四級三葉直排大氣式羅茨真空泵設計

資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 第七章 羅茨泵冷卻系統(tǒng)的研究(專題部分) ——水冷夾層冷卻系統(tǒng)的研究 一、 概述 冷卻系統(tǒng)是羅茨泵應用中的一個重要環(huán)節(jié)。由于該泵是從極限真空度直排大氣，泵的總體壓縮比較高，壓縮過程中轉子對氣體所作的功轉變?yōu)闅怏w的內能，使氣體的溫度升高。此外，泵體中的各處的摩擦，如密封圈和軸承部位的摩擦消耗的功率葉轉換為熱量。如果產生的熱量不及時排出，傳到泵體和轉子上，會造成轉子和泵體的膨脹。為了提高泵的抽氣能力，提高真空度，泵內的各項間隙，如轉子與轉子之間，轉子和泵體之間的間隙都比較小，一般在0.1～0.25之間，轉子和泵體的膨脹可能造成轉子與泵體的接觸摩擦，影響泵的運轉抽氣過程，嚴重的可能造成轉子在泵腔內卡死，使泵不能正常工作。因此，必須在泵外設置冷卻系統(tǒng)，將壓縮氣體產生的熱量和各處摩擦產生的熱量帶出，排出泵外，減小轉子和泵體的熱膨脹，保證泵內各項間隙，使泵運轉正常平穩(wěn)。 現(xiàn)在，一般羅茨泵的冷卻系統(tǒng)一般都采用風冷式，即在泵外體上加一定數(shù)量的散熱肋板，靠泵體將泵內部產生的熱量傳出，利用空氣和泵體的對流換熱將熱量散發(fā)出去，或者加散熱風扇，加強空氣的對流散熱作用，以達到更好的散熱效果。本次設計中，采納了其它真空泵和真空系統(tǒng)的水冷系統(tǒng)，在羅茨泵的泵體外增加水冷夾層，將其融于三葉羅茨泵系統(tǒng)中。 具體冷卻系統(tǒng)如圖所示。當經羅茨泵泵腔壓縮后的氣體流經泵腔外的氣體通道時，由于氣體的溫度高于外層水冷夾層的溫度，氣體與水冷夾層之間發(fā)生對流換熱，將熱量傳給水冷夾層。冷卻水在水冷套內流動，再與水冷夾層發(fā)生熱交換，也是對流換熱，但冷卻水和水冷夾層間的對流換熱比氣體與水冷夾層間的對流換熱系數(shù)大，換熱能力強， 以此才可達到冷卻泵體的作用。此外， 在轉子將的下腔左右還增加了冷卻氣體返流通道。氣體從泵腔排出后經水冷夾層冷卻，在流向下一級的過程中，部分氣體經返流氣體回流通道返回到轉子回轉腔中，與轉子和泵腔封閉的氣體混合，使封閉氣體溫度降低，同轉子腔外的氣體冷卻一樣，冷卻轉子。雖然這種氣體返流冷卻的設計會影響泵的極限真空度，但可使泵體更好的冷卻，提高其抽氣能力。 在羅茨泵泵腔的外側設置冷卻水套后，雖說可以達到更好的冷卻效果，但如果外部冷卻水套設計不合理，冷卻水流量和流動方向不足或不正確，就會在冷卻水套內部形成死水。這部分死水在冷卻水套內基本不循環(huán)，溫度愈來愈高，甚至起不到冷卻的作用，造成崩內部局部溫度過高。由于轉子和泵體膨脹系數(shù)不同，這種局部膨脹可能會造成轉子和泵體的摩擦，甚至卡死，影響泵的工作。因此，在設計中，在水冷套中加入了幾道冷卻水導流板，這樣冷卻水沿導流板和泵體構成的通道流動，不會形成死水，保證水流的暢通。 另外從鑄造方面考慮，由于水冷套的內外夾層間有一定距離，在鑄造時會造成一定困難。因此水冷套中冷卻水導流板的另外一個作用就是對水冷套的內外夾層起到支撐的作用，方便鑄造。 下面具體計算冷卻系統(tǒng)的各項參數(shù)，計算冷凝水的耗量。 在設計中，我們取的冷卻系統(tǒng)的參數(shù)要求圖下： 入口氣體溫度，出口氣體溫度； 冷卻水入口溫度，出口溫度。 在計算中，由于冷卻水與氣體排氣方向相反，在前級出口到下一級的過程中，氣體得到外層冷卻水的冷卻，但是此時的冷卻水已經在冷卻下一級的氣體是得到了升溫，如果兩者同時考慮，將是很繁瑣的一個問題。因此在計算中，我們假設各級泵單獨工作，即各級泵入口氣體溫度均為，出口氣體溫度均為；冷卻水入口溫度均為，出口溫度均為。依此我們先簡單的計算出各級泵冷卻系統(tǒng)消耗的水量。這樣計算存在的問題是前三級泵的冷卻水入口溫度偏低，而后三級泵的入口氣體溫度偏低，使計算出的冷卻水的耗量偏低，因此我們再假設各級泵均是在大氣壓下單獨工作，這樣，前三級泵的入口壓力均以提高，抽氣量提高，消耗功率增加，壓縮氣體溫升較大，最終導致冷卻水用量增加，這可與上述的耗量偏低互相抵消。 在第五章泵的參數(shù)計算中我們可以看到，第四級泵消耗的功率遠大于氣體三級消耗的功率的和，氣體壓縮所產生的熱量也就最大。因此，在計算冷卻水的耗量時，第四級冷卻水耗量也是最多的，所以只計算最末級的冷卻水量就足夠了。 計算第四級冷卻水的耗量 從第五章的泵的參數(shù)設計計算中我們可以得到： 第四級泵抽速 ， 第四級泵消耗的功率 。 由于羅茨泵為容積式泵，從其工作原理中可看出，氣體在泵腔內無內壓縮，所以泵的抽氣過程可認為是定容過程。只考慮氣體入口和出口的溫差，中間的熱傳遞過程不予考慮，則氣體從入口到出口增加的功為 剩余功率即為氣體與水冷夾層間的對流換熱量，剩余功率為 假設水冷夾層的溫度等于氣體入口到出口的平均溫度，即 冷卻水與冷卻夾層間發(fā)生對流換熱，對流換熱面積為 對流換熱系數(shù)為 冷卻水進出口平均溫度為 查《熱工學》附表10得，當水在時，水的物性參數(shù)為： ， 當時 冷卻水通道我們以等截面積的圓形通道考慮，設圓形冷卻水通道的半徑為，則 計算得圓形通道半徑 可算德努塞爾數(shù) 長徑比為 <60 因此管長修正系數(shù)為 由《熱工學》式2－36b 得雷諾數(shù)為 雷諾數(shù)大于，為紊流 由雷諾數(shù)計算公式 得 所以，冷卻水的耗量為 泵整體散熱量的計算 現(xiàn)在，將泵的四級看作一級泵來考慮，則泵的各項參數(shù)為： 抽速 泵消耗功率 進口氣體溫度 出口氣體溫度 冷卻水進水溫度 冷卻水出水溫度 假設泵的抽氣過程仍認為是定容過程。只考慮氣體入口和出口的溫差，中間的熱傳遞過程不予考慮，則氣體從入口到出口增加的功為 剩余功率即為氣體與水冷夾層間的對流換熱量，剩余功率為 假設水冷夾層的溫度等于氣體入口到出口的平均溫度，即 計算對流換熱面積 第四級對流換熱面積為 第三級對流換熱面積 下泵體 上泵體的對流換熱面積較難計算，通過對上泵體的設計的研究，我們建立如圖的坐標系 由此，我們能容易計算出 曲線1的方程為 曲線2的方程為 令，則由曲線1和曲線2方程可得 所以對流散熱面積的微分方程為 而有泵的結構可得知 所以上泵體的對流散熱面積為 所以第三級對流換熱面積為 第二級對流換熱面積 下泵體 通過對上泵體的設計的研究，我們對上泵體第二級氣體通道建立如圖的坐標系 由此，我們能容易計算出 曲線1的方程為 曲線2的方程為 令，則由曲線1和曲線2方程可得 所以對流散熱面積的微分方程為 而有泵的結構可得知 所以上泵體的對流散熱面積為 所以第二級對流換熱面積為 第一級對流換熱面積 下泵體 通過對上泵體的設計的研究，我們對上泵體第二級氣體通道建立如圖的坐標系 由此，我們能容易計算出 曲線1的方程為 曲線2的方程為 令，則由曲線1和曲線2方程可得 所以對流散熱面積的微分方程為 而有泵的結構可得知 所以上泵體的對流散熱面積為 所以第一級對流換熱面積為 所以泵總的對流散熱面積為 對流換熱系數(shù)為 冷卻水進出口平均溫度為 查《熱工學》附表10得，當水在時，水的物性參數(shù)為： ， 當時 四級冷卻水管道中，第四級的截面積最小，因此我們采用第四級的冷卻水管道并將其以等截面積的圓形通道考慮，設圓形冷卻水通道的半徑為，則 計算得圓形通道半徑 可算德努塞爾數(shù) 長徑比為 <60 因此管長修正系數(shù)為 由《熱工學》式2－36b 得雷諾數(shù)為 雷諾數(shù)小于，為粘滯流 由雷諾數(shù)計算公式 得 所以，冷卻水的耗量為 通過對第四級泵單獨工作時冷卻水消耗量和整體泵一體工作時冷卻水消耗量的比較，由于第四級泵消耗的功率遠大于前三級泵消耗的功率之和，與泵的總功率相近，而且第四級泵的對流散熱面積遠小于整體泵的對流散熱面積，所以只考慮第四級泵單獨工作時冷卻水的耗量要大于整體泵一體考慮時冷卻水的耗量(第四級單獨工作時冷卻水的耗量為，而整體泵考慮是冷卻水的消耗量為)。 影響對流換熱的因素 從上述冷卻系統(tǒng)原理分析中可以看出，在泵內的發(fā)生的傳熱基本都是對流換熱，影響對流換熱的因素很多，這是因為對流換熱和流體的流動總是聯(lián)系在一起的，同時又與固體壁面的形狀、大小等有關，主要有以下幾個方面。 (1)、流動產生的原因。按照引起流動的原因，可將對流換熱區(qū)分為兩大類：受迫流動和自由流動。如果流體的流動是由泵、風機或其它壓差作用所造成的，稱為受迫流動，如果流體的流動是由于流體冷熱的密度不同所引起的，則稱為自由流動。由于兩者流動的推動力不同，他們的換熱規(guī)律葉不同。 (2)、流體流動的速度。流速增加，促使邊界層變薄，并使流體內部相對運動加劇，從而是對流換熱系數(shù)加大。 (3)、流體的物理性質。影響對流換熱過程的流體物性主要是導熱系數(shù)、比熱容、密度及粘度等。導熱系數(shù)大的流體，貼壁層流層的導熱熱阻小，換熱就強。比熱容和密度大的流體容積熱容量大，即栽熱能力大，增強了流體與壁面之間的熱交換。此外，粘度大的流體流動邊界層變厚，對換熱不利。在分析物性參數(shù)對換熱的影響時，應注意諸物性的總和效果，不宜孤立分析每一個物性參數(shù)對換熱的影響，否則會導致錯誤的結論。 (4)、換熱表面的幾何尺寸、形狀和位置。在對流換熱時，流體沿著壁面流動，所以壁面的幾何尺寸和位置對流體的流動有很大影響，從而也影響對流換熱的強弱。 綜上所述，影響對流換熱系數(shù)的因素很多，寫成函數(shù)形式如下： 式中，為流體的運動粘度，單位為；、分別代表壁面的尺寸和形狀特征。 由于對流換熱過程比較復雜，受迫流動和自由流動，層流和紊流，有相變和無相變，各種性質不同的流體以及換熱面的形狀、大小和相對位置等組成了多種不同規(guī)律的換熱過程。因此要了解對流換熱系數(shù)的變化規(guī)律，只有對各種情況分門別類地進行分析和試驗，才能得到各種情況的正確結論。 The design of the multilevel Roots pump Abstract Roots 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 country’s 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 多級羅茨泵設計 摘 要 多級羅茨泵是一種容積式無油真空泵，具有結構簡單、振動噪音小、可靠性高、抽氣特性好等優(yōu)越性能，由于這個原因，國內外許多微電子工業(yè)部門廣泛地采用這種真空泵。在我國盡管有些單位在研究這種真空泵，但還是沒有產品，仍然是空白。為了滿足我國開發(fā)研究生產這種泵的需要，本文對羅茨真空泵的嚙合理論和冷卻系統(tǒng)進行了深入的研究與探討。 本文首先詳細分析了羅茨泵的嚙合理論，并在此基礎上推倒出了計算泵極限真空度的公式，用Turbo C編程驗證了其正確性。 在推倒泵極限壓力的同時，還計算除了各級泵的壓縮比，并最終求得泵的零流量壓縮比。在研究其嚙合理論之后得到了很多重要的結論。 另外，還進一步詳細研究了羅茨泵水冷系統(tǒng)的設計。在水冷系統(tǒng)的研究中，詳細闡述了水冷系統(tǒng)的作用及具體設計，分析水冷系統(tǒng)的作用，根據(jù)泵的冷卻要求最終算出了冷卻水的耗量。 關鍵詞：羅茨泵，極限真空度，冷卻系統(tǒng) - 1 -目目 錄錄第一章第一章 引言引言1第二章第二章 羅茨泵概述羅茨泵概述2第三章第三章 四級三葉直排大氣式羅茨泵設計四級三葉直排大氣式羅茨泵設計33.1 工作原理33.2 結構特點5第四章第四章 泵的總體設計泵的總體設計10第五章第五章 泵的參數(shù)設計計算泵的參數(shù)設計計算125.1 轉子的設計125.2 泵各項參數(shù)的計算145.3 功率計算及電機選擇27第六章第六章 運動件的計算與校核運動件的計算與校核316.1 齒輪的設計與校核316.2 軸的設計與校核386.3 滾動軸承的選擇及其壽命計算476.4 聯(lián)軸器鍵的校核48第七章第七章 羅茨泵冷卻系統(tǒng)的研究羅茨泵冷卻系統(tǒng)的研究(專題部分專題部分)507.1 水冷系統(tǒng)概述507.2 水冷系統(tǒng)設計507.3 水冷系統(tǒng)參數(shù)計算52結論63致致 謝謝65參考文獻參考文獻66- 1 - 第一章第一章 引言引言當今，全球在化干泵上發(fā)展的很快。這種泵性能好，優(yōu)點多，值得研究開發(fā)。但是，我國在這方面發(fā)展的不算太快，為了促進化干泵在國內的開發(fā)利用，我們參考了美國的斯托克斯化干泵和日本的株式真空泵，并結合如今市場的需要，嘗試設計了一臺抽速 200L/S 的四級三葉直排大氣式的羅茨真空泵。 設計中，對三葉羅茨泵的原理作了簡要概述。轉子型線是羅茨泵的核心，本次設計從泵的性能抽速方面考慮，采用了容積利用系數(shù)最大的內外圓弧加擺線型轉子。在泵的設計計算中詳細討論了三葉轉子的嚙合情況，并具體計算了泵的各級壓縮比、總體壓縮比，最終推導出該泵的極限真空度。專題部分分析了泵的散熱情況、冷卻形式及冷卻系統(tǒng)。由于該泵是從極限真空度直排大氣，泵的總體壓縮比較高，壓縮過程中產生的熱量，傳到泵體和轉子上，使得轉子和泵體的膨脹，可能造成轉子與泵體的接觸摩擦，影響泵的運轉抽氣過程，嚴重的可能造成轉子在泵腔內卡死，使泵不能正常工作。因此在設計中我們采用了水冷系統(tǒng)。在水冷系統(tǒng)設計中，計算了泵的壓縮氣體溫度，并最終得出了冷卻水消耗量，冷卻系統(tǒng)更加完善。- 2 -第二章第二章 羅茨泵概述羅茨泵概述羅茨真空泵（簡稱羅茨泵）是一種無內壓縮的旋轉變容式真空泵，它是由羅茨鼓風機演變而來的。根據(jù)羅茨泵工作壓力范圍的不同，它可分為直排大氣的干式羅茨泵和濕式羅茨泵，這種羅茨泵屬于低真空羅茨泵；此外還有中真空羅茨泵（機械增壓泵）和高真空羅茨泵。近年來，羅茨泵得到了廣泛的應用。一般來說，羅茨泵具有以下特點：(1)、在較寬的壓力范圍內有較大的抽速；(2)、設有旁通溢流閥可在大氣壓下啟動，縮短了抽氣時間；(3)、轉子之間、轉子與泵壁之間有間隙，泵內運動件無摩擦，不需潤滑，泵腔內無油；(4)、轉子形狀對稱，動平衡性能好，運轉平穩(wěn)，選擇高精度的齒輪傳動，運轉時噪音低；(5)、結構緊湊，占地面積小，通常選臥式結構，泵腔內氣體垂直流動，有利于被抽的灰塵或冷凝物的排除；(6)、選擇適宜的轉子型線和精細的研磨加工，可獲得較高的容積效率；(7)、運轉維護費用低。羅茨泵在真空工程領域中應用時，一般與前級泵（旋片泵，滑閥泵和水環(huán)泵等）串聯(lián)構成機組，在中真空范圍，作為機械增壓泵來應用；雙級或多級羅茨泵機組可獲得高真空；對于干式清潔無油的抽氣系統(tǒng)多用氣冷式羅茨泵機組；對于含水蒸氣的被抽系統(tǒng)，多用濕式羅茨泵。由于羅茨泵轉子形狀對稱，轉子可在高速下運轉，故泵的抽速很高（可高達 100000以上） ，而且結構簡單，運行經濟。因而，羅茨泵在冶金、石油hm3- 3 -化工、輕工造紙、電工電子以及食品等工業(yè)部門得到廣泛的應用。- 4 -第三章第三章 四級三葉直排大氣式羅茨泵設計四級三葉直排大氣式羅茨泵設計3.1 工作原理工作原理這種泵類似多級壓縮機，每一級都有一對三葉羅茨轉子，軸與轉子一體化設計，在軸的外伸端用軸承支撐。主動轉子和從動轉子采用一對高精度齒輪相互嚙合傳動，以保證其正確的相位。不相接觸的螺紋密封將各級之間相互隔開，各級間氣體通過泵體內的斜式氣體通道來傳輸。該泵是由一對三葉轉子構成的容積式真空泵，其抽氣過程如圖 31 所示。泵腔內兩轉子對稱平行放置，朝彼此相反的方向旋轉，由軸端齒輪驅動同步轉動。兩轉子之間無接觸，轉子與泵腔壁葉無接觸，轉子與轉子、轉子與泵腔間的間隙靠氣體對流來密封。抽氣過程可概述如下：羅茨泵工作時，被抽氣體由進氣口進入轉子與泵體之間，這時一個轉子葉和泵體把氣體與進氣口隔開，被隔開的氣體(如圖所示)在轉子連續(xù)不斷地旋轉過程中，被送到排氣口。如圖中 2 雙斜線區(qū)域所示，假設該區(qū)域體積為，0V空間處在封閉狀態(tài)，因此沒有壓縮和膨脹。但當轉子的峰部轉到冷卻氣體返0V流口時，從排氣口排出并經冷卻的氣體就會從返流口處擴散到，使封閉的氣0V體溫度降低，從而冷卻轉子，此時，被封閉的氣體壓力升高。轉子旋轉到0V時，另一轉子的兩個葉和泵體之間封閉了的氣體；旋轉到時，轉子600V120的另一面和下一轉子又封閉了的氣體。當轉子的峰部再轉動到排氣口邊緣時，0V由于部分的氣體還是比排氣口處的壓力低，為了使相連體積內壓力均勻，排0V- 5 -氣口處的氣體就會擴散到區(qū)域，其擴散方向與轉子旋轉方向相反。轉子再轉0V動時，把氣體壓縮到排氣口處將其排出。轉子再旋轉時，另一轉子和泵0V60壁封閉的氣體葉開始排出。如此往復從而達到了抽氣的目的。這種工作過程0V相當于轉子空間由某一最小值增加到某一最大值，然后再由最大值減小到最小值。這就是羅茨泵的容積作用原理。羅茨泵在入口壓力很低的情況下工作時，由于轉子轉速很高(2900)，min/r轉子表面的線速度接近于分子的熱運動速度，這時碰撞到轉子上的氣體分子被轉子攜帶到壓力較高的排氣口，釋放排出。這就是羅茨泵的分子作用原理。- 6 -圖 31 三葉羅茨泵抽氣過程示意圖由泵的工作原理圖可知，在每一腔中，轉子每旋轉一周，向出口側排送 6體積的氣體()。從泵的工作原理可以看出，這種泵有冷卻作用、冷凝作用、06V和通過一個回收系統(tǒng)清潔回收冷凝物質的作用。該種化干泵的原理很簡單，包括如下四條：(1)、三葉外形設計取代了一般增壓泵的兩葉設計；(2)、多級設計，允許增壓泵實現(xiàn)一個真正的機械泵的性能；- 7 -(3)、返流冷卻，將出口處氣體的一部分重新導入該級泵腔，散去一部分壓縮熱，從而進一步降低了級間的壓差；(4)、級間冷卻，降低溫度升高，從而降低級間壓差。利用這四條就能使泵的排氣口壓力稍高于大氣壓，采用多級則允許多級壓縮比被控制在最小，較低的壓縮比使得對轉子與轉子、轉子與泵壁間的間隙要求降低，從而提高了泵對微粒雜質的承受能力。3.2 結構特點結構特點一、泵體的結構形式羅茨泵的兩個轉子在泵體中如何安裝，決定了泵的總體結構。目前國內外的羅茨泵大致油三種形式：第一種為立式，特征是兩平行軸所在平面垂直水平面，進、排氣口成水平位置。這種結構裝配和連接比較方便，但泵重心較高，高速運轉時穩(wěn)定性差，多用于小泵。第二種為臥式，特征是兩平行軸所在平面平行與水平面，泵的進氣口在上，排氣口在下，有時排氣口水平方向接出。這種結構重心低，高速運轉時穩(wěn)定性好，一般用于大、中型泵。第三種為兩轉子軸鉛直安裝。這種結構裝配間隙容易控制，大、中、小形泵均可采用。但是電機的位置不同，又會有不同的缺陷：電機在上方，泵的重心高，使得運轉穩(wěn)定性差；電機在泵的側面，則多出一個齒輪傳動副，使得機體龐大。在本次設計中，由于轉速較高（2900） ，轉子與轉子、轉子與泵壁min/r間的特征間隙要求較嚴格，采用了穩(wěn)定性較好的臥式結構。二、傳動方式- 8 -羅茨泵的兩個轉子是通過一對高精度齒輪來實現(xiàn)其相對同步運轉的，主動軸通過皮帶輪或連軸節(jié)與電動機連接。其一是電動機與齒輪放在轉子的同一側。這時從動轉子的扭矩由電機端齒輪直接傳遞，所以主動轉子軸的扭轉變形小，轉子與轉子間的間隙不會因主動轉子軸扭轉變形較大而改變，故間隙在運轉時較均勻。缺點是：主動軸上有三個軸承，不便于加工和裝配，葉不利于齒輪的拆裝和檢查，整個結構不勻稱，重心偏向于電動機和齒輪箱一側，所以很少采用。另一種是電機和齒輪分設在轉子兩側。這種結構克服了上述的缺點，但主動軸扭轉變形較大，為了不影響轉子在運轉過程中間隙有較大的變化，要求軸有足夠的剛度。轉子與軸固結為一體以提高軸的剛度。這種結構拆卸和裝配都很簡便。 圖 32 羅茨泵的傳動形式除以上兩種形式外，對于大、中型泵，用兩臺同步電機驅動兩個轉子也是可以的，但在電力設施的控制方面要求比較精確。三、密封結構(1)、主動軸外伸部分的動密封多采用雙端面摩擦式機械密封和戴加強環(huán)的皮碗密封。機械密封運轉可靠，功耗小，允許線速度大；但結構復雜，制造- 9 -成本高。皮碗密封結構簡單，但功耗大，且易磨損。此外，還有采用真空電機，就免去了主動軸外伸部分動密封，為了防止繞組線圈在真空下起弧，電機電源電壓應小于 50 伏。有的使用屏蔽電機，無外伸軸端密封的問題，且電機電源為一般工業(yè)用電電壓。(2)、齒輪箱與泵體之間的軸封通常采用迷宮式密封、反螺旋式密封或活塞脹圈密封。(3)、泵體端蓋靜密封有的采用真空耐油橡膠圈密封。當羅茨泵端蓋不是圓形時，加工密封槽不方便。還有采用有機硅室溫硫化橡膠膜密封的，密封可靠并且不用加工密封槽。四、泵的潤滑羅茨泵的潤滑部位主要有三處：軸封、齒輪和軸承。齒輪和軸承的潤滑考齒輪的浸潤和甩油盤濺油潤滑，而軸封則可采用滴油杯滴油潤滑。五、泵的特點本泵是在參考美國的斯托克斯化干泵和日本的株式化干泵的基礎上設計的。這種泵不用液體密封，沒有污染性的液體雜質參與抽氣過程，采用內部回流加外部水冷的冷卻系統(tǒng)，不會產生污染性流體。其特點和優(yōu)點概括如下：1、機械簡單可靠 (1)、多級機械增壓泵，采用全局式的內部氣體回流和外部水冷的冷卻系統(tǒng)。 (2)、三葉轉子平衡性好，可以達到較高的轉速，提高抽氣速率，提高真空度。 (3)、抽氣過程為連續(xù)過程，從極限真空度到大氣壓均可正常連續(xù)運轉。- 10 - (4)、在泵腔那采用統(tǒng)一的機械間隙，部件間不會相互干涉碰撞。這種這種泵的優(yōu)點： (1)、抽氣壓力廣泛，從大氣壓到極限真空度均可直排大氣，正常運轉。 (2)、振動小，噪音遠遠低于典型的油封式羅茨泵。(3)、活動部件不會磨損，不要求有替補件。2、完全干性多孔清除和熱交換器可調，允許抽取有侵蝕性化學物質和有毒物質的氣體而不會使其在泵里冷凝。腐蝕性的副產物不會在泵里累積，當抽除干性腐蝕性氣體時，泵內的零件就不會損壞。3、潔凈特性氣體通道里沒有油和其它密封液體，泵腔內沒有油擴散，抽氣性能得到了提高。4、安全性（1） 、密封為線性機械式密封，分腔設計，零件之間沒有接觸摩擦。（2） 、泵的設計方案減少了冷阱裝置，氮氣源的配置和污染油的排放和再處理過程。從這兩點可以看出：（1）該泵避免了內外氣體泄漏；（2）泵的排出氣體不含油霧；（3）減少了廢過濾器和廢油的再處理和危害，有更安全的操作性和對環(huán)境的保護。5、其它特點及優(yōu)點這種泵在入口閥被關閉時能正常工作而不會損壞，悶轉性能好；處理雜質和灰塵能力強，在一個連續(xù)氣流情況下，一分鐘可吞噬 1/4 克的液體；節(jié)能- 11 -運轉，故障率小，維護費用低，不需額外的停機時間來更換密封油及潤滑液。六、泵的應用1、真空蒸餾。可用于大量提取純凈的溶液。2、藥物與飲食。該泵可消毒并且實現(xiàn)無油提取，提高制藥業(yè)與飲食業(yè)衛(wèi)生質量。3、脂肪酸的制取。增強了溶劑的回收，減少了水污染和抽水的堵塞，從而避免了水蒸氣泵經常遇到的難題。4、調料和香料的加工。加強了對重要油、不旋松油精和復合味精的回收，從而提高了加工的經濟性。5、抽除特殊氣體。可用于抽取無油污染的六氟化硫、氙和氚等。6、聚合物加工。塑料擠壓成型和其它類似的易生成能污染液體密封泵的非反應單體時的操作。- 12 -第四章第四章 泵的總體設計泵的總體設計 本次三葉四級直排大氣式羅茨泵的設計是參照美國的斯托克斯化干泵和日本的株式真空泵，并結合如今市場的需要而設計的。 通過上一章對羅茨泵的分析比較，基于泵的抽速為 200，為中型泵，sL/因此泵的結構形式采用臥式。該泵從極限真空度（5）到大氣壓均可正常工Pa作，直排大氣，在泵的排氣口處無需增加防止泵過載的旁通管路和壓差閥。泵的傳動方式采用圖 31 b 所示的臥式結構，電機通過聯(lián)軸器與軸相連，并用螺栓連接在泵一側的電機架上，整個泵體通過泵底座連接在地基上或泵架上泵的主動軸外伸部分動密采用真空用骨架型橡膠密封圈，在泵的上部安裝滴油杯滴油潤滑，如圖 41 所示。轉子與轉子軸采用一體化設計，沒有傳統(tǒng)羅茨泵的轉子在軸上的軸向定位問題，并且可以更好的保證轉子與轉子、轉子與泵壁間的特征間隙,并且可減小軸的扭轉變形。本次設計中，將泵腔設計成兩半圓中間用并行線連接的端面，因此，泵體與端蓋、端蓋與前后蓋間采用密封膠密封。主動軸和從動軸轉速都很高，齒輪和軸承的潤滑靠齒輪的浸潤和甩油盤濺油潤滑。在傳統(tǒng)的羅茨泵設計中，轉子相位的調節(jié)考調整組合齒輪的齒圈，調整好后打入銷釘定位，在加螺釘緊定。本次設計中，采用了脹套脹緊的方法來調整粱轉子的相位，配合以調節(jié)組合齒輪的齒圈來更好的保證齒輪傳動的精確性，并且更易于調整和拆裝。 - 13 -1、滴油杯滴油管路 2、O 型橡膠密封圈 3、密封盒4、骨架型密封圈5、主動軸外伸端6、泵體7、軸外伸端支撐軸承圖 41 主動軸外伸端動密封- 14 -第五章第五章 泵的參數(shù)設計計算泵的參數(shù)設計計算5.1 轉子的設計轉子的設計本次羅茨泵三葉轉子型線是參照三葉羅茨鼓風機的轉子型線來選擇的。三葉羅茨鼓風機的圓弧型轉子有三種不同的型線：外圓弧及其包絡線型，內圓弧及其包絡線型，以及內外圓弧加擺線型。通過對三種型線的分析比較，在轉子長度和羅茨鼓風機體積相同的情況下，內外圓弧加擺線型的轉子風量最大，外圓弧及其包絡線型的轉子風量次之，內圓弧及其包絡線型的轉子風量最小。所以，我們選擇的羅茨泵轉子的型線是內外圓弧加擺線型，泵的容積利用系數(shù)較大，可以使泵有更大的抽速。下面對內外圓弧加擺線型的型線作具體的分析比較，并推倒出型線中擺線段的擺線方程。如圖 51 所示,轉子節(jié)圓以內的齒谷齒形(如轉子 1 的內圓弧和轉111CBA子 2 的內圓弧)為內圓弧,該內圓弧的圓心恰好在節(jié)圓圓周上,圓弧半徑222JDH為 。轉子節(jié)圓以外的齒峰型線可分成三段,靠近齒頂部分的型線為外圓弧(如r轉子 1 的齒頂外圓弧和轉子 2 的齒頂外圓弧)。該外圓弧的圓心111JDH222CBA也在節(jié)圓圓周上,而且半徑和弧長也恰好與齒谷內圓弧相等。這樣,當齒谷和齒峰的對稱線同時轉到連心線時,如圖 5 所示,一轉子的齒谷內圓弧(如轉子21OO2 的齒內圓弧)與另一轉子的齒頂外圓弧(轉子 1 的齒頂外圓弧)222JDH111JDH正好在全長上完全重疊。- 15 -圖 51 內外圓弧加擺線型的型線在齒頂外圓弧與節(jié)圓之間的曲線為擺線(如轉子 1 的擺線和,以11HC11EJ及轉子 2 的擺線)。該擺線是當兩節(jié)圓作純滾動時,另一轉子齒谷內圓弧22HC的端點相對于本轉子的相對軌跡。例如,轉子 1 上的擺線就是當兩節(jié)圓作11HC純滾動時,轉子 2 齒谷內圓弧的端點相對于轉子 1 的相對軌跡。設中心距為2H,節(jié)圓半徑為 ,齒谷圓弧半徑為,因為=,所以在等arrr12OHO112COO30腰三角形中, =。在轉子 1 上固結一坐標系。顯22FHOHF2rr15sin2r11YX 然,轉子 1 齒谷內圓弧的方程為:111CBA222)()60sin()60cos(rrrYrX轉子 1 齒頂外圓弧的方程為:。轉子 1 上的擺111JDH222)()(rrYrX線是當兩節(jié)圓作純滾動時,轉子 2 齒谷內圓弧的端點 H2 相對于轉子 1 的11HC相對軌跡。為了求擺線的方程,將轉子 1 順時針同時轉子 2 逆時針轉過任11HC意角度,然后將轉子 1、轉子 2 及機架三者固結,最后將整個機構繞點逆時1O針轉回,則轉子 1 恢復原位,轉子 2 和機架的位置如圖 6 所示。21OO- 16 -圖 51 轉子型線方程的計算兩節(jié)圓在點相切,轉子 2 齒谷內圓弧端點 H2 與轉子 1 擺線上的某點接P11HC觸。于是,由圖 6 可知,點在轉子 1 的坐標系上的軌跡,即擺線2H11YX 的參數(shù)方程,為:11HC)30180cos(cos2rrX)30180sin(sin2rrY上兩式就是以為參變量的轉子 1 擺線的參數(shù)方程。對應于擺線11HC,的取值范圍為 030。11HC5.2 泵各項參數(shù)的計算泵各項參數(shù)的計算設計中選擇泵的理論抽速(幾何抽速) ；電機轉速初選200thssL/；泵的級數(shù)選擇 4 級；轉子斷面系數(shù)；考慮泵的結構、min/2900rn 5 . 00k外觀等因素，選?。≧ 為轉子頂圓半徑） ?，F(xiàn)在，我們212RL5 . 12RL直接根據(jù)理論抽速來初定轉子的幾何尺寸。- 17 -從圖 31 三葉羅茨泵抽氣過程示意圖中容易得出泵的理論抽速計算公式： 6036606020nLkRnVsth經單位變換后并整理可得： )/(10602602sLnLkRsth將上述初選值機長徑比代入理論抽速計算公式，初步計算轉子直徑601029005 . 02 . 114. 3220063R計算得 1710.103Rmm設轉子的節(jié)圓半徑為 ，取rrR5118. 1則轉子的節(jié)圓半徑為 2438.685118. 11710.103rmm 取 70rmm羅茨泵轉子采用的是內外圓弧加擺線型的型線，所以轉子的內、外圓弧半徑rr 2347.3615sin70215sin2 rrrmm取 36rrmm由轉子節(jié)圓半徑和外圓弧半徑可最后確定轉子頂圓半徑R 1063670rrrRmm- 18 -泵腔的直徑為 21210622RDmm求得轉子的節(jié)圓半徑、頂圓半徑和內外圓弧半徑后，利用 CAXA 電子圖板可求得轉子的端面面積為，泵腔的端面面積2427.16781mms ，可求得實際的端面系數(shù)2623.35455mmS 5267. 0623.35455427.16781623.354550k取第一級泵的長徑比為 1.2，則第一級泵的長度為： 4816.1272 . 12347.1061Lmm取第一級的長度 1501Lmm設計時取泵的各級長度比 2:3:4:5:4321LLLL則后三級泵的長度分別為， ， 1202Lmm903Lmm604Lmm確定了泵的直徑和長度，可對泵的理論抽速進行驗算 60210602nLkRsth60105267. 029001502347.10614. 3262 6 .270sL/有泵的理論抽速公式（式 51）可知，各級泵的長度之比即為各級泵的理論抽速之比，即2:3:4:5:4321ththththssss- 19 -所以各級泵的理論抽速分別為 6 .2701thssL/5 .2162thssL/ 4 .1623thssL/3 .1084thssL/羅茨泵中共存在四個特征間隙，分別分析如下：1、轉子與泵壁之間的間隙，該間隙較小1圖 53 特征間隙與12 在羅茨泵的壓縮過程中產生的熱量被傳到轉子和泵體上。轉子很難將熱量傳至泵外，而泵體的熱量很容易被泵體中水冷套中的冷卻水帶走。因而，轉子與泵體之間就出現(xiàn)了溫差，加劇了轉子的膨脹。當泵負荷增大時，轉子膨脹會使間隙減小，甚至消失。因此在設計時采用了用經冷卻后的氣體冷卻轉子的2形式，如圖所示。這樣便減少了轉子與泵體間的溫差，提高了泵的抗熱能力。2、轉子與轉子間的間隙2- 20 -圖 53 特征間隙 3由于泵在運轉過程中的壓縮功和摩擦熱，使得轉子溫度升高，產生熱膨脹。為防止轉子在運轉過程中由于膨脹而相互接觸摩擦，影響泵的運轉性能，所以的取值較大。23、軸活動端（齒輪端）轉子側面與泵壁端蓋間的間隙3圖 55 特征間隙44、軸固定端（電機端）與泵體端蓋間的間隙4一般來說，四個特征間隙中， 。各間隙的取值一般為4321計算泵的四個特征間隙：D41106 127. 02121064mm盡量提高泵的抽氣能力，間隙的選擇應盡可能小，所以取的值為1 1 . 01mm- 21 -其它各級的特征間隙依次為 2 . 021 . 0212mm 2 . 021 . 0213mm 08. 08 . 01 . 08 . 014mm計算各級特征間隙的面積 )(22()2(4321rRLF)102 . 01021 . 0(101503331F 3310)08. 02 . 0(10)1402347.1062( 6107 .1582m同樣，其它三級的間隙的面積分別為 62107 .146F2m 63107 .134F2m 64107 .122F2m計算各級壓縮比羅茨泵正常工作時，返流氣體一般在分子流和粘滯流之間變化。設羅茨泵各特征間隙的累積面積總和為，氣流流導為，則FU FUF200116其中：氣體處于分子流狀態(tài)下時薄壁孔的流導F116：氣體處于粘滯流狀態(tài)下時薄壁孔的流導F200- 22 -由真空獲得設備式(610)，羅茨泵有效抽氣量計算公式為effQVrAVthAeffpsppUspQ)(其中：羅茨泵進氣口壓力Ap：羅茨泵出氣口壓力Vp：轉子返流速率rs關閉進氣口，使有效抽氣量為零，則由上式可得effQUsUspprthAV設泵的零流量壓縮比為，則0kUsUsppkrthAV0當羅茨泵達到極限壓力時，泵的抽速 為零，返流速率也為零，由上式srs可得羅茨泵的壓縮比為 1Uskth下面計算各級泵的壓縮比第四級：第四級出口直排大氣，氣體壓力較高，氣流處于粘滯流狀態(tài)，間隙流導為- 23 - 464410245107 .122200200FU2m第四級壓縮比41. 510245103 .108143444Uskth第四級出口直排大氣，氣體壓力為大氣壓，101325，所以第四級入口Pa處的極限壓力04Ap 1872341. 510132504ApPa氣體從第三級出口進入第四級有級間壓縮，該過程近似為等溫過程。羅茨泵第三級出口壓力為，根據(jù)等溫變化曲線，可以得出VP340433LPLPAV所以第三級出口壓力為 1248290601872334043LLPPAVPa第三級：第三級出口壓力為，所以第三級氣體仍為粘滯流，間隙PaPa300012482流導為 463310269107 .134200200FU2m第三級壓縮比03. 710269104 .162143333Uskth- 24 -所以第三級入口處的極限壓力 177603. 71248203ApPa考慮級間壓縮，第二級的出口壓力 133212090177623032LLPPAVPa第二級：第二級的出口壓力為，所以第二級氣體由粘滯流轉變?yōu)镻aPa15001332分子流，間隙流導為 462210170107 .146116116FU2m第二級壓縮比72.1310170105 .216143222Uskth所以第二級入口處的極限壓力 9772.13133202ApPa考慮級間壓縮，第一級的出口壓力 781501209712021LLPPAVPa第一級：第一級出口壓力為，所以第一級氣體為分子流，間隙流導PaPa15006 .77為- 25 - 461110184107 .158116116FU2m第一級壓縮比7 .1510184106 .270143111Uskth所以第一級入口處的極限壓力，亦即泵的極限壓力為 57 .156 .77010APPPa此外，由于上述計算過程較為繁瑣，現(xiàn)將所有計算過程編寫一段程序，以便更方便的計算泵的各級壓縮比和極限真空度。簡單程序如下：#include#includemain() /*defination*/ int a=5,b=4,c=3,d=2; /*a,b,c,d 為泵的四級長度比*/ int L; int L1; /*第一級泵長度*/ int L2=0.00; /*第一級泵長度*/ int L3=0.00; /*第一級泵長度*/ int L4=0.00; /*第一級泵長度*/- 26 - double F4=0.00; /*第四級泵返流截面積*/ double F3=0.00; /*第三級泵返流截面積*/ double F2=0.00; /*第二級泵返流截面積*/ double F1=0.00; /*第一級泵返流截面積*/ float Sth=0.00; float Sth4=0.00; /*第四級泵理論抽速*/ float Sth3=0.00; /*第三級泵理論抽速*/ float Sth2=0.00; /*第二級泵理論抽速*/ float Sth1=0.00; /*第一級泵理論抽速*/ double U4=0.00; double U3=0.00; double U2=0.00; double U1=0.00; double K4=0.00; /*第四級泵壓縮比*/ double K3=0.00; /*第三級泵壓縮比*/ double K2=0.00; /*第二級泵壓縮比*/ double K1=0.00; /*第一級泵壓縮比*/ double P40=0.00; /*第四級泵入口極限壓力*/ double P30=0.00; /*第三級泵入口極限壓力*/ double P20=0.00; /*第二級泵入口極限壓力*/- 27 - double P10=0.00; /*第一級泵入口極限壓力，即極限真空度*/ /*calculation procedures*/ L1=150; /*輸入泵第一級的泵腔長度*/ Sth1=2*3.14*106.2347*106.2347*L1*2900*0.5267*0.000001*0.001/60; /*計算第一級泵理論抽速，即泵的理論抽速*/ Sth=Sth1/a; Sth2=Sth*b; /*計算第二級泵理論抽速*/ Sth3=Sth*c; /*計算第三級泵理論抽速*/ Sth4=Sth*d; /*計算第四級泵理論抽速*/ L=L1/a; L2=L*b; /*計算第二級泵腔長度*/ L3=L*c; /*計算第三級泵腔長度*/ L4=L*d; /*計算第四級泵腔長度*/ 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; /*計算第四級泵壓縮比*/ P40=101325/K4; U3=200*F3; K3=(Sth3/U3)+1; /*計算第三級泵壓縮比*/ P30=P40/K3; U2=116*F2; K2=(Sth2/U2)+1; /*計算第二級泵壓縮比*/ P20=P30/K2; U1=116*F1; K1=(Sth1/U1)+1; /*計算第一級泵壓縮比*/ 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 功率計算及電機選擇功率計算及電機選擇1、功率計算羅茨泵所需的功率由大部分壓縮氣體的有用功率和少部分克服摩擦所需的附加功率組成，我們先來求壓縮氣體的有用功率。iN該多級羅茨泵的壓縮功率示意圖如圖所示，橫坐標為羅茨泵抽速()，thSsL/縱坐標為氣體壓力()，氣體排氣過程為 a-b-c-d-e,該過程為一個壓縮循環(huán)Pa過程，氣體不斷地從泵腔中被排入大氣。根據(jù)熱工學知識可以得出閉合曲線 a-b-c-d-e-P1A0-Pair所包圍的面積(用表示)即為該羅茨泵單位時間內壓縮氣體所做的功，即羅茨泵壓縮氣體的有S用功率。由于縱坐標所對應的壓力為羅茨泵各級入口和出口的極限壓力，1N所以該功率為羅茨泵壓縮氣體的最大功率。對于面積，我們采用分步求法。1NS- 30 -圖 56 四級三葉羅茨泵壓縮功圖設等溫曲線 e-d、d-c、c-b 和橫坐標所夾的面積為、，積分1S2S3S解得面積分別為79.30156 .2706 .2705 .216011112ththththSthSSSthAthdSdSPSS23.6038975 .2165 .2164 .162022223ththththSthSSSthAthdSdSPSS43.11685617764 .1624 .1623 .108033334ththththSthSSSthAthdSdSPSS設直線段 Pair-a 和橫坐標所夾的矩形面積為，解得4S40440444)()(thAairthAVSPPSPPS 6 .89457963 .108)18723101325(設直線段 P1A0-e 和橫坐標所夾的矩形面積為，解得5S- 31 -13536 .27051015thASPS由圖可知，將以上計算數(shù)據(jù)代入，解得54321SSSSSS906764013536 .894579643.11685623.603879.301S由此可得該羅茨泵壓縮氣體的有用功率kWkWsLPNai9109067640/90676406假設該羅茨泵是單級羅茨泵，只用一級壓縮氣體，即泵只用一個泵腔，出口直通大氣，則羅茨泵的壓縮功率示意圖為圖。由該圖可以看出，羅茨泵壓縮氣體的最大有用功率為點 1-2-3-4 所包圍的矩形面積，解得iN0S274171926 .270)5101325()(10140thAVSPPS即羅茨泵單級壓縮氣體的有用功率kWkWsLPNai4 .271027417192/274171926/經過比較，遠大于。由此可見，羅茨泵采用多級壓縮氣體比單級壓iNiN縮氣體雖然制造復雜，成本高，但是多級壓縮氣體更能大大節(jié)省電機功率消耗，有利于節(jié)約能源?？朔_茨泵運轉時摩擦所消耗的功率，通常以機械效率來表達，故消M耗的總功率為 MiNN式中=0.50.85，它考慮了羅茨泵的熱力損失、氣體動力損失和機械M損失。對于該設計多級羅茨泵取為 0.8。M- 32 -將和數(shù)值代入（3-7）式中解得iNM。kWkWN25.118 . 092、選電機該多級羅茨泵中的一些傳動、支撐零部件由于摩擦等原因而導致能量消耗的，機械效率并非百分之百，我們只取其中比較重要的來分析。取齒輪嚙合效率=0.97（齒輪精度等級為 8 級）1滾動軸承效率=0.992聯(lián)軸器效率=0.993則傳動總效率。913. 099. 099. 097. 053421設電動機能提供的功率為，則應滿足PkWkWNP32.12913. 025.11我們選 Y 系列(IP44)三相異步電動機 Y160L-2 型，額定功率，kWP5 .180效率為，經計算可得882. 0/，kWkWPP32.12317.16882. 05 .18/0滿足要求。- 33 - 34 -第六章第六章 運動件的計算與校核運動件的計算與校核6.1 齒輪的設計與校核齒輪的設計與校核1、選擇材料由機械設計表 51 選得主動齒輪 1 材料選用 40Cr 鋼，調質處理，齒面硬度 250280HBS，斜齒輪，右旋。從動齒輪材料 2 選用 ZG310-570，正火處理，齒面硬度 162185HBS，斜齒輪，左旋。主從齒輪傳動比。1i計算應力循環(huán)次數(shù)1N91110176. 4)830010(129006060hjLnN991210176. 4110176. 4iNN?。ㄔ试S一定點蝕） 。0 . 121NNZZ取。0 . 121XXZZ取。0 . 1minHS取。 0 . 1WZ取。92. 0LVRZ按齒面硬度 250HBS 和 162HBS，得- 35 -，21lim/690mmNH22lim/440mmNH計算許用接觸應力 211min1lim1/8 .63492. 00 . 10 . 10 . 1690mmNZZZSLVRXNHHH222min2lim2/8 .40492. 00 . 10 . 10 . 10 . 1440mmNZZZZSLVRWXNHHH因，計算中取。 12HH 22/8 .404mmNHH2、確定中心距主動齒輪轉矩mmNnPT.6240429005 .181055. 91055. 961161根據(jù)泵主、從動轉子的設計，齒輪中心距。mma140估算模數(shù)mmam)8 . 24 . 1 (140)02. 0007. 0()02. 0007. 0(取標準模數(shù)。2m初定螺旋角，兩齒輪齒數(shù)比131/12zzu主動齒輪齒數(shù)21.68) 11 (213cos1402) 1(cos21umaz- 36 -從動齒輪齒數(shù)21.6812 uzz取。6812 zz實際傳動比，傳動比誤差，1686812zzi實%50%100理實理iiii在允許范圍內。修正螺旋角，與初選729.131402)6868(2arccos2)(arccos21azzm螺旋角相近，、可不修正。13HZZ齒輪分度圓直徑mmzmd140729.13cos682cos11mmzmd140729.13cos682cos22圓周速度，由機械設計表 56smndv/25.211060290014014. 310603311取齒輪精度等級為 8 級。3、驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，取使用系數(shù)。0 . 1AK按 8 級精度和，得動載系數(shù)45.141006825.211001vz45. 1VK齒寬mmaba561404 . 0- 37 -按，考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得4 . 0140501db齒向載荷分布系數(shù)。04. 1K取mmb50由于齒輪是經表面硬化的斜齒輪，精度等級為 7 級，取齒間載荷分配系數(shù)。2 . 1K齒輪載荷系數(shù)。81. 12 . 104. 145. 10 . 1KKKKKVA計算重合度、齒頂圓直徑 mmmhddaa14420 . 121402*11mmmhddaa14420 . 121402*22端面壓力角54.20729.13cos20costgarctgtgarctgnt齒輪基圓直徑 mmddtb1 .13154.20cos140cos11mmddtb1 .1315 .20cos140cos22端面齒頂壓力角 - 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重合度系數(shù)761. 0726. 111Z986. 0729.13coscosZ基圓螺旋角886.12)54.20cos729.13()cos(tgarctgtgarctgtb節(jié)點區(qū)域系數(shù)44. 254.20sin54.20cos886.12cos2sincoscos2ttbHZ計算齒面接觸應力- 39 -2222211/8 .404/7 .1601121405062404659. 12987. 0541. 08 .18944. 212mmNmmNuubdKTZZZZHEHH 安全。4、驗算齒根彎曲疲勞強度主、從齒輪齒數(shù)6821 zz按主動齒輪 1 材料 40Cr 鋼，調質處理，動齒輪材料 2 為 ZG310-570，正火處理，得，21lim/290mmNF22lim/152mmNF0 . 121NNYY由于,取mmm52 0 . 121XXYY4 . 1, 0 . 2minFSTSY計算許用彎曲應力 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計算齒根彎曲應力 1211111/71.3466. 089. 073. 131. 221405062404659. 122FsaFaFmmNYYYYmbdKT故安全。22112212/71.3473. 131. 273. 131. 271.34FsaFasaFaFFmmNYYYY故安全。5、齒輪主要幾何參數(shù)，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齒寬mmbb50126.2 軸的設計與校核軸的設計與校核621 主動軸的設計校核1、軸的設計計算已知電動機型號為 Y160ML-2，滿載轉速 n=2900r/min，額定功率，效率，齒輪嚙合效率 1=0.97，滾動軸承效率kWP5 .180882. 0/2=0.99，聯(lián)軸器效率 3=0.99，主、從動軸的材料都選用 45 鋼，為實心圓軸。主動軸傳遞功率為kWkWPP15.1699. 0882. 05 .183/01- 42 -初估主動軸直徑，因軸端處需開一mmnPAd5 .19290015.1611033101/個鍵槽，軸徑加大 5%，即主動軸軸端處的最小直徑mmd47.20%)51 (5 .191/2、主動軸扭轉剛度校核主動轉子工作阻力矩時，主動軸傳遞的扭矩最大，0zMmNT.404.62主動軸切變模量，許用扭轉角210/1074. 7mNGm/25. 0分段計算單位長度扭轉角由式 180maxPmGITm/式中 ：切變模量G ：最大扭矩maxT- 43 -：截面極慣性矩，對實心軸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、主動軸的強度校核多級羅茨泵主動軸的結構如圖所示，軸的材料為 45 鋼，調質處理。齒輪分度圓直徑，則對齒輪受力分析得mmd1401圓周力：NmmmmNdTFt49.89114062404221徑向力：NtgtgFFttr02.33454.2049.891軸向力：NtgtgFFta8 .217729.1349.891(1)、繪軸的受力簡圖，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)、作彎矩圖a垂直面彎矩 MY圖B 點mmNLRMAYBY16.4278871676.591b水平面彎矩 MZ圖B 點mmNLRMAZBZ08.3696771663.511c合成彎矩 M 圖B 點mmNMMMBZBYB48.5654508.3696716.427882222(3)、作轉矩 T 圖mmNdFTt53.2005824549.8912(4)、作計算彎矩 Mca圖該軸單向工作，由轉矩所產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取，則得 B 點6 . 0mmNTMMBBcaB07.57812)53.200586 . 0(48.56545)(2222- 47 -D 點mmNTTMMDDcaD12.1203553.200586 . 0)(22(5)校核軸的強度由圖 a、g 可見，B 點彎矩值最大，D、E 點軸徑最小，所以該軸的危險斷面是 B 點、D 點和 E 點所在剖面，E 點所在剖面即為剖面。由 45 鋼調質處理得，。2650mmNB 2160mmNb計算剖面直徑可得B 點軸徑 mmMdbcaBB28.21601 . 007.578121 . 0331該值小于原設計該點處軸徑 50mm，安全。D 點軸徑 mmMdbcaDD62.12601 . 053.120581 . 0331考慮鍵槽影響，有一個鍵槽，軸徑加大 5%，mmdD25.13)05. 01 (62.12該值小于原設計該點處軸徑 35mm，安全。- 48 -(6)、精確校核軸的疲勞強度圖中，均為有應力集中的平面，其中剖面計算彎矩相同。- 49 -、剖面相比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數(shù)值較大者進行驗算即可。、剖面同樣如此。a校核、剖面的疲勞強度剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)查得：，。825. 1k625. 1k剖面因配合引起的應力集中系數(shù)查得：，；97. 1k51. 1k剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)查得：，5 . 223540rdD06. 0352dr7435. 1k51. 1k因、剖面主要受轉矩作用，故校核剖面。剖面產生的扭剪應力、應力幅、平均應力為23max3 . 2352 . 053.20058mmNWTT2max15. 123 . 22mmNma由 45 鋼機械性能得：，；絕對尺寸影響系21268mmN21155mmN數(shù)查得：，；表面質量系數(shù)查得：，88. 081. 092. 0。查得：，。剖面的安全系數(shù)為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、剖面的疲勞強度 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)查得：，5 . 224550rdD04. 0452dr69. 1k475. 1k校核剖面。剖面承受的彎矩和轉矩分別為mmNLLMMB66.5599270971648.56545711mmNTT53.20058剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力為23max14. 6451 . 066.55992mmNWM，2max14. 6mmNa0m剖面產生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為23max10. 1452 . 053.20058mmNWTT22max55. 0210. 12mmNmmNm絕對尺寸影響系數(shù)查得：，表面質量系數(shù)查得：88. 081. 0，。92. 092. 0- 51 -剖面的安全系數(shù)為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 從動軸的強度校核根據(jù)該羅茨泵設計的具體情況，從動軸和主動軸的結構、尺寸、材料、零件安裝位置和受力部位基本一致，而且從動軸左端不接連軸器，不受轉矩的作用，所受齒輪的反作用力也小于主動軸。上面已經對主動軸進行了強度校核，滿足條件，則從動軸的強度必然滿足條件，不必進行強度校核，可以省略。6.3 滾動軸承的選擇及其壽命計算滾動軸承的選擇及其壽命計算1、為保證泵長期運轉，軸承選用角接觸球軸承 46110 型和深溝球軸承7000110。主要對角接觸球軸承進行校核，既承受軸向力，也承受徑向力。2.軸承壽命計算由機械設計表 95 查得，軸承 C19.5KN,C0=16.2KN.按電機端第一個軸承計算，軸向載荷 AFa217.8N,徑向載荷- 52 -RN7976.5963.5122A/C00.013,e=0.38, 因為 A/ReX=0.44,Y=1.47;X徑向系數(shù)Y軸向系數(shù)。當量動載荷 Pfm（XR+YA）, fm力矩載荷系數(shù)取 fm1.5;所以，P=1.5(0.4479+1.47217.8)=532.39N計算軸承壽命，取溫度系數(shù) ft1.0;36639.532195000 . 1290060106010L10hPCfnt=282400h以一年工作 300 天，一天工作 8 小時，軸承工作年限：10Y282400/3008117 年所以，壽命足夠。6.4 聯(lián)軸器鍵的校核聯(lián)軸器鍵的校核1、 鍵的主要參數(shù) ，采用圓頭普通平鍵。軸徑mmh8mmL63mmb10mm352、 平鍵連接的強度計算- 53 -由式 4ppdhlT式中 ：鍵的工作長度，lmmbLl531063 ：許用擠壓應力，查得p2/110mmNp計算應力23/8 .165383510404.624mmNpp所以連軸器鍵強度足夠。 - 54 -第七章第七章 羅茨泵冷卻系統(tǒng)的研究羅茨泵冷卻系統(tǒng)的研究(專題部分專題部分) 水冷夾層冷卻系統(tǒng)的研究7.1 水冷系統(tǒng)概述水冷系統(tǒng)概述冷卻系統(tǒng)是羅茨泵應用中的一個重要環(huán)節(jié)。由于該泵是從極限真空度直排大氣，泵的總體壓縮比較高，壓縮過程中轉子對氣體所作的功轉變?yōu)闅怏w的內能，使氣體的溫度升高。此外，泵體中的各處的摩擦，如密封圈和軸承部位的摩擦消耗的功率葉轉換為熱量。如果產生的熱量不及時排出，傳到泵體和轉子上，會造成轉子和泵體的膨脹。為了提高泵的抽氣能力，提高真空度，泵內的各項間隙，如轉子與轉子之間，轉子和泵體之間的間隙都比較小，一般在0.10.25 之間，轉子和泵體的膨脹可能造成轉子與泵體的接觸摩擦，影響泵的運轉抽氣過程，嚴重的可能造成轉子在泵腔內卡死，使泵不能正常工作。因此，必須在泵外設置冷卻系統(tǒng)，將壓縮氣體產生的熱量和各處摩擦產生的熱量帶出，排出泵外，減小轉子和泵體的熱膨脹，保證泵內各項間隙，使泵運轉正常平穩(wěn)。現(xiàn)在，一般羅茨泵的冷卻系統(tǒng)一般都采用風冷式，即在泵外體上加一定數(shù)量的散熱肋板，靠泵體將泵內部產生的熱量傳出，利用空氣和泵體的對流換熱將熱量散發(fā)出去，或者加散熱風扇，加強空氣的對流散熱作用，以達到更好的散熱效果。本次設計中，采納了其它真空泵和真空系統(tǒng)的水冷系統(tǒng)，在羅茨泵的泵體外增加水冷夾層，將其融于三葉羅茨泵系統(tǒng)中。7.2 水冷系統(tǒng)設計水冷系統(tǒng)設計具體冷卻系統(tǒng)如圖所示。當經羅茨泵泵腔壓縮后的氣體流經泵腔外的氣體通道時，由于氣體的溫度高于外層水冷夾層的溫度，氣體與水冷夾層之間發(fā)生對流換熱，將熱量傳給水冷夾層。冷卻水在水冷套內流動，再與水冷夾層發(fā)生- 55 -熱交換，也是對流換熱，但冷卻水和水冷夾層間的對流換熱比氣體與水冷夾層間的對流換熱系數(shù)大，換熱能力強， 以此才可達到冷卻泵體的作用。此外，圖 71 羅茨泵冷卻系統(tǒng)示意圖在轉子將的下腔左右還增加了冷卻氣體返流通道。氣體從泵腔排出后經水30冷夾層冷卻，在流向下一級的過程中，部分氣體經返流氣體回流通道返回到轉子回轉腔中，與轉子和泵腔封閉的氣體混合，使封閉氣體溫度降低，同轉子腔外的氣體冷卻一樣，冷卻轉子。雖然這種氣體返流冷卻的設計會影響泵的極限真空度，但可使泵體更好的冷卻，提高其抽氣能力。在羅茨泵泵腔的外側設置冷卻水套后，雖說可以達到更好的冷卻效果，但如果外部冷卻水套設計不合