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洛陽大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)
指導(dǎo)教師評語：
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洛陽大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)
緒 論
隨著改革開放以來，四個現(xiàn)代化建設(shè)的步伐也飛速前進(jìn)。現(xiàn)代化的到來，人們的生活條件也日以提高。伴隨著生活的提高人們對家電類的產(chǎn)品要求也越來越高，用電量也是與日俱增。從能源的形式來看，我國還是以火力發(fā)電、水力發(fā)電、核力發(fā)電綜合的發(fā)展形式并存。就規(guī)模來說，水力發(fā)電占主要的一大部分。其中，三峽水力發(fā)電站是我國最大的水力發(fā)電站?？墒撬Πl(fā)電受季節(jié)的影響較大，單一的水力發(fā)電是不可能滿足現(xiàn)代化的發(fā)展需要的，而火力發(fā)電正好彌補(bǔ)了季節(jié)影響。可是它有污染，同時(shí)也消耗自然能源。所以核力發(fā)電是高效污染小的產(chǎn)品是最理想的發(fā)電產(chǎn)品。目前我國正向核力發(fā)展建設(shè)努力。
火力發(fā)電雖有缺點(diǎn)可是目前仍不可缺少，在這里我的設(shè)計(jì)就是針對火力發(fā)電很重要的一部分供氣系統(tǒng)中不可缺少的空氣壓縮機(jī)。它關(guān)系到煤資源是否充分的利用、污染的大小，以及經(jīng)濟(jì)效益的問題。
壓縮機(jī)的種類很多，這里我主要的介紹的是螺旋式蝸桿空壓機(jī)。它具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠和操作方便等一系列的優(yōu)點(diǎn)，因此在空氣系統(tǒng)、制冷空調(diào)及各種工藝流程中獲得了廣泛的應(yīng)用。這是一種市場份額持續(xù)擴(kuò)大、應(yīng)用前景十分廣闊的新型壓縮機(jī)。為進(jìn)一步改善螺桿壓縮機(jī)的性能、闊大其應(yīng)用范圍，應(yīng)在以下幾方面做深入的研究：（1）在型線嚙合特性、轉(zhuǎn)子受力變形和受力膨脹等方面研究的基礎(chǔ)上，創(chuàng)造新的高效型線，以進(jìn)一步提高螺桿壓縮機(jī)的效率。
（2）研究吸氣和排氣的流動特性，在流場分析的基礎(chǔ)上進(jìn)一步合理配合吸排氣孔口和相關(guān)的連接管道。
（3）分析螺桿壓縮機(jī)的噪音產(chǎn)生機(jī)理，研究型線設(shè)計(jì)和孔口配置等因素對指標(biāo)的影響，從而更有效的降低噪音。
（4）研究轉(zhuǎn)子螺旋齒面的加工工藝，除選用高精度高產(chǎn)率的專用設(shè)備外，還要研究新型少切削和無切削加工工藝 。
（5）擴(kuò)大螺桿壓縮機(jī)的參數(shù)范圍，主要應(yīng)向小容積流量、高排氣壓力的方向發(fā)展。同時(shí)研究氣量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)與智能控制系統(tǒng)，提高調(diào)節(jié)工況下壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)的經(jīng)濟(jì)性，進(jìn)一步擴(kuò)大螺桿壓縮機(jī)的應(yīng)用范圍。
在我的工作實(shí)習(xí)中接觸到了很多空氣壓縮機(jī)，有德國的VM型得爾塔壓縮機(jī)、美的盛頓空氣壓縮機(jī)和意大利的英格索藍(lán)空氣壓縮機(jī)這里我主要的介紹下德爾塔空壓機(jī)。
第一章 空氣壓縮機(jī)的特點(diǎn)、工作原理和結(jié)構(gòu)
1.1特點(diǎn)
隨著社會的進(jìn)步和發(fā)展，對壓縮空氣的需求的地方也越來越多。尤其是螺桿式空氣壓縮機(jī)，以其獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)在使用中使用所占比例也越來越大。就氣體壓力提高的原理而言，螺桿壓縮機(jī)與活塞壓縮機(jī)相同，都屬于容積式壓縮機(jī)。就主要部件的活動形式而言，友與透平壓縮機(jī)相似。所以螺桿壓縮機(jī)同時(shí)兼有上述兩種壓縮機(jī)的特點(diǎn)。
⑴螺桿壓縮機(jī)的優(yōu)點(diǎn)：
1) 它是容積式壓縮機(jī)的一種，其理論排氣量與各工作部件的運(yùn)動速度，尤其是與轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速成正比關(guān)系，壓縮機(jī)主要參數(shù)---壓力和排氣量的變化互不影響。
2) 故障少、維修簡單、使用壽命長。
3) 由于呈連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)，沒有往復(fù)運(yùn)動，慣性力小，因此轉(zhuǎn)速高、運(yùn)轉(zhuǎn)可靠、無振動。
4) 對一組陰陽轉(zhuǎn)子的齒形空間而言，隨著嚙合點(diǎn)沿軸向往前移動，其一側(cè)進(jìn)行壓縮或排出而容積減小，另一側(cè)空間容積就增大，進(jìn)行下一個吸入過程。再加上回轉(zhuǎn)數(shù)高，齒數(shù)較多，因此壓縮作用是完全連續(xù)的，吸氣和排氣沒有往復(fù)式的壓縮機(jī)脈動現(xiàn)象，也沒有離心空壓機(jī)的喘振現(xiàn)象。
5) 由于螺桿式壓縮機(jī)屬于容積式壓縮機(jī)，因此壓力上升不受轉(zhuǎn)速的影響。只要轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)一周，就能達(dá)到預(yù)定的壓縮比。另外它和離心式空壓機(jī)亦不相同，它的加壓過程和氣體的比重?zé)o關(guān)。
6) 螺桿式壓縮機(jī)加壓是依靠兩個轉(zhuǎn)子不接觸的旋轉(zhuǎn)，因此它能適應(yīng)壓縮濕氣體以及含液滴的氣體。
7) 螺桿壓縮機(jī)可以用滑閥在100%----10%的范圍內(nèi)連續(xù)比例的控制能量?；y安裝在兩個轉(zhuǎn)子之間的機(jī)殼上，可以前后移動，通過滑閥可以控制進(jìn)氣量在100%---10%范圍內(nèi)變化，不影響壓縮比，不影響轉(zhuǎn)速，能在較大的范圍內(nèi)比較理想的控制載荷。
8) 由于陰陽轉(zhuǎn)子之間、轉(zhuǎn)子與外殼之間不存在固體接觸引起的摩擦。因此，螺桿式壓縮機(jī)除適用于無油潤滑外，還適用于輸送不被潤滑油污染的場合。
9) 螺桿式壓縮機(jī)尺寸小，質(zhì)量輕，容易安裝，設(shè)備基礎(chǔ)小而簡單，因此一次基礎(chǔ)建設(shè)投資省。同時(shí)，一般采用螺敢式壓縮機(jī)的裝置都不需要備機(jī)。
10) 螺桿式壓縮機(jī)制造工藝要求高，不適用于高壓壓縮機(jī)用。同時(shí)，在使用螺桿壓縮機(jī)時(shí)，應(yīng)特別注意按規(guī)定方向旋轉(zhuǎn)，不可使之反轉(zhuǎn)。
11) 由于運(yùn)動部件必不可少的間隙，泄漏大，效率較底。同時(shí)，在螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)上，為了保證轉(zhuǎn)子間的間隙，必須用同步齒輪，為了減小內(nèi)部溫度的上升，必須用增速齒輪來提高其轉(zhuǎn)速，因此機(jī)械損失大、噪音較大，同時(shí)還要裝設(shè)管道消音器。
⑵螺桿式空壓機(jī)的缺點(diǎn)：
1) 造價(jià)高。螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子齒面是一個空間曲面，需利用特制的刀具，在價(jià)格昂貴的專用設(shè)備上進(jìn)行加工。另外，對螺桿壓縮機(jī)汽缸的加工精度也有較高的要求，所以螺桿壓縮機(jī)的造價(jià)較高。
2) 不能用與高壓場合。由于受到轉(zhuǎn)子剛度和軸承壽命等方面的限制，螺桿壓縮機(jī)只能適用與中、低壓范圍，排氣壓力一般不超過4.5MPa。
3) 不能制成微型。螺桿壓縮機(jī)依靠間隙密封氣體，目前一般只有容積流量大于0.2m3/min時(shí)，螺桿壓縮機(jī)才具有優(yōu)越的性能。
1.2 螺桿壓縮機(jī)的原理
螺桿壓縮機(jī)的主要部件是一對陰陽轉(zhuǎn)子，兩個轉(zhuǎn)子是具有不同齒數(shù)的螺旋齒相互嚙合的，嚙合點(diǎn)（密封線）隨著轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)而移動。旋轉(zhuǎn)時(shí)，使處于轉(zhuǎn)子齒槽之間的氣體不斷產(chǎn)生周期性的容積變化，且沿著轉(zhuǎn)子軸線由吸入側(cè)輸送至壓出側(cè)，實(shí)現(xiàn)吸入、壓縮和排氣的全部過程，不需要往復(fù)式壓縮機(jī)那樣的余隙容積。螺桿間存在一定的間隙。具體的工作原理-------吸氣過程、壓縮過程和排氣過程如下：
⑴、吸氣過程 初時(shí)氣體經(jīng)壓縮機(jī)外殼一端的進(jìn)氣孔口分別進(jìn)入陰、陽螺桿齒間容積，隨著轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)，這兩個齒間容積各自不斷擴(kuò)大。當(dāng)這兩個容積達(dá)到最大值時(shí)，齒間容積和吸氣孔口斷開，吸氣過程結(jié)束。（注意，此時(shí)陰、陽轉(zhuǎn)子的齒間容積彼此并未連通）
⑵、壓縮過程 轉(zhuǎn)子繼續(xù)回轉(zhuǎn)，在陰陽螺桿齒間容積連通之前，陽轉(zhuǎn)子齒間容積中之氣體受陰螺桿齒的侵入先行壓縮經(jīng)某一轉(zhuǎn)角后，陰、陽螺桿齒間容積連通（以后將此連通的陰陽螺桿齒間容積稱為齒間容積對），呈V字形的齒間容積對，因齒的相互擠入其容積值逐漸減小，實(shí)現(xiàn)氣體的壓縮過程，直到該齒容積對與外殼上另一端的排氣口相連通時(shí)為止。
⑶、排氣過程 在齒間容積對與排氣孔口連通后，排氣過程即行開始。由于轉(zhuǎn)子回轉(zhuǎn)事故容積的不斷縮小，將壓縮后具有一定壓力的氣體送至排氣接管，此一過程一直延續(xù)到該容積對達(dá)到最小時(shí)為止。
隨著轉(zhuǎn)子的繼續(xù)回轉(zhuǎn)，上述過程重復(fù)進(jìn)行。在螺桿壓縮機(jī)中，陰、陽螺桿轉(zhuǎn)向相互迎合一側(cè)時(shí)，氣體受到壓縮，這一側(cè)面稱為高壓力區(qū)；相反，螺桿轉(zhuǎn)向彼此背離的一側(cè)面，齒間容積在擴(kuò)大并處在吸氣階段，稱為低壓力區(qū)。兩轉(zhuǎn)子軸線所在平面是高、低壓力區(qū)的分界面。
1.3螺桿壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)
螺桿式壓縮機(jī)是容積式壓縮機(jī)的一種，它的主要結(jié)構(gòu)是由殼體（汽缸和港蓋）與機(jī)殼內(nèi)一對陰陽轉(zhuǎn)子所組成。發(fā)動機(jī)通過連軸節(jié)與壓縮機(jī)的主轉(zhuǎn)子-----陽轉(zhuǎn)子連接，在壓縮機(jī)的外殼一端有進(jìn)氣孔，另一端有排氣孔以及密封組件。
螺桿式壓縮機(jī)有轉(zhuǎn)子端齒形和不對稱形線兩種，氣體的冷卻方式有直接向氣體內(nèi)噴油以及機(jī)殼水套內(nèi)用循環(huán)水冷卻，油的冷卻也有水冷和風(fēng)冷兩種。螺桿式無油潤滑亦稱干式螺桿壓縮機(jī)，其結(jié)構(gòu)與易蒸發(fā)的液體（如水）對空氣進(jìn)行內(nèi)部冷卻的壓縮機(jī)相似，但壓縮和提供的是無油的氣體。陽轉(zhuǎn)子是凸形齒，陰轉(zhuǎn)子是凹形齒，壓縮機(jī)通常是通過陽轉(zhuǎn)子來驅(qū)動。
在轉(zhuǎn)子螺旋部分的端面上，以及頂圓上設(shè)有附加的密封肋，這種密封肋或者與轉(zhuǎn)子成一體，或者鋃嵌在銑制的窄槽內(nèi)。螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子通常制作成空心的，其內(nèi)充滿冷卻油。從結(jié)構(gòu)上看，轉(zhuǎn)子可以與螺旋部分制作成一個整體的部件，或者組裝件，即螺旋部分和軸分別用不同的材料制造。轉(zhuǎn)子通常用各種牌號的剛制造，殼體多半用鑄鐵制造。轉(zhuǎn)子直徑在250mm以下的螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)，其殼體通常在吸入側(cè)有一垂直剖分面。對于大型無油潤滑壓縮機(jī)的殼體，除了垂直剖分面以外，在轉(zhuǎn)子平面上還有水平剖分面。
螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)的殼體都有冷卻水套。無水冷的壓縮機(jī)，無論是無油潤滑還是噴油潤滑，其殼體的表面都有肋棱，這些肋棱不僅使殼體有一定的剛性，而且還可以改善向周圍介質(zhì)的散熱。
第二章 間隙
設(shè)計(jì)螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)時(shí)，無論是壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子間的間隙，還是殼體間的間隙，通常約為轉(zhuǎn)子外徑的0.1%（因?yàn)楣曹椔輻U轉(zhuǎn)子不可避免地存在制造誤差、安裝誤差、運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的受力變形、受熱膨脹以及機(jī)件的磨損等因素的緣故）。間隙的存在，一方面必然影響到壓縮介質(zhì)的泄露量和壓縮過程的特性，近而使實(shí)際排氣量以及壓縮機(jī)的效率下降；另一方面，間隙的存在友有安全、正常運(yùn)行所必須。因此，螺桿式無油潤滑機(jī)的間隙還是影響壓縮機(jī)經(jīng)濟(jì)性和可靠性的一個重要的參數(shù)。同時(shí)，間隙對容積效率和絕熱效率的影響也很大。減少總間隙面積（或間隙值），不僅可以提高容積效率，降低排氣溫度，同時(shí)也可以減少單位排氣量所消耗的功率，提高決熱效率；但是過小的間隙容易發(fā)生金屬接觸摩擦，產(chǎn)生大量的摩擦熱，近而使螺桿咬死，從安全運(yùn)行的角度來看，這是絕對不允許發(fā)生的。再實(shí)際生產(chǎn)中，應(yīng)兼顧這兩個方面的影響來確定間隙值。當(dāng)然，在減小間隙的同時(shí)，若采用在結(jié)構(gòu)上與間隙處加嵌軟密封或者采用各種截流措施，增加氣體流動阻力，這樣可以減少流經(jīng)間隙處的氣體泄露量。
螺桿式壓縮機(jī)的間隙可分為端面間隙、齒頂間隙、螺桿齒面間的嚙合間隙三種，其中端面間隙是指螺桿的端面與機(jī)體端蓋的間隙，內(nèi)中又分吸氣端間隙和排氣端間隙；齒頂間隙是指螺桿齒頂與機(jī)體內(nèi)圓見的徑向間隙。
再具體確定個間隙時(shí)還應(yīng)綜合考慮：
⒈螺桿和機(jī)體因氣體加熱而引起的熱膨脹和熱變形。
⒉螺桿在外力（氣體壓力、重力等）作用下而引起的彎曲變形。
⒊軸承、同步齒輪（或增速齒輪）等零部件正常運(yùn)轉(zhuǎn)所必須的間隙。
⒋螺桿、機(jī)體、軸承、齒輪等零部件，由于加工及安裝所產(chǎn)生的誤差。
3、4比較容易控制，且數(shù)值較小，而1、2因螺桿齒面形體復(fù)雜，加之溫度不均勻，故用理論計(jì)算法來確定總間隙，不但計(jì)算繁復(fù)且結(jié)果還不一定滿意。在實(shí)用中，通常根據(jù)已有的工況相近壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)效果，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，確定個部分的間隙值，并在生產(chǎn)試車時(shí)予以適當(dāng)調(diào)整，以得到滿意的結(jié)果。
項(xiàng)目
直徑
陽螺桿齒頂與陰螺桿齒谷
陽螺桿和陰螺桿兩長側(cè)面
螺桿齒頂與機(jī)體內(nèi)圓
螺桿與機(jī)體
端面
中小直徑
（D。=< 315mm）
0.08----0.20
0.06---0.15
0.15---.025
吸氣端0.8---1.2
大直徑
（D。>315mm）
0.20---0.50
0.15---.040
0.25---0.44
排 氣 端
0.03---0.10
第三章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求
高速運(yùn)轉(zhuǎn)的螺桿無油潤滑壓縮機(jī)，一般采用滑動軸承和滑動推力軸承。采用非接觸式密封、閉口和開口石墨密封、曲徑式和組合式碳圈密封以及迷宮式密封等，用的較多目前是閉口石墨環(huán)密封，這種形式的密封既適用于空氣壓縮機(jī)，也適用于壓縮其他的氣體介質(zhì)。它是螺桿端面與軸承之間，設(shè)有若干組石墨密封盒，以減少氣體沿軸向泄漏，每個密封盒內(nèi)有一套密封單元，一般排氣側(cè)的密封單元多與吸氣側(cè)的。
根據(jù)無油螺桿壓縮機(jī)的作用，螺桿的齒形除滿足一般的嚙合運(yùn)動的要求外，在嚙合過程中還應(yīng)滿足：
⒈螺桿齒形在嚙合過程中，應(yīng)具有排出和吸入方面的氣密性，稱為橫向氣密性。
⒉螺桿齒形在嚙合過程中，應(yīng)具有齒間容積之間的氣密性，或稱之為軸向氣密性。
⒊螺桿齒形在嚙合過程中，應(yīng)具有盡可能短的接觸線長度。
⒋螺桿齒面的嚙合過程中，應(yīng)具有較小的吸入密封容積和排出密封容積。
⒌螺桿的齒形應(yīng)具有較大的面積利用系數(shù)。
此外，從制造、運(yùn)轉(zhuǎn)角度考慮，還要求螺桿齒面便于加工制造，具有良好的嚙合特性，以及在熱態(tài)和受力的情況下，具有小的不均勻熱變形、彎曲變形等。螺桿齒面間的接觸線應(yīng)能防止氣體從排出方面向吸入方面的泄漏。
螺桿壓縮機(jī)的吸氣孔口與排氣孔口的合理位置和形狀，是實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)氣體內(nèi)壓縮的必備條件，也是影響壓縮機(jī)效率的一個重要因素。因此，在設(shè)計(jì)吸、排氣孔口時(shí)應(yīng)滿足：
⒈孔口的位置和形狀，應(yīng)保證氣體在齒間容積內(nèi)實(shí)現(xiàn)預(yù)定的內(nèi)壓縮，以提高壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)的經(jīng)濟(jì)性。
⒉吸氣孔口應(yīng)能保證齒間容積達(dá)到最大限度的充氣，以獲得高的容積效率。排氣孔口應(yīng)使齒面間的容積中的壓縮氣體盡可能全部的排至排氣管道。
⒊盡量減少氣體在孔口處及齒面間容積內(nèi)的流動損失，據(jù)此，應(yīng)力要求孔口面積盡可能的大，氣流通道截面變化均勻、平滑，轉(zhuǎn)折少。力求陰、陽螺桿一對齒間容積與吸氣孔口脫離，同時(shí)與排氣孔口連接，以免氣體在其間串流。
⒋應(yīng)避免吸、排氣口之間產(chǎn)生穿漏通道。據(jù)此，端面上的吸、排氣孔不應(yīng)處于嚙合線范圍之內(nèi)。
⒌吸、排氣孔口的設(shè)計(jì)，應(yīng)盡量避免產(chǎn)生封閉容積。
螺桿壓縮機(jī)排量的調(diào)節(jié)方法為：
⑴、把部分壓縮氣體旁通到吸入腔。對于空氣壓縮機(jī)，則把壓縮空氣排入大氣。此調(diào)節(jié)方法簡單，但不經(jīng)濟(jì)，因在調(diào)節(jié)過程中消耗的功率是不變的。
⑵、改變轉(zhuǎn)速。這種方法從經(jīng)濟(jì)上來說是最合理的，但在這種情況下應(yīng)采用能改變轉(zhuǎn)速的傳動機(jī)構(gòu)。
⑶、當(dāng)系統(tǒng)中的壓力達(dá)到上限時(shí)，壓縮機(jī)調(diào)到空載運(yùn)轉(zhuǎn)。此時(shí)空氣壓縮機(jī)的排出管路便與大氣相通，而吸入管路則與被節(jié)流閥關(guān)閉。
⑷、壓縮機(jī)的啟動和停車。
⑸、對吸入腔的壓縮工質(zhì)節(jié)流。
⑹、改變處于壓縮過程中的基元容積。
螺桿式無油潤滑壓縮機(jī)和大多數(shù)其它高速、高效率機(jī)械一樣，也產(chǎn)生噪音。為降低噪音，在吸入和排出管路上常設(shè)反作用式消聲器。如果對噪聲登記要求很嚴(yán)，則整個壓縮機(jī)裝置都用隔音罩封蓋起來。因?yàn)槁輻U壓縮機(jī)產(chǎn)生噪聲是高頻率的，并且是氣體動力學(xué)性質(zhì)的，故容易用隔音罩或壓縮機(jī)室的隔音減弱，而不經(jīng)基礎(chǔ)通過振動傳開來。
轉(zhuǎn)子是螺桿壓縮機(jī)的主要零部件，轉(zhuǎn)子處于多種力和力矩的作用下，因此易受氣體壓力的變化、慣性力和扭矩等的影響。在共振時(shí)，還會產(chǎn)生附加應(yīng)力，這種應(yīng)力有時(shí)會超過作用于轉(zhuǎn)子上的應(yīng)力。因此對轉(zhuǎn)子的制造材料有一定的要求。在選材時(shí)，除了考慮機(jī)械強(qiáng)度的動態(tài)特性外，還必須考慮到動態(tài)特性，如沖擊韌度和疲勞極限。當(dāng)轉(zhuǎn)子在高溫下工作時(shí)還要考慮到蠕變的影響。轉(zhuǎn)子損壞的大多數(shù)原因是由于溫度升高，或進(jìn)入的雜質(zhì)使轉(zhuǎn)子齒面相互接觸所致。要提高壓縮機(jī)工作的可靠性，就要正確的選擇陽轉(zhuǎn)子和陰轉(zhuǎn)子的材料。螺桿壓縮機(jī)的主要損失是螺桿運(yùn)動部件之間由于需要間隙，因而造成泄露所致。在整個運(yùn)轉(zhuǎn)情況下，為了避免接觸，必須有足夠的間隙量，考慮加工精度、熱變形及軸承間隙，故產(chǎn)生一定裕度。除間隙大小外，損失還受轉(zhuǎn)子、行線種類的影響，齒輪和軸承引起的機(jī)械損失及流體通過壓縮機(jī)的損失等。
作為高速機(jī)器的無油螺桿壓縮機(jī)，為了提供良好的保護(hù)裝置，防止各種不正常的運(yùn)轉(zhuǎn)情況，可以采用簡單有效的控制系統(tǒng)：
⑴、卸載系統(tǒng)：進(jìn)口節(jié)流閥和放氣閥連同再循環(huán)冷卻器構(gòu)成一個單元；對于進(jìn)出口壓差的異常并不需要保護(hù)裝置。
⑵、水系統(tǒng)：壓縮機(jī)組（后冷卻器除外）只需要一個水循環(huán)系統(tǒng)，因此整臺壓縮機(jī)只需要一個恒溫器。
⑶、油系統(tǒng)：滾動軸承不需要輔助油泵，在啟動是用的油壓開關(guān)是控制系統(tǒng)中唯一的裝置。
第四章 軸封
4.1 無油螺桿壓縮機(jī)軸封
在無油螺桿壓縮機(jī)中，壓縮過程是在一個完全無油的環(huán)境中進(jìn)行的，這就要求在壓縮機(jī)的潤滑區(qū)與氣體區(qū)之間設(shè)置可靠的軸封。軸封不僅需要能在高圓周速度之下有效的工作，并且必須有一定的彈性，以適應(yīng)采用滑動推力軸承時(shí)轉(zhuǎn)子可能產(chǎn)生的軸向移動。另外，軸封的材料還必須能耐壓縮機(jī)所壓縮氣體的化學(xué)腐蝕。目前，無油螺桿壓縮機(jī)的軸封主要有石墨環(huán)式、迷宮式和機(jī)械式三種。
石墨環(huán)式軸封的密封環(huán)由摩擦系數(shù)較低的石墨制成，由于石墨具有良好的自潤滑性，即使石墨環(huán)與軸頸接觸也無妨礙。為了保證強(qiáng)度和使環(huán)孔的熱膨脹率與轉(zhuǎn)子軸材料的熱膨脹率相同，在密封環(huán)上往往還裝有鋼制支撐環(huán)。這樣，就可使密封環(huán)和軸之間的間隙很小，以達(dá)到好的密封效果，并且在一個寬的工作溫度范圍內(nèi)也可正常工作。
石墨環(huán)式軸封采用環(huán)狀波紋彈簧，把密封環(huán)壓向密封表面，以防止氣體經(jīng)石墨環(huán)的兩側(cè)面泄漏。當(dāng)軸的旋轉(zhuǎn)中心發(fā)生變化時(shí)，借助于環(huán)孔和彈簧的作用，密封環(huán)也移動到新的位置并保持在這一位置，從而防止了磨損現(xiàn)象的產(chǎn)生。
氣體經(jīng)石墨環(huán)式軸封的泄漏量與間隙值、壓差、密封環(huán)數(shù)目等有密切的關(guān)系。除了高壓場合以外，通過四道軸封環(huán)聯(lián)合作用的氣體泄漏量將減少0.4%。當(dāng)然，如果向軸封內(nèi)充入氣體，壓縮機(jī)的氣體泄漏量將為零。
在迷宮式軸封中，密封齒和密封面之間有很小的間隙，并形成曲折的流道，使氣體從高壓側(cè)向低壓側(cè)流動產(chǎn)生很大的阻力，以阻止氣體的泄漏。密封齒可以做在軸上，與軸一起轉(zhuǎn)動，也可以做成具有內(nèi)密封齒的密封環(huán)，固定在機(jī)體上。多數(shù)情況下，密封齒是加工在與軸固定的一個軸套上，當(dāng)密封齒損壞時(shí)便于更換。
在無油螺桿壓縮機(jī)中，輿論采用石墨環(huán)式軸封還是迷宮式軸封，密封單元之間的引氣孔都可以有多種選擇方案。如果被壓縮氣體可以漏入大氣，例如空氣、氮?dú)饣蚨趸嫉?，則所以密封單元可以聯(lián)系布置，只是最后一個通向大氣。如果被壓縮氣體有毒、易燃、易爆或十分貴重，則可將泄漏的氣體引回至吸氣管。有時(shí)還可用壓力稍高于壓縮機(jī)內(nèi)氣體壓力的惰性氣體充入軸封內(nèi)，以阻止高壓氣體向外界泄漏。
當(dāng)無油螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速較低時(shí)，還可以采用有油潤滑的機(jī)械密封。這種軸封工作可靠、密封性好。然而，這種軸封需要少量的潤滑油流過密封表面，這些潤滑油可能會混入所壓縮的氣體中。如果所壓縮氣體不允許有這種少量的污染，則需要在軸封和壓縮機(jī)腔之間開一個泄油槽。應(yīng)當(dāng)注意的是，在無油螺桿壓縮機(jī)的工作轉(zhuǎn)速下，采用有油潤滑的機(jī)械密封時(shí)，所消耗的功是比較到的。在許多場合，單個軸封的摩擦功耗就可以達(dá)到數(shù)千瓦。而無油螺桿壓縮機(jī)中，要采用四個軸封，因而必須考慮軸封的功耗這一因素。
值得注意的是，雖然無油螺桿壓縮機(jī)對被壓縮氣體中帶有液體不敏感，但如果有大量的液體長時(shí)間進(jìn)入無油螺桿壓縮機(jī)，則唯一需要注意的地方就是軸封。許多軸封都不是為液體而設(shè)計(jì)的，在液體存在的情況下，軸封會與軸意趣旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生磨損。并且，液體也會順著軸與軸封間的間隙流入到潤滑區(qū)域，破壞潤滑油的、特性，影響軸承及齒輪的正常潤滑。
4．2噴油螺桿壓縮機(jī)軸封
噴油螺桿壓縮機(jī)中有兩種不同的軸封：①與壓縮腔緊鄰的轉(zhuǎn)子軸段的軸封，特別是在排氣端，這種軸封更為重要；②伸出壓縮機(jī)端蓋外的軸段也必須有軸封，以與大氣隔開。由于壓縮介質(zhì)和允許工況的不同，噴油螺桿空氣壓縮機(jī)的軸封與螺桿制冷和工藝壓縮機(jī)的軸封有很大的不同。
噴油螺桿空氣壓縮機(jī)大都采用滾動軸封，為了防止壓縮腔的氣體通過轉(zhuǎn)子軸向外泄漏，必須在排氣端的轉(zhuǎn)子工作段與軸承之間家一個軸封。這種軸封可以做得非常簡單，只要在與軸頸相應(yīng)的機(jī)體處開設(shè)特定的油槽，通入具有一定壓力的密封油，即可達(dá)到有效的軸向密封。這種軸封的軸向長度要盡量短，以使軸承盡量靠近轉(zhuǎn)子的工作噸，提高轉(zhuǎn)子的剛性。在螺桿壓縮機(jī)正常工作時(shí)，吸入端的轉(zhuǎn)子工作段與軸承之間幾乎沒有壓差，當(dāng)利用吸氣節(jié)流的方式調(diào)節(jié)壓縮機(jī)的氣量時(shí)，此處也僅有可能會有噎嗝大氣壓力的壓差。所以，在吸氣端的轉(zhuǎn)子工作段與軸承之間，只用間隙密封就能滿足要求，沒有必要在提供密封油。
噴油螺桿空氣壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的外伸軸通常都設(shè)計(jì)在吸氣側(cè)，只要在利用吸氣節(jié)流的方式調(diào)節(jié)壓縮機(jī)的氣量時(shí)，外伸軸上的軸封兩側(cè)才可能會有一個大氣壓力的壓差。但由于此處的軸封必須防止?jié)櫥吐┏龊臀催^濾空氣的漏入，故在小型空壓機(jī)中，通常采用簡單的唇行密封。在大中型空壓機(jī)中，往往采用有油潤滑機(jī)械密封。
同噴油螺桿空氣壓縮機(jī)相比，噴油螺桿制冷和工藝壓縮機(jī)與帶器之間的密封就復(fù)雜多了。主要原因在于：①壓縮機(jī)內(nèi)要密封的不是空氣，而有可能是有毒的或易燃?xì)怏w，并且通常都很貴重；②它可能不允許被從外面漏入的空氣污染或沖淡；③軸封一側(cè)的壓縮機(jī)內(nèi)壓力可能是不同程度的真空，也有可能是達(dá)1MPa的高壓，并且停機(jī)時(shí)需要密封的壓力可能會更高。所以。在噴油螺桿制冷和工藝壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子外伸軸處，通常都采用負(fù)責(zé)的面接觸式機(jī)械密封，主要有彈簧式和波紋管式兩種，并且需向此軸封處供以高于壓縮機(jī)內(nèi)部壓力的潤滑油，以保證在密封面上形成穩(wěn)定的油膜。值得注意的是，軸封中有關(guān)零部件的材料要能耐壓縮氣體的腐蝕。
第五章 轉(zhuǎn)子型線
螺桿壓縮機(jī)中，最關(guān)鍵的是一對相互嚙合的轉(zhuǎn)子。轉(zhuǎn)子的齒面與轉(zhuǎn)子軸線垂直的截交線稱為轉(zhuǎn)子型線，由于轉(zhuǎn)子型線作螺旋運(yùn)動就形成了轉(zhuǎn)子的齒面，故又把轉(zhuǎn)子型線稱為端面型線或轉(zhuǎn)子型線。
對于螺桿壓縮機(jī)的要求，主要是要在齒面容積之間有優(yōu)越的密封性能，因?yàn)檫@些齒間容積是實(shí)現(xiàn)氣體壓縮的工作腔。對于螺桿壓縮機(jī)性能有重大影響的轉(zhuǎn)子型線要素有：接觸線、泄漏三角形、密封容積和齒間面積等。
5.1轉(zhuǎn)子型線設(shè)計(jì)原則
⑴轉(zhuǎn)子型線應(yīng)滿足嚙合要求。螺桿壓縮機(jī)的陰陽轉(zhuǎn)子型線必須滿足嚙合定律的共扼型線，即無論在什么位置，經(jīng)過型線接觸點(diǎn)的公法線必須通過節(jié)點(diǎn)。
⑵轉(zhuǎn)子型線應(yīng)形成長度較短的連續(xù)接觸線。轉(zhuǎn)子的設(shè)計(jì)應(yīng)保證能形成連續(xù)的接觸線。
⑶轉(zhuǎn)子型線應(yīng)形成較小面積的泄漏三角形。減少氣體通過泄漏三角形的泄漏，型線設(shè)計(jì)應(yīng)使轉(zhuǎn)子的泄漏三角形面積盡量小。
⑷轉(zhuǎn)子型線應(yīng)使封閉容積較小。
⑸轉(zhuǎn)子型線應(yīng)使齒間面積盡量大。較大的齒間面積使泄漏量占的份額相對減小，效率得到提高。
另外，從制造、運(yùn)轉(zhuǎn)角度考慮，還要求轉(zhuǎn)子型線便于加工制造，具有良好的嚙合特性，較小的氣體動力損失，以及在高溫和受力的情況下，具有小的熱變形和彎曲變形等。
5.2轉(zhuǎn)子型線發(fā)展過程
隨著對螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子型線設(shè)計(jì)原則的逐步認(rèn)識和轉(zhuǎn)子加工方法的不斷改進(jìn)，以及計(jì)算機(jī)在轉(zhuǎn)子型線設(shè)計(jì)中的應(yīng)用，螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子型線大致經(jīng)理了三代變遷。
⒈對稱圓弧型線
第一代轉(zhuǎn)子型線是對稱圓弧型線，應(yīng)用于初期的螺桿壓縮機(jī)產(chǎn)品中，雖然在隨后的年代里，不對稱的轉(zhuǎn)子型線有了許多顯著的進(jìn)展，但這些進(jìn)展主要是針對噴油螺桿壓縮機(jī)的。由于對稱型線易于設(shè)計(jì)、制造和測量，這類型線直到現(xiàn)在還被許多干式螺桿壓縮機(jī)制造商廣泛采用。
螺桿壓縮機(jī)齒間容積間的泄漏主要通過四個通道進(jìn)行：①通過接觸線的泄漏；②通過泄漏三角形的泄漏；③通過齒頂間隙的泄漏；④通過排氣端面的泄漏。不對稱型線的最大優(yōu)點(diǎn)之一，就是泄漏三角形的面積明顯減小。但對無油壓縮機(jī)，泄漏三角形只是四個主要泄漏通道中的一個，其面積的減小對壓縮機(jī)的整體效率只能產(chǎn)生有限的影響。另外，與噴油螺桿壓縮機(jī)相比，無油螺桿壓縮機(jī)工作在較低的壓比和壓差工況下，壓比和壓差對泄漏也有重大影響。
⒉不對稱型線
第二代轉(zhuǎn)子型線是以點(diǎn)、直線和擺線等組成齒曲線為代表的不對稱型線。60年代后，隨著噴油技術(shù)的發(fā)展，發(fā)展了一SRM-A型線為代表的第二代轉(zhuǎn)子型線。這種型線為螺桿壓縮機(jī)市場份額的擴(kuò)大，起了巨大的推動作用，目前仍被多家公司所采用。
螺桿壓縮機(jī)內(nèi)共有四個主要的泄漏通道，在噴油螺桿壓縮機(jī)中，由于油的存在而使這四個同中的三個被有效的密封起來。通過齒頂、排氣端面及接觸線這三個狹長間隙的泄漏大大減小。由于泄漏三角形不像其它三個泄漏通道那樣是狹長的間隙，而是一個近似與三角形的開口孔，因而成為唯一無法被油有效地密封的泄漏通道。
對稱型線與不對稱型線的主要區(qū)別在于：采用不對稱型線時(shí)，泄漏三角形的面積大為減小。一般不對稱型線的泄漏三角形僅是對稱型線的十分之一左右。因此，在于不對稱型線，可以使噴油螺桿壓縮機(jī)的性能得到明顯改善。
⒊新的不對稱型線
80年代后，隨著計(jì)算機(jī)在螺桿壓縮機(jī)領(lǐng)域的應(yīng)用，精確解析螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的幾何特性成為可能，在壓縮機(jī)工作過程數(shù)學(xué)模擬的基礎(chǔ)上，出現(xiàn)了各具特色的多種第三代轉(zhuǎn)子型線。性能優(yōu)越的主要有GHH型線、日力型線和SRM-D型線。90年代后，轉(zhuǎn)子型線更加多樣化，已能夠根據(jù)螺桿壓縮機(jī)的具體應(yīng)用場合專門設(shè)計(jì)出新穎的高效型線。目前，所有的噴油螺桿壓縮機(jī)采用的都是不對稱型線
第二代和第三代轉(zhuǎn)子型線都是不對稱型線，兩者之間的主要區(qū)別在于：第三代轉(zhuǎn)子型線的組成齒曲線中不再有點(diǎn)、直線和擺線，均采用圓弧、橢圓、拋物線等曲線，這種改變可使轉(zhuǎn)子齒面有“線”密封改進(jìn)為“帶”密封，能明顯提高密封效果，還有利于形成潤滑油膜和減少齒面磨損。
5.3轉(zhuǎn)子加工方法
若把轉(zhuǎn)子齒面看作螺旋齒輪，加工齒輪的方法同樣可以用來加工螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子。但由于壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子齒面主要用于壓縮氣體，故又不同于一般用語傳輸動力的齒輪。其主要區(qū)別表現(xiàn)在為獲得高的氣體密封性，轉(zhuǎn)子型線有多段曲線組成，并且其裸線齒的齒數(shù)少、螺旋角大。基于這些特點(diǎn)，目前轉(zhuǎn)子的加工方法有：①銑削加工法；②滾削加工法；③磨削加工法；④指形銑刀加工法；⑤飛刀加工法；⑥漆層法；⑦精密加工法等。
附圖：
體會和感受
轉(zhuǎn)眼之間，自己就要結(jié)束三年的大學(xué)生活，即將離開學(xué)習(xí)和生活過的美麗的洛大校園。這次畢業(yè)設(shè)計(jì)是向?qū)W校交的最后一份答卷，也是對自己所學(xué)知識的一次總結(jié)。
通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，自己對以前學(xué)過的知識，又有了新的認(rèn)識，并且能與實(shí)際相結(jié)合。但是在做這次畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)也遇到了不少的困難，在吳老師的指導(dǎo)和同學(xué)們的幫助之下，才最終得以完成。在此對給予我?guī)椭膮抢蠋熀屯瑢W(xué)，表示衷心的感謝！
離別了相處三年的老師和同學(xué)，離開了美麗的洛大校園，讓我們投入到社會主義現(xiàn)代化的建設(shè)之中去，美好的人生等待著我們?nèi)?chuàng)造，祖國的繁榮昌盛需要我們?nèi)ヅ?。作為一名新世紀(jì)的大學(xué)生，我們應(yīng)該用更多、更新的知識來不斷提高自己，使自己在社會發(fā)展的潮流中立于不敗之地，為社會的發(fā)展和國家的進(jìn)步作出應(yīng)有的貢獻(xiàn)。
參考資料:
1、《機(jī)械零件課程設(shè)計(jì)手冊》
中央廣播電視大學(xué)出版社 盧頌峰 主編
2、《互換性與技術(shù)測量》
中國計(jì)量出版社 廖念釗等 主編
3、《機(jī)械原理》
中央廣播電視大學(xué)出版社 張世民 主編
4、《機(jī)械設(shè)計(jì)》
中央廣播電視大學(xué)出版社 吳宗澤 主編
5、《螺桿壓縮機(jī)------理論、設(shè)計(jì)及應(yīng)用》
機(jī)械工業(yè)出版社 荊子文 主編
6、《無油潤滑壓縮機(jī)》
機(jī)械工業(yè)出版社 朱圣東等主編
7、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》
中央廣播電視大學(xué)出版社
第 22 頁 共 22 頁
編號
無錫太湖學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
相關(guān)資料
題目： 磁力式擰瓶機(jī)的設(shè)計(jì)及工程分析
信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動化專業(yè)
學(xué) 號： 0923190
學(xué)生姓名： 仲曉斌
指導(dǎo)教師： 何雪明（職稱：副教授）
（職稱： ）
2013年5月25日
目 錄
一、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開題報(bào)告
二、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）外文資料翻譯及原文
三、學(xué)生“畢業(yè)論文（論文）計(jì)劃、進(jìn)度、檢查及落實(shí)表”
四、實(shí)習(xí)鑒定表
無錫太湖學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
開題報(bào)告
題目： 磁力式擰瓶機(jī)的設(shè)計(jì)及工程分析
信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動化 專業(yè)
學(xué) 號： 0923190
學(xué)生姓名： 仲曉斌
指導(dǎo)教師： 何雪明（職稱：副教授 ）
（職稱： ）
2012年11月12日
課題來源
來源于工廠
科學(xué)依據(jù)（包括課題的科學(xué)意義；國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應(yīng)用前景等）
（1）課題科學(xué)意義
擰瓶機(jī)是封口機(jī)的一種，它廣泛用于玻璃瓶或PET 瓶的螺紋蓋封口。 這種封蓋事先加工出內(nèi)螺紋，螺紋有單頭或多頭之分，如藥瓶多用單頭螺紋，罐頭瓶多用多頭螺紋，是靠旋轉(zhuǎn)封蓋，將蓋旋緊于容器口部.由于螺紋蓋具有封口快捷、開啟方便及開啟后瓶又可重新旋上等優(yōu)點(diǎn)，所以一些不含氣的液料, 諸如飲料、酒類、調(diào)味料、化妝品及藥品、嬰兒食品等瓶包裝的封口中大量采用螺紋蓋封口。在大型的自動化灌裝線上, 擰瓶機(jī)一般與灌裝機(jī)聯(lián)動, 并且作一體機(jī)型設(shè)計(jì),從而減小灌裝至封蓋的行程, 使生產(chǎn)線結(jié)構(gòu)更為緊湊。目前已有全自動洗瓶機(jī)、全自動灌裝機(jī)、全自動擰瓶機(jī)三合一的機(jī)型。
為了減少包裝破損和運(yùn)輸重量，并滿足消費(fèi)者的安全需要，許多大型零售商都要求飲料和食品生產(chǎn)商采用塑料包裝。由于螺紋蓋有封口快捷、開啟方便及開啟后瓶又可重新封好等優(yōu)點(diǎn), 使其在許多產(chǎn)品的包裝中應(yīng)用越來越廣泛, 諸如飲料、酒類、調(diào)味料、化妝品及藥品等瓶包裝的封口就大量采用螺紋蓋封口。為了提高自動化生產(chǎn)線上瓶裝產(chǎn)品密封包裝的旋蓋問題，提高生產(chǎn)效率，保證產(chǎn)品質(zhì)量，特進(jìn)行本課題自動擰瓶機(jī)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)研究。
（2）擰瓶機(jī)的研究狀況及其發(fā)展前景
國內(nèi)外已經(jīng)有相當(dāng)成熟的封口機(jī)技術(shù)，形成了相當(dāng)成熟的生產(chǎn)線，各種有特定功能的封口機(jī)、擰瓶機(jī)也在生產(chǎn)生活中隨處可見，技術(shù)不斷創(chuàng)新和改良，形式多樣化發(fā)展。
目前國內(nèi)自主研發(fā)的擰瓶機(jī)存在可靠性低、穩(wěn)定性差、旋蓋質(zhì)量低、返工率高等問題，國內(nèi)灌裝生產(chǎn)線中廣泛使用的擰瓶機(jī)大多為直線式擰瓶機(jī)，采用瓶頸掛蓋。經(jīng)定位、預(yù)封后使蓋平穩(wěn)坐落在瓶口上，最后由皮帶對蓋頂部搓壓摩擦而將蓋旋緊。旋蓋頭主要結(jié)構(gòu)型式經(jīng)歷了彈簧摩擦片式和磁力耦合式2種。彈簧摩擦片式在滿足恒扭矩要求方面效果較差，如經(jīng)長時(shí)間使用后彈簧力會減小，摩擦片使用一段時(shí)間后也需進(jìn)行更換和調(diào)整。目前，國內(nèi)普遍使用的旋蓋頭為磁力耦合式。
擰瓶機(jī)是飲料灌裝過程中旋緊瓶蓋的專用設(shè)備,工作時(shí)必須保證適宜的旋緊力矩。力矩過小, 瓶蓋旋不緊; 力矩過大, 易損壞瓶嘴和瓶蓋。為此, 我們在吸收國外同類先進(jìn)設(shè)備的基礎(chǔ)上研制了一種利用磁力傳遞扭力矩實(shí)現(xiàn)瓶蓋旋緊的旋蓋頭, 能根據(jù)需要方便地設(shè)定、調(diào)整旋緊力矩的大小, 并能適用于不同高度的瓶子。
研究內(nèi)容
（1）擰瓶機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
進(jìn)行擰瓶機(jī)結(jié)構(gòu)總體方案設(shè)計(jì)，分析擰瓶機(jī)功能組成部分，進(jìn)行最優(yōu)化選擇設(shè)計(jì)，讓其實(shí)現(xiàn)。
（2）擰瓶機(jī)的組成以及各部件設(shè)計(jì)
包括圓柱凸輪、理蓋裝置、轉(zhuǎn)盤、輸送軌道和旋蓋頭的設(shè)計(jì)。
（3）擰瓶機(jī)傳動部分的設(shè)計(jì)
包括電動機(jī)的選擇、減速器的選擇、帶傳動的設(shè)計(jì)、軸的校核、鍵的選擇、滾動軸承的選擇和錐齒輪的計(jì)算等。
（4）擰瓶機(jī)控制系統(tǒng)
分析選用哪種控制系統(tǒng)比較好
擬采取的研究方法、技術(shù)路線、實(shí)驗(yàn)方案及可行性分析
（1）明確設(shè)計(jì)依據(jù)、原則和技術(shù)要求。
（2）查閱資料，分析現(xiàn)有的擰瓶機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)，參考其方案設(shè)計(jì)確定本設(shè)計(jì)的整體方案， 并對該方案進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。
（3）對于擰瓶機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)并進(jìn)行總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。
（4）利用UG進(jìn)行三維模型設(shè)計(jì)，檢查各個零部件之間是否存在干涉，導(dǎo)出重要零部件的二維圖
（5）寫出具體的說明書。
研究計(jì)劃及預(yù)期成果
研究計(jì)劃：
2012年11月12日-2013年1月20日：按照任務(wù)書要求查閱論文相關(guān)參考資料，填寫畢業(yè)設(shè)計(jì)開題報(bào)告書。
2013年1月21日-2013年3月15日：填寫畢業(yè)實(shí)習(xí)報(bào)告。
2013年3月16日-2013年3月22日：按照要求修改畢業(yè)設(shè)計(jì)開題報(bào)告。
2013年3月23日-2013年4月20日：學(xué)習(xí)并翻譯一篇與畢業(yè)設(shè)計(jì)相關(guān)的英文材料。
2013年4月22日-2013年5月3日：擰瓶機(jī)的總體設(shè)計(jì)，利用UG繪制擰瓶機(jī)簡單的3D模型。
2013年5月4日-2013年5月10日：擰瓶機(jī)的部件設(shè)計(jì)。利用UG繪制擰瓶機(jī)器各部件的3D模型。
2013年5月11日-2013年5月20日：畢業(yè)論文撰寫和修改，并用UG出圖。
預(yù)期成果：
旋蓋頭利用磁能產(chǎn)生的力來進(jìn)行旋蓋，能夠適應(yīng)不同高度的瓶子。生產(chǎn)效率達(dá)到了4000至5000瓶/時(shí)。
特色或創(chuàng)新之處
① 適用于不同高度的瓶子。
② 旋力可調(diào)、定位更加可靠。
③ 利用通電產(chǎn)生磁力來進(jìn)行旋蓋。
已具備的條件和尚需解決的問題
① 實(shí)驗(yàn)方案思路已經(jīng)非常明確，已經(jīng)具備使用利用UG進(jìn)行三維制圖。
② 使用UG繪圖的能力尚需加強(qiáng)。
③ 不會仿真。
④ 設(shè)計(jì)的擰瓶機(jī)還存在很多的不足，如某些地方的設(shè)計(jì)考慮的還不夠多，還需完善和改進(jìn)，自動化程度還不夠高，成本較高等。
指導(dǎo)教師意見
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教研室（學(xué)科組、研究所）意見
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英文原文
1 Introduction
The screw compressor is one of the most common types of machine used to compress gases. Its construction is simple in that it essentially comprises only a pair of meshing rotors, with helical grooves machined in them, contained in a casing, which fits closely round them. The rotors and casing are separated by very small clearances. The rotors are driven by an external motor and mesh like gears in such a manner that, as they rotate, the space formed between them and the casing is reduced progressively. Thus, any gas trapped in this case is compressed. The geometry of such machines is complex and the flow of the gas being compressed within them occurs in three stages. Firstly, gas enters between the lobes, through an inlet port at one end of the casing during the start of rotation. As rotation continues, the space between the rotors no longer lines up with the inlet port and the gas is trapped and thus compressed. Finally, after further rotation, the opposite ends of the rotors pass a second port at the other end of the casing, through which the gas is discharged. The whole process is repeated between successive pairs of lobes to create a continuous but pulsating flow of gas from low to high pressure.
These machines are mainly used for the supply of compressed air in the building industry, the food, process and pharmaceutical industries and, where required, in the metallurgical industry and for pneumatic transport.
They are also used extensively for compression of refrigerants in refrigeration and air conditioning systems and of hydrocarbon gases in the chemical industry. Their relatively rapid acceptance over the past thirty years is due to their relatively high rotational speeds compared to other types of positive displacement machine, which makes them compact, their ability to maintain high efficiencies over a wide range of operating pressures and flow rates and their long service life and high reliability. Consequently, they constitute a substantial percentage of all positive displacement compressors now sold and currently in operation.
The main reasons for this success are the development of novel rotor profiles, which have drastically reduced internal leakage, and advanced machine tools, which can manufacture the most complex shapes to tolerances of the order of 3 micrometers at an acceptable cost. Rotor profile enhancement is still the most promising means of further improving screw compressors and rational procedures are now being developed both to replace earlier empirically derived shapes and also to vary the proportions of the selected profile to obtain the best result for the application for which the compressor is required. Despite their wide usage, due to the complexity of their internal geometry and the non-steady nature of the processes within them, up till recently, only approximate analytical methods have been available to predict their performance. Thus, although it is known that their elements are distorted both by the heavy loads imposed by pressure induced forces and through temperature changes within them, no methods were available to predict the magnitude of these distortions accurately, nor how they affect the overall performance of the machine. In addition, improved modelling of flow patterns within the machine can lead to better porting design. Also, more accurate determination of bearing loads and how they fluctuate enable better choices of bearings to be made. Finally, if rotor and casing distortion, as a result of temperature and pressure changes within the compressor, can be estimated reliably, machining procedures can be devised to minimise their adverse effects.
Screw machines operate on a variety of working fluids, which may be gases, dry vapour or multi-phase mixtures with phase changes taking place within the machine. They may involve oil flooding, or other fluids injected during the compression or expansion process, or be without any form of internal lubrication. Their geometry may vary depending on the number of lobes in each rotor, the basic rotor profile and the relative proportions of each rotor lobe segment. It follows that there is no universal configuration which would be the best for all applications. Hence, detailed thermodynamic analysis of the compression process and evaluation of the influence of the various design parameters on performance is more important to obtain the best results from these machines than from other types which could be used for the same application. A set of well defined criteria governed by an optimisation procedure is therefore a prerequisite for achieving the best design for each application. Such guidelines are also essential for the further improvement of existing screw machine designs and broadening their range of uses. Fleming et al., 1998 gives a good contemporary review of screw compressor modelling, design and application.
A mathematical model of the thermodynamic and fluid flow processes within positive displacement machines, which is valid for both the screw compressor and expander modes of operation, is presented in this Monograph. It includes the use of the equations of conservation of mass, momentum and energy applied to an instantaneous control volume of trapped fluid within the machine with allowance for fluid leakage, oil or other fluid injection, heat transfer and the assumption of real fluid properties. By simultaneous solution of these equations, pressure-volume diagrams may be derived of the entire admission, discharge and compression or expansion process within the machine. A screw machine is defined by the rotor profile which is here generated by use of a general gearing algorithm and the port shape and size. This algorithm demonstrates the meshing condition which, when solved explicitly, enables a variety of rotor primary arcs to be defined either analytically or by discrete point curves. Its use greatly simplifies the design since only primary arcs need to be specified and these can be located on either the main or gate rotor or even on any other rotor including a rack, which is a rotor of infinite radius. The most efficient profiles have been obtained from a combined rotor-rack generation procedure.
The rotor profile generation processor, thermofluid solver and optimizer,together with pre-processing facilities for the input data and graphical post processing and CAD interface, have been incorporated into a design tool in the form of a general computer code which provides a suitable tool for analysis and optimization of the lobe profiles and other geometrical and physical parameters. The Monograph outlines the adopted rationale and method of modelling, compares the shapes of the new and conventional profiles and illustrates potential improvements achieved with the new design when applied to dry and oil-flooded air compressors as well as to refrigeration screw compressors.
The first part of the Monograph gives a review of recent developments in screw compressors.
The second part presents the method of mathematical definition of the general case of screw machine rotors and describes the details of lobe shape specification. It focuses on a new lobe profile of a slender shape with thinner lobes in the main rotor, which yields a larger cross-sectional area and shorter sealing lines resulting in higher delivery rates for the same tip speed.
The third part describes a model of the thermodynamics of the compression-expansion processes, discusses some modelling issues and compares the shapes of new and conventional profiles. It illustrates the potential improvements achievable with the new design applied to dry and oil-flooded air compressors as well as to refrigeration screw compressors. The selection of the best gate rotor tip radius is given as an example of how mathematical modelling may be used to optimise the design and the machine’s operating conditions.
The fourth part describes the design of a high efficiency screw compressor with new rotor profiles. A well proven mathematical model of the compression process within positive displacement machines was used to determine the optimum rotor size and speed, the volume ratio and the oil injection position and jet diameter. In addition, modern design concepts such as an open suction port and early exposure of the discharge port were included, together with improved bearing and seal specification, to maximise the compressor efficiency. The prototypes were tested and compared with the best compressors currently on the market. The measured specific power input appeared to be lower than any published values for other equivalent compressors currently manufactured. Both the predicted advantages of the new rotor profile and the superiority of the design procedure were thereby confirmed.
1.1 Basic Concepts
Thermodynamic machines for the compression and expansion of gases and vapours are the key components of the vast majority of power generation and refrigeration systems and essential for the production of compressed air and gases needed by industry. Such machines can be broadly classified by their mode of operation as either turbomachines or those of the positive displacement type.
Turbomachines effect pressure changes mainly by dynamic effects, related to the change of momentum imparted to the fluids passing through them. These are associated with the steady flow of fluids at high velocities and hence these machines are compact and best suited for relatively large mass flow rates. Thus compressors and turbines of this type are mainly used in the power generation industry, where, as a result of huge investment in research and development programmes, they are designed and built to attain thermodynamic efficiencies of more than 90% in large scale power production plant. However, the production rate of machines of this type is relatively small and worldwide, is only of the order of some tens of thousands of units per annum.
Positive displacement machines effect pressure changes by admitting a fixed mass of fluid into a working chamber where it is confined and then compressed or expanded and, from which it is finally discharged. Such machines must operate more or less intermittently. Such intermittent operation is relatively slow and hence these machines are comparatively large. They are therefore better suited for smaller mass flow rates and power inputs and outputs. A number of types of machine operate on this principle such as reciprocating, vane, scroll and rotary piston machines.
In general, positive displacement machines have a wide range of application, particularly in the fields of refrigeration and compressed air production and their total world production rate is in excess of 200 million units per annum. Paradoxically, but possibly because these machines are produced by comparatively small companies with limited resources, relatively little is spent on research and development programmes on them and there are very few academic institutions in the world which are actively promoting their improvement.
One of the most successful positive displacement machines currently in use is the screw or twin screw compressor. Its principle of operation, as indicated in Fig. 1.1, is based on volumetric changes in three dimensions rather than two. As shown, it consists, essentially, of a pair of meshing helical lobed rotors, contained in a casing. The spaces formed between the lobes on each rotor form a series of working chambers in which gas or vapour is contained. Beginning at the top and in front of the rotors, shown in the light shaded portion of Fig. 1.1a, there is a starting point for each chamber where the trapped volume is initially zero. As rotation proceeds in the direction of the arrows, the volume of that chamber then increases as the line of contact between the rotor with convex lobes, known as the main rotor, and the adjacent lobe of the gate rotor
Fig. 1.1. Screw Compressor Rotors
advances along the axis of the rotors towards the rear. On completion of one revolution i.e. 360? by the main rotor, the volume of the chamber is then a maximum and extends in helical form along virtually the entire length of the rotor. Further rotation then leads to reengagement of the main lobe with the succeeding gate lobe by a line of contact starting at the bottom and front of the rotors and advancing to the rear, as shown in the dark shaded portions in Fig. 1.1b. Thus, the trapped volume starts to decrease. On completion of a further 360? of rotation by the main rotor, the trapped volume returns to zero.
The dark shaded portions in Fig. 1.1 show the enclosed region where therotors are surrounded by the casing, which fits closely round them, while the light shaded areas show the regions of the rotors, which are exposed to external pressure. Thus the large light shaded area in Fig. 1.1a corresponds to the low pressure port while the small light shaded region between shaft ends B and D in Fig. 1.1b corresponds to the high pressure port.
Exposure of the space between the rotor lobes to the suction port, as their front ends pass across it, allows the gas to fill the passages formed between them and the casing until the trapped volume is a maximum. Further rotation then leads to cut off of the chamber from the port and progressive reduction in the trapped volume. This leads to axial and bending forces on the rotors and also to contact forces between the rotor lobes. The compression process continues until the required pressure is reached when the rear ends of the passages are exposed to the discharge port through which the gas flows out at approximately constant pressure. It can be appreciated from examination of Fig. 1.1, is that if the direction of rotation of the rotors is reversed, then gas will flow into the machine through the high pressure port and out through the low pressure port and it will act as an expander. The machine will also work as an expander when rotating in the same direction as a compressor provided that the suction and discharge ports are positioned on the opposite sides of the casing to those shown since this is effectively the same as reversing the direction of rotation relative to the ports. When operating as a compressor, mechanical power must be supplied to shaft A to rotate the machine. When acting as an expander, it will rotate automatically and power generated within it will be supplied externally through shaft A.
The meshing action of the lobes, as they rotate, is the same as that of helical gears but, in addition, their shape must be such that at any contact position, a sealing line is formed between the rotors and between the rotors and the casing in order to prevent internal leakage between successive trapped passages. A further requirement is that the passages between the lobes should be as large as possible, in order to maximise the fluid displacement per revolution. Also, the contact forces between the rotors should be low in order to minimise internal friction losses. A typical screw rotor profile is shown in Fig. 1.2, where a configuration of 5–6 lobes on the main and gate rotors is presented. The meshing rotors are shown with their sealing lines, for the axial plane on the left and for the cross-sectional plane in the centre. Also, the clearance distribution between the two rotor racks in the transverse plane, scaled 50 times (6) is given above.
Fig. 1.2. Screw rotor profile: (1) main, (2) gate, (3) rotor external and (4) pitch circles, (5) sealing line, (6) clearance distribution and (7) rotor flow area between the rotors and housing
Oil injected Oil Free
Fig. 1.3. Oil Injected and Oil Free Compressors
Screw machines have a number of advantages over other positive displacement types. Firstly, unlike reciprocating machines, the moving parts all rotate and hence can run at much higher speeds. Secondly, unlike vane machines, the contact forces within them are low, which makes them very reliable. Thirdly, and far less well appreciated, unlike the reciprocating, scroll and vane machines, all the sealing lines of contact which define the boundaries of each cell chamber, decrease in length as the size of the working chamber decreases and the pressure within it rises. This minimises the escape of gas from the chamber due to leakage during the compression or expansion process.
1.2 Types of Screw Compressors
Screw compressors may be broadly classified into two types. These are shown in Fig. 1.3 where machines with the same size rotors are compared:
1.2.1 The Oil Injected Machine
This relies on relatively large masses of oil injected with the compressed gas in order to lubricate the rotor motion, seal the gaps and reduce the temperature rise during compression. It requires no internal seals, is simple in mechanical design, cheap to manufacture and highly efficient. Consequ