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四级三叶直排 大气 式罗茨 真空泵 设计

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第七章 罗茨泵冷却系统的研究(专题部分) 水冷夹层冷却系统的研究一、 概述冷却系统是罗茨泵应用中的一个重要环节。由于该泵是从极限真空度直排大气，泵的总体压缩比较高，压缩过程中转子对气体所作的功转变为气体的内能，使气体的温度升高。此外，泵体中的各处的摩擦，如密封圈和轴承部位的摩擦消耗的功率叶转换为热量。如果产生的热量不及时排出，传到泵体和转子上，会造成转子和泵体的膨胀。为了提高泵的抽气能力，提高真空度，泵内的各项间隙，如转子与转子之间，转子和泵体之间的间隙都比较小，一般在0.10.25之间，转子和泵体的膨胀可能造成转子与泵体的接触摩擦，影响泵的运转抽气过程，严重的可能造成转子在泵腔内卡死，使泵不能正常工作。因此，必须在泵外设置冷却系统，将压缩气体产生的热量和各处摩擦产生的热量带出，排出泵外，减小转子和泵体的热膨胀，保证泵内各项间隙，使泵运转正常平稳。现在，一般罗茨泵的冷却系统一般都采用风冷式，即在泵外体上加一定数量的散热肋板，靠泵体将泵内部产生的热量传出，利用空气和泵体的对流换热将热量散发出去，或者加散热风扇，加强空气的对流散热作用，以达到更好的散热效果。本次设计中，采纳了其它真空泵和真空系统的水冷系统，在罗茨泵的泵体外增加水冷夹层，将其融于三叶罗茨泵系统中。具体冷却系统如图所示。当经罗茨泵泵腔压缩后的气体流经泵腔外的气体通道时，由于气体的温度高于外层水冷夹层的温度，气体与水冷夹层之间发生对流换热，将热量传给水冷夹层。冷却水在水冷套内流动，再与水冷夹层发生热交换，也是对流换热，但冷却水和水冷夹层间的对流换热比气体与水冷夹层间的对流换热系数大，换热能力强， 以此才可达到冷却泵体的作用。此外，在转子将的下腔左右还增加了冷却气体返流通道。气体从泵腔排出后经水冷夹层冷却，在流向下一级的过程中，部分气体经返流气体回流通道返回到转子回转腔中，与转子和泵腔封闭的气体混合，使封闭气体温度降低，同转子腔外的气体冷却一样，冷却转子。虽然这种气体返流冷却的设计会影响泵的极限真空度，但可使泵体更好的冷却，提高其抽气能力。在罗茨泵泵腔的外侧设置冷却水套后，虽说可以达到更好的冷却效果，但如果外部冷却水套设计不合理，冷却水流量和流动方向不足或不正确，就会在冷却水套内部形成死水。这部分死水在冷却水套内基本不循环，温度愈来愈高，甚至起不到冷却的作用，造成崩内部局部温度过高。由于转子和泵体膨胀系数不同，这种局部膨胀可能会造成转子和泵体的摩擦，甚至卡死，影响泵的工作。因此，在设计中，在水冷套中加入了几道冷却水导流板，这样冷却水沿导流板和泵体构成的通道流动，不会形成死水，保证水流的畅通。另外从铸造方面考虑，由于水冷套的内外夹层间有一定距离，在铸造时会造成一定困难。因此水冷套中冷却水导流板的另外一个作用就是对水冷套的内外夹层起到支撑的作用，方便铸造。下面具体计算冷却系统的各项参数，计算冷凝水的耗量。在设计中，我们取的冷却系统的参数要求图下：入口气体温度，出口气体温度；冷却水入口温度，出口温度。在计算中，由于冷却水与气体排气方向相反，在前级出口到下一级的过程中，气体得到外层冷却水的冷却，但是此时的冷却水已经在冷却下一级的气体是得到了升温，如果两者同时考虑，将是很繁琐的一个问题。因此在计算中，我们假设各级泵单独工作，即各级泵入口气体温度均为，出口气体温度均为；冷却水入口温度均为，出口温度均为。依此我们先简单的计算出各级泵冷却系统消耗的水量。这样计算存在的问题是前三级泵的冷却水入口温度偏低，而后三级泵的入口气体温度偏低，使计算出的冷却水的耗量偏低，因此我们再假设各级泵均是在大气压下单独工作，这样，前三级泵的入口压力均以提高，抽气量提高，消耗功率增加，压缩气体温升较大，最终导致冷却水用量增加，这可与上述的耗量偏低互相抵消。在第五章泵的参数计算中我们可以看到，第四级泵消耗的功率远大于气体三级消耗的功率的和，气体压缩所产生的热量也就最大。因此，在计算冷却水的耗量时，第四级冷却水耗量也是最多的，所以只计算最末级的冷却水量就足够了。计算第四级冷却水的耗量从第五章的泵的参数设计计算中我们可以得到：第四级泵抽速 ，第四级泵消耗的功率 。由于罗茨泵为容积式泵，从其工作原理中可看出，气体在泵腔内无内压缩，所以泵的抽气过程可认为是定容过程。只考虑气体入口和出口的温差，中间的热传递过程不予考虑，则气体从入口到出口增加的功为 剩余功率即为气体与水冷夹层间的对流换热量，剩余功率为假设水冷夹层的温度等于气体入口到出口的平均温度，即冷却水与冷却夹层间发生对流换热，对流换热面积为对流换热系数为冷却水进出口平均温度为查热工学附表10得，当水在时，水的物性参数为：， 当时冷却水通道我们以等截面积的圆形通道考虑，设圆形冷却水通道的半径为，则计算得圆形通道半径可算德努塞尔数长径比为60因此管长修正系数为由热工学式236b得雷诺数为雷诺数大于，为紊流由雷诺数计算公式 得所以，冷却水的耗量为泵整体散热量的计算现在，将泵的四级看作一级泵来考虑，则泵的各项参数为：抽速 泵消耗功率 进口气体温度 出口气体温度 冷却水进水温度 冷却水出水温度 假设泵的抽气过程仍认为是定容过程。只考虑气体入口和出口的温差，中间的热传递过程不予考虑，则气体从入口到出口增加的功为 剩余功率即为气体与水冷夹层间的对流换热量，剩余功率为假设水冷夹层的温度等于气体入口到出口的平均温度，即计算对流换热面积第四级对流换热面积为第三级对流换热面积下泵体上泵体的对流换热面积较难计算，通过对上泵体的设计的研究，我们建立如图的坐标系由此，我们能容易计算出曲线1的方程为 曲线2的方程为 令，则由曲线1和曲线2方程可得 所以对流散热面积的微分方程为 而有泵的结构可得知所以上泵体的对流散热面积为所以第三级对流换热面积为第二级对流换热面积下泵体通过对上泵体的设计的研究，我们对上泵体第二级气体通道建立如图的坐标系由此，我们能容易计算出曲线1的方程为 曲线2的方程为 令，则由曲线1和曲线2方程可得 所以对流散热面积的微分方程为 而有泵的结构可得知所以上泵体的对流散热面积为所以第二级对流换热面积为第一级对流换热面积下泵体通过对上泵体的设计的研究，我们对上泵体第二级气体通道建立如图的坐标系由此，我们能容易计算出曲线1的方程为 曲线2的方程为 令，则由曲线1和曲线2方程可得 所以对流散热面积的微分方程为 而有泵的结构可得知所以上泵体的对流散热面积为所以第一级对流换热面积为所以泵总的对流散热面积为对流换热系数为冷却水进出口平均温度为查热工学附表10得，当水在时，水的物性参数为：， 当时四级冷却水管道中，第四级的截面积最小，因此我们采用第四级的冷却水管道并将其以等截面积的圆形通道考虑，设圆形冷却水通道的半径为，则计算得圆形通道半径 可算德努塞尔数长径比为60因此管长修正系数为由热工学式236b得雷诺数为雷诺数小于，为粘滞流由雷诺数计算公式 得所以，冷却水的耗量为通过对第四级泵单独工作时冷却水消耗量和整体泵一体工作时冷却水消耗量的比较，由于第四级泵消耗的功率远大于前三级泵消耗的功率之和，与泵的总功率相近，而且第四级泵的对流散热面积远小于整体泵的对流散热面积，所以只考虑第四级泵单独工作时冷却水的耗量要大于整体泵一体考虑时冷却水的耗量(第四级单独工作时冷却水的耗量为，而整体泵考虑是冷却水的消耗量为)。影响对流换热的因素从上述冷却系统原理分析中可以看出，在泵内的发生的传热基本都是对流换热，影响对流换热的因素很多，这是因为对流换热和流体的流动总是联系在一起的，同时又与固体壁面的形状、大小等有关，主要有以下几个方面。(1)、流动产生的原因。按照引起流动的原因，可将对流换热区分为两大类：受迫流动和自由流动。如果流体的流动是由泵、风机或其它压差作用所造成的，称为受迫流动，如果流体的流动是由于流体冷热的密度不同所引起的，则称为自由流动。由于两者流动的推动力不同，他们的换热规律叶不同。(2)、流体流动的速度。流速增加，促使边界层变薄，并使流体内部相对运动加剧，从而是对流换热系数加大。(3)、流体的物理性质。影响对流换热过程的流体物性主要是导热系数、比热容、密度及粘度等。导热系数大的流体，贴壁层流层的导热热阻小，换热就强。比热容和密度大的流体容积热容量大，即栽热能力大，增强了流体与壁面之间的热交换。此外，粘度大的流体流动边界层变厚，对换热不利。在分析物性参数对换热的影响时，应注意诸物性的总和效果，不宜孤立分析每一个物性参数对换热的影响，否则会导致错误的结论。(4)、换热表面的几何尺寸、形状和位置。在对流换热时，流体沿着壁面流动，所以壁面的几何尺寸和位置对流体的流动有很大影响，从而也影响对流换热的强弱。综上所述，影响对流换热系数的因素很多，写成函数形式如下：式中，为流体的运动粘度，单位为；、分别代表壁面的尺寸和形状特征。 由于对流换热过程比较复杂，受迫流动和自由流动，层流和紊流，有相变和无相变，各种性质不同的流体以及换热面的形状、大小和相对位置等组成了多种不同规律的换热过程。因此要了解对流换热系数的变化规律，只有对各种情况分门别类地进行分析和试验，才能得到各种情况的正确结论。 The design of the multilevel Roots pumpAbstractRoots pump, a kind of oil-free volume vacuum pump, has been widely applied by many microelectronic branches all over the world because of its simple structure, low noise, high reliability, good pumping performance and so on. Although some manufacturers have been researched on this pump in our country, there is no one having the ability to produce the pump. To meet our countrys development and manufacture of this thesis has made some deep research on its meshing mechanism and cooling system.First, the author discusses the meshing theory of Roots pump. After analyzing the meshing condition on the base of basic meshing requirement, a formula is deduced which can calculate the vacume degree, meanwhile, a procedure programmed by Turbo C is carried out to verify its vacume degree in numerical method. After discussion on the meshing condition of Roots pump,and some important conclusions are obtained.Furthermore, the author works over the detailed design of the cooling system with the Roots pump. During the study the author carefully analyzes, discusses the cooling system, expatiate the design and the effect of the cooling system, besides ,calculated the dosage of the cooling water. Key Words: Roots pump,vacuum degree,cooling system多级罗茨泵设计摘 要多级罗茨泵是一种容积式无油真空泵，具有结构简单、振动噪音小、可靠性高、抽气特性好等优越性能，由于这个原因，国内外许多微电子工业部门广泛地采用这种真空泵。在我国尽管有些单位在研究这种真空泵，但还是没有产品，仍然是空白。为了满足我国开发研究生产这种泵的需要，本文对罗茨真空泵的啮合理论和冷却系统进行了深入的研究与探讨。本文首先详细分析了罗茨泵的啮合理论，并在此基础上推倒出了计算泵极限真空度的公式，用Turbo C编程验证了其正确性。 在推倒泵极限压力的同时，还计算除了各级泵的压缩比，并最终求得泵的零流量压缩比。在研究其啮合理论之后得到了很多重要的结论。另外，还进一步详细研究了罗茨泵水冷系统的设计。在水冷系统的研究中，详细阐述了水冷系统的作用及具体设计，分析水冷系统的作用，根据泵的冷却要求最终算出了冷却水的耗量。关键词：罗茨泵，极限真空度，冷却系统 - 1 -目目 录录第一章第一章 引言引言1第二章第二章 罗茨泵概述罗茨泵概述2第三章第三章 四级三叶直排大气式罗茨泵设计四级三叶直排大气式罗茨泵设计33.1 工作原理33.2 结构特点5第四章第四章 泵的总体设计泵的总体设计10第五章第五章 泵的参数设计计算泵的参数设计计算125.1 转子的设计125.2 泵各项参数的计算145.3 功率计算及电机选择27第六章第六章 运动件的计算与校核运动件的计算与校核316.1 齿轮的设计与校核316.2 轴的设计与校核386.3 滚动轴承的选择及其寿命计算476.4 联轴器键的校核48第七章第七章 罗茨泵冷却系统的研究罗茨泵冷却系统的研究(专题部分专题部分)507.1 水冷系统概述507.2 水冷系统设计507.3 水冷系统参数计算52结论63致致 谢谢65参考文献参考文献66- 1 - 第一章第一章 引言引言当今，全球在化干泵上发展的很快。这种泵性能好，优点多，值得研究开发。但是，我国在这方面发展的不算太快，为了促进化干泵在国内的开发利用，我们参考了美国的斯托克斯化干泵和日本的株式真空泵，并结合如今市场的需要，尝试设计了一台抽速 200L/S 的四级三叶直排大气式的罗茨真空泵。 设计中，对三叶罗茨泵的原理作了简要概述。转子型线是罗茨泵的核心，本次设计从泵的性能抽速方面考虑，采用了容积利用系数最大的内外圆弧加摆线型转子。在泵的设计计算中详细讨论了三叶转子的啮合情况，并具体计算了泵的各级压缩比、总体压缩比，最终推导出该泵的极限真空度。专题部分分析了泵的散热情况、冷却形式及冷却系统。由于该泵是从极限真空度直排大气，泵的总体压缩比较高，压缩过程中产生的热量，传到泵体和转子上，使得转子和泵体的膨胀，可能造成转子与泵体的接触摩擦，影响泵的运转抽气过程，严重的可能造成转子在泵腔内卡死，使泵不能正常工作。因此在设计中我们采用了水冷系统。在水冷系统设计中，计算了泵的压缩气体温度，并最终得出了冷却水消耗量，冷却系统更加完善。- 2 -第二章第二章 罗茨泵概述罗茨泵概述罗茨真空泵（简称罗茨泵）是一种无内压缩的旋转变容式真空泵，它是由罗茨鼓风机演变而来的。根据罗茨泵工作压力范围的不同，它可分为直排大气的干式罗茨泵和湿式罗茨泵，这种罗茨泵属于低真空罗茨泵；此外还有中真空罗茨泵（机械增压泵）和高真空罗茨泵。近年来，罗茨泵得到了广泛的应用。一般来说，罗茨泵具有以下特点：(1)、在较宽的压力范围内有较大的抽速；(2)、设有旁通溢流阀可在大气压下启动，缩短了抽气时间；(3)、转子之间、转子与泵壁之间有间隙，泵内运动件无摩擦，不需润滑，泵腔内无油；(4)、转子形状对称，动平衡性能好，运转平稳，选择高精度的齿轮传动，运转时噪音低；(5)、结构紧凑，占地面积小，通常选卧式结构，泵腔内气体垂直流动，有利于被抽的灰尘或冷凝物的排除；(6)、选择适宜的转子型线和精细的研磨加工，可获得较高的容积效率；(7)、运转维护费用低。罗茨泵在真空工程领域中应用时，一般与前级泵（旋片泵，滑阀泵和水环泵等）串联构成机组，在中真空范围，作为机械增压泵来应用；双级或多级罗茨泵机组可获得高真空；对于干式清洁无油的抽气系统多用气冷式罗茨泵机组；对于含水蒸气的被抽系统，多用湿式罗茨泵。由于罗茨泵转子形状对称，转子可在高速下运转，故泵的抽速很高（可高达 100000以上） ，而且结构简单，运行经济。因而，罗茨泵在冶金、石油hm3- 3 -化工、轻工造纸、电工电子以及食品等工业部门得到广泛的应用。- 4 -第三章第三章 四级三叶直排大气式罗茨泵设计四级三叶直排大气式罗茨泵设计3.1 工作原理工作原理这种泵类似多级压缩机，每一级都有一对三叶罗茨转子，轴与转子一体化设计，在轴的外伸端用轴承支撑。主动转子和从动转子采用一对高精度齿轮相互啮合传动，以保证其正确的相位。不相接触的螺纹密封将各级之间相互隔开，各级间气体通过泵体内的斜式气体通道来传输。该泵是由一对三叶转子构成的容积式真空泵，其抽气过程如图 31 所示。泵腔内两转子对称平行放置，朝彼此相反的方向旋转，由轴端齿轮驱动同步转动。两转子之间无接触，转子与泵腔壁叶无接触，转子与转子、转子与泵腔间的间隙靠气体对流来密封。抽气过程可概述如下：罗茨泵工作时，被抽气体由进气口进入转子与泵体之间，这时一个转子叶和泵体把气体与进气口隔开，被隔开的气体(如图所示)在转子连续不断地旋转过程中，被送到排气口。如图中 2 双斜线区域所示，假设该区域体积为，0V空间处在封闭状态，因此没有压缩和膨胀。但当转子的峰部转到冷却气体返0V流口时，从排气口排出并经冷却的气体就会从返流口处扩散到，使封闭的气0V体温度降低，从而冷却转子，此时，被封闭的气体压力升高。转子旋转到0V时，另一转子的两个叶和泵体之间封闭了的气体；旋转到时，转子600V120的另一面和下一转子又封闭了的气体。当转子的峰部再转动到排气口边缘时，0V由于部分的气体还是比排气口处的压力低，为了使相连体积内压力均匀，排0V- 5 -气口处的气体就会扩散到区域，其扩散方向与转子旋转方向相反。转子再转0V动时，把气体压缩到排气口处将其排出。转子再旋转时，另一转子和泵0V60壁封闭的气体叶开始排出。如此往复从而达到了抽气的目的。这种工作过程0V相当于转子空间由某一最小值增加到某一最大值，然后再由最大值减小到最小值。这就是罗茨泵的容积作用原理。罗茨泵在入口压力很低的情况下工作时，由于转子转速很高(2900)，min/r转子表面的线速度接近于分子的热运动速度，这时碰撞到转子上的气体分子被转子携带到压力较高的排气口，释放排出。这就是罗茨泵的分子作用原理。- 6 -图 31 三叶罗茨泵抽气过程示意图由泵的工作原理图可知，在每一腔中，转子每旋转一周，向出口侧排送 6体积的气体()。从泵的工作原理可以看出，这种泵有冷却作用、冷凝作用、06V和通过一个回收系统清洁回收冷凝物质的作用。该种化干泵的原理很简单，包括如下四条：(1)、三叶外形设计取代了一般增压泵的两叶设计；(2)、多级设计，允许增压泵实现一个真正的机械泵的性能；- 7 -(3)、返流冷却，将出口处气体的一部分重新导入该级泵腔，散去一部分压缩热，从而进一步降低了级间的压差；(4)、级间冷却，降低温度升高，从而降低级间压差。利用这四条就能使泵的排气口压力稍高于大气压，采用多级则允许多级压缩比被控制在最小，较低的压缩比使得对转子与转子、转子与泵壁间的间隙要求降低，从而提高了泵对微粒杂质的承受能力。3.2 结构特点结构特点一、泵体的结构形式罗茨泵的两个转子在泵体中如何安装，决定了泵的总体结构。目前国内外的罗茨泵大致油三种形式：第一种为立式，特征是两平行轴所在平面垂直水平面，进、排气口成水平位置。这种结构装配和连接比较方便，但泵重心较高，高速运转时稳定性差，多用于小泵。第二种为卧式，特征是两平行轴所在平面平行与水平面，泵的进气口在上，排气口在下，有时排气口水平方向接出。这种结构重心低，高速运转时稳定性好，一般用于大、中型泵。第三种为两转子轴铅直安装。这种结构装配间隙容易控制，大、中、小形泵均可采用。但是电机的位置不同，又会有不同的缺陷：电机在上方，泵的重心高，使得运转稳定性差；电机在泵的侧面，则多出一个齿轮传动副，使得机体庞大。在本次设计中，由于转速较高（2900） ，转子与转子、转子与泵壁min/r间的特征间隙要求较严格，采用了稳定性较好的卧式结构。二、传动方式- 8 -罗茨泵的两个转子是通过一对高精度齿轮来实现其相对同步运转的，主动轴通过皮带轮或连轴节与电动机连接。其一是电动机与齿轮放在转子的同一侧。这时从动转子的扭矩由电机端齿轮直接传递，所以主动转子轴的扭转变形小，转子与转子间的间隙不会因主动转子轴扭转变形较大而改变，故间隙在运转时较均匀。缺点是：主动轴上有三个轴承，不便于加工和装配，叶不利于齿轮的拆装和检查，整个结构不匀称，重心偏向于电动机和齿轮箱一侧，所以很少采用。另一种是电机和齿轮分设在转子两侧。这种结构克服了上述的缺点，但主动轴扭转变形较大，为了不影响转子在运转过程中间隙有较大的变化，要求轴有足够的刚度。转子与轴固结为一体以提高轴的刚度。这种结构拆卸和装配都很简便。 图 32 罗茨泵的传动形式除以上两种形式外，对于大、中型泵，用两台同步电机驱动两个转子也是可以的，但在电力设施的控制方面要求比较精确。三、密封结构(1)、主动轴外伸部分的动密封多采用双端面摩擦式机械密封和戴加强环的皮碗密封。机械密封运转可靠，功耗小，允许线速度大；但结构复杂，制造- 9 -成本高。皮碗密封结构简单，但功耗大，且易磨损。此外，还有采用真空电机，就免去了主动轴外伸部分动密封，为了防止绕组线圈在真空下起弧，电机电源电压应小于 50 伏。有的使用屏蔽电机，无外伸轴端密封的问题，且电机电源为一般工业用电电压。(2)、齿轮箱与泵体之间的轴封通常采用迷宫式密封、反螺旋式密封或活塞胀圈密封。(3)、泵体端盖静密封有的采用真空耐油橡胶圈密封。当罗茨泵端盖不是圆形时，加工密封槽不方便。还有采用有机硅室温硫化橡胶膜密封的，密封可靠并且不用加工密封槽。四、泵的润滑罗茨泵的润滑部位主要有三处：轴封、齿轮和轴承。齿轮和轴承的润滑考齿轮的浸润和甩油盘溅油润滑，而轴封则可采用滴油杯滴油润滑。五、泵的特点本泵是在参考美国的斯托克斯化干泵和日本的株式化干泵的基础上设计的。这种泵不用液体密封，没有污染性的液体杂质参与抽气过程，采用内部回流加外部水冷的冷却系统，不会产生污染性流体。其特点和优点概括如下：1、机械简单可靠 (1)、多级机械增压泵，采用全局式的内部气体回流和外部水冷的冷却系统。 (2)、三叶转子平衡性好，可以达到较高的转速，提高抽气速率，提高真空度。 (3)、抽气过程为连续过程，从极限真空度到大气压均可正常连续运转。- 10 - (4)、在泵腔那采用统一的机械间隙，部件间不会相互干涉碰撞。这种这种泵的优点： (1)、抽气压力广泛，从大气压到极限真空度均可直排大气，正常运转。 (2)、振动小，噪音远远低于典型的油封式罗茨泵。(3)、活动部件不会磨损，不要求有替补件。2、完全干性多孔清除和热交换器可调，允许抽取有侵蚀性化学物质和有毒物质的气体而不会使其在泵里冷凝。腐蚀性的副产物不会在泵里累积，当抽除干性腐蚀性气体时，泵内的零件就不会损坏。3、洁净特性气体通道里没有油和其它密封液体，泵腔内没有油扩散，抽气性能得到了提高。4、安全性（1） 、密封为线性机械式密封，分腔设计，零件之间没有接触摩擦。（2） 、泵的设计方案减少了冷阱装置，氮气源的配置和污染油的排放和再处理过程。从这两点可以看出：（1）该泵避免了内外气体泄漏；（2）泵的排出气体不含油雾；（3）减少了废过滤器和废油的再处理和危害，有更安全的操作性和对环境的保护。5、其它特点及优点这种泵在入口阀被关闭时能正常工作而不会损坏，闷转性能好；处理杂质和灰尘能力强，在一个连续气流情况下，一分钟可吞噬 1/4 克的液体；节能- 11 -运转，故障率小，维护费用低，不需额外的停机时间来更换密封油及润滑液。六、泵的应用1、真空蒸馏。可用于大量提取纯净的溶液。2、药物与饮食。该泵可消毒并且实现无油提取，提高制药业与饮食业卫生质量。3、脂肪酸的制取。增强了溶剂的回收，减少了水污染和抽水的堵塞，从而避免了水蒸气泵经常遇到的难题。4、调料和香料的加工。加强了对重要油、不旋松油精和复合味精的回收，从而提高了加工的经济性。5、抽除特殊气体。可用于抽取无油污染的六氟化硫、氙和氚等。6、聚合物加工。塑料挤压成型和其它类似的易生成能污染液体密封泵的非反应单体时的操作。- 12 -第四章第四章 泵的总体设计泵的总体设计 本次三叶四级直排大气式罗茨泵的设计是参照美国的斯托克斯化干泵和日本的株式真空泵，并结合如今市场的需要而设计的。 通过上一章对罗茨泵的分析比较，基于泵的抽速为 200，为中型泵，sL/因此泵的结构形式采用卧式。该泵从极限真空度（5）到大气压均可正常工Pa作，直排大气，在泵的排气口处无需增加防止泵过载的旁通管路和压差阀。泵的传动方式采用图 31 b 所示的卧式结构，电机通过联轴器与轴相连，并用螺栓连接在泵一侧的电机架上，整个泵体通过泵底座连接在地基上或泵架上泵的主动轴外伸部分动密采用真空用骨架型橡胶密封圈，在泵的上部安装滴油杯滴油润滑，如图 41 所示。转子与转子轴采用一体化设计，没有传统罗茨泵的转子在轴上的轴向定位问题，并且可以更好的保证转子与转子、转子与泵壁间的特征间隙,并且可减小轴的扭转变形。本次设计中，将泵腔设计成两半圆中间用并行线连接的端面，因此，泵体与端盖、端盖与前后盖间采用密封胶密封。主动轴和从动轴转速都很高，齿轮和轴承的润滑靠齿轮的浸润和甩油盘溅油润滑。在传统的罗茨泵设计中，转子相位的调节考调整组合齿轮的齿圈，调整好后打入销钉定位，在加螺钉紧定。本次设计中，采用了胀套胀紧的方法来调整粱转子的相位，配合以调节组合齿轮的齿圈来更好的保证齿轮传动的精确性，并且更易于调整和拆装。 - 13 -1、滴油杯滴油管路 2、O 型橡胶密封圈 3、密封盒4、骨架型密封圈5、主动轴外伸端6、泵体7、轴外伸端支撑轴承图 41 主动轴外伸端动密封- 14 -第五章第五章 泵的参数设计计算泵的参数设计计算5.1 转子的设计转子的设计本次罗茨泵三叶转子型线是参照三叶罗茨鼓风机的转子型线来选择的。三叶罗茨鼓风机的圆弧型转子有三种不同的型线：外圆弧及其包络线型，内圆弧及其包络线型，以及内外圆弧加摆线型。通过对三种型线的分析比较，在转子长度和罗茨鼓风机体积相同的情况下，内外圆弧加摆线型的转子风量最大，外圆弧及其包络线型的转子风量次之，内圆弧及其包络线型的转子风量最小。所以，我们选择的罗茨泵转子的型线是内外圆弧加摆线型，泵的容积利用系数较大，可以使泵有更大的抽速。下面对内外圆弧加摆线型的型线作具体的分析比较，并推倒出型线中摆线段的摆线方程。如图 51 所示,转子节圆以内的齿谷齿形(如转子 1 的内圆弧和转111CBA子 2 的内圆弧)为内圆弧,该内圆弧的圆心恰好在节圆圆周上,圆弧半径222JDH为 。转子节圆以外的齿峰型线可分成三段,靠近齿顶部分的型线为外圆弧(如r转子 1 的齿顶外圆弧和转子 2 的齿顶外圆弧)。该外圆弧的圆心111JDH222CBA也在节圆圆周上,而且半径和弧长也恰好与齿谷内圆弧相等。这样,当齿谷和齿峰的对称线同时转到连心线时,如图 5 所示,一转子的齿谷内圆弧(如转子21OO2 的齿内圆弧)与另一转子的齿顶外圆弧(转子 1 的齿顶外圆弧)222JDH111JDH正好在全长上完全重叠。- 15 -图 51 内外圆弧加摆线型的型线在齿顶外圆弧与节圆之间的曲线为摆线(如转子 1 的摆线和,以11HC11EJ及转子 2 的摆线)。该摆线是当两节圆作纯滚动时,另一转子齿谷内圆弧22HC的端点相对于本转子的相对轨迹。例如,转子 1 上的摆线就是当两节圆作11HC纯滚动时,转子 2 齿谷内圆弧的端点相对于转子 1 的相对轨迹。设中心距为2H,节圆半径为 ,齿谷圆弧半径为,因为=,所以在等arrr12OHO112COO30腰三角形中, =。在转子 1 上固结一坐标系。显22FHOHF2rr15sin2r11YX 然,转子 1 齿谷内圆弧的方程为:111CBA222)()60sin()60cos(rrrYrX转子 1 齿顶外圆弧的方程为:。转子 1 上的摆111JDH222)()(rrYrX线是当两节圆作纯滚动时,转子 2 齿谷内圆弧的端点 H2 相对于转子 1 的11HC相对轨迹。为了求摆线的方程,将转子 1 顺时针同时转子 2 逆时针转过任11HC意角度,然后将转子 1、转子 2 及机架三者固结,最后将整个机构绕点逆时1O针转回,则转子 1 恢复原位,转子 2 和机架的位置如图 6 所示。21OO- 16 -图 51 转子型线方程的计算两节圆在点相切,转子 2 齿谷内圆弧端点 H2 与转子 1 摆线上的某点接P11HC触。于是,由图 6 可知,点在转子 1 的坐标系上的轨迹,即摆线2H11YX 的参数方程,为:11HC)30180cos(cos2rrX)30180sin(sin2rrY上两式就是以为参变量的转子 1 摆线的参数方程。对应于摆线11HC,的取值范围为 030。11HC5.2 泵各项参数的计算泵各项参数的计算设计中选择泵的理论抽速(几何抽速) ；电机转速初选200thssL/；泵的级数选择 4 级；转子断面系数；考虑泵的结构、min/2900rn 5 . 00k外观等因素，选取（R 为转子顶圆半径） 。现在，我们212RL5 . 12RL直接根据理论抽速来初定转子的几何尺寸。- 17 -从图 31 三叶罗茨泵抽气过程示意图中容易得出泵的理论抽速计算公式： 6036606020nLkRnVsth经单位变换后并整理可得： )/(10602602sLnLkRsth将上述初选值机长径比代入理论抽速计算公式，初步计算转子直径601029005 . 02 . 114. 3220063R计算得 1710.103Rmm设转子的节圆半径为 ，取rrR5118. 1则转子的节圆半径为 2438.685118. 11710.103rmm 取 70rmm罗茨泵转子采用的是内外圆弧加摆线型的型线，所以转子的内、外圆弧半径rr 2347.3615sin70215sin2 rrrmm取 36rrmm由转子节圆半径和外圆弧半径可最后确定转子顶圆半径R 1063670rrrRmm- 18 -泵腔的直径为 21210622RDmm求得转子的节圆半径、顶圆半径和内外圆弧半径后，利用 CAXA 电子图板可求得转子的端面面积为，泵腔的端面面积2427.16781mms ，可求得实际的端面系数2623.35455mmS 5267. 0623.35455427.16781623.354550k取第一级泵的长径比为 1.2，则第一级泵的长度为： 4816.1272 . 12347.1061Lmm取第一级的长度 1501Lmm设计时取泵的各级长度比 2:3:4:5:4321LLLL则后三级泵的长度分别为， ， 1202Lmm903Lmm604Lmm确定了泵的直径和长度，可对泵的理论抽速进行验算 60210602nLkRsth60105267. 029001502347.10614. 3262 6 .270sL/有泵的理论抽速公式（式 51）可知，各级泵的长度之比即为各级泵的理论抽速之比，即2:3:4:5:4321ththththssss- 19 -所以各级泵的理论抽速分别为 6 .2701thssL/5 .2162thssL/ 4 .1623thssL/3 .1084thssL/罗茨泵中共存在四个特征间隙，分别分析如下：1、转子与泵壁之间的间隙，该间隙较小1图 53 特征间隙与12 在罗茨泵的压缩过程中产生的热量被传到转子和泵体上。转子很难将热量传至泵外，而泵体的热量很容易被泵体中水冷套中的冷却水带走。因而，转子与泵体之间就出现了温差，加剧了转子的膨胀。当泵负荷增大时，转子膨胀会使间隙减小，甚至消失。因此在设计时采用了用经冷却后的气体冷却转子的2形式，如图所示。这样便减少了转子与泵体间的温差，提高了泵的抗热能力。2、转子与转子间的间隙2- 20 -图 53 特征间隙 3由于泵在运转过程中的压缩功和摩擦热，使得转子温度升高，产生热膨胀。为防止转子在运转过程中由于膨胀而相互接触摩擦，影响泵的运转性能，所以的取值较大。23、轴活动端（齿轮端）转子侧面与泵壁端盖间的间隙3图 55 特征间隙44、轴固定端（电机端）与泵体端盖间的间隙4一般来说，四个特征间隙中， 。各间隙的取值一般为4321计算泵的四个特征间隙：D41106 127. 02121064mm尽量提高泵的抽气能力，间隙的选择应尽可能小，所以取的值为1 1 . 01mm- 21 -其它各级的特征间隙依次为 2 . 021 . 0212mm 2 . 021 . 0213mm 08. 08 . 01 . 08 . 014mm计算各级特征间隙的面积 )(22()2(4321rRLF)102 . 01021 . 0(101503331F 3310)08. 02 . 0(10)1402347.1062( 6107 .1582m同样，其它三级的间隙的面积分别为 62107 .146F2m 63107 .134F2m 64107 .122F2m计算各级压缩比罗茨泵正常工作时，返流气体一般在分子流和粘滞流之间变化。设罗茨泵各特征间隙的累积面积总和为，气流流导为，则FU FUF200116其中：气体处于分子流状态下时薄壁孔的流导F116：气体处于粘滞流状态下时薄壁孔的流导F200- 22 -由真空获得设备式(610)，罗茨泵有效抽气量计算公式为effQVrAVthAeffpsppUspQ)(其中：罗茨泵进气口压力Ap：罗茨泵出气口压力Vp：转子返流速率rs关闭进气口，使有效抽气量为零，则由上式可得effQUsUspprthAV设泵的零流量压缩比为，则0kUsUsppkrthAV0当罗茨泵达到极限压力时，泵的抽速 为零，返流速率也为零，由上式srs可得罗茨泵的压缩比为 1Uskth下面计算各级泵的压缩比第四级：第四级出口直排大气，气体压力较高，气流处于粘滞流状态，间隙流导为- 23 - 464410245107 .122200200FU2m第四级压缩比41. 510245103 .108143444Uskth第四级出口直排大气，气体压力为大气压，101325，所以第四级入口Pa处的极限压力04Ap 1872341. 510132504ApPa气体从第三级出口进入第四级有级间压缩，该过程近似为等温过程。罗茨泵第三级出口压力为，根据等温变化曲线，可以得出VP340433LPLPAV所以第三级出口压力为 1248290601872334043LLPPAVPa第三级：第三级出口压力为，所以第三级气体仍为粘滞流，间隙PaPa300012482流导为 463310269107 .134200200FU2m第三级压缩比03. 710269104 .162143333Uskth- 24 -所以第三级入口处的极限压力 177603. 71248203ApPa考虑级间压缩，第二级的出口压力 133212090177623032LLPPAVPa第二级：第二级的出口压力为，所以第二级气体由粘滞流转变为PaPa15001332分子流，间隙流导为 462210170107 .146116116FU2m第二级压缩比72.1310170105 .216143222Uskth所以第二级入口处的极限压力 9772.13133202ApPa考虑级间压缩，第一级的出口压力 781501209712021LLPPAVPa第一级：第一级出口压力为，所以第一级气体为分子流，间隙流导PaPa15006 .77为- 25 - 461110184107 .158116116FU2m第一级压缩比7 .1510184106 .270143111Uskth所以第一级入口处的极限压力，亦即泵的极限压力为 57 .156 .77010APPPa此外，由于上述计算过程较为繁琐，现将所有计算过程编写一段程序，以便更方便的计算泵的各级压缩比和极限真空度。简单程序如下：#include#includemain() /*defination*/ int a=5,b=4,c=3,d=2; /*a,b,c,d 为泵的四级长度比*/ int L; int L1; /*第一级泵长度*/ int L2=0.00; /*第一级泵长度*/ int L3=0.00; /*第一级泵长度*/ int L4=0.00; /*第一级泵长度*/- 26 - double F4=0.00; /*第四级泵返流截面积*/ double F3=0.00; /*第三级泵返流截面积*/ double F2=0.00; /*第二级泵返流截面积*/ double F1=0.00; /*第一级泵返流截面积*/ float Sth=0.00; float Sth4=0.00; /*第四级泵理论抽速*/ float Sth3=0.00; /*第三级泵理论抽速*/ float Sth2=0.00; /*第二级泵理论抽速*/ float Sth1=0.00; /*第一级泵理论抽速*/ double U4=0.00; double U3=0.00; double U2=0.00; double U1=0.00; double K4=0.00; /*第四级泵压缩比*/ double K3=0.00; /*第三级泵压缩比*/ double K2=0.00; /*第二级泵压缩比*/ double K1=0.00; /*第一级泵压缩比*/ double P40=0.00; /*第四级泵入口极限压力*/ double P30=0.00; /*第三级泵入口极限压力*/ double P20=0.00; /*第二级泵入口极限压力*/- 27 - double P10=0.00; /*第一级泵入口极限压力，即极限真空度*/ /*calculation procedures*/ L1=150; /*输入泵第一级的泵腔长度*/ Sth1=2*3.14*106.2347*106.2347*L1*2900*0.5267*0.000001*0.001/60; /*计算第一级泵理论抽速，即泵的理论抽速*/ Sth=Sth1/a; Sth2=Sth*b; /*计算第二级泵理论抽速*/ Sth3=Sth*c; /*计算第三级泵理论抽速*/ Sth4=Sth*d; /*计算第四级泵理论抽速*/ L=L1/a; L2=L*b; /*计算第二级泵腔长度*/ L3=L*c; /*计算第三级泵腔长度*/ L4=L*d; /*计算第四级泵腔长度*/ F4=(L4*0.4+98.6914)*0.000001; F3=(L3*0.4+98.6914)*0.000001; F2=(L2*0.4+98.6914)*0.000001; F1=(L1*0.4+98.6914)*0.000001; U4=200*F4;- 28 - K4=(Sth4/U4)+1; /*计算第四级泵压缩比*/ P40=101325/K4; U3=200*F3; K3=(Sth3/U3)+1; /*计算第三级泵压缩比*/ P30=P40/K3; U2=116*F2; K2=(Sth2/U2)+1; /*计算第二级泵压缩比*/ P20=P30/K2; U1=116*F1; K1=(Sth1/U1)+1; /*计算第一级泵压缩比*/ P10=P20/K1; /*show all the result with 3 diagram */ system(cls); printf(nnnnn); printf( Sth1= %6.4f Sth2= %6.4f Sth3= %6.4f Sth4= %6.4fn,Sth1,Sth2,Sth3,Sth4); printf( L1= %6d L2= %6d L3= %6d L4= %6dn,L1,L2,L3,L4); printf( F1= %6.7f F2= %6.7f F3= %6.7f F4= - 29 -%6.7fn,F1,F2,F3,F4); printf( U1= %6.4f U2= %6.4f U3= %6.4f U4= %6.4fn,U1,U2,U3,U4); printf( K1= %6.4f K2= %6.4f K3= %6.4f K4= %6.4fn,K1,K2,K3,K4); printf( P10= %6.4f P20= %6.4f P30= %6.4f P40= %6.4fn,P10,P20,P30,P40); getch();5.3 功率计算及电机选择功率计算及电机选择1、功率计算罗茨泵所需的功率由大部分压缩气体的有用功率和少部分克服摩擦所需的附加功率组成，我们先来求压缩气体的有用功率。iN该多级罗茨泵的压缩功率示意图如图所示，横坐标为罗茨泵抽速()，thSsL/纵坐标为气体压力()，气体排气过程为 a-b-c-d-e,该过程为一个压缩循环Pa过程，气体不断地从泵腔中被排入大气。根据热工学知识可以得出闭合曲线 a-b-c-d-e-P1A0-Pair所包围的面积(用表示)即为该罗茨泵单位时间内压缩气体所做的功，即罗茨泵压缩气体的有S用功率。由于纵坐标所对应的压力为罗茨泵各级入口和出口的极限压力，1N所以该功率为罗茨泵压缩气体的最大功率。对于面积，我们采用分步求法。1NS- 30 -图 56 四级三叶罗茨泵压缩功图设等温曲线 e-d、d-c、c-b 和横坐标所夹的面积为、，积分1S2S3S解得面积分别为79.30156 .2706 .2705 .216011112ththththSthSSSthAthdSdSPSS23.6038975 .2165 .2164 .162022223ththththSthSSSthAthdSdSPSS43.11685617764 .1624 .1623 .108033334ththththSthSSSthAthdSdSPSS设直线段 Pair-a 和横坐标所夹的矩形面积为，解得4S40440444)()(thAairthAVSPPSPPS 6 .89457963 .108)18723101325(设直线段 P1A0-e 和横坐标所夹的矩形面积为，解得5S- 31 -13536 .27051015thASPS由图可知，将以上计算数据代入，解得54321SSSSSS906764013536 .894579643.11685623.603879.301S由此可得该罗茨泵压缩气体的有用功率kWkWsLPNai9109067640/90676406假设该罗茨泵是单级罗茨泵，只用一级压缩气体，即泵只用一个泵腔，出口直通大气，则罗茨泵的压缩功率示意图为图。由该图可以看出，罗茨泵压缩气体的最大有用功率为点 1-2-3-4 所包围的矩形面积，解得iN0S274171926 .270)5101325()(10140thAVSPPS即罗茨泵单级压缩气体的有用功率kWkWsLPNai4 .271027417192/274171926/经过比较，远大于。由此可见，罗茨泵采用多级压缩气体比单级压iNiN缩气体虽然制造复杂，成本高，但是多级压缩气体更能大大节省电机功率消耗，有利于节约能源。克服罗茨泵运转时摩擦所消耗的功率，通常以机械效率来表达，故消M耗的总功率为 MiNN式中=0.50.85，它考虑了罗茨泵的热力损失、气体动力损失和机械M损失。对于该设计多级罗茨泵取为 0.8。M- 32 -将和数值代入（3-7）式中解得iNM。kWkWN25.118 . 092、选电机该多级罗茨泵中的一些传动、支撑零部件由于摩擦等原因而导致能量消耗的，机械效率并非百分之百，我们只取其中比较重要的来分析。取齿轮啮合效率=0.97（齿轮精度等级为 8 级）1滚动轴承效率=0.992联轴器效率=0.993则传动总效率。913. 099. 099. 097. 053421设电动机能提供的功率为，则应满足PkWkWNP32.12913. 025.11我们选 Y 系列(IP44)三相异步电动机 Y160L-2 型，额定功率，kWP5 .180效率为，经计算可得882. 0/，kWkWPP32.12317.16882. 05 .18/0满足要求。- 33 - 34 -第六章第六章 运动件的计算与校核运动件的计算与校核6.1 齿轮的设计与校核齿轮的设计与校核1、选择材料由机械设计表 51 选得主动齿轮 1 材料选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度 250280HBS，斜齿轮，右旋。从动齿轮材料 2 选用 ZG310-570，正火处理，齿面硬度 162185HBS，斜齿轮，左旋。主从齿轮传动比。1i计算应力循环次数1N91110176. 4)830010(129006060hjLnN991210176. 4110176. 4iNN取（允许一定点蚀） 。0 . 121NNZZ取。0 . 121XXZZ取。0 . 1minHS取。 0 . 1WZ取。92. 0LVRZ按齿面硬度 250HBS 和 162HBS，得- 35 -，21lim/690mmNH22lim/440mmNH计算许用接触应力 211min1lim1/8 .63492. 00 . 10 . 10 . 1690mmNZZZSLVRXNHHH222min2lim2/8 .40492. 00 . 10 . 10 . 10 . 1440mmNZZZZSLVRWXNHHH因，计算中取。 12HH 22/8 .404mmNHH2、确定中心距主动齿轮转矩mmNnPT.6240429005 .181055. 91055. 961161根据泵主、从动转子的设计，齿轮中心距。mma140估算模数mmam)8 . 24 . 1 (140)02. 0007. 0()02. 0007. 0(取标准模数。2m初定螺旋角，两齿轮齿数比131/12zzu主动齿轮齿数21.68) 11 (213cos1402) 1(cos21umaz- 36 -从动齿轮齿数21.6812 uzz取。6812 zz实际传动比，传动比误差，1686812zzi实%50%100理实理iiii在允许范围内。修正螺旋角，与初选729.131402)6868(2arccos2)(arccos21azzm螺旋角相近，、可不修正。13HZZ齿轮分度圆直径mmzmd140729.13cos682cos11mmzmd140729.13cos682cos22圆周速度，由机械设计表 56smndv/25.211060290014014. 310603311取齿轮精度等级为 8 级。3、验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，取使用系数。0 . 1AK按 8 级精度和，得动载系数45.141006825.211001vz45. 1VK齿宽mmaba561404 . 0- 37 -按，考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得4 . 0140501db齿向载荷分布系数。04. 1K取mmb50由于齿轮是经表面硬化的斜齿轮，精度等级为 7 级，取齿间载荷分配系数。2 . 1K齿轮载荷系数。81. 12 . 104. 145. 10 . 1KKKKKVA计算重合度、齿顶圆直径 mmmhddaa14420 . 121402*11mmmhddaa14420 . 121402*22端面压力角54.20729.13cos20costgarctgtgarctgnt齿轮基圆直径 mmddtb1 .13154.20cos140cos11mmddtb1 .1315 .20cos140cos22端面齿顶压力角 - 38 -437.241441 .131arccosarccos111abatdd437.241441 .131arccosarccos222abatdd端面重合度726. 1)54.20437.24(68)54.20437.24(6821)()(212211tgtgtgtgtgtgztgtgztata89. 1214. 3729.13sin50sinmb重合度系数761. 0726. 111Z986. 0729.13coscosZ基圆螺旋角886.12)54.20cos729.13()cos(tgarctgtgarctgtb节点区域系数44. 254.20sin54.20cos886.12cos2sincoscos2ttbHZ计算齿面接触应力- 39 -2222211/8 .404/7 .1601121405062404659. 12987. 0541. 08 .18944. 212mmNmmNuubdKTZZZZHEHH 安全。4、验算齿根弯曲疲劳强度主、从齿轮齿数6821 zz按主动齿轮 1 材料 40Cr 钢，调质处理，动齿轮材料 2 为 ZG310-570，正火处理，得，21lim/290mmNF22lim/152mmNF0 . 121NNYY由于,取mmm52 0 . 121XXYY4 . 1, 0 . 2minFSTSY计算许用弯曲应力 211min1lim1/4140 . 10 . 14 . 12290mmNYYSYXNFSTFF 222min2lim2/2170 . 10 . 14 . 12152mmNYYSYXNFSTFF,18.74729.13cos68cos3311zzv,18.74729.13cos68cos3322zzv得- 40 -，31. 221FaFaYY73. 121sasaYY因, 0 . 189. 189. 0120729.13111201Y66. 0726. 1886.12cos75. 025. 0cos75. 025. 022bbY计算齿根弯曲应力 1211111/71.3466. 089. 073. 131. 221405062404659. 122FsaFaFmmNYYYYmbdKT故安全。22112212/71.3473. 131. 273. 131. 271.34FsaFasaFaFFmmNYYYY故安全。5、齿轮主要几何参数，mmmuzz216821，mmmmt059. 2729.13cos/2cos/729.13，mmzmd140729.13cos682cos11mmzmd140729.13cos682cos22- 41 -mmmhddaa14420 . 121402*11mmmhddaa14420 . 121402*22mmmchddaf1352)25. 00 . 1 (2140)(211mmmchddaf1352)25. 00 . 1 (2140)(222mmdda140)140140(21)(2121齿宽mmbb50126.2 轴的设计与校核轴的设计与校核621 主动轴的设计校核1、轴的设计计算已知电动机型号为 Y160ML-2，满载转速 n=2900r/min，额定功率，效率，齿轮啮合效率 1=0.97，滚动轴承效率kWP5 .180882. 0/2=0.99，联轴器效率 3=0.99，主、从动轴的材料都选用 45 钢，为实心圆轴。主动轴传递功率为kWkWPP15.1699. 0882. 05 .183/01- 42 -初估主动轴直径，因轴端处需开一mmnPAd5 .19290015.1611033101/个键槽，轴径加大 5%，即主动轴轴端处的最小直径mmd47.20%)51 (5 .191/2、主动轴扭转刚度校核主动转子工作阻力矩时，主动轴传递的扭矩最大，0zMmNT.404.62主动轴切变模量，许用扭转角210/1074. 7mNGm/25. 0分段计算单位长度扭转角由式 180maxPmGITm/式中 ：切变模量G ：最大扭矩maxT- 43 -：截面极惯性矩，对实心轴PI324DIP 94max4maxmax103502. 718032DTDGTm/(1) ， mD311035mmL601 3 . 010)1035(404.623502. 79431m/(2) ， mD321040mmL802- 44 - 18. 010)1040(404.623502. 79432m/(3) ， mD331045mmL523 11. 010)1045(404.623502. 79433m/(4) ， mD341050mmL144 07. 010)1050(404.623502. 79434m/(5) ， mD351055mmL965 05. 010)1055(404.623502. 79435m/(6) ， mD361060mmL306 04. 010)1060(404.623502. 79436m/(7) ， mD371055mmL967 05. 010)1055(404.623502. 79437m/(8) ， mD381050mmL148- 45 - 07. 010)1050(404.623502. 79438m/(9) ， mD391045mmL829 11. 010)1045(404.623502. 79439m/3、主动轴的强度校核多级罗茨泵主动轴的结构如图所示，轴的材料为 45 钢，调质处理。齿轮分度圆直径，则对齿轮受力分析得mmd1401圆周力：NmmmmNdTFt49.89114062404221径向力：NtgtgFFttr02.33454.2049.891轴向力：NtgtgFFta8 .217729.1349.891(1)、绘轴的受力简图，求支座反力a垂直面支反力由，得，即0BM0211LLFLRtBYNLLLFRtY25.9517164871649.891121B由，得0YNFRRtBYAY76.5949.89125.951- 46 -b水平面支反力由，得，即0BM0221dFLFLRarAZNLdFLFRarAZ63.517162458 .2174802.334212由，得0ZNFRRrAZBZ65.38563.5102.334(2)、作弯矩图a垂直面弯矩 MY图B 点mmNLRMAYBY16.4278871676.591b水平面弯矩 MZ图B 点mmNLRMAZBZ08.3696771663.511c合成弯矩 M 图B 点mmNMMMBZBYB48.5654508.3696716.427882222(3)、作转矩 T 图mmNdFTt53.2005824549.8912(4)、作计算弯矩 Mca图该轴单向工作，由转矩所产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取，则得 B 点6 . 0mmNTMMBBcaB07.57812)53.200586 . 0(48.56545)(2222- 47 -D 点mmNTTMMDDcaD12.1203553.200586 . 0)(22(5)校核轴的强度由图 a、g 可见，B 点弯矩值最大，D、E 点轴径最小，所以该轴的危险断面是 B 点、D 点和 E 点所在剖面，E 点所在剖面即为剖面。由 45 钢调质处理得，。2650mmNB 2160mmNb计算剖面直径可得B 点轴径 mmMdbcaBB28.21601 . 007.578121 . 0331该值小于原设计该点处轴径 50mm，安全。D 点轴径 mmMdbcaDD62.12601 . 053.120581 . 0331考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大 5%，mmdD25.13)05. 01 (62.12该值小于原设计该点处轴径 35mm，安全。- 48 -(6)、精确校核轴的疲劳强度图中，均为有应力集中的平面，其中剖面计算弯矩相同。- 49 -、剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者进行验算即可。、剖面同样如此。a校核、剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数查得：，。825. 1k625. 1k剖面因配合引起的应力集中系数查得：，；97. 1k51. 1k剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查得：，5 . 223540rdD06. 0352dr7435. 1k51. 1k因、剖面主要受转矩作用，故校核剖面。剖面产生的扭剪应力、应力幅、平均应力为23max3 . 2352 . 053.20058mmNWTT2max15. 123 . 22mmNma由 45 钢机械性能得：，；绝对尺寸影响系21268mmN21155mmN数查得：，；表面质量系数查得：，88. 081. 092. 0。查得：，。剖面的安全系数为92. 034. 021. 084.5115. 121. 015. 181. 092. 0625. 11551maKSS- 50 -取，所以剖面安全。 8 . 15 . 1S SS b校核、剖面的疲劳强度 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查得：，5 . 224550rdD04. 0452dr69. 1k475. 1k校核剖面。剖面承受的弯矩和转矩分别为mmNLLMMB66.5599270971648.56545711mmNTT53.20058剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为23max14. 6451 . 066.55992mmNWM，2max14. 6mmNa0m剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为23max10. 1452 . 053.20058mmNWTT22max55. 0210. 12mmNmmNm绝对尺寸影响系数查得：，表面质量系数查得：88. 081. 0，。92. 092. 0- 51 -剖面的安全系数为36.19014. 688. 092. 0825. 12681maKS10.12855. 021. 055. 081. 092. 0625. 11551maKS14.1910.12836.1910.12836.192222SSSSS，所以剖面安全。 8 . 15 . 1 SS622 从动轴的强度校核根据该罗茨泵设计的具体情况，从动轴和主动轴的结构、尺寸、材料、零件安装位置和受力部位基本一致，而且从动轴左端不接连轴器，不受转矩的作用，所受齿轮的反作用力也小于主动轴。上面已经对主动轴进行了强度校核，满足条件，则从动轴的强度必然满足条件，不必进行强度校核，可以省略。6.3 滚动轴承的选择及其寿命计算滚动轴承的选择及其寿命计算1、为保证泵长期运转，轴承选用角接触球轴承 46110 型和深沟球轴承7000110。主要对角接触球轴承进行校核，既承受轴向力，也承受径向力。2.轴承寿命计算由机械设计表 95 查得，轴承 C19.5KN,C0=16.2KN.按电机端第一个轴承计算，轴向载荷 AFa217.8N,径向载荷- 52 -RN7976.5963.5122A/C00.013,e=0.38, 因为 A/ReX=0.44,Y=1.47;X径向系数Y轴向系数。当量动载荷 Pfm（XR+YA）, fm力矩载荷系数取 fm1.5;所以，P=1.5(0.4479+1.47217.8)=532.39N计算轴承寿命，取温度系数 ft1.0;36639.532195000 . 1290060106010L10hPCfnt=282400h以一年工作 300 天，一天工作 8 小时，轴承工作年限：10Y282400/3008117 年所以，寿命足够。6.4 联轴器键的校核联轴器键的校核1、 键的主要参数 ，采用圆头普通平键。轴径mmh8mmL63mmb10mm352、 平键连接的强度计算- 53 -由式 4ppdhlT式中 ：键的工作长度，lmmbLl531063 ：许用挤压应力，查得p2/110mmNp计算应力23/8 .165383510404.624mmNpp所以连轴器键强度足够。 - 54 -第七章第七章 罗茨泵冷却系统的研究罗茨泵冷却系统的研究(专题部分专题部分) 水冷夹层冷却系统的研究7.1 水冷系统概述水冷系统概述冷却系统是罗茨泵应用中的一个重要环节。由于该泵是从极限真空度直排大气，泵的总体压缩比较高，压缩过程中转子对气体所作的功转变为气体的内能，使气体的温度升高。此外，泵体中的各处的摩擦，如密封圈和轴承部位的摩擦消耗的功率叶转换为热量。如果产生的热量不及时排出，传到泵体和转子上，会造成转子和泵体的膨胀。为了提高泵的抽气能力，提高真空度，泵内的各项间隙，如转子与转子之间，转子和泵体之间的间隙都比较小，一般在0.10.25 之间，转子和泵体的膨胀可能造成转子与泵体的接触摩擦，影响泵的运转抽气过程，严重的可能造成转子在泵腔内卡死，使泵不能正常工作。因此，必须在泵外设置冷却系统，将压缩气体产生的热量和各处摩擦产生的热量带出，排出泵外，减小转子和泵体的热膨胀，保证泵内各项间隙，使泵运转正常平稳。现在，一般罗茨泵的冷却系统一般都采用风冷式，即在泵外体上加一定数量的散热肋板，靠泵体将泵内部产生的热量传出，利用空气和泵体的对流换热将热量散发出去，或者加散热风扇，加强空气的对流散热作用，以达到更好的散热效果。本次设计中，采纳了其它真空泵和真空系统的水冷系统，在罗茨泵的泵体外增加水冷夹层，将其融于三叶罗茨泵系统中。7.2 水冷系统设计水冷系统设计具体冷却系统如图所示。当经罗茨泵泵腔压缩后的气体流经泵腔外的气体通道时，由于气体的温度高于外层水冷夹层的温度，气体与水冷夹层之间发生对流换热，将热量传给水冷夹层。冷却水在水冷套内流动，再与水冷夹层发生- 55 -热交换，也是对流换热，但冷却水和水冷夹层间的对流换热比气体与水冷夹层间的对流换热系数大，换热能力强， 以此才可达到冷却泵体的作用。此外，图 71 罗茨泵冷却系统示意图在转子将的下腔左右还增加了冷却气体返流通道。气体从泵腔排出后经水30冷夹层冷却，在流向下一级的过程中，部分气体经返流气体回流通道返回到转子回转腔中，与转子和泵腔封闭的气体混合，使封闭气体温度降低，同转子腔外的气体冷却一样，冷却转子。虽然这种气体返流冷却的设计会影响泵的极限真空度，但可使泵体更好的冷却，提高其抽气能力。在罗茨泵泵腔的外侧设置冷却水套后，虽说可以达到更好的冷却效果，但如果外部冷却水套设计不合理，冷却水流量和流动方向不足或不正确，就会在冷却水套内部形成死水。这部分死水在冷却水套内基本不循环，温度愈来愈高，甚至起不到冷却的作用，造成崩内部局部温度过高。由于转子和泵体膨胀系数不同，这种局部膨胀可能会造成转子和泵体的摩擦，甚至卡死，影响泵的工作。- 56 -因此，在设计中，在水冷套中加入了几道冷却水导流板，这样冷却水沿导流板和泵体构成的通道流动，不会形成死水，保证水流的畅通。另外从铸造方面考虑，由于水冷套的内外夹层间有一定距离，在铸造时会造成一定困难。因此水冷套中冷却水导流板的另外一个作用就是对水冷套的内外夹层起到支撑的作用，方便铸造。7.3 水冷系统参数计算水冷系统参数计算在设计中，我们取的冷却系统的参数要求图下：入口气体温度，出口气体温度；C20C80冷却水入口温度，出口温度。C15C55在计算中，由于冷却水与气体排气方向相反，在前级出口到下一级的过程中，气体得到外层冷却水的冷却，但是此时的冷却水已经在冷却下一级的气体是得到了升温，如果两者同时考虑，将是很繁琐的一个问题。因此在计算中，我们假设各级泵单独工作，即各级泵入口气体温度均为，出口气体温度C20均为；冷却水入口温度均为，出口温度均为。依此我们先简单C80C15C55的计算出各级泵冷却系统消耗的水量。这样计算存在的问题是前三级泵的冷却水入口温度偏低，而后三级泵的入口气体温度偏低，使计算出的冷却水的耗量偏低，因此我们再假设各级泵均是在大气压下单独工作，这样，前三级泵的入口压力均以提高，抽气量提高，消耗功率增加，压缩气体温升较大，最终导致冷却水用量增加，这可与上述的耗量偏低互相抵消。在第五章泵的参数计算中我们可以看到，第四级泵消耗的功率远大于气体三级消耗的功率的和，气体压缩所产生的热量也就最大。因此，在计算冷却水的耗量时，第四级冷却水耗量也是最多的，所以只计算最末级的冷却水量就足够了。计算第四级冷却水的耗量- 57 -从第五章的泵的参数设计计算中我们可以得到：第四级泵抽速 ，sLs/3 .1084第四级泵消耗的功率 。WP89464由于罗茨泵为容积式泵，从其工作原理中可看出，气体在泵腔内无内压缩，所以泵的抽气过程可认为是定容过程。只考虑气体入口和出口的温差，中间的热传递过程不予考虑，则气体从入口到出口增加的功为444TCsEv )2080(31. 825103 .1083 W135剩余功率即为气体与水冷夹层间的对流换热量，剩余功率为WEPQ88111358946444假设水冷夹层的温度等于气体入口到出口的平均温度，即CCCtw50280204冷却水与冷却夹层间发生对流换热，对流换热面积为22641082. 41040)70160241(2mS对流换热系数为4444TSQ- 58 -KmW22/3047)2080(1082. 48811冷却水进出口平均温度为CCCtf3525515查热工学附表 10 得，当水在时，水的物性参数为：Ctf 35， mKW /1065.622sm /10732. 026 865. 4rPmsKgf/104 .7276当时Ctw 50msKgw/101 .4066冷却水通道我们以等截面积的圆形通道考虑，设圆形冷却水通道的半径为，4r则307024r计算得圆形通道半径mmr9 .254可算德努塞尔数2521065.62109 .252304723dNuf- 59 -长径比为602 .149 .252)70190241(22rl因此管长修正系数为16. 1)2(17 . 04lr由热工学式 236b414. 03/18 . 0)(PrRe027. 0wffffNu得雷诺数为8 . 0414. 03/1)(Pr027. 0RewffffNu8 . 014. 0663/116. 1)101 .406104 .727(865. 4027. 025235830雷诺数大于，为紊流410由雷诺数计算公式 得dfResmdf/5 . 0109 .25210732. 035830Re36- 60 -所以，冷却水的耗量为smHv/101 . 15 . 01070303334泵整体散热量的计算现在，将泵的四级看作一级泵来考虑，则泵的各项参数为：抽速 sLs/200泵消耗功率 WP9067进口气体温度 C20出口气体温度 C80 冷却水进水温度 C15冷却水出水温度 C55假设泵的抽气过程仍认为是定容过程。只考虑气体入口和出口的温差，中间的热传递过程不予考虑，则气体从入口到出口增加的功为TsCEv)2080(31. 825102003W249剩余功率即为气体与水冷夹层间的对流换热量，剩余功率为WEPQ88182499067假设水冷夹层的温度等于气体入口到出口的平均温度，即CCCtw5028020计算对流换热面积第四级对流换热面积为- 61 -22641082. 41040)70160241(2mS第三级对流换热面积下泵体22631107 . 51090)70160241(2mS上泵体的对流换热面积较难计算，通过对上泵体的设计的研究，我们建立如图的坐标系图 72 第三级冷却系统示意图由此，我们能容易计算出曲线 1 的方程为 134xy 曲线 2 的方程为 911209162xy令，则由曲线 1 和曲线 2 方程可得12xxz- 62 -161120163yz所以对流散热面积的微分方程为dyds160)161120163(而有泵的结构可得知sin160y所以上泵体的对流散热面积为2032160)161120sin160163(214040dS222108 . 118384mmm所以第三级对流换热面积为2232313105 . 7mSSS第二级对流换热面积下泵体22621107 . 710120)70160241(2mS通过对上泵体的设计的研究，我们对上泵体第二级气体通道建立如图的坐标系- 63 -图 73 第二级冷却系统示意图由此，我们能容易计算出曲线 1 的方程