积式压缩机销售量的 80%以上，在所有正在运行的容积式压缩机中，有 50%的是螺杆压缩机 。今后螺杆压缩机的市场份额仍将不断的扩大。 为了进一步改善螺杆压缩机的性能，扩大其应用范围，应在以下几个方面作深入研究。 1、 在型线啮合特性、转子受力变形和受热膨胀等方面研究的基础上，创造新的高效型线，以进一步提高螺杆压缩机的效率。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 4 2、 分析喷油对、螺杆压缩机工作过程中泄漏、换热和摩擦等方面的影响机理，使喷油参数的设计从目前的经验设计提高到机理设计和优化设计。 3、 研究吸气和排气过程的流动特性，在流场分析的基础上，进一步合理配置吸排气孔口和相关连接管道。 4、 分析螺压缩机的噪音产生机理，研究型线设计和孔口配置等因素对噪声指 标的影响，从而更有效的降低噪声。 5、 研究转子螺旋齿面的加工工艺，除研究高精度和同生产率的专用设备外，还要研究新型少切削和无切削工艺。 6、 扩大螺杆压缩机的参数范围，主要应向小容积流量、高排气压力方向发展。同时，研究气量调节机构与智能控制系统，提高调节式况下压缩机运转的经济性，进一步扩大螺杆压缩机的应用范围。 三 . 螺杆压缩机的研究意义 压缩机可分二大类，容积式压缩机和动力式压缩机。容积式压缩机又可分往复式和回转式。本可题研究的是螺杆空气压缩机，属于双轴压缩机。螺杆压缩机-是回转容积式压缩机，在其中两个带有螺旋型 齿轮的转子相互啮合，从而将气体压缩并排出。 用可靠性高的螺杆式压缩机取代易损件多，可靠性差的活塞式压缩机，已经成为必然趋势。日本螺杆压缩机 1976 年仅占 27%， 1985 年则上升到 85%。目前西方发达国家螺杆压缩机市场占有率为 80%，并保持上升势头。螺杆压缩机具有结构简单、体积小、没有易损件、工作可靠、寿命长、维修简单等优点。 螺杆压缩机有双螺杆与单螺杆两种。单螺杆压缩机的发明比双螺杆压缩机晚十几年，设计上更趋合理、先进。单螺杆压缩机克服了双螺杆压缩机不平衡、轴承易损的缺点；具有寿命长，噪音低，更加节能等优点 。 相对其他复杂回转机械来说，螺杆压缩机的设计制造还是比较简单的。由于螺杆压缩机的回转运动部件只有两个转子，所以它可以可靠地高速运转。高精度的转子齿型铣削与磨削加工可以较低的成本将齿间间隙控制在 30 503 m 之间。与早期的机器相比，内部泄漏已经大幅减少。可见，螺杆压缩机已经成为精密、高效的 机械，并且能够适用于较大的压力与排量范围。因此，容积式压缩机的大部分市场与应用场合已被螺杆压缩机占据。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 5 螺杆压缩机的发展趋势是在满足性能要求的前提下，减小机器的尺寸。这就意味着需要在保持较高效率的同时尽可能提高转子齿顶 速度。在一般的实验中，广泛采用的轴承是滚动轴承，因为与滑动轴承相比，滚动轴承允许更小的间隙。另外，为使吸气与排气孔口处的气流速度降到最低，吸排气孔口需要开设得尽可能大。上述这些设计原则在任何应用场合中都是普遍适用的。与先进的转子型线一样，为了取得螺杆压缩机设计的最大进步，能够将损失降到最低的其他组件的改进也是非常重要的。所以，对转子与机壳之间的间隙进行合理选择也是很有必要的，尤其是在高压端。当间隙较小时，需要采用较昂贵的优质轴承，当通过预紧 将 间 隙 控 制 在 允 许 范 围 内 时 ， 可 以 采 用 比 较 廉 价 的 轴 承 。 螺杆压缩机尤其是喷油螺杆压缩机通常在较高压力差下工作，单级压比较高，产生的轴向力与径向力较大。中小型 压缩机一般采用滚动轴承。由于转子中心距受其一定的影响，为设计出满意的产品，滚动轴承的选用及校核也应慎重。值得一提的是，近期研发出的一种摩擦很小的滚动轴承提供了一个不错的选择，详细参见 Meyers37。通常在转子的高压端设有两个轴承来分别承受轴向力与径向力。 转子间的接触力大小取决于它们之间传递的扭矩，当阴阳转子直接接触时，接触力较大。当压缩机的驱动力矩由 阳转子传送时，接触力相对较小。倘若将驱动力矩由阴转子传送，产生的接触力非常大，这是不允许的。 喷入压缩机内的润滑油也有润滑轴承的作用，但是为了尽量减小摩擦损失，轴承的供油与回油系统是独立的。机体上的喷油孔口开设在由热力计算结果得出的气体温度与润滑油温度相等的位置，除此之外，喷油孔口应位于转子螺旋线上方，这样，润滑油可以从阴转子齿顶沿螺旋齿面切线方向进入机体，达到回收所喷入润滑油的动能的目的。 为将吸排气孔口的流动损失降到最低，螺杆压缩机还应符合以下技术指标。进入压缩机的气体的流道应尽量避 免弯曲，这就要求吸气孔口要开设在机壳上，另外，尽量扩大进气的流通面积从而降低吸气孔口处的气体流速。排气孔口的尺寸主要是由热力性能所要求的内压力比决定的，还应考虑降低排气流速和降低内部、排气孔口处流动损失的需要。机壳的设计加工要尽量减小其重量，还应配置加强筋以提高高压下的强度。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 6 虽然螺杆压缩机现在已经是一种发展比较成熟的产品，但由于以计算机建模与数值分析为主的工程科学的介入，我们还可以在设计过程中做出更大的改进，提高效率、减小机器尺寸、降低制造成本等。另外，为了达到最优化的设计，轴承技术与润滑的改善 也是十分 重要的 . 四 .螺杆式空压机原理 1.吸气过程 ： 螺杆式的进气侧吸气口，必须设计得使压缩室可以充分吸气，而螺杆式压缩机并无进气与排气阀组，进气只靠一调节阀的开启、关闭调节，当转子转动时，主副转子的齿沟空间在转至进气端壁开口时，其空间最大，此时转子的齿沟空间与进气口之自由空气相通，因在排气时齿沟之空气被全数排出，排气结束时，齿沟乃处于真空状态，当转到进气口时，外界空气即被吸入，沿轴向流入主副转子的齿沟内。当空气充满整个齿沟时，转子之进气侧端面转离了机壳之进气口，在齿沟间的空气即被封闭。 2、封闭及输送过程： 主副两转子在吸气结束时，其主副转子齿峰会与机壳闭封，此时空气在齿沟内闭封不再外流，即 封闭过程 。两转子继续转动，其齿峰与齿沟在吸气端吻合，吻合面逐渐向排气端移动。 3、压缩及喷油过程： 在输送过程中，啮合面逐渐向排气端移动，亦即啮合面与排气口间的齿沟间渐渐减小，齿沟内之气体逐渐被压缩，压力提高，此即 压缩过程 。而压缩同时润滑油亦因压力差的作用而喷入压缩室内与室气混合。 4、排气过程： 当转子的啮合端面转到与机壳排气相通时，（此时压缩气体之压力最高 ）被压缩之气体开始排出，直至齿峰与齿沟的啮合面移至排气端面，此时两转子啮合面与机壳排气口这齿沟空间为零，即完成（排气过程），在此同时转子啮合面与机壳进气口之间的齿沟长度又达到最长，其吸气过程又在进行 如今，螺杆机械作为压缩机兼膨胀机被用于不同的场合，其工作介质可 以是气体、干蒸汽或在机器内部发生相变的多相混合物等，按照润滑、冷却方式的不同，可以分为喷油式螺杆机械、压缩或膨胀过程中喷入其他流体的螺杆机械，以及干式螺杆机械。机体的几何形状取决于转子齿数、转子齿型还有不同组成齿曲nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 7 线构成的齿段的相对比例。实践告诉我们 ，没有对所有应用场合都十分理想的结构和配置，为了获得最佳的机型，详细的热力学分析与设计参数的变化对机器性能影响的估算都是十分必要的。因此，在最优化分析处理过程中制定严格技术标准是研发一台优良机器的先决条件。同时，这些准则有助于进一步提高现有的 螺杆机械设计水平并扩展其应用范围，在市场竞争中争取到更多的优势。 五 .螺杆空压机的操作规程 1、注意事项 a.使用空气软管，则尺寸要正确，并适合于所采用的工作压力，不要用已擦伤、损坏或易变形的软管，软管端部的连接件和紧固件的型号和尺寸一定要正确，在崐排出压缩空气时， 开口端一定要牢牢把握住，否则软管将会挥舞而致伤人，不要将压缩空气直接对人，使用压缩空气清洁设备时要十分小心，并带上眼罩。 b.不要在有可能吸入易燃或有毒气体的地方操作压缩机。 c.不要在超过铭牌上规定的压力情况下运转，尽可能不要在低于铭牌上规定的压力情况下运转。 d.运转时必须关闭全部车棚边门。 e.定期检查 (a)安全装置的可靠性。 (b)软管的完好程度。 (c)有无泄漏。 (d)所有电气接头应稳固、良好。 2、初次启动前的准备工作 a.卸除木契、垫木与抱箍及支撑。 b.检查接线 是否正确。 c.检查电机过载继电器的整定值。 d.检查电气接线是否符合安全规程的要求，绝缘必须接地以防止短路，接电源开关应设在机组附近。 e.往储气罐 /油气分离器加油至液面计油位“ 70”处。 f.接通水路。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 8 g.关闭两个排放阀。 h.接上电源，启动后立即停车，使电机稍微移动一下，检查旋转方向与接筒上的箭头指示方向是否一致，若不一致，则重新接线。 i.机组起动，在空载运行期间检查油是否泄漏后，打开供气阀。 k.逐渐关闭供气阀至压缩机卸荷运行；检查机组是否正常运行在负荷运行期间注意冷凝液是否能自 动排放掉，以检验水气分离器中浮球阀工作是否正常。 l.检查压力调节器卸载和负载压力整定值。 m.停车 n.开车 10 分钟，检查油位，液面计的油位应接近“ 0”位置。 3、启动前 a.检查油位液面计的油位应接近“ 0”位置，如需加油可按程序加油。 b.关闭水气分离器，气冷却气排放阀。 4、启动 a.将水路接通。 b.接上电源，启动电机，检查“电源”指示灯是否亮着。 c.按下“启动”按钮，启动后，“启动”指示灯应亮所有其它报警指示灯应熄崐灭。 d.检查油有否泄漏，启动次数一小时内应不超过 10 次。 e.打开供气阀。 f.按下“加载”，压缩机开始正常运行、供气。 5、运行 要定期进行下列各项检查 a.储气罐 /油气分离器中的油位。如油位过低，应加油至运转时处于“ 0”位置处，加油时应先停车，卸压后方可旋松加油塞加油。 b.供气温度。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 9 c.水气分离器浮球阀，冷凝液自动排放的情况。 d.排气温度应不超过规定值，检查后应将门关上。 e.压力调节器当压缩机工作压力在上限时应卸载在下限时应负载。 6、停车 a.关闭供气阀。 b.按下“卸载”按钮，并至少再运行 30 秒。 c.按 下“停车”按钮“运行”信号灯灭，电机停车。 d.打开排放阀，排放水气分离器和气冷却器中冷凝水。 e.排出冷却器中的冷却水。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 10 第 三 章 参数及选取原则 3.1.型线参数 3.1.1 型线种类 转子型线种类对压缩机性能具有重大影响，型种类在于采用不同的组成齿曲线。第一代和第二代转子型线是“线”密封型线。第三代为“带”密封型“带”密封型线的性能明显优于“线”密封型线。特别是高压比工况或转子直径较小的中小型螺杆压缩机中，这种“带”密封型线的优势更加明显。所以在各种类型的螺杆压缩机中，都应尽量采 用各具特色的“带”密封型线。 3.1.2 转子齿数 在理论上转子齿数是没有限制的。但在实际选择转子齿数时要考虑多种因素，机时这些因素往往是相互冲突的。如：增大面积利用系数会降低压缩机所能随的压差；当所能随的压差增大时，又会影响一压缩机的效率。因此，最终选择方案应根据所设计压缩机的具体应用场合，进行优化选择。 在通常的设计条件下，螺杆压缩机的阴 /阳转子的齿数比一般在 3/3-10/11 之间，最常用的是 3/4、 4/5、 4/6、 5/6、 5/7、 6/8 等。 通常转子直径小，就具有泄漏线长度与容积流量之比较小的优点，可使 压缩机具有较高的效率。但其抗弯刚度较差。当压差太大时，它将产生较大的弯曲变形，甚至现机体相接触。 直径大的转子抗弯能力强，但泄漏长度也较长，导致压缩机效率差。这种高度方案可适用于压力差较大的场合。 4/6 组合方案转子刚度适中，并且阴阳转子的刚度相近，压缩机的效率也高。因此，获得了较为广泛的应用。 在一般螺杆空气压缩机中，新的不对称型线则趋于采用 5/6 的齿数组合，而在常规的螺杆制冷压缩机中则趋于采用 5/7 齿数的组合方案。实测性能表明，这两种方案在刚度上也是足够的，并且比 4/6 组合方案具有更高的效率。 3.1.3 齿高半径 随着转子齿高半径的增大，面积利用系数也增大。但过分大的齿高半径，nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 11 往往会使阴转子齿根部宽度不足。而过不到预期的加工精度。在一般情况下，齿高半径与转子中心距的比值 R/A 应在 0.15-0.35 的范围内。 3.1.4 齿顶高 在双边型线中，通过采用恰当的齿顶高，可使阴阳转子的直径相同，十分有利于零件的加工和检验，还能使面积利用系数增大。但转子齿顶高太大时，过大的泄漏三角形面积会使压缩机的效率降低。特别值得指出的是齿顶高还会对阴阳转了之间的力矩分配产生较大的影响。当齿顶高取值不当时，会使作用在阴转上的合力 矩太小。并在工况变动时，有可能会使合力矩的方向发生改变，从而产生异常的哭声和振动。在一般的双边型线路，齿顶高 H 与转子中心距的比值 H/A应在 0.005-0.05 的范围内 3.2 转子结构参数 3.2.1 转子直径和长径比 转子直径是关系到螺杆机系列化和零件标准化、通用化的一个重要参数。 以尽可能少的转子直径规格数来满足尽可能广泛的容积流量范围。已有的螺杆压缩机的转子直径范围为 40-845mm，便绝大多数压缩机的转子直径小于300mm。 长径比是指转了的工件长度与阳转子走私的比值。由于螺杆压缩机的容积流量与转子直径 的平方成正比，使得相邻系列转子直径的容积流量差别较大。特别是在转子直径较大时尤为显著。为此在多个转子直径下，通常采用多个长径比，以变化容积流量范围，以便相邻系列转子直径的容积流量交错相接。 压缩机的长径比通常为 0.9-2.0。对容积流量大的压缩机，可选用较高的长径比。这点对喷油机器特别明显，由于转子直径不便取得过大，为了获得的需的容积流量，个别机器的长径比高达 2.5 以上。 3.2.2 导程和和扭转角 当转子的直径和长度相同时，大扭转角对应短导程，小扭转角对应于长导程。内容积比相同的时，具有大扭转角的转子能得到 较大的径向和轴向的排气口。 齿顶速较高的时候，由于泄漏损失影响较小而排气损失影响较大，故应采用nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 12 较大的扭转角，以获得较大流通面积的排气孔口。在齿顶速较小时，由于泄漏损失影响较大，而排气影响损失较大，则采用较小的扭转角度以获得较短的接触线长度和较小的泄漏三角形面积。显然，不同结构参数和使用场合的机器将有不同的最佳扭转角，必须针对具体的用途和结构参数进行分析计算后才能确定。建于常规参数范围内的螺杆压缩机，阳转了的扭转角通常为 200-300。 3.2.3 排气压力和吸气压力 螺杆压缩机可以达到的排气压力主要取决于 其机体结构、转子的长径比及所用材料等因素。对于阴阳转子齿数比分别为 6 和 4 的压缩机，当长径为 1.65，机体材料为普通灰铸铁时，可以达到 2.5Mpa 排气压力。若将转子长径比减小到 1.1，机体材料变为球墨铸铁可铸钢后，就可达到 4.5Mpa 排气压力。 螺杆压缩机可作为真空泵，又可作为多级压缩的高压级，因此其吸气压力可在很大范围内变化。但螺杆压缩机通常都具有固定的内容积比，当吸气压力升高时，其内压缩终了压力会远远大于排气压力，从而导致各种故障的产生。所以螺杆压缩机最大吸气压力应根据其所能随的排气压力、内容积比以及被压 缩介质进行具体计算。一般情况下，螺杆压缩机的吸气压力应小于 3.0Mpa . 3.2.4 压缩机的排量 压缩机的排量计算公式 30 . 7 5 * 1 0sbV V n 3/mh 式中 n-转子的转数 ； BV-压缩机开始时的齿槽容积 ， 3cm 。 压缩机的排量还可由下式决定 ： 61 *10sV W n z m 3/mh 式中 W-螺杆每一齿槽基元容积，即星轮片刚封闭齿槽时的基元容积，3cm ； n-螺杆的转数， rpm; 1z-螺杆的头数； m-星轮数，圆柱形蜗杆 m=2。 其中基元容积 W 的计算方法为 W Wd nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 13 第 四 章 电动机的选择 及 V带的设计 4.1 电动机的型号 型号 Y200L2-2 额定功率 (KW) 37 转速 (r/min) 2950 电流 (A) 69.8 效率 (%) 90.5 功率因素 cos 0.89 最大转矩 /额定转矩 2.2 堵转转矩 /额定转矩 7.0 堵转电流 /额定电流 2.0 电机防护等级 IP54 P=37kw n=2950r/min 4.2 V 带的设计 1. 确定计算功率 Pc 由文献（ 4） :表 8.21 查得AK=1.3 由式 (8.12)得 1 . 3 3 7AP c K P X =48.1 kw 2. 选取 V 带型号 根据 Pc =48.1 kw 1n=2950 r/min 由图 8.13 选用 SPB 型窄 V 带 3. 确定带轮基准直径1dd,2dd根据表 8.6 和图 8.13 选取1dd=180 mm,且1dd=185 mmmindd=140 mm 1221nddn= 2950 1803900X=136.1 mm 按表 8.3 选取标准值2dd=140 mm,则实际传动比 I,从动轮的实际转速分别nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 14 为 : i=180140=1.29 2n=1ni =2950X1.29=3792 r/min 从动轮的转速误差率为 : 3 9 0 0 3 7 9 23900 1 0 0 % 0 . 1 5 %X 在 5%内为允许值 . 4. 验算带速 V 1160 100ddnXV = 1 8 0 2 9 5 0 2 8 .5 66 0 1 0 0XXX =28.56 m/s 带速在 5 35 m/s 范围内 5.确定带的基准长度 Ld 和实际中心距 a 按结构设计要求初定中心距 0a=500 2120()0 1 2242 ( ) dddddd aL o a d d = 2( 1 8 0 1 4 0 )2 4 5 0 02 5 0 0 ( 1 8 0 1 4 0 ) XX =1405.8 mm 由表 8.4 选取基准长度 Ld=1400 mm 由式 (8.16)得实际中心距 a 为 a0a+2Ld Lo=500+ 1405.8 14002=497 mm 中心距 a 的变动范围为 : mina=a-0.015Ld =497-0.015X1400 =476 mm maxa=a+0.03Ld =497+0.03C1400 =539 mm 6. 校验小带轮包角1由式 (8.17)得 : nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 15 1= 12001 8 0 5 7 . 3dddda X= 1 8 0 1 4 04971 8 0 5 7 . 3X=175.4 0120 7. 确定 V 带根数 Z 由式 (8.18)得 Z()LPcPo Po KaK根据1dd=180 mm, 1n=1950 r/min 查表 8.16 得 Po=11.5 kw 由式 (8.11)得功率增量 Po 为 : Po = 11 (1 )KiKbn 由表 8.18 查得 Kb =5.7266X 310 根据转动比 i=1.29,查表 8.19 得 Ki=1.0840,则 3 11 . 0 8 4 0 5 . 7 2 6 6 1 0 2 9 5 0 (1 ) P o X X =1.308 kw 由表 8.4 查得到长度修正系数LK=0.84 由图 8.11 查得包角系数 K=0.98 得 SPB 窄带根数 Z 为 : Z= 4 8 .1(1 1 .5 1 .3 0 8 ) 0 .8 4 0 .9 8XX 2.98 圆整得 Z=3 根 8. 求初拉力 Fo 及带轮轴上的压力QF由表 8.6 查得 SPB 窄 V 带的每米长质量 q=0.20 kg/m 根据式 (8.19)得单根 SPB 窄 V 带的初拉力为 : Fo= 25 0 0 2 . 5( 1 )PcZ V K qV = 25 0 0 4 8 . 1 2 . 53 2 8 . 5 6 0 . 9 8( 1 ) 0 . 2 0 ( 2 8 . 5 6 )XX X 598.5 N 由式 (8.20)可得作用在 轴上的压力QF为 QF= 122 sinFoZ nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 16 = 1 7 5 . 422 5 9 8 . 5 3 s i nXX 4724.8 N 9. 设计结果 选用 3 根 SPB-1400GB /T11544 窄 V 带 ,中心距 a=497 mm,带轮直径1dd=180mm, 2dd=140mm, 轴上压力QF=4724.8 N 4.3 螺杆压缩机的功率 要计算螺杆压缩机的功率首先要知道螺杆压缩机的功。 螺杆压缩机无冷却时压缩气体内功 1 111 ( 1 ) /01 ( 1 )m mmiamL p L r 式中 iL-压缩 1 3m 气体所耗之内功， 3/kj m rL-气体内部损失。rL包括泄漏气体的加热、气体流动阻力损失等。这些损失都以热量的形式加热气体， 3/kj m 0p-吸入压力， kPa ; Pa -内压缩终了的压力， kPa ； a-内压力你比，0aP aP ； 1m-无冷却时的压缩机的多方指数。 当知道螺杆压缩机的压缩功后，用下式确定压缩机轴的功率： 3600 vmL VseN kw或 3600l ad mL VseN kw式中 iL-压缩 1 3m 气体的指示功（内功）， 3/kj m ； lL-压缩 1 3m 气体的理论绝热压缩循环功， 3/kj m ； sV-压缩机实际排气量， 3/mh； ,v ad m -压缩机的容积效率、绝热效率和机械效率。它们之间的关系如下： ad i m （i-指示效率） nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 17 第 五 章 噪音及减小噪音的途径 5.1 噪音 噪音 被认为是令人讨厌或干扰的声音。 分贝的定义可以解释为对两种能量比值的对数（以 10 为底）后乘以 10。 W2 dB=10log - W1 增加 10dB 表示能量的增加 10:1，增加 20dB 表示能量增加 100:1，增加 30dB则增加 1000:1。 对我们的应用来说，我们是讨论声功率级 -设定的 W1 参照值为 10-12，其公式就变成了 PWL(dB)=10log 5.2 噪音的测量 当耳朵背对着噪音，人们发现耳朵就自动地 “听不到 ”低频的噪声，非常类似下面的 “A”级网络。 为此，对工业噪声的测量选择的标准是 “A”级噪声水平，并使用 dB(A)术语。由于反射的噪声能容易地被测试探头捕获，所以设置另一个标准。该标准要求所有噪声测量就在 “空旷野外条件 ”下进行。 测量气体设备声音的 ANSIS51 规则指出：噪声应该在离机器一米远，一点五米高处测量。 因此，这里我们确定了测试探头位置和测量地点并且以 “A”级网络测量噪声。 所有制造商使用这些相同的基本规定测量噪声。 如果两台同样噪声水平的机器并排运行，噪声水平的结果将增加 3dB(A)（两倍） W/10-12。 一个压缩机制造商声明：噪声水平担保为 +3dB(A)是 指其噪声水平将是其所声明的噪声水平的两倍或二分之一。 两台以不同速度运转的机组，可能有同样的噪声水平，但听起来完全不同。一台可能比另一台更刺耳。这是因为噪声是根据把频谱中所有的频率相加得出的一个数目来形成 dB(A)。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 18 为测量噪声水平，将测量到每一个音阶带的噪声，以 “A”反评定并对比相加以得出答数 dB(A)。 所有这些意味着什么： 1、这意味着，由于反射我们不能将一台压缩机安置在房间里，然后期望有和在空旷野外条件下相同的噪声水平。 2、我们不能光凭两台不同的机组（以不同 的速度，不同的驱动，不同的组件和不同的外壳）就能对噪声水平做出一个聪明的猜测。测量噪声的唯一方法是使用一台声音测量设备。 我们怎样克服噪声水平中明显的差异？ 1、通过准确测量噪声水平 2、通过知道噪声水平是怎样构成的来理智地指定频率的差别和刺耳的因素。 3、知道两个有相同噪声水平，然而不同频率特性的机组噪声对耳朵的伤害是相同的，即使其中一个确实 “听起来 ”更轻一些。 我们怎样才能进一步降低噪声？ 1、保机体中的所有接头是安全的，叉车孔关闭，机组地面的基体是固封住 的。 2、通过管道输送进气和排气。 3、减少反射噪声。 声音和噪声测量充其量只不过是一种非常不精确的科学。对于这个课题的讨论希望能避免野外问题，野外修正的大量费用和用户的不满意。 1、所有噪声水平测量使用 ANSLS51 标准。这是一个工业标准。我们应该通过这个标准的参考了引用所用的噪声水平。简短的说，该标准要求空旷野外测量（无反射墙和屋顶），机组周围的多点测量，并对测量值取平均值。应该在机组一米以外，地面和基础水平上的一点五米处测量。任何单点测量可以起过引用的A 噪声水平。只要平均读数能满足或低于引用水平。此外，所采用的测量是所 衡量噪声的应该宽频带的平均值。当要求或给予应该频率带分析时，一些中频带的读数能而且通常确实比噪声衡量平均值更高。再一次指出，这是标准所接受的。 2、在标准结构中 没有给予和适用的公差 3、没有真正的在野外安置的机组应写上 “空旷野外 ”安置。实际上规则地点的噪声水平总是要更高一些，因为从附近墙壁和或屋顶及附近设备分布的反射。 4、可能提交的噪声水平数据是当测量应该特定压缩机时采用实际的测量得到 的并在一个同类型压缩机在同样的条件下重复运行可被解释为典型的噪声水平。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 19 注 意 : 对于任 何多点测量或重复压缩机测量时，有一定的误差联系。这些误差指出了为了担保噪声水平对一个特定压缩机的问题，应该在总的 dB(A)衡量值上加上3 分贝。当给予一个用户噪声水平担保时，服从以上要求是绝对必要的。 当给予一个用户噪声水平担保时，服从以上要求是绝对必要的。 5.3 噪声防止途径 螺杆压缩机噪声的控制，是一个综合性的技术问题，采取单一的技术措施往往是不够的，必须改革工艺结构、声学原理、个人保护以及提高自动化程度。 首先在螺杆压缩机设计时，应考虑从声源上降低噪声。这主要是改革机组的结构与工艺，即尽可能消除和减 少产生噪声的条件。例如，在转子沟槽和管道中，限制气流速度，造成气流在转子中环流的良好条件；对称齿形改成非对称齿形；提高转子的加工精度，减少排气压力落差等，降低排气噪声和涡流，减弱机械噪声；对产生高噪声的大型电机改成后曲式叶片的冷却风扇，可明显降低电机噪声。另外，设法提高自动化程度，机组放在隔声室中，控制仪表装在操纵室里，使工人减少接触躁声。 下面介绍实践中减少躁声的措施： 1.消声器 由于螺杆压缩机转子通过管道和进排气口向周围环境辐射非常强烈的躁声，因此必须 设 计和装置高效率的消声器。扩张室 -阴性复合型消声器降低螺杆的气流躁声是比较适宜的 22， 33 。 目前，解决空气动力性躁声，常用的消声器分三类；抗性消声器，阴性消声器，阻抗复合消声器。 1.机壳和管道的声学处理 机器躁声辐射的主要途径是通过机壳和管道的孔，缝隙直接向外辐射，或者激励机壳，管道震动向外间接辐射。因此对机壳和管道的孔，缝隙应尽量密封，并选择有一定隔声能力的管道和机壳。机壳和管道的隔声能力主要与板材的单位面积重量有关，即与隔板厚度有关。例如 2mm 的钢板可以隔声 23dB， 3mm 达nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 20 33dB。如有 可能，可以进行内加吸声材料，外加阻尼材料的声学处理。 1.隔声罩 对于体积较小的螺杆压缩机，可采取带有进、排气消声器的隔声罩，将整个机组罩起来。机罩内部要进行吸声处理，外部加涂阻尼材料。为了防止噪声和振动通过基础和刚性结构传播出去可以设计减震装置。 隔声罩所产生声压级降低值，可由下式估算： 0 . 11 0 l g (1 1 0 )TLL a d B 式中 a 隔声罩内壁吸声材料的吸声系数； TL 各声找刚性结构本身（如钢板）的隔声能力。 TL 可以由下式决定： 22 0 0 /P K g m 时， TL=13.5 lgP+13dB 22 0 0 /P K g m 时， TL=23lgP-9dB 其中， P 为钢板平方米的公斤质量。 一般经这样处理的隔声罩，可以降低噪声级 20 30 dB . nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 21 第 六 章 结束语 经过了近一个多月的学习，我终于完成了论文。从开始接到论文题目到实物测量绘图，再到论文文章的完成，每走一步对我来说都是新的尝试与挑战，这也是我在大学期间完成的最大的项目。在这段时间里，我学到了很多知识也有很多感受。我开学会独立学习，通过查看相关的资 料及书籍，和在老师的帮助下，让自己头脑中模糊的概念逐渐清晰，使自己非常稚嫩作品一步步完善起来，每一次改进都是我学习的收获。 这次做论文的经历也会使我终身受益，我感受到做论文是要真真正正用心去做的一件事情，是真正的自己学习的过程和研究的过程，没有学习就不可能有研究的能力，没有自己的研究，就不会有所突破。希望这次的经历能让我在以后学习中激励我继续进步。 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 22 第 七 章 参考文献 中国机械工业标准汇编 -压缩机上 中国标准出版社 中国机械工业标准汇编 -压缩机下 中国标准出版社 刑子文 主编螺杆压缩机 理论、设计及应用 机械工业出版社 2003 年 6 月 1 版 机械设计手册 化学工业出版社 1982 年 10 月北京 1 版 王世辉 主编 机械设计基础 重庆大学出版社 2005 年 2 月第 1 版 李 澄 主编机械制图 高等教育出版社 1997 年 7 月第 1 版 吴宗泽 主编机械零件设计手册机械工业出版社 2004 年 1 月第 1版 nts无锡职业技术学院毕业设计说明书 23 第 八 章 附录： 表 1 第一位表征数字表示的防护等级 第一位 表征数字 防护等级 简述 含义 0 无防护电机 无专门防护 1 防护大于 50mm 固体电机 能防止大面积的人体 (如手 )偶然或接近壳内带电或转动部件(但不能防止故意接触 ) 能防护直径大于 50mm 的固体异物进入壳内 2 防护大于
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