双螺杆空气压缩机设计最终版

密级学号本科生毕业设计（论文）空气压缩机设计学院专业机械工程及其自动化班级机械工程本科学生姓名指导老师完成日期学士学位论文原创性申明本人郑重申明所呈交的设计（论文）是本人在指导老师的指导下独立进行研究，所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本设计（论文）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本申明的法律后果由本人承担。学位论文作者签名（手写）签字日期年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权江西科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。保密，在年解密后适用本授权书。本学位论文属于不保密。（请在以上相应方框内打“”）学位论文作者签名（手写）指导老师签名（手写）签字日期年月日签字日期年月日摘要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。双螺杆压缩机已经超过所有工业压缩机的50，其市场份额超过80，今后其市场份额还将继续扩大。双螺杆压缩机可分为喷油螺杆空气压缩机、喷油螺杆制冷压缩机、喷油螺杆工艺压缩机、干式螺杆压缩机、喷水螺杆压缩机和其他螺杆机械装置。由于油分离和气体净化技术的发展，喷油式螺杆压缩机越来越多地被用到对空气品质要求非常高的场合，如食品、医药及棉纺企业，占据了许多原属无油压缩机的领域。可见，研究双螺杆压缩机具有十分重要的意义。本课题主要是设计通用的喷油双螺杆空气压缩机，采用单边不对称摆线销齿圆弧型型线，阴、阳转子齿数比为64。设计新型转子型线，目的是使接触线长度、泄漏三角形面积和封闭余隙容积3者达到最优化设计，以进一步提高双螺杆压缩机的机械性能。重点研究的是双螺杆压缩机的转子型线设计、几何特性、受力分析、热力学计算。关键字喷油双螺杆空气压缩机转子型线啮合线ABSTRACTDOUBLESCREWCOMPRESSORISAKINDOFISNEWCOMPRESSOR,BECAUSEOFITSHIGHRELIABILITY,CONVENIENTOPERATIONANDMAINTENANCE,GOODDYNAMICBALANCE,THEADVANTAGESOFHIGHADAPTABILITYANDWIDELYUSEDINMINING,CHEMICAL,POWER,METALLURGY,CONSTRUCTION,MACHINERY,REFRIGERATIONANDOTHERINDUSTRIALSECTORSDOUBLESCREWCOMPRESSORHASMORETHAN50OFALLINDUSTRIALCOMPRESSOR,THEMARKETSHAREOFMORETHAN80,ITSSHAREOFTHEMARKETWILLCONTINUETOEXPANDINTHEFUTUREDOUBLESCREWCOMPRESSORCANBEDIVIDEDINTOTHEINJECTIONSCREWAIRCOMPRESSOR,INJECTIONSCREWREFRIGERATIONCOMPRESSOR,OILINJECTIONSCREWCOMPRESSOR,DRYTYPESCREWCOMPRESSOR,SCREWCOMPRESSORANDOTHERSCREWMECHANISMTHANKSTOTHEDEVELOPMENTOFOILSEPARATIONANDPURIFICATIONTECHNOLOGYOFGASINJECTIONTYPESCREWCOMPRESSORISINCREASINGLYUSEDFORAIRQUALITYREQUIREMENTISVERYHIGH,SUCHASFOOD,MEDICINEANDCOTTONSPINNINGENTERPRISE,OCCUPYALOTOFTHEORIGINALBELONGSTOTHEFIELDOFOILFREECOMPRESSORVISIBLE,RESEARCHISOFGREATSIGNIFICANCETODOUBLESCREWCOMPRESSORTHISTOPICISMAINLYTHEDESIGNGENERALSPRAYDOUBLESCREWAIRCOMPRESSOR,THEUNILATERALASYMMETRICCYCLOIDPINTOOTHLINEOFCIRCULARARCTYPE,YINANDYANGROTORGEARRATIOOF64DESIGNANEWTYPEROTORLINE,THEPURPOSEISTOMAKETHECONTACTLINELENGTH,LEAKAGEANDSEALCLEARANCEVOLUME3TRIANGLEAREAISTOACHIEVEOPTIMALDESIGN,INORDERTOFURTHERIMPROVETHEMECHANICALPERFORMANCEOFDOUBLESCREWCOMPRESSORFOCUSISTHESTUDYOFTHEDOUBLESCREWCOMPRESSORROTORPROFILEDESIGN,GEOMETRICCHARACTERISTICS,STRESSANALYSIS,THERMODYNAMICCALCULATIONKEYWORDSINJECTIONTYPETWINSCREWAIRCOMPRESSORROTORWIREMESHLINE目录前言1第1章选题背景211总设计要求212压缩机的特点213工作原理2第2章螺杆尺寸确定421转子直径与长径比422导程和扭转角423确定转子端面基本尺寸524确定阳转子螺杆尺寸6241确定阳转子各轴段直径7242确定阳转子各轴段段长725确定阴转子螺杆尺寸7251确定阴转子各轴段直径7252确定阴转子各轴段段长826确定各标准件的型号8261确定滚动轴承型号8262确定甩油环型号9263确定锁紧螺母型号9264确定内六角螺钉型号9第3章转子型线设计1031坐标系建立及坐标变换1032齿曲线及其共轭曲线1133啮合线方程1334单边不对称摆线销齿圆弧型线13第4章热力学计算2241内压力比2242容积流量及容积效率22421理论容积流量22422容积效率2243轴功率及绝热效率23431指示功W23432轴功率24433绝热效率AD24434绝热指示效率I2444电动机功率24441传动效率24442电动机功率24443电动机型号确定25第5章力学计算2651轴向力的计算26511端面轴向力26512气体轴向力27513齿轮轴向力2752径向力的计算27521坐标系27522计算工况28523齿轮径向力2853轴承支撑反作用力28第6章主要零部件选材2961机体2962转子2963轴承2964密封29第7章结束语30参考文献31附表一32附图片33致谢37前言经过多位科学家及全世界各国的机械工程师的不断研发和实践，螺杆式的空气压缩能够在很多场合使用，而且无论是功率的范围也特别大。小型的压缩机一般质量轻，可以配上装置，使其可移动；而大型的压缩机一般是组合式，同时并联多个或多组中型的空气压缩机，已达到功率要求和功能的满足。当前，最先进的螺杆式压缩机技术当属双螺杆空气压缩，它在单螺杆的基础上，做了很多改进，提高了工作效率、提升了节能效果、降低了噪音等等。第1章选题背景11总设计要求本论文是设计一个小型的螺杆空气压缩机。主要目的是了解压缩机的特点和发展情况，理解压缩机工作原理，结构及其作用。并进行结构和零件校核。设计要求转子公称直径为100MM。12压缩机的特点1）可靠性高结构简单，零部件较少。设计中不存在易损件，提升了运转的可靠性。2操作维护方便本体自动化程度高、结构简单、零部件较少。故操作简单、维护方便。3）适应性强。机械结构具有强制输气的功能，不受排气压力的影响，能够在任何工况下保持高效率。13工作原理图11如上图11所示，在压缩机的主机箱中，装着一对相互啮合的转子，一个是阳转子，一个是阴转子。另外在机体2端各开了2个口，一个吸气口，供吸气用的；一个是排气口，供排气用的。工作循环过程可以分为吸气、封闭、压缩和排气，4个过程。图12吸气过程图13封闭过程吸气过程如图12所示，空气进入，开始吸气。转子转动，空气吸入量增加。到下个开口封闭式，吸气阶段结束。如图13所示，齿峰、机壳封闭。气体被包围在这个封闭的空间中。即封闭过程。图14压缩过程图15排气过程压缩过程如图14所示，转子继续转动，气体压缩。即为压缩过程。排气过程如图15所示，当齿顶达排气口时，压缩气体排出机体。即为排气过程。第2章螺杆尺寸确定21转子直径与长径比转子直径是螺杆压缩机的一个重要参数。确定转子直径的原则是最高速度在最佳齿，转子直径规格尽可能少，以满足体积流量尽可能广泛的范围内。除了制造成本相对较高以外，采用多个小容量的压缩机并联运行，有更多优点。在每个转子直径，通常是多个的纵横比，改变体积流量范围内，相邻的体积流量系列交错相转子直径。列于下表21中，螺杆式压缩机的几何特征长度直径比的影响。表21长径比接触线长度MM泄漏三角形面积MM轴向排气孔口面积MM总排气孔口面积MM104680158088881254600163696782154610174617709175466018255765320474018850961025496020643854722导程和扭转角图21如图21所示。体积大，如适当增加排气口面积和提高转子刚性，经常用较大的扭转角和短引线转子。如下表22列出扭转角不同时的转子几何特性。从表中可以看出，当扭转角增大时，一方面可以使排气孔口面积增大，减少排气过程中的能量损失；它也可以使接触线长度、泄漏三角形面积的增加，导致增加的泄漏；此外，随着扭转角的增加也使得扭转角系数降低，导致机器的尺寸增大。表22扭转角/扭角系数接触线长度/MM泄漏三角/MM排气孔口面积/MM2001036002453132500997524090196493300097373460016376632509503448601519233500919655130140109223确定转子端面基本尺寸图22端面尺寸图转子公称直径DO阳转子节圆直径D1064DO阴转子节圆直径D2096D0中心距A08D齿高半径R0205D阳转子外径D1105D阴转子外径D2096D0阴转子直线段DE0005D阳转子导程T112D0阴转子导程T218D阴转子扭转角21/I阳转子的转速（R/MIN）N160U1/DE1阴转子的转速（R/MIN）N2N1/I节圆螺旋角1ARCTAN（B1/2）转子长度LD1本设计中的几何尺寸选用标准系列，具体见附表1（国标螺杆尺寸表格）。取DO100MM，阳转子圆周速度U120M/S，查表得1300，15，B105MM，B215MM则阳转子节圆直径D1064DO06410064MM阴转子节圆直径D2096D09610096MM0中心距A08D0810080MM齿高半径R0205D0205100205MM阳转子外径D1105D105100105MM阴转子外径D2096D09610096MM0阴转子直线段DE0005D000510005MM阳转子导程T112D12100120MM阴转子导程T218D18100180MM阴转子扭转角21/I300/15200节圆螺旋角1ARCTAN（B1/2R1）ARCTAN（5245/2）8317转子长度LD1105151575MM阳转子转速N160U1/314D16020/3140105363967R/MIN阴转子转速N2N1/I363967/15242645R/MIN24确定阳转子螺杆尺寸图23阳转子草图241确定阳转子各轴段直径如上图23所示段D135MM估算。段D240MM与圆柱滚子轴承N208E和甩油环配合。段D355MM由轴肩估算出。段D4105MM阳转子外径由公式计算得出。段D355MM同段。段D640MM与角接触轴承7208B和圆柱滚子轴承N208E配合。段D730MM与锁紧螺母配合。242确定阳转子各轴段段长段60MM估算。段122335MM与圆柱滚子轴承N208E和甩油环配合。段25227MM吸气端盖厚度25MM，内壁与转子间隙2MM。段1575MM转子长度由公式计算得出。段27MM排气端盖25MM，内壁与转子间隙2MM。段2318140MM与圆柱滚子轴承N208E和角接触轴承7208B配合，留间隙1MM段21MM与锁紧螺母配合。25确定阴转子螺杆尺寸图24阴转子草图251确定阴转子各轴段直径如上图24所示段D130MM与圆柱滚子轴承N2206E配合段D245MM由轴肩估算出。段D396MM阴转子外径由公式计算得出。段D445MM同段。段D330MM与角接触轴承7306B和圆柱滚子轴承N2206E配合。段D620MM与锁紧螺母配合252确定阴转子各轴段段长段20121MM与圆柱滚子轴承N2206E配合段25247MM吸气端盖25MM，内壁与转子间隙2MM。段1575MM转子长度由公式计算得出。段27MM排气端盖25MM，内壁与转子间隙2MM。段2019138MM与角接触轴承7306B和圆柱滚子轴承N2206E配合。段21MM与锁紧螺母配合。26确定各标准件的型号图25装配草图261确定滚动轴承型号经过计算出的轴径，对照国标表格，确定滚动轴承型号列于下表23中。表23编号类型D/MMD/MMB/MM轴承代号3、7圆柱滚子轴承408023N208E8单列角接触轴承4080187208B15、18圆柱滚子轴承306220N2206E14单列角接触轴承3062167306B262确定甩油环型号经过计算出的轴径，对照国标表格，确定甩油环型号列于下表24中。表24编号D/MMD1/MMD2/MMB/MMB1/MMC/MM140755012505263确定锁紧螺母型号经过计算出的轴径，对照国标表格，确定锁紧螺母型号列于下表25中。表25264确定内六角螺钉型号按照设计的箱体壁厚与吸气端盖壁厚，对照国标表格，确定内六角螺钉号列于下表26中。表26编号个数螺纹DB/MMDK/MMDS/MMK/MM/MM168M164424161645174M624106625编号锁紧方式螺纹和螺距D/MMH/MMG/MMT/MMD/MMNM扭紧力矩MAXNM9AM30154518520403M44513AM20153816420333M445第3章转子型线设计31坐标系建立及坐标变换坐标系建立，如下图31所示图31坐标系关系1）阳转子的动坐标系1YXO2）阴转子的动坐标系。23）阳转子的静坐标系。1YXO4）阴转子的静坐标系。2传动比是IZRNT211212（1）12IATT1式中2、1为阴、阳转子转角；N2、N1为阴、阳转子转速；2、1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）坐标变换转子型线的每一点都可在四坐标表示。这些坐标系之间的转换关系如下A动坐标与静坐标的关系式，如下1YXO1YXO（2）111COSSINIYXB动坐标与静坐系的关系式，如下2YXO2Y（3）1212COSSINICYXC静坐标与静坐系的关系式，如下1YXOYX（4）12AD动坐标与动坐标的关系式，如下1YXOYXO（5）112121SINCOSINSICAKKE动坐标与动坐标的关系式，如下2YXOYXO（6）1112SINCOSINSIK32齿曲线及其共轭曲线（1）齿曲线方程型线通常是由齿曲线连接的多个节段。设计时，先在阳转子上给定齿曲线，再用参数方程在相应的转子动坐标中表示TYXEBT（7）在式（7）中，和的T决定了组成曲线的B和E的坐标和BTE,BYX。,EYX（2）齿曲线的共轭曲线方程假定已在阴转子上给定了一段组成齿曲线2，共轭曲线的组成是由转子齿和曲线网格，为（8）2TYX1）将方程代入坐标变换式（5），通过动坐标O1X1Y1与动坐标O2X2Y2之间的坐标变换式求得。（9）,11TYX1是表示曲线簇中某一条曲线位置的参数。2）找出曲线簇的包络条件。把包络条件代入曲线簇方程，得到曲1T线簇方程，即（10）,11TYX将其微分上式。包络线上任一点的切线斜率。得（11）DTXTDXY11其斜率为与包络线共切于该点的曲线簇中的一条曲线。（12）TXYD1整理式（11）的右边和式（12）右边，令其相等（13）011TYXYTX或（14）1YT从上面的计算式可以看出，求共轭曲线时的必要条件是包络条件。（15）1TYX将方程（15）代入式（6）。得到方程。求共轭曲线为（16）,12TYX可得其包络条件为（17）012YTX3）求共轭曲线方程。若已在阴转子上给定曲线的2为（18）2TYX其共轭曲线方程，补充条件联立表示，即（19）0,1TFYTX同样，若已在阳转子上给定曲线1为（20）,12T其共轭曲线方程，补充条件联立表示，即（21）0,12TFYTX33啮合线方程转子共轭曲线啮合点的集合即为啮合线。可以现想象，齿曲线可被动坐标O2X2Y2上任一点的坐标表示，点在静坐标O2X2Y2就能够代表任意一个啮合点。即啮合线的方程。方程为（22）0,12TFT34单边不对称摆线销齿圆弧型线图32如上图32所示。其组成如下表。表31阴转子阳转子啮合线齿曲线曲线性质齿曲线曲线性质AB直线GH摆线12BC圆弧HI圆弧23CD摆线I点34D点IJ摆线45DE直线JK摆线51EF圆弧KL圆弧1正如上面提到的，转子共轭曲线啮合点的集合即为啮合线。径向直线AB和DE倒角校正，去除原非对称轮廓外摆线形成的点，并且使摆线IJ形成点向内移动。此外，圆弧齿曲线扩张的角度，形成保护的角度，使我在摆线转子阳气内光盘外圈的形成，摆线的保护，是形成点啮合性能非常敏感。图33（1）AB与GH1）阴转子上的AB段为径向直线，AB方程为12SINCOYX（23）参数2的变化范围为TBR22（24）由RTO2BP,有403524822RTB8ARCSINARCSI21T（25）式中R为齿高半径，在国家标准压缩机手册中，规定R0205D，048D。得0T208512）GH方程，将方程（23）代入（5），得方程为1121SINSINCOCOAKYX（26）故有COS121KX1121SISIKXIN121Y1121COCOAY将上述计算式代入式（14），得关系式为IAK/ARCS121（27）联立（26）和（27）得到GH的方程，参数变化范围由式24确定。3）啮合线方程AB和GH啮合时的啮合线方程。通过把方程（24）代入式（3）。并与式（27）联立得到，即IAKIX/ARCOSN12121（28）（1）BC与HI1）BC方程。曲线BC为一圆心在节点P。半径为R的圆弧。如下TYXTSINCO2（29）参数T为21AT（30）由RTO2BP，有72482512式中1为保护角，在国标中通常为510，在本设计中取15。2）HI方程。曲线HI是阴转子上销齿圆弧BC的共轭曲线。将BC方程代入式（5。得到方程。如下11121SINSINSICOCOATKRYKXT（31）故有SIN11TKRTX11121SINSISIATKRXTCO11TTY11121COSSSATKKYT将上述计算式，代入式（14），得0SINI122TRTTT即（32）01不难看出，BC与HI仅在的位置啮合。把式（31）代入式（30）。简1化后得到HI方程。如下TRYAXTSINCO12（33）其参数变化范围是由式（30）确定。3啮合线方程。把BC方程。代入式（3）。并与式（31）联立。得到方程，如下（34）TRTSINCO2其参数变化范围是由式（30）确定。式（34）表明。销齿圆弧的啮合线是与销齿圆弧一样的圆弧。（3）I点与CD1）I点方程。阳转子上的I点为一固定点。在坐标系中。为1YXO11SINCOBYX（35）而由O1IP可知452COS35203520111TTRB9INARSISINARC11B2）CD方程。阴转子上的CD曲线是与阳转子上。I点共轭的曲线。将方程（36）代入式（6）。如下（36）SINSICO112KBAYX参数变化范围为（37）DC可用下式表示（38）22YX将式（36）代入式（38），整理得COS1122AB即（39）1221AR故（40）1221RCOSABCC（41）1221ARDD其中（42）22COSTTCRETD2E为径向直线修正长度。国家标准规定E0005D。得E05MM。03）啮合线方程。将方程（36）代入式（2）。得到啮合线方程。为（43）SINCO11B（4）D点与IJ1D点方程。阴转子上的D点为一固定点。在O2X2Y2坐标中为（44）22SINCOERYXT其中，97134ARCTARCT2DX由曲线CD方程（36）。有（45）SINSICOC11DDDKBAY式中由式（41）确定。D12IJ方程。阴转子上的D点与阳转子的IJ是相啮合的共轭曲线。将方程（45）代入式（5）。即得IJ方程。为（46）SINSINCOCO12211KERAYXT参数变化范围为（47）JI1阴转子IJ曲线上。可用下式表示（48）212YX将式（46）代入（48）中，得COS21222IERAEATT即（49）IT/ARCOS221（50）IERATII/R2221（51）ITJJ/ARCOS22221其中452COS485048502111TTIRB图34PJ的求法如下阳转子上摆线IJ的终点J与阴转子径向直线DE的始点D的啮合位置如上图所示。根据啮合定律，啮合点的公法线必须通过节点P，即PDPJ是DE及JK的公法线，于是在直角三角形O2DP中得在直角三角形O2DP中，（52）98504COS23TRE在直角三角形O1O2J中，（53）6953COS222EAEATTJ3）啮合线方程将方程（45）代入式（3）中。考虑包络条件自然满足。得到啮合线方程。为（54）SINCO122IERT其参数变化范围仍由式（48）确定。其啮合先就是D点。在静坐标系中，即以O2为圆心。以D点到O2的距离为半径的圆弧。（5）DE与JK1）DE方程。阴转子上的DE为一径向直线。其方程为（55）22SINCOYX参数2的变化范围为（56）TTRE222）JK方程。阳转子上的JK曲线。为阴转子上径向直线DE的共轭曲线。将方程（56）代入式（5）。得方程。为（57）SINSICO1211KAYX故有2COSSIN1211KKAXSIN1221KY1211Y将上述诸式代入式（14）。得到曲线转角参数1与参数2的关系式为IAK/ARCOS221（58）联立方程58、57，即得JK的方程。参数变化范围由式（56）确定。式（57）表明JK的性质是一摆线。3）把方程（55）代入式（3）。与式（58）联立。即得到其方程为（59）IAKI/ARCOSIN22112其参数变化范围由式（56）确定。（6）EF与KL1）EF方程。阴转子上EF曲线为一圆心在O2。半径为R2T的圆弧。其方程为（60）TRYXTSINCO2参数T和变化范围为2122ZT（61）2）KL方程。阳转子上KL为阴转子上EF的共轭曲线。将方程（60）代入式（5）。得（62）1121SINSINCOCOATKRYXT故有I2TTT1121SINCOSATKRXTCOS121TKRYT1121COINTYT将上述诸式代入式（14），可得包络条件为IT/1（63）把式（63）代入式（62），整理后得（64）/SINCO1TRYXT其参数变化范围仍由式（61）确定。从式（64）不难看出。KL是圆心在O1。半径为R1T的圆弧。这说明这一段共轭曲线仍为圆弧。3）啮合线方程。把方程（60）代入式（3）。得（65）02T上式表明节圆圆弧的啮合线为一固定点。即节点P。第4章热力学计算热力学计算是为了求出在压力、温度的变化等因素，并算出机器所需要的理论功率。转子的循环运动，在工作过程中，相同体积的先后进行多个齿。因此，在螺杆式的压缩过程中，只需要讨论的一个齿槽的全过程，就能够理解整个机器的工作。41内压力比如果被压缩的气体视为理想气体，压缩过程与被假定为一个可逆绝热过程，牙齿体积压缩压力比之间的范围为达到的压缩终了内压比为I（66）MVTOSTIVP式中，PT08MPA为内压缩终了的压力；01MPA大气压,为吸气SP终了压力；VT为压缩结束时的容积值；VO为吸气结束时的容积值；为压缩V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8。I42容积流量及容积效率421理论容积流量容积流量，为单位时间里转子转过的齿间容积之和。它的大小取决于压QVT缩机的几何尺寸与转速。若令L/D1，则（67）31DNVICQ查手册得04696；查手册得0971（阳转子扭转角为300）CC；长径比15；D1105MM；阳转子转速N1363967R/MIN。将已知数据代入式（67），得MI/823QVI422容积效率容积效率，是实际容积流量和理论容积流量之间的比值，计算式为V（68）VIVQ/式中V是容积效率,已知25M3/MIN，代入式（68），得86V43轴功率及绝热效率431指示功W气体看作理想气体，其状态方程如下所示（69）RTMMPV1吸气过程看作等压过程吸进的空气质量M为，PA，T0T1S298K，空气061P1608分子量M2927，气体常数R8314（JMOL1K1）。（70）94298342761050KGRTVPM吸气过程指示功W1为（71）0165161095101JPW（2）压缩过程看作绝热过程压缩结束时，齿间容积总的减少值为1012KZZASBV248130124103792453608M（72）压缩结束时，齿间容积为（73）RV21255106481035108排气温度TD为,有热量传出，1NK14，取N110360078（K）NSDPT12（74）CTTD08723086273压缩指示功W2为，空气的绝热系数K14（75961145689013212KJKVPWDS（3）排气过程看作等压过程排气过程指示功W3（76）1320164890813JVPD总的指示功W为7718903209615321KJW432轴功率（1）指示功率PIPI（78）60/NW为指示功，N为压缩机转速,N3000R/MIN。（79）94560/31890KWPI轴功率（80）MISHPM为机械效率，一般M090098，取M090。（81）619045KPSH433绝热效率AD绝热效率AD反映了能量利用程度，其数值会根据不同的机型、不同的工况、及其他因素，取得适当的值。PD08MPA,取绝热效率AD078。434绝热指示效率I（82）81250MADI44电动机功率441传动效率因为电动机额定转速低于转子设计的理论转速，因此采用增速齿轮传动。国标中，效率为T097099。本设计中取T098。442电动机功率选取电动机功率一般均大于轴功率，电动机动余度为105115，本D设计中取110，电动机功率D（83）128081256KWPISH443电动机型号确定本设计中采用三相异步电动机，型号是Y160M12，额定功率11KW，其转速N2930R/MIN，其效率D088，则电能总消耗为KW249801594DIMEP（84）第5章力学计算高速旋转的螺杆式压缩机，运行稳定的机械系统，可以考虑转子的阴阳都外力和力矩的平衡状态下。这些力和力矩的气体力，支座反力，转子的重量，齿轮的受力，推力平衡活塞和输入扭矩，气体的扭矩，摩擦力矩51轴向力的计算转子上的轴向力FA为FAFGADSGAFE（85）511端面轴向力轴向力端包括的轴向力和吸入端的轴向力的排气端，并分别等于各部分和其上的产品气体压力区的作用。在转子吸气端面上作用的气体压力为吸气压力，气体作用面积为，PSABA（）（86）FGSPBA其中ZD024DAB24式中转子端面面积端面处的轴颈面积D转子外直径AABZ转子齿数转子齿面面积D转子端面处的轴颈0直径得（）（）FGASPBAPSAZ024D2N461561050246在转子排气端面，不同的气体在排气口端面面积的作用，排气压力的影响，废气从开口端的表面面积，吸入压力的影响。此外，随着转子的旋转，气体压力亦在一定范围内周期性变动，致使总的排气端轴向力也随之改变。因此，一般可以假设对半气压放电区域的端面的算术平均值的进气压力和排气压力。于是（）（）（）FGAD41PSDABA21PSABA（87）N61506240604806216641512气体轴向力气体压力作用于转子螺旋齿面上的轴向分力即为气体轴向力。对每一齿面间容积来说，气体轴向力只能在被称为接触区槽段的有接触线槽段中产FGA生。88GAISPSPIIS321式中所讨论的第I个齿间容积内，被压缩气体在该转角位置时的气体PI压力齿面A15A的轴向投影面积齿面1551的轴向S1S2投影面积齿面34553的轴向投影面积37219N89FGAGAI513齿轮轴向力的方向由吸气端指向排气端。FGEANDNPTE45160TAN1267394520A295400（90）式中P齿轮传递功率（KW）N齿轮转速（R/MIM）齿轮节圆直径（CM）齿倾角（RAD）T0综上所述FA1656660247219514412617N（91）FGADSGAFE52径向力的计算521坐标系参考下图51所示，转子坐标系图51O1Z1阳转子回转轴；O2Z2阴转子回转轴；X1O1Y1位于阳转子吸气端面；X2O2Y2位于阴转子吸气端面。522计算工况取基元容积与排气孔连通时作为计算工况。此时转子受力最大。响应的气体压力分别为1106956，PI01143MPA；1196956，PI02838MPA；1286956，PI05375MPA；1376956，PI08MPA；523齿轮径向力同步齿轮和增速齿轮采用斜齿轮。斜齿轮在传递动力的过程中，会产生径向力。由齿轮传动原理知，斜齿轮啮合时产生的径向力FGER92NDNPFONTGER934260COSTAN51267394520CSA