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67、 汽轮机危急保安器因超速动作后，必须待转速降低到一定转速后才能复置，这是为什么？
答：因为危急保安动作后，汽轮机转速由高逐渐降低。转速很高时，危急保安器的偏心环或偏心锤飞出后还未复置到原来位置，此时，若将脱扣器复置很可能使二者相碰，从而使设备损坏。为了安全起见，一般在转速下降到额定转速的60%时才复置脱扣器。
68、 汽轮机油封环有什么作用？其结构如何？
答：油封环的作用是用来阻止或减少润滑油沿着转轴从轴承座内向汽缸一侧飞溅出来。汽轮机油封环一般是水平剖分的，上下半分别安装在轴承座上下半的槽内并轴向定位。在其内园上和转轴相配的地方嵌有油封齿，它和轴上的挡油盘一起阻止润滑油外流。在下半油封环的油封齿之间开有几个泄油孔，把挡住的油引入轴承座内。
69、 造成汽轮机汽缸温差大的原因有哪些？有什么危害？
答：造成汽轮机上下汽缸温差大的原因如下：
（1）机组保温不佳，如材料不当，下缸保温层脱落等。
（2）启动方式不正常，如进入汽轮机的蒸汽参数不符合要求。启动时间过短，暖机转速不对，汽缸疏水不畅，暖机时间不充足等。
（3）停机方法不正常，如减负荷过快，下汽缸进水，轴封过早停止送汽等。
（4）正常运行中机房两侧空气对流，使汽缸单面受冷。
温差大的危害性如下：
（1）汽缸变形，中心不正。
（2）螺栓断裂。
（3）动静部分之间磨擦。
（4）引起机组振动。
70、 调节系统的作用原理是怎样？
答：Woodward 505调节器同时接收二个转速传感器（MPU?）变送的汽轮机转速信号，并将接收到的转速信号与调节器内部转速设定值比较后输出执行信号(4～20mA电流)，经电液转换器转换成二次油压，二次油压通过油动机操纵调节汽阀，使汽轮机转速保持稳定。
71、 汽轮机的启动系统由哪些部件组成？各有何作用？
答：启动系统由启动装置和速关阀组成。启动装置仅用于开启速关阀，而速关阀则是主蒸汽管网和汽轮机之间的主要关闭机构，在运行中当出现事故时，它能在最短时间内切断进入汽轮机的蒸汽。
72、 Woodward 505调节器有哪几种工作方式？
答：505调节器有2种工作方式，即程序方式和运行方式。所谓程序方式就是按汽轮机的用途，在选择项目中挑选出需要的内容给调节器组态； 而运行方式即操纵汽轮机从起动到停机整个过程的工作方式。
73、 Woodward 505调节器有几种操作功能？ 它们的基本功能是什么？
答：505有4种操作功能，用FUNC键能从一个功能移到另一功能，也可以用STEP键在功能块中向上或向下移动，4个功能块及它们的基本功能是：
（1）控制参数：显示正在控制执行机构位置的参数；
（2）显示/调整：显示或调整所有输入、输出量及基准值；
（3）报警：显示调节器的全部报警；
（4）动态调整：显示或校正所有控制通道的动态调整。
74、 Woodward 505的自起动过程是怎样的？
答：在505处于准备就绪状态时，按RUN键，待LCD?显示提示后手动开启速关阀。待速关阀全开后再按一次RUN键，505调节器开始自动将阀位限制从最小位置(阀门关闭)朝最大位置(阀门打开)方向移动，汽轮机被冲转，当转速提升到低速暖机转速或调速器下限转速给定值时，505?将在控制住执行机构位置使转速被保持在暖机或下限转速的同时，继续使阀位限制向 它的最大位置移动。此后如按SPD键接着再按ADJ键可将转速基准移至另一运行转速。
在转速及阀位被显示的任何时间，可通过按ADJ键使自动起动中途停止，阀位由手动控制。按STOP键或紧急停机按钮也能取消自动起动特性。
75、 505调节器的报警功能是怎样的？
答：报警工况出现时，ALARM(报警)?键上红色指示灯发光同时触发报警继电器。按ALARM键原因会显示在LCD中，如报警起因不止一个，则按 STEP键将能显示其它的原因。
报警功能是锁住地，即使所有报警起因消失，报警指示灯仍继续亮着，报警继电器保持触发状态，在报警起因得到矫正时，须按CLR?键以消除报警。在报警状态仍然存在时，按CLR使报警继电器不起使用，任何额外报警工况引起的报警继电器触发，每次都必须清除掉，在报警工况得到矫正之前，红色报警指示灯一直保持亮着。
76、 错油门、油动机是怎样工作的？
答：它们的工作原理是：二次油压的变化使错油门滑阀产生上下运动。当二次油压升高时，滑阀上移，由接口通入的压力油进入油缸活塞上腔，而下腔与回油口相通，于是活塞向下移动，并通过调节汽阀杠杆系统使调 节汽阀开度增大，与此同时，反馈导板，弯角杠杆将活塞的运动传递给杠杆，杠杆便产生与滑阀反向的运动使反馈弹簧力增加，于是错油门滑阀返回到中间位置。
通过活塞杆上调节螺栓调整反馈导板的斜度可改变二次油压与活塞杆行程之间的比例关系。
反馈系统的作用是使油动机的动作过程稳定，它通过弯角杠杆、杠杆、活塞杆及错油门滑阀构成反馈环节。
77、 汽轮机速关阀的试验装置有什么作用？
答：试验装置的作用是在不影响汽轮机正常运行的情况下，检验阀杆的动作是否灵活。
试验装置是通过一个二位三通阀使压力油流向试验活塞，将试验活塞压向后面它的终点位置，并通过活塞及活塞盘使阀杆向关阀方向产生相应的位移。通过现场的压力表可读得实际的试验压力，与许用压力相比，判断阀杆工作是否正常。若阀杆部分结盐或油缸部分有油垢，可通过多次重复试验而排除。
78、 汽轮机调节系统中阻尼器有什么作用？
答：阻尼器安装在靠近油动机的二次油管路上，在阻尼体上开有数条与流道孔相垂直的槽。于是，二次油路中出现的压力波动或振荡通过阻尼体上孔和槽沟成的迷宫式流道而被衰减，从而防止二次油路中出现的压力波动传递到油动机的错油门滑阀上。
79、 背压汽轮机启动前为什么要先开启汽封抽气器？
答：背压汽轮机因排汽压力高，启动前如不先开启汽封抽气器，全使大量蒸汽由轴端漏出机外，并且有部分蒸汽窜入轴承润滑油内，使润滑油内带水而乳化。因此必须先开启汽封抽气器造成一定的真空度，将汽引出。
80、 背压汽轮机启动前为什么要先将背压汽引到汽轮机排汽隔离阀后？
答：背压汽轮机的排汽是排入蒸汽管网后再送到各用户，从汽轮机排汽隔离阀后到管网这段管线同样需要启动前的暖管。暖管要求与汽轮机进口主蒸汽隔离阀前管线暖管要求相同，逐渐使这段管线的压力达到正常的排汽压力值。因此背压汽轮机启动前要先将背压汽引到汽轮机排汽隔离阀后，在操作时要注意排凝，防止产生水击现象。
81、 汽轮机的正压汽封有什么作用？
答：在正压汽封中，绝大部分漏汽从其中间部位抽出，只有少量的蒸汽通过汽端的冒汽管排到大气中。在冒汽管部位，转子上有一薄薄的园片，由于离心作用，把汽封外端的空气吸向冒汽管。同时也把漏出的蒸汽吸向冒汽管，排入大气，从而防止蒸汽流到附近的轴承中去。
82、 汽轮机的负压汽封有什么作用？
答：负压汽封的作用在于阻止空气进入汽缸。在汽封中部开有接口，从这里通入比大气压稍高的密封蒸汽，它进入汽封后分成反向的两股，一股流入汽缸，另一股通过冒汽管排入大气，从而阻止了空气
进入汽封内部。
83、 汽轮机为何要设置汽封装置？
答：因为汽机的动静部件之间存在着相对运动，为了避免动静机件之间的摩擦碰撞，必须得留有一定的间隙。但间隙的存在又必然会导致蒸汽的泄漏，使汽机的效率降低。为了密封间隙处的泄漏，设置了汽封装置。
84、 根据汽封装置部位的不同可分为哪几类汽封？ 每一类汽封的作用是什么？
答：在轴流式或汽轮机中，汽封根据其装置部位不同，可分为端部汽封、隔板汽封和围带汽封三类。
端部汽封是指汽机轴伸出汽缸的两端处装设的汽封。高压端部汽封的作用是减少自高压汽缸向外的漏汽，并将这部分漏汽引出，合理加以利用。低压端部汽封是起密封作用，防止空气漏入低压汽缸中，破坏真空。
隔板汽封的作用是保持隔板前后的压力差，减少级间漏汽。围带汽封可减少叶片顶部的漏汽损失。
85、 凝汽器热井的作用？
答：热井的作用是集中凝结水，以便较稳定地控制凝结水水位，有利于凝结水泵正常运行。如无热井、凝汽器内的水位就会不稳定，使部分冷却铜管浸入水内造成凝结水过冷却，影响运行经济性。
86、 热井液位过低对凝结水泵运行有何影响？
答：凝结水泵入口侧是在高度真空下工作的，为了保证水泵的正常运行，在入口侧要求保持一定高度的水位，但当凝结水泵的流量大大超过原设计数值时，水位就会降低，从而引起水泵发生汽蚀。一旦发生汽蚀，水泵就会发出异常噪音。此外凝汽器内的凝结水的温度就是相当于凝汽器内绝对压力下的饱和温度，如要使凝结水泵内的水不汽化，就必须要维持一定高度的水位，用水的静压力来补偿凝结水在管路中的水压损失，以维持凝结水在泵入口的压力略高于该温度下的饱和压力。当凝结水泵汽蚀现象严重时，会引起水泵中断送水，叶轮受到破坏，因此热井液位不应过低。
87、 凝汽式汽轮机在启动前为什么要先抽真空？
答：汽轮机在启动前，内部都存在着空气，机内的压力等于大气压力，如果不抽空，蒸汽就无法凝结，因而使排气压力增大，在这种情况下开机，必须要有很大的蒸汽量来克服，汽轮机及气压机各轴承中的磨擦阻力和惯性力，才能冲动转子，使叶片受到较大冲击力，转子被冲动后，由于凝汽器内存在空气，降低了传热速度，冷却效果差，使排汽温度升高，造成后 汽缸及内部零件变形。凝汽器内背压增高，也会使真空安全阀动作。所以凝汽式汽轮机在启动前必须抽真空。
88、 凝汽式汽轮机启动时为什么不需要过高的真空？
答：汽轮机启动时，不需要过高的真空。因为真空越高，冲动汽轮机需要的进汽量就越小。进汽量太小将不能达到良好的暖机效果。一般将真空维持在500－600毫米汞柱比较适宜。真空降低些也就是背压提高些，在同样的汽轮机转速下，进汽量增大，排汽温度就适当提高，能达到较好的较快的暖机目的。
89、 启动抽气器时，为什么要先启动第二级后再启动第一级？
答：第二级抽气器的排气是直接排向大气的，而第一级 的空气必须经过第二级后再排向大气，第一级疏水采用U形管疏水，如果先启动第一级再启动第二级，因U形管两边的压差增加，会使U形管中的水冲掉，造成第一级抽出来的空气经过U形管又回到凝汽器，也就是说第一级抽气器等于不起作用。所以启动抽气器时必须先启动第二级，再启动第一级。
90、 凝汽式汽轮机启动前为什么要先启动凝结水泵？
答：这是因为汽轮机在启动前抽真空时，抽气器要用凝结水来冷却喷咀喷出来的蒸汽，所以凝结水泵要比抽气器先启动，以供给冷凝水。
91、 凝汽式汽轮机启动前向轴封供汽要注意什么？
答：汽轮机启动前，由于汽缸内处于真空状态，向轴封供给的蒸汽一部份就要被吸入汽缸内部，如果汽封蒸汽压力过高就会有大量蒸汽进入汽缸内，由于热汽升在上面，就会使汽缸及转子的上部比下部温度高，转子就会渐渐地向上弯曲变形。因此在向轴封供汽时应特别注意蒸汽压力不要过大，使汽封冒汽管微微冒汽即可。另外要注意投入盘车装置，使转子受热均匀。
92、 凝汽式汽轮机停机时，为什么要等转子停止时才将凝汽器真空降到零？
答：汽轮机停机时，除非是紧急停机，要破坏真空使其迅速停止外，一般情况是真空逐渐降低，当转子停止时真空接近于零。这样将每次停机时转子的惰走时间相互比较，便可发现汽轮机组内部有无不正常现象。如真空降得快慢没有标准，由于鼓风损失有大小，会影响惰走时间长短，就不能根据惰走时间来判断设备是否正常。另外保持真空，还有利于停机后保持汽缸内部干燥，防止发生腐蚀。
93、 凝汽式汽轮机停机时为什么不立即关闭轴封供汽？而必须等真空降低到零才停止向轴封供汽？ 答：停机尚有真空时，若立即关闭轴封供汽，则冷空气通过轴封吸入汽缸内，会使轴封骤冷而变形，在以后的运行中会使轴封磨损并产生振动。 因此必须等到真空降低到零，汽缸内压力与外界压力相等时，才关闭轴封供汽。这样，冷空气就不会从轴封处漏入汽缸，引起变形，损坏设备。
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第4章 章回转式压缩机4 .1 绪 论 回转式压缩机是一种工作容积作旋转运动的容积式气体压缩机械。气体的压缩是通过容 积的变化来实现，而容积的变化又是借压缩机的一个或几个转子在气缸里作旋转运动来达 到。回转式压缩机的工作容积不同于往复式压缩机，它除了周期性地扩大和缩小外，其空间 位置也在变更。只要在气缸上合理地配置吸气孔口与排气口，就可以实现压缩机的基本工作 过程――吸气、压缩、排气以及可能有的气体膨胀过程。 回转式压缩机借容积的变化以实现气体的压缩，这一点与往复式压缩机相同，它们都属 于容积式压缩机；回转式压缩机的主要机件（转子）在气缸内作旋转运动，这一点又与速度 式压缩机相同。所以，回转式压缩机同时兼有上述两类机器的特点。 回转式压缩机没有往复运动机构，一般也没有气阀，零部件（特别是易损件）少，结构 简单、紧凑，因而制造方便，成本低廉，同时操作简便，维修周期长，易于实现自动化。 回转式压缩机的排气量与排气压力几乎无关，与往复式压缩机一样，具有强制输气的特 征。 回转式压缩机运动机件的动力平衡性良好，故压缩机的转数高、基础小。这一优点，在 移动式机器中尤为明显。 回转式压缩机转数高，它可以和高速原动机（如电动机、内燃机、蒸汽轮机等）直接相 联。高转数带来了机组尺寸小、重量轻的优点。同时，在转子每转一周之内，通常有多次排 气过程，所以它输气均匀、压力脉动小，不需设置大容量的储气罐。 回转式压缩机的适应性强，在较广的工况范围内保持高效率。排气量小时，不像速度式 压缩机那样会产生喘振现象。 在某些类型的回转式压缩机(如罗茨鼓风机、螺杆式压缩机)中，运动机件相互之间，以 及运动机件与固定机件之间，并不直接接触，在工作容积的周壁上无需润滑，可以保证气体 的洁净，做到绝对无油的压送气体（这类机器称为无油田转式压缩机）。同时，由于相对运 动的机件之间存在间隙以及没有气阀，故它能压送污浊和带液滴、含粉尘的气体 。 但是，回转式压缩机也有它的缺点，这些缺点是： 由于转数较高，加之工作容积与吸、排气孔口周期性地相通、切断，产生较为强烈的空 气功力噪声，其中以螺杆式压缩机、罗茨鼓风机尤为突出，若不采取减噪消音措施，即不能 被用户所乐用。 许多回转式压缩机，如螺杆式、罗茨式、转子式等运动机件表面多半呈曲面形状，以其 啮合运动使工作容积改变，这些曲面的加工及其检验均较复杂，有的还需使用专用设备。 回转式压缩机工作容积的周壁，大多不呈圆柱形，使运动机件之间或运动机件与固定机 件之间的密封问题较难满意解决，通常仅以其间保持一定的运动间隙达到密封，气体通过间 隙势必产生泄漏，这就限制了回转式压缩机难以达到较高的终了压力。回转式压缩机的形式 和结构类型较多，分类也各有不同。 按转子的数量区分：单转子和双转子回转式压缩机，个别情况下还有多转子回转式压缩 机； 按气体压缩的方式区分：有内压缩和无内压缩回转式压缩机 ； 按工作容积是否有油(液)区分：有无油（液）和喷油(液)回转式压缩机。 通常都按结构元件的特征区分和命名，目前广为使用的有罗茨鼓风机、滑片式压缩机和 螺杆式压缩机。此外，单螺杆压缩机、液环式压缩机、偏心转子式压缩机以及旋转活塞式压 缩机等在不同领域内也得到应用。 各种回转式压缩机的简图示见图4-1中。 上述各种回转式压缩机， 除罗茨鼓风机属无内压缩的机器外， 其余均是有内压缩的机器。- 128 -回转式压缩机大多作为中、小排气量，中、低压压缩机或鼓风机之用。目前，回转式压图4-1缩机在冶金、化工、石油、交通运输、机械制造以及建筑工程等工业部门得到广泛的应用； 随着人民生活水平的逐步提高 , 在耐用消费品中也将得到广泛的应用。不同类型的回转式 压缩机的应用范围如图4-2所示。 本教材 将对广为应 用的螺杆式 压缩机、罗 茨鼓风机和 滑片式压缩 机作较为详 细的论述 , 而对其他的 周转式压缩 机仅作一般 介绍。 对回转 式压缩机的 图4-2 研究，主要 是提高效 率，降低噪 声，减低成本以及延长使用寿命，以充分发挥其长处，使其在与其它类型压缩机的相互竞争 中逐步稳定或扩大自己的使用范围。目前，围绕最优化设计，下列几方面的研究工作有待进- 129 -行： 1、回转式压缩机主要结构参数、热力参数及性能参数的最优化选择；, 2、改进和创立回转式压缩机的运动机构(包括对啮合部分的参数、形状与啮合特性的研 究 )； 3、进一步减轻机组重量 , 减小机组尺寸 , 发展快装、低噪声、全自动化机组； 4、改革主要零部件的制造工艺 , 提高精度、延长寿命、降低成本。- 130 -4.2 4.2.1一般工作过程 .2.回转式压缩机的工作过程回转式压缩机转子的每个运动周期(例如旋转一周)内，分别有若干个相同的工作容积依 次进行相同的工作过程。因此，在研究回转式压缩机的工作过程时，只需讨论其中某一个工 作容积的全部过程，就能完全了解整个机器的工作，这一工作容积，称为基元容积。 设转子旋转一周，基元容积完成压缩机的一个工作循环，因此，可以认为基元容积的容 积值是转子转角参数 ? 的函数。 图4-3中，横坐标表示转子的转角参数 ? , 它从转子的某一特定位置算起。例如在图中， 即以基元容积最小时的位置作为开始的转角( ? =0) 。纵坐标表示基元容积在相应转角 ? 下的 容积值。 图4-3中， 采用下列符号 表征基元容积 在某些特定条 件时的容积： V1――基 元容积与吸气 孔口相连通瞬 时所具有的容 积，亦即吸气 图4-3 过程开始时的 容积； V2――基元容积与吸气孔口相脱离瞬时所具有的容积，亦即吸气过程终了时的容积； V3――基元容积与排气孔口相连通瞬时所具有的容积，亦即排气过程开始时的容积； V4――基元容积与排气孔口相脱离瞬时所具有的容积，亦即排气过程终了时的容积； V0――基元容积所能达到的最小容积值。由于这一容积的存在，基元容积内的气体不能全 部被排出。余留的高压气体将从排气孔口移向吸气孔口。所以 , V0又称为穿通容积 ； Vm――基元容积所能达到的最大容积值，它可与往复式压缩机的行程容积相比拟，若不计 穿通容积的存在，它即为吸入容积。 各符号的注脚表示以下含义： 1――表示吸气开始时基元容积中的状态； 2――表示吸气终了时基元容积中的状态； 3――表示排气开始时基元容积中的状态； 4――表示排气终了时基元容积中的状态。 最理想的情况是在基元容积开始扩大的瞬时，基元容积开始吸入气体，且在基元容积达 到最大容积 Vm 时，停止吸气，这时的吸气过程如图4-1中的曲线V1-V2 所示。 同样，排气过程终了，应在基元容积达到最小值V0时，如图中的V4点。曲线 V3-V4表示排 气过程，V2-V3 表示压缩过程。 理想的情况是不存在穿通容积，即容积 V0= 0 。这样，基元容积中的气体可被全部排出。 此时，图4-3中的横坐标如点划线所示。 满足上述条件的回转式压缩机，其工作容积得到最充分的利用。 如果基元容积开始吸入气体并不恰在最小基元容积时，则将产生吸气封闭容积。若不计 泄漏的影响，由于吸气封闭容积的存在，基元容积在开始扩大的一段时间内，基元容积内的- 131 -气体压力低于吸气孔口处的气体压力。然后，在基元容积与吸气孔口连通时产生容积不变的 压缩――定容积压缩，待基元容积内气体压力达到吸气孔口处的压力后，才进入正常的吸气 过程。所以，吸气封闭容积影响了基元容积的正常充气。 若排气过程不在最小基元容积时终止，则产生排气封闭容积。理论上，该容积内的气体 将被压缩到远远大于内压缩终了压力的某一数值，这将使压缩机的耗功显著增加。这部分余 留的高压气体，将在随后的吸气过程的初期进行膨胀，导致压缩机吸气量的降低。 4.2.2 有内压缩及无内压缩过程 在压缩机运转过程中，若基元容积的缩小并非在与吸、排气孔口隔绝的状态下进行的， 亦即基元容积缩小过程中尚与吸、排气孔口连通，因而其内的气体压力保持不变，这种机器 便称为无内压缩的压缩机。即将图4-3 中的 ? 2 与 ? 3 重合，亦 即基元容积与吸气孔口脱离的同时，就与排气孔口相连通。 这样，基元容积里的气体压力并非因容积的缩小得以提高， 而是在与排气孔口相通时，由排气管中的气体倒流入基元容 积，使基元容积内的气体定容积压缩达到排气管中的压力。 有时，基元容积在一定转角范围内保持不变的最大容积， 如图4-3中虚线所示。此时，倘若基元容积中气体的排出即使 在转角 ? 3 大于 ? 2 的位置开始，因仍保持最大容积，故仍属无 内压缩的压缩机。 图4-4 在无内压缩的压缩机中，气体的压缩过程（在排气、管 道中进行) 如图4-4中线1所示。 由图可见，在无内压缩机器中，压缩过程是定容积过程， 其功率消耗比有内压缩的压缩机大。多耗的功如图中阴影面积所示。因而，无内压缩的压缩 机是不经济的，它只限于低压鼓风使用。 回转式压缩机中，大多采用有内压缩的压缩机，仅在压力比小于2低压力比时，方采用无 内压缩的机器。 4.2.3 理论工作过程与实际工作过程 为了由浅入深地说明问题,首先讨论回转式压缩机的理论工作过程。 在理论压缩机中,假定不存在实际工作过程中的一切损失，即压缩机是在无摩擦、无热交 换、无余隙容积、无泄漏、无吸排气压力损失的情况下进行吸气、压缩和排气的。 理论压缩机中,基元容积中各个有特殊意义的容积值，如V0、Vh、V2、V3 、V4、Vm 等，取 决于压缩机的几何尺寸。因此，一旦这些容积一定，基元容积中的气体压力也随之而定。 首先研究不具有穿通容积(V0= 0) 时工作容积与转角参数 ? 的关系。为方便起见，假定V ― ? 为直线关系，如图4-5所示。相应的P―V图示于图4-6 中。 当吸气封闭容积 V1 ≠ 0 时。如上所说， 吸气封闭容积的产生 , 是由于基元容积与吸气 孔口连通瞬时，基元容积并不是最小值，而已扩大到某一数值V1。从转角来说，设基元容积 等于零时的转角为 ? 0 ,它与吸气孔口边缘相连通瞬时的转角为 ?1 ,必然有： ?1 － ? 0 ＞0 由此可见，由于吸气封闭容积的存在，使基元容积的开始吸气点延迟，使基元容积内的 气体压力低于吸气压力（若吸气压力为大气压力时，即产生真空）。直至基元容积与吸气孔 口相连通后，其间的压力才恢复到吸气压力Ps。 相应地在图4-6所示的 P-V 图上吸气过程的压力变化将不是直线 1-2，而是曲折线0-f1″-2 。 当排气封闭容积V4≠0时。如上所说，排气封闭容积的产生，是由于基元容积与排气孔口 脱离的瞬时，基元容积尚未缩小到它的最小值(若是无穿通容积时，其最小值即等于零), 而- 132 -仍具有容积值V4＞V0 。 从转角来说 , 基元容积与排气孔 口脱离瞬时的转角 ? 4 尚未达到一个 工作循环所需的全 部转角。如取整个 工作循环相应的转 角为 2π时，则如 图4-3 所示，必然 有： 4 － ? 0 ＜2 π ? 由此可见，由 于基元容积排气结 束时间的提前，便 产生了排气封闭容 积。 由于排气封闭容积的存在，气体将 在基元容积中再度地受到压缩，大大超 过原来的排气压力 Pd, 如图4-6所示， 在排气即将结束时，再度进行压缩过程 b-c。 于是，基元容积的排气压力变化 当由直线 3-4 变为曲折线 3-b-c 。 当基元容积与吸气孔口脱离的瞬 时，正好达到它的最大容积，则 V2=Vm 相应的转角 ? 2 与转角 ? m 相重合(图 4-3)。此时，指示图中的压缩线恰好由 点2开始。 当基元容积与吸气孔口脱离的瞬 时，若并不在它的最大容积，这时 ′ ? 2 ∠? m V2′∠Vm 或图4-5图4-6′ ? 2′ ＞ ? mV2′′ ＞ Vm ′ ′ ? 2、? 2′ 的位置均示于图4-5中。 ′ ′ 由于 ? 2、? 2′ 与 ? m 不相重合，使基元容积中的压力变化有所不同。 ′ 在第一种情况下，即 ? 2 ＜ ? m 时，基元容积中的气体将在吸气终了之后再度进行膨胀，然后在达到最大容值Vm后，才从降低了的压力开始压缩。指示图中，压力变化曲线将由原来的 ′ 1-2-3变成1-2′-2″- 2′-d 。即气体在基元容积中，于两倍 ? m - ? 2 的的转角范围内，依同 一曲线2′-2″- 2′进行膨胀与压缩。 ′ 在第二种情况下，即 ? 2′ ＞ ? m 时，基元容积中的气体将有一部分重新回流到吸气孔口处， 然后在与吸气孔口脱离之后，开始压缩。如图4-6所示，压力变化曲线将由原来的1-2-3变成 ′ 1-2- 2′-d, 亦即在两倍的 ? 2′ - ? m 的转角范围内，相当于 Vm ? V2′′ 的气体无益地进入基元容- 133 -积后再行流出。 上述两种情况都使基元容积吸气量减少。 最后，再看基元容积与排气孔口相通时的情况。 基元容积中的气体因容积缩小而被压缩，并达到一定的压力。即压缩机的基元容积与排 气孔口相连通之前(包括连通瞬时), 基元容积内的气体压力 Pi 称为内压缩终了压力 内压缩 。 终了压力与吸气压力之比，称为内压力比。而排气管内的气体压力(背压力) Pd 称外压力或背 压力，它与吸气压力的比值称为外压力比。 吸、排气孔口的位置和形状决定了内压力比。运行工况或工艺流程中所要求的吸、排气 压力，决定了外压力比。与一般往复式压缩机不同，回转式压缩机的内、外压力比彼此可以 不相等。 下面讨论排气压力Pd与内压缩终了压力 Pi不相等时，即排气孔口与上述最佳情况有所偏 差时所引起的影响。 第一种情况，当排气压力低于内压缩终了压力时，如图4-6所示，即基元容积中的气体压 力Pi大于排气压力 Pd。当两者连通的瞬时，气体在压力差 (Pi- Pd) 的作用下，迅速地流至排 气孔口中，使基元容积中的气体压力突降至 Pd。然后由于基元容积的继续缩小，才将气体排 出。 Pi=Pd 时的理论压缩功在图4-6中用面积 1-2-3-4-1 表示，而 Pi＞Pd 时的压缩功可用面 积 1-2-3-a″-3″-4-1 表示。因此，二者的面积差值3- a″-3″- 3 就代表了由此引起附 加损失功。 第二种情况，当排气压力大于内压缩终了压力时，即在基元容积中的气体压力Pi 尚未达 到应有压力值 Pd 时，己与排气孔口相通。这样，在连通的瞬时，排气孔口中的气体将迅速 倒流入基元容积中，使其中的压力从 Pi 突然上升至Pd。然后，随着基元容积的不断缩小， 排出气体。 与第一种情况类似，此时所消耗的压缩功可用面积 1-2-a′-3′-4-1 表示，相应的附加 损失功，可用面积 3-a′-3′-3 表示。 由此可见，内、外压力比不等时，总是造成附加能量损失。 无内压缩的压缩机，可以认为是内压缩部分(由压力Ps到Pi) 减少到等于零的特例。 如图4-6所示，示功图呈长方形 123′′′4 ,这是无内压缩压缩机的特征。 以上讨论了不具有穿通容积时的情况。若穿通容积值V0≠0 时，类似往复式压缩机中的 余隙容积，基元容积中气体不能全部被排出。余留的高 压气体膨胀到一定的压力后，基元容积才能吸进新鲜气 体， 这在示功图中将多出一条膨胀线， 这里就不再赘述。 图4-7示出了完整的理论示功图， 该图表示了穿通容 积V0≠0, 吸、排气过程提前结束，延迟开始吸气以及内 压力比大于外压力比时的理论示功图。 实际工作过程与理论工作过程有很大的差别， 其主 要原因是：在实际工作过程中，基元容积内的气体通过 间隙泄漏，气体流经吸、排气孔口的压力损失，一切流 体动力损失以及气体与外界的热交换等。 由于气体的泄漏，使实际压缩机的排气量和效率都 比理论压缩机的为低。泄漏是影响回转式压缩机性能的 主要因素。 图4-7 理论示功图 气体的泄漏可分为内泄漏及外泄漏两类。 凡是所泄漏的气体不会直接影响到压缩机的排气量时，均称为内泄漏。例如，气体从具- 134 -有较高压力处泄漏至不处于吸气过程的基元容积， 即属于内泄漏。 因为这种泄漏气体量 仍处 于基元容积之内，将随该基元容积以后的压缩过程压送至排气孔口，故不会影响到压缩机的 排气量。 内泄漏虽不直接影响排气量，却使气体压缩过程中的参数受到改变。例如，由于泄漏的 气体与基元容积中气体的混合加热作用，使压缩过程在较高的温度下进行，使压缩机功率增 加。显然，由于内泄漏而使温度升高的加热作用，也会间接影响到排气量降低。 直接影响排气量的气体泄漏，称为外泄漏。泄漏到处于吸气过程的基元容积中的气体， 或直接泄漏到吸气孔口的气体，均属外泄漏。显然，外泄漏直接使排气量减少、轴功率增加。 其次，是气体流动损失。由流体力学知道，实际气体流动时，存在沿程阻力损失和局部 阻力损失。当气流具有脉动时 , 这种损失将会更大。 沿程阻力损失是由气体粘性引起的，它的大小与流速平方成正比，并与流动状态、表面 粗糙度以及路程有关。 局部阻力损失是因截面突变引起的，它的大小与截面突变情况有关，并与流速平方成正 比。 由上可见，提高转数将使气流速度增加，因而导致流动损失显著增加。对给定的机器， 在某一转数下运转时，流动损失为一常数。 还有，流体动力损失。它主要指回转式压缩机转子扰动气体的摩擦鼓风损失，喷液机器 转子对液体的扰动损失等。流体动力损失也随转子转数的增加而明显增大。 还有，内外压力不等时的附加损失。如前所述，当回转式压缩机的内外压力不相等时， 将多耗一部分压缩功。此外，由于这一压力不等，引起基元 容积在与排气孔口连通瞬时，发生气体的定容积膨胀或压 缩，又使流动损失加大。 最后， 气体进入压缩机时与机体的热交换以及进气压力 损失的影响，使吸气结束时温度升高、压力降低。这样，换 算到原始状态的吸气量就减 少了。 一般地讲，高转数回转式压缩机的气体动力 损失对效 率起主要影响；低转数时，泄漏损失对效率起主要影响。不 论何种类型的回转式压缩机 ,由于内外压力不相等， 将引起 附加能量损失，同时伴随着强烈的周期性排气噪音。 图4-8 滑片式压缩机的实际示功图 图4-8是实测的滑片式压缩机示功图，从该图可见到各 项因素对压缩机工作过程的影响。 4.2.3 多级压缩 如前所述,回转式压缩机通常运用于中、低压力范围，常用单级、两级回事事式压缩机， 三级以上的较少采用。 回转式压缩机采用多级压缩的目的,与往复式压缩机不尽相同,现略述于后。 1、节省压缩机能量消耗 与往复式压缩机一样，在有内压缩的回转式压缩机中，随着压力比的增大，压缩过程偏 离绝热过程越远，致使其功耗较绝热压缩为高。采用多级压缩、中间冷却的方式，可节省压 缩功耗。理论上，级数越多，省功也越多。 应该指出，上述结论对无油回转式压缩机来讲，是正确的。但对具有内冷却特性的喷油 (液)回转式压缩机来讲，虽采用多级压缩，可并不采用中间冷却，此时多级压缩的目的并不 完全是为着节省功耗(正如下面将要提及的), 而是着眼于改善转子受力以及降低压差而减 少泄漏等情况。 2、降低排气温度- 135 -由热力学可知，级的压力比越高，排气温度也越高。为了降低排气温度，往往首先从限 制级的压力比着手，即采用多级压缩。 允许的排气温度，由气体性质、润滑情况以及其它条件所决定。 无油回转式压缩机所允许的排气温度是确定多级压缩的决定性因素。例如，对双原子 气体，从常温吸入，如果级的压力比为4 , 则排气温度将高达200℃以上。此时，转子受热 变形较大，严重时，会导致事故发生；同时，过高的排气温度，也会恶化轴承及密封机件 的工作条件。 但是，在喷油(液)回转式压缩机中，喷入的大量油除起润滑及密封作用外，还起着良好 的内冷却作用，吸收了大量的压缩热，而且可由喷油量的多少控制排气温度，使其低于 100℃。由此可见，对喷油回转式压缩机来说，事实上排气温度已不再成为确定多级压缩的 主要因素，因此，级所能达到的压力比较高。如喷油螺杆式压缩机级的压力比可达8-10, 甚 至更高。 3、提高容积效率 随着压力比的增加，回转式压缩机的气体内、外泄漏量也随着增加，致使它的容积效率 下降。为了取得较满意的容积效率， 通常对无油回转式压缩机级的压力比作较严格的限制(也 是对排气温度的限制)，例如无油回转式压缩机级的压力比通常不超过3-4 。 但在喷油回转式压缩机中，由于油膜层的密封作用，改善了机器的气密性，降低了气体 的泄漏量，从而允许它采用比无油机器高的级压力比。 4、降低转子、轴承等机件上的作用力 增加级压力比，使吸、排气压力差增加，于是气体作用于压缩机转子以及其它机件上的 力也增加，轴承载荷也相应增加。由此使转子产生较大的变形，严重时，可能危及机器的 正 常工作，同时，还增加了机械摩擦损失及机械磨损，降低轴承、密封等零部件的使用寿命。 对一般无油回转式压缩机而言，由于级的压力比不高，故此项影响可不考虑。但喷油回 转式压缩机以及对多级回转式压缩机的高压级、吸气压力较高的增压回转式压缩机，虽然排 气温度都不算高 ,而吸、排气压力差却很大。所以，对这一类机器，机件上所能承受的由气 体力引起的载荷是确定多级压缩的主要依据。例如螺杆式压缩机，每级允许的压力差约为 105N/m2 左右。 最后，应该强调指出，多级压缩绝不是级数越多越好。在选定压缩机级数时，应根据所 选择的机型，综合考虑上述诸项因素以及另外一些因素(如所压缩气体的性质、材料、制造 成本等)慎重确定。 4.2.3效率、功率和排气温度 4.2.3.1 效率 回转式压缩机性能优劣的程度，可用各种效率来评价，实际排气量与理论排气量的比值， 称作容积效率ηυ： ηυ= V /Vt 式中V――回转式压缩机的实际排气量(指折算到吸入状态), 其定义与往复式压缩机排气量 的定义相同，单位为m3/min； Vt――回转式压缩机的理论排气量， 它只取决于压缩机的几何尺寸和转速， 单位为m3/min 。 所以，容积效率ηυ反映了压缩机几何尺寸利用的完善程度，Vt与 V的差值，对回转式压 缩机而言，主要是由于气体的泄漏所致。 各种回转式压缩机容积效率的变化范围有所差别，例如螺杆式压缩机的容积效率范围通 常是ηυ=0.80-0.90, 而罗茨鼓风机的容积效率范围则是ηυ=0.70-0.90。 一般地说， 转数低、 排气量小、压力比高、不喷液压缩机的容积效率较低，转数高、排气量大、压力比低、喷液 压缩机的容积效率较高。- 136 -等熵绝热压缩所需的理想功率与压缩机实际所需轴功率的比值，称为绝热效率ηad： ηad=Nad/Ns 式中 Nad――等熵绝热压缩所需的功率，kW； Ns――压缩机的轴功率，kW 。 所以，绝热效率ηad反映了压缩机能量利用的完善程度。 回转式压缩机的绝热效率，依机型和工况不同而有明显的差别。例如，螺杆式压缩机的 绝热效率范围是： 低压力比、大中排气量时ηad = 0.75―0.85 高压力比、小排气量时ηad=0.65―0.75 随着技术的发展，为了进一步改善压缩机的性能，常考察某些因素对压缩机的影响，为 此也常用其它形式的效率以反映这些影响。例如，使用绝热内效率(简称内效率)ηi反映压缩 机内部工作过程( 热力过程)的完善程度。 绝热内效率ηi为等熵绝热压缩所需的理论功率Nad与压缩机指示功率( 或称内效率)Ni的 比值，即 ηi=Nad/Ni 式中 Ni――回转式压缩机的指示功率或内功率，它加上机械摩擦损失功率即为轴功率。 各种回转式压缩机中，显然以没有内压缩的机器（如罗茨鼓风机）的内效率为低，这是 因其热力过程不完善所致。 压缩机的绝热内效率ηi与绝热效率之间的关系 ηi=ηad?ηm 式中ηm――机械效率，为压缩机指示功率与轴功率之比值，一般的回转式压缩机ηm=0.90 -0.98。值得指出的是，滑片式压缩机中，因滑片与气缸及转子槽之间的机械摩擦损失相当大， ηm 可低至0.70 左右。 影响回转式压缩机效率的主要因素有： 1、气体泄漏 如前所述，气体的泄漏分外泄漏与内泄漏两种。 外泄漏直接影响压缩机的排气量，使容积效率ηυ下降，也使功率消耗增加，降低了绝热 效率ηad及内效率ηi，内泄漏不直接影响压缩机的排气量，因而对容积效率的影响较小，内 泄漏直接增加功率消耗，使绝热效率ηad及内效率ηi下降。 一般说来，提高回转式压缩机的转数，减小泄漏面积，采取节流措施等都可使相对泄漏 量下降。 2、吸排气压力损失 气体通过吸气管道和吸气孔口的流动阻力损失，使吸气压力降低，即减小了吸入气体的 密度，相应使压缩机的实际排气量降低，故降低了容积效率；同样，气体在排气管道及排气 孔口的流动阻力，使压缩机的实际排气压力比预定的要高。吸气压力的降低和排气压力的升 高，使压缩机耗功增加，即使绝热效率或内效率均降低。 为了减少吸、排气压力损失，应在正确确定吸、排气孔口位置的基础上，力求孔口缘光 滑平整，对气体在吸、排气管道中的流速予以限制，如螺杆式压缩机，吸、排气管道中的流 速一般不要超过35m/s。 3、加热损失 转子和机体因受到压缩气体的加热，其温度较吸入气体高得多。在吸气过程中，新鲜气 体受到吸气管、转子、机体等机件以及泄漏气体的加热而膨胀，相应减少了压缩机的吸气量， 使容积效率下降，同时，使气体开始压缩时的温度有所提高，使耗功增加，效率ηad及ηi均 降低。- 137 -回转式压缩机相应的冷却措施，如喷油(液)直接冷却，机体夹层通冷却水、转于中心通 冷却油间接冷却，均可使气体加热损失的数值降低。 需指出的是， 由于回转式压缩机的转速较高， 气体在压缩机内受到的加热时间较为短促， 故气体加热损失的影响比往复式压缩机小。 4、流体动力损失 气体流动所产生的动力损失与回转式压缩机转子圆周速度平方成正比，故降低压缩机的 转数能明显减小流体动力损失。但另一方面， 转数降低势必 导致相对泄漏损失(单位排气量中的泄漏量)的增加， 即容积 效率降低。 对喷液压缩机，尚有液力扰动损失，为方便计，往往将 此项损失归并到流体动力损失中一起考虑。 5、内、外压力比不相等时的附加损失 回转式压缩机的排气压力( 外压力)Pd 与内压缩终了 压力(内压力)Pi不相等时，在基元容积与排气孔口连通时， 气体要进行定容积压缩或膨胀，以使压力由 Pi 均衡到排气 压力Pd（见图4-9), 这就产生了附加损失功。 由图 4-9可见： 1) 当 Pd= Pi 时 , 如图4-9, b) 所示。没有附加损失 功 ； 2) 当 Pd＞Pi 时 , 如图4-9,a) 所示， 附加损失功相当 于面积ECG。无内压缩的压缩机可看作是这种工况的极限， 即Pi=PS； 3) 当 Pd＜Pi 时，如图4-9c) 所示，附加损失功相当于 4-9 面积 ECG。 上述内、外压力比不相等时的附加损失功使绝热效率 ηad 及内效率ηi降低。就降低附加损失而言，应使内、外压力比取得一致。这一结论仅在不 考虑其他能量损失时成立。 最后，吸气封闭容积和排气封闭容积，以及转子旋转使气体受到的离心力，也都会影响 回转式压缩机的效率。 应该指出，以上各影响效率的因素往往不能同时降至最低，有的因素甚至是相互矛盾 的。例如，降低气体相对泄漏损失，需采用较高的转数，而较高的转数势必增大流体动力损 失及吸、排气压力损失。所以，在工程设计中，往往需兼顾各项因素，以取得最佳综合经济 指标，对压缩机讲，主要是使用寿命和效率两项指标。 4.2.3.2功率 由热力学知道，如果压缩气体与外界没有热交换，且压缩过程中所有损失均转变为热量， 并为气体所吸收， 则压缩 1m3 气体所需的压缩内功 Wi 应为多方压缩功 Wp与内部损失Wr之和， 即 Wi = Wp +Wr （4-1） 或 m1 Wi = p s (ε i m1 ? 1) + Wr m1 ? 1m1 ?1J/m3（4-2）式中Wi――压缩1m3 气体所耗的压缩内功 , J/m3； Wr――压缩1m3气体时的各种内部损失之总和，J/m3 (这里包括气体泄漏损失、加热损失、 吸排气压力损失、流体动力损失等 )； Ps――压缩机的吸气压力，N/m2；- 138 -εi――压缩机的内压力比，εi=Pi/ Ps，这里先假定内、外压力比相等，无附加能量损失， m1――无冷却时的多方压缩指数。 这一压缩过程在温-熵图上的表示见图4-10中的AB 线(图中用实线表示是有条件的)。图 中面积 BbcB′B表示压缩内功Wi，面积ABB′caA表示多方压缩功 WP，面积ABbaA表示内损失功 W r。 压缩内功Wi也可以用端点B、A的焓差HB-HA表示： Wi=HB-HA=CP（TB-TA） 对理想气体 TB = T ε 所以 或m1 ?1 m1 A i（4-3）Wi = k RT A (ε i ? 1), J / kg k ?1 m1 ?1 m1 Wi = p s (ε i m1 ? 1), J / m 3 m1 ? 1m1 ?1 m1（4-4） （4-5）以上两式是气体与外界没有热交换及 内、外压力比相等时的压缩内功计算式。强 烈冷却时， 压缩机内的气体与外界存在着热 交换，压缩过程如图4-10中的AB& 所示(图 中用实线表示是有条件的), 过程多方指数 显然 m2＜m1。 此时， 该图中的面积 AB& 为 m 2， B′caA表示此时的多方压缩功Wp。 假定与外 界不论有否热交换， 内部损失wr都是一样的， 因此，面积 ABbaA 仍表示此时的内部损失 功wr。面积 ABba A 与面积AB& B′caA之和 表示与外界有热交换时的压缩内功Wi，而面 积 ABB&A 表示由于冷却所节省的功。 由式可得内部损失功 Wr 为： m1 ?1 m1 k Wr = p s ( ? ) ? (ε i m′ ? 1); J / m 3 k ? 1 m1 ? 1 而有冷却时的多方压缩功Wp为：m2 Wp = ps ? (ε i m2 ? 1); J / m 3 m2 ? 1 由以上公式转化的压缩内功为：m2 ?1 m ?1 m2 ?1图4-10（4-6）（4-7）1 m m1 k W p = p s [ 2 ? (ε i m2 ? 1) + ( ? ) ? (ε i m′ ? 1)]; J / m 3 （4-8） m2 ? 1 k ? 1 m1 ? 1 上式是与外界有热交换，内、外压力比相等时的压缩内功计算式。 再计及内、外压力比不相等带来的附加损失（等容压缩或膨胀功），式（4-6）变为：m1 k Wi = ε i ( p d ? p i ) + p s ( ? )(ε i m1 ?) J/m3 （4-9） k ? 1 m1 ? 1 将式（1-7）、（1-9）代入（1-1），得到有热交换及内外压力比不相等时内压缩功Wi的 计算式：? m2 m1 k Wi = p s (ε i m2 ? 1) + ε i m2 ( p d ? p i ) + p s ( ? )(ε i m1 ?) m2 ? 1 k ? 1 m1 ? 1 m2 ?1 1 m1 ?1?1 m2m1 ?1J/m3（4-10）- 139 -如果在内部损失中再考虑吸、排气压力损失，应将上式计算之结果再乘以系数ξ。不同 的机型，已有不同范围值，对滑片式压缩机，ξ=1.03-1.05 。 回转式压缩机的指示功率 WV N i = i × 10 ?3 KW （4-11） 60η v 3 式中 V――压缩机的实际排气量 ，m /nin； ηυ――压缩机的容积效率。 回转式压缩机的轴功率 WiV Ns = × 10 ?3 KW （4-12） 60η vη m 式中 ηm――压缩机的机械效率。 三、排气温度 根据热力学可知，在回转式压缩机中，不论与外界有无热交换，其排气温度当为：Td = Ts ? εm ?1 mK（4-13）式中ε――外压力比，ε=pd/ps； m――温度多方指数，一般由试验确定； TS――吸气温度，K。m ?1k （4-14） 温升△T=Td-Ts= Ts (ε m ? 1) 上式说明温升△T是Ts、ε、m 的函数。与外界热交换的强烈程度以及各种内部损失对排 气温度的影响，都包含在多方指数 m 内了。除了冷却这项因素外，各项内部损失均使多方指 数m 增大即使排气温度升高。 回转式压缩机的排气温度，对无油或少油型的，一般不超过200℃；对喷液型的机器，排 气温度常控制在70-110℃之间。适宜的排气温度应依气体性质及使用要求等因素综合考虑。- 140 -4 .3罗茨鼓风机4.3.1 工作原理和特点 罗茨鼓风机是最早制造的两转子回转式压缩机之一。罗茨鼓风机的主要零部件有： 转子， 同步齿轮，机体(气缸及端板), 轴承密封件等。 如图4-11所示，由近乎椭圆形的气缸与两侧的端板包容成 一个空间，气缸两对面分别设置与吸、排气管道相连的吸气孔 口与排气孔口。一对彼此啮合的叶轮由气缸外侧的一对同步齿 轮带动而作方向相反的旋转。 借助于两叶轮的啮合(实际上两叶 轮并不接触，两者之间留有微小的 “啮合间隙”, 使吸气口与 排气口相互隔绝。在旋转过程中，无内压缩地将气缸容积内的 气体从吸气孔口推到排气孔口，以达到鼓风的目的。 罗茨鼓风机的工作过程如图4-12所示。图中由a) 到 e) 五 个位置表示具有两叶的叶轮旋转半周的工作过程； 在另半周中， 以同样的顺序重复以上过程。 上叶轮与气缸的假象接触点用x1和x2表示， 下叶轮与气缸的 4-11 上、 下叶轮间的假象接触点用z表示。 假象接触点用y1和y2表示。4-12转子在各位置的工作情况如下： 位置a)：气缸内的空间被叶轮分隔为三部分，左面部分与吸气孔口相遇，其中的气体处于 吸气压力；右面部分与排气孔口相通，其中的气体处于排气压力下；上叶轮与气缸被x1-x2 所 封闭的容积B, 按上叶轮的旋转方向，可知在此位置之前，接触点x1尚不存在，容积 B是与吸 气孔口相通的，故在位置a)时，容积B中的气体压力仍为吸气压力。 位置 b)：气缸容积被叶轮分隔为两部分，由于上叶轮右面接触点x2的消失，容积B开始通 过缝隙δ与排气孔口相通。此时，由于容积 B 中的气体压力(等于吸气压力)低于排气孔口的 气体压力(排气压力)，故具有较高压力的气体通过缝隙δ回流到容积B中，使容积B中的气体 压力由吸气压力突然增加到排气压力，也即在不变的容积B下提高了气体的压力，这就是等容 积压缩过程。考察此等容积压缩过程时须注意两点：首先，认为排气孔口以后的管系(包括容 器)所具有的容积较容积B大得多，因此它与容积B连通二气体向容积B回流时，并不会使排气 背压改变(实际上有微弱改变)；其次，容积B中的气体与排气孔口气体的压力均衡过程并非瞬 时进行，它取决于转数 n 及缝隙δ的大小。实际上，过程是在短暂的时间内发生，就是说， 容积 B 中的气体是在容积 B 改变的情况下获得压力提高的。严格地讲，并非真正的等容积- 141 -压缩，只不过是由于压力均衡过程极为短暂，近似地看作等容积压缩过程罢了。 位置 c )：此时与位置 a) 相同，只不过上、下叶轮位置互换而已。由于下叶轮左面接 触点y2 刚从吸气侧闭合，故容积 B 中的气体具有吸气压力。 由于两叶轮上、下对称，位置 d) 相当位置 b )：位置 e) 相当位置 c ) 。所以，由位 置 c) 到位置 e) 的过程与位置a) 到位置 c )的过程完全一样。并且，叶轮到位置 e) 时 , 与位置a)完全相同 , 此时上、下叶轮各旋转了半周。 在前半周内，两叶轮从吸气孔口向排气孔口推移的气体为(B + B′) 。因此转子旋转 一周的理论排气量为 Vt= 2 (B +B′)=4B 从以上工作过程的分析，我们可看出罗茨鼓风机的以下特点 ： 1、无内压缩过程。在罗茨鼓风机中，气体压力并非由于容积缩小而提高，而是借排气孔 口较高压力之气体回流以提高气缸容腔中的气体压力，即所谓等容积压缩。由4.2 4.2知道，它 4.2 比有内压缩时要多耗压缩功。故罗茨鼓风机的效率通常比有内压缩的各种鼓风机(包括容积 式与速度式)低。 2、如果不考虑气体通过间隙的泄漏，可以说罗茨鼓风机是没有余隙容积的，它不存在 由于余隙容积中气体膨胀而造成的气缸几何尺寸利用率的降低。 3、由于叶轮之间以及叶轮与机体之间实际上是具有一定间隙的，所以除了轴承及同步 齿轮外，罗茨鼓风机不存在其他的摩擦运动，这就使得这种机型具有转数高、基础小、无振 动、寿命长、机械效率高等优点。同时，也不需对气缸进行润滑，免使所输送的介质含油。 然而，也正是由于叶轮之间以及叶轮与机体之间的间隙，造成气体泄漏，是影响罗茨鼓风机 向高压力、高效率发展的另一障碍。 4、转子每旋转一周，依次有四个腔室与吸、排气孔口相通，因此吸、排气过程是间断 地、周期性地进行的，造成吸、排气管道中气体压力的脉动，其程度介于活塞式与螺杆式之 间。 此外，由于它周期性的吸、排气以及瞬时等容积压缩而形成气流速度与压力的脉动，产 生较大的气体动力噪声，这是罗茨鼓风机的又一缺点。 罗茨鼓风机具有强制输气( 对于速度式风机而言)、 介质不含油以及结构简单 制造容易、 、 维修方便等优点，故它广泛用于各种气体的输送、小锅炉、化铁炉及水泥窑鼓风。近年来， 罗茨鼓风机作为压缩空气源，用于粮食、水泥、粒状化工产品等固体颗粒输送装置上；在化 工流程里，罗茨鼓风机也广泛应用于提高化学反应速率的“沸腾床”技术中。 无内压缩，因而导致效率较低，这是罗茨鼓风机的最大缺点，同时也限制了它进一步提 高使用压力的可能性。 罗茨鼓风机适应于中、小排气量及低压力比的场合，一般排气量为1-250m3/min, 最大可 达 800m3/ min；单级压力比通常小于1.7，最高可达 2.1。 4.3.2 转子的叶型 罗茨鼓风机两转子的叶数(又称头数)一般相同，最常见的叶数为 2 , 也有用 3 叶的，4 叶以上的极少见到。沿轴向方向有直叶及扭叶之分，采用扭曲叶型的主要目的是降低噪 声， 但使加工不便，故目前仍盛行直叶。对直叶罗茨鼓风机，只研究其平面的叶型足以说明其作 过程及转子的造型。 要求罗茨鼓风机转子叶型在任何瞬时的啮合部位， 至少存在着一条连续的接触线， 以阻 止排气孔口的高压气体向吸气孔口回流。对直叶叶型，这条接触线(直线)反映在端平面就 是一个点。故对直叶叶型的要求是任何瞬时，两转子间至少存在一个啮合点，渐开线、摆 线、圆弧等曲线的组合即能满足这一要求。 二叶渐开线――销齿圆弧直叶叶型最为常见。与其他叶型相比，当转子外径、长度、转- 142 -数相同时，它具有较大的排气量和较高的容积效率，并且由于其主要组成部分是渐开线，加 工方便。 叶型的组成： 图4-13是二叶渐开线――销齿圆弧叶型 端面图 , 叶型由以下几部分组成： 1、 渐开线 AB: 它的基圆半径为 ro, 始 点A的半径为Rb , 终点 B 的半径为Re。由于 A 两转子的叶数相同，故节圆半径 rt = (A为 2 两转子的中心距) 。该转子的渐开线部分与 另一转子的渐开线部分相啮合， 它是叶型的 主要部分。 2、叶峰：它是圆心在节圆圆周上、半 径为r的一段销齿圆弧。 3、叶谷：它与另一转子的叶峰相啮合， 4-13 由于叶峰是销齿圆弧， 故叶谷的曲线也为圆 心在节圆圆周上、半径为 r 的一段销齿圆弧。 4、 在叶峰和叶谷销齿圆弧部分均留出一段非工作面， 以增加转子的叶峰与叶谷啮合时泄 露造成的流动阻力以减少气体的泄露损失。 一个转子的上、下及左、右是对称的，故两个转子的叶型完全相同，所以叶型参数也都 相同。 4.3.3热力计算 4.3.3.1 理论排气量与容积效率 由图4-14，罗茨鼓风机的理论排气量（或称理论风量） V t= 4 B ? l ? m 3 / min （4-15） 式中 l――叶轮有效轴向长度，m； n――叶轮转速， rpm； B――叶轮与气缸所范成的最大容积时的端面投影，2。 m 一个转子外表面内表面之间所包的面积与一个气缸内圆 面积之比称为面积系数，以C表示，它表示气缸空间的有效利 用程度。πc=2Bπ= 42D 2 ? 4S4 由上式得Dπ4= 1?4SD2π4（4-16）2D4-14D 2c 2 将此式代入（3-1），得理论排气量2 或 Vt = 30c?D m 3 / min πD m / s. 式中μ――叶轮最大圆周速度， ? = 60 对于标准渐开线叶型，其理论排气量为：- 143 -4B =πVt =πcD 2 m 3 / min（4-17） （4-18）Vt = 0.8545 D 2 lnm3/min（4-19）实际排气量（实际风量）V与理论排气量的差别在于泄露、吸气压力损失和加热所引起的 吸气减少，其中泄露是最主要的。实际排气量与理论排气量之比，即容积效率ηυ （4-20） ηυ = V / Vt 泄露气体Vι（温度为Td）与鼓风机的实际排气量V（温度为T0）在吸气压力ps下混合，其单 位时间的容积量为： T p (V + Vl d ) o T o ps 它应等于鼓风机的理论排气量Vt，即 T p (V + Vl d ) o = Vt T o ps 由上式得出实际排气量 p T V = s Vt ? d Vl po To 将此式带入（4-20），得罗茨鼓风机的容积效率： p TV ηυ = s ? d l （4-21） po ToVt 注意：这里的角码“0”表示给定的吸气状态，角码“S”表示吸气口的状态，两者之差 体现吸气压力损失。 4.3.3.2 功率、效率与排气温度 由于罗茨鼓风机为等容压缩，故起轴功率为 Vp (ε ? 1) Ns = s × 10 3 kW （4-22） 60ηυη m 式中 V――实际排气量，m3/min； ps，pd――吸、排气孔口压力，N/ m2； ε= ps/ pd，压力比； ηm――机械效率，包括轴承与同步齿轮的机械摩擦损失，可取ηm=0.86―0.95。 绝热理想功率： k ?1 Vp k N ad = s ? (ε k ? 1) × 10 3 kW （4-23） 60 k ? 1 罗茨鼓风机的全绝热效率N ad k (ε ? 1) = ηυη m （4-24） Ns (k ? 1)(ε ? 1) 排气温度： m ?1 pd m Td = Ts ( ) K （4-25） ps 4.3.4 主要参数的选择 4.3.4.1 比值 A/D 两转子间的中心距A与叶轮最大外直径D之比 值是影响叶型、面积利用系数、转子刚度、叶轮啮 合性能的重要参数。 4-15 比值A/D大 ,节圆压力角αt也大，αt大，面积 利用系数小。因此，A/D 大，则面积利用系数小，这是不利的一面；但另一方面，A/D 大，η ad =k ?1 k- 144 -则αt大 , 则基圆半径 ro 也大，所得到的叶型较肥胖，从结构上有可能保证转子的刚度。 A=Amax=D时。 叶型两侧的渐开线在最远处相交， 因而转子叶型不存在叶峰(谷)圆弧， r=0 。 即 反之，若比值 A/D 小，则αt小，ro 小，因而得到较为瘦小、但面积利用系数较大的 叶 型。此外，当 A/D 过小时，还会发生两转子渐开线部分叶型彼此干涉。 比值A/D越大，渐开线啮合终(始)点K2距离节点p越近。当A/D=1时，即上面所说的无叶蜂 （谷）圆弧r的情况，此时K2点与重合。比值A/D越小，则K2点距点p点越远、距F点越近。A/D 小到一定程度，即A/D=Amin/D时，K2点与F点重合；当A/D小于Amin/D时，则将发生渐开线终点附 近的一段不能与另一转子渐开线始点附近的一段啮合，即发生所谓“叶型干涉”的现象。 有上述渐开线的啮合终点K2与两基圆内公切线的切点重合时，得到“叶型干涉”的A/D的 最小值――Amin/D。 从图4-15可求比值Amin/D，比值Amin/D只与叶型头数Z有关，列于表4-1表 4-1头数 节圆最小压力角 比值 Z αmin Amin/D o 2 0.618 38 09′ o 0.689 3 27 38′ o 4 ′ 对于头数Z=2的叶型，参照表中的Amin/D数值，若为铸铁叶轮，一般取： A 2 = D 3 4.3.4.2 圆周速度 罗茨鼓风机最大外径D处的圆周速度u的数值取决于转子材料，整机重量、尺寸的要求， 噪声以及原动机等因素。 对于铸铁叶轮，圆周速度的一般范围为u=15-20s/m。 4.3.4.3 泄漏间隙 间隙是影响经济性与可靠性的重要因素。从经济性方面考虑，为降低泄漏、提高效率， 各泄漏间隙越小越好；从可靠性来讲，所取的静态间隙应保证在任何工况下动态间隙均不得 为零――即不发生转子与转子或转子与机体的碰撞擦伤。 实际采用的间隙必须顾及热膨胀、受载时的变形、同步齿轮和轴承的游隙以及加工和安 装等因素，它很难用理论计算方法精确确定。 对铸铁转子，常取转子之间的啮合间隙δ1与风叶、气缸的端面间隙δ3、δ4 相等，其范 围为： δ 1 = δ 3 = δ 4 = δ = (0.0008 ~ 0.0016) D 风叶外圆与气缸内圆间隙常取： 1 δ 2 = δ = (0.0004 ~ 0.0008) D 2 同步齿轮的啮合间隙约为转子啮合间隙的1/3。 长径比l/D 4.3.4.4 长径比 如果选取较大的长径比l/D，所得叶轮的径向尺寸较小，相应可使轴承、同步齿轮等零部 件的尺寸、重量都较小， 但是由于轴及轴承较细以及轴承跨距增加， 使轴的强度及刚度较差。 长径比还是影响间隙泄漏量的一个主要因素。实际采用的长径比即根据最佳数值确定一 个范围，通常取l/D=0.85-1.5。具体数值尚须权衡尺寸要求、刚度、结构、标准化和系列化 等因素来决定。 4.3.5 结构- 145 -图4-16为SD-36 型罗茨鼓风机剖视图。该机器的两转子轴线所决定的平面垂直于地面， 我们称为立式机器(图4-17)。如果两转子轴线所决定的平面平行于地面，我们称为卧式机器 (图4-18)。一般来讲，小型机器多采用立式，大型机器多采用卧式。习惯上按叶轮最大外径 分界，即D＜360mm，用立式结构；D＞360mm, 用卧式结构。 如图4-17所示，立式结构的机体不具有中分面，由气缸体及左、右端板三个筒体组成。 进风口与出风口分别开设于气缸两侧。立式结构，一般设有一个供安装风机与电动机的公共 铸铁底盘。4-164-174-18卧式结构的机体一般都具有水平中分面。气缸体及左、右端板一共分成六块，以便于安 装和维修。进风口在机座下部的一侧(如果风量很大时，机座两侧都开进风口), 出风口在机 体上部(图4-18)。进出风口气流速度一般为15-25m/s 。 机体有风冷及水冷两种形式。对风冷结构，则在单层壳体上铸有许多散热肋片；对水冷 结构，壳体铸成夹层，内通冷却水。鼓风机的静压升ΔP＞5 × l04N/m2( 约 5000mmH20)，排 气温度可达96-100℃以上，此时一般需要采用水冷却。 叶轮通常以高强度铸铁铸成，叶型凸出部分做成空心的，以减轻重量。铸铁叶轮与钢制 主轴以键联接。叶轮内孔与轴的配合最好选用第一、二种过渡配合， 由键传递扭矩。 须注意， 键在轴槽或叶轮轮毂槽中的侧隙最好为零或尽可能小， 否则， 即使同步齿轮的齿侧间隙很小， 同样也可能在运转中发生叶轮撞击事故。 直叶渐开线叶轮的加工方法常见的有两种：一种是在牛头刨床上用展成法加工，多用于 中、小型叶轮； 另一种是用机械靠模或光电靠模在龙门刨床上加工， 多用于大型叶轮的加工。 转子加工完毕后应作动平衡试验，转动组件(包括叶轮、同步齿轮)允许的不平衡力矩为 M= (0.2―0.3)G×10-3 N?m 式中 G――一个转子(包括叶轮、同步齿轮)的重量，N 。 同步齿轮传递着总功率的50%，因此与螺杆式压缩机的同步齿轮(它一般只传递总功率的 10%左右)相比，罗茨鼓风机同步齿轮的载荷是比较大的。加之如前所述，渐开线型的啮合系 数ξ=0.5, 即在半周之内，主动叶轮失去带动从动叶轮的能力以及扭矩波动对齿轮冲击等方 面的因素，因此对罗茨鼓风机同步齿轮的精度、耐磨性等均须有一定要求。另一方面，齿轮 的精度和磨损状况还直接影响到叶轮的啮合。如果同步齿轮的齿侧间隙变大，将导致叶轮之 间的啮合间隙变化，甚至发生两叶轮的叶型表面擦伤，所以，同步齿轮的齿侧间隙应小于叶 轮啮合间隙的 1/3，并且齿轮与主轴通过键的配合，也应留尽可能小的侧向间隙。 对功率较小的机器，常用直齿同步齿轮(齿轮直径 D＜200mm)；功率较大的机器，为获得 较好的传动平稳性， 可采用斜齿同步齿轮(齿轮直径 D＞200mm), 为避免产生较大的轴向力， 建议采用较小的齿倾角，一般取β＜8°。为了完全抵消轴向力，也有采用人字齿轮的，但 其加工及安装要求都高。目前，同步齿轮齿形尚多用渐开线的，但圆弧齿形因有较高的承载 能力，在罗茨鼓风机上已有使用。 为提高同步齿轮齿面的机械性能，常将齿轮做成两体――齿圈与齿毂，用氮化、高频淬- 146 -火等热处理方法提高齿面硬度。 罗茨鼓风机的传动方式一般是用弹性联轴器与电动机直联。同步齿轮的配置有图4-19所 示两种形式，从传递扭矩的角度看，a) 型较好；从安装维修方便来看，b) 型较好，只要打 开右端板，就可装折或调整同步齿轮以及轴向间隙。 罗茨鼓风机一般都采用滚动轴承。同步齿轮及其一侧的轴承用润滑油润滑，可根据机器 的大小及要求不同，采用浸齿飞溅、甩油环或油泵强制润滑；另一侧轴承，则往往用润滑脂 润滑。 常见的罗茨鼓 风机的密封形式有 填料压盖式、涨圈 式、迷宫式及机械 密封等，究竟采用 何种形式，主要应 4-19 根据气体性质(是 否有毒、能否与润 滑油相接触、是否易燃易爆、是否洁净、是否贵重等)而定。 在压送空气之类的气体时，常用图4-16的配置方式，即在每个轴承与气缸之间配置一对 压盖密封――共四组这样的密封，轴的外伸端设一组油封。 在压送氧气、氯气、二氧化硫等与润滑油（脂）不能接触的气体时，在气缸贯通部分设 四组机械密封，使轴承、齿轮的润滑部分与气体完全隔离，如图4-20a) 所示。这种配置方式 使转子的轴承跨距增大。 在压送煤气、甲烷气时，往往做成闭式轴承箱，在轴贯通部分用一组压盖密封。有时， 如压送氢气等时，则可用机械密封，如图4-20b ) 所示。 压送乙炔气、液化石油气等气体时，采用四组机械密封，并以轴承、齿轮部分的润滑油 对其摩擦表面进行冷却 , 图4-20c) 。4-204 .4螺杆式压缩机- 147 -4.4.1 工作原理及特点 4.4.1.1 工作原理 螺杆式压缩机的结构如图4-21所示。在“∞”字形的气缸中平行地配置两个按一定传动 比反向旋转又相互啮合的螺旋形转子 通常对节圆外具有凸齿的转子称为阳转子(习惯称为主 。 动转子)；在节圆内具有凹齿的转子称为阴 转子(习惯称为从动转子) 。阴、阳转子上 的螺旋形体分别称作阴螺杆和阳螺杆。一般 阳转子(或经增速齿轮组)与原动机连接， 并 由此输入功率；由阳转子( 或经同步齿轮 组 )带动阴转子转动。螺杆式压缩机的主要 零部件有：一对转子、机体、轴承、同步齿 轮(有时还有增速齿轮)以及密封组件等。 按运行方式之不同，螺杆式压缩机可分 为无油压缩机和喷油压缩机两类。 在无油(干式) 压缩机中(亦有人把喷 水冷却的压缩机列在其中), 螺杆之间并不 直接接触，相互间存在着一定的间隙。通过 一对螺杆的高速旋转而达到密封气体， 提高 4-21 气体压力的目的。 同步齿轮的作用就在于传 递运动、传输动力，并确保螺杆间的间隙及 其分配。 在喷油压缩机中，喷入机体的大量的润滑油起着润滑、密封、冷却和降低噪声的作用。 喷油机器中不设同步齿轮，一对螺杆就似一对齿轮一样，由阳螺杆直接拖动阴螺杆；同时， 由于油膜的密封作用，取代了轴封。所以，喷油机器的结构更为简单。 螺杆式压缩机的工作过程如下 : 螺杆式压缩机系容积式压缩机，其运转过程从吸气过程开始，然后气体在密封的齿间容 积中经历压缩， 最后移至排气过程。在压缩机机体的两端， 分别开设一定形状和大小的孔口。 一个供吸气用，称作吸气孔口，一个供排气用，称作排气孔口。应该指出，阴、阳螺杆和机 体之间形成的呈“V” 字形的一对齿间容积值随着转子的回转而变化；同时，其位置在空间 也不断移动。 吸气过程 初时气体经吸气孔口分别进入阴、阳螺杆的齿间容积，随着转子的回转，这 两个齿间容积各自不断扩大。当这两个容积达到最大值时，齿间容积与吸气孔口断开，吸气 过程结束。需要指出的是，此时阴、阳螺杆的齿间容积彼此并未连通。 压缩过程 转子继续回转。在阴阳螺杆齿间容积连通之前，阳螺杆齿间容积中之气体受 阴螺杆齿的侵入先行压缩。经某一转角后，阴、阳螺杆齿间容积连通(今后将此连同的阴阳螺 杆齿间容积称作齿间容积对)，呈“V”字形的齿间容积对，因齿的互相挤入，其容积值逐渐 减小，实现气体的压缩过程，直到该齿间容积对与排气孔口相连遇时为止。 排气过程 在齿间容积对与排气孔口连通后，排气过程即行开始。由于转子回转时容积 的不断缩小，将压缩后具有一定压力的气体送至排气接管。此过程一直延续到该容积对达最 小值时为止。 随着转子的继续回转，上述过程重复进行。 图4-22显示了螺杆压缩机中所指定的一齿间容积对的工作过程。- 148 -如图4-22所示，从形式上看螺杆压缩机与扭叶罗茨式鼓风机十分相仿，但由于螺杆式压图4-22缩机的吸、排气孔口呈对角线布置，遂在机内能实现内压缩过程。由图可见，螺杆式压缩机 中，阴、阳螺杆转向互相迎合一侧面，气体受到压缩，这一侧面称为高压力区，相反，螺杆 转向彼此背离的一侧面，齿间容积在扩大并处在吸气阶段，称为低压力区。此二区域被阴、 阳螺、杆齿面间的接触线所分隔。可概略地认为：两转子轴线所在平面是高、低压力区的分 界面，这对今后的讨论将会带来不少方便。图4-23图4-23是一台典型的无油螺杆压缩机的剖面图。图4-24是螺杆式压缩机的实物照片。原 动机与阳转子相连接 , 后者借同步齿轮组带动阴转子按定传动比转动。 转子两端均由滑动轴承支承。在排气端(右端)置有抽向止推轴承，承受轴向载荷并使转子轴 向定位。 吸气孔口开在机体左下方，排气孔口开在右上方；机体具有水平剖分面且是双层壁结构， 于夹层内通水以起冷却作用。 在螺杆端面与轴承之间，设有若干组石墨密封盒，以减少气体沿轴向泄漏。 图4-25示一台制冷用喷油螺杆式压缩机。由图可见，在结构上它不同于无油螺杆式压缩 机， 没有同步齿轮； 而设有滑阀。 借油压或手动方式驱动滑阀以控制排气量作能量调节之用。- 149 -此外， 排气端板是可更换的。 它用螺栓固定在机体上。 可更换的排气端板(其上开有排气孔口) 使压缩机的适用范围宽广，同时也使机体在排气端处的结构整齐划一，便利制造。因为喷油 内冷，机体是单层壁结构，没有水套夹层，为改善其散热，在机体上采取了翅化措施。图4-24图4-254.4.1.2 特点 就压缩气体的原理而言，螺杆式压缩机与往复式压缩机一样，同属于容积型压缩机；就- 150 -其运动形式而言，压缩机的转子与透平机一样，作高速旋转运动。所以，螺杆式压缩机兼有 二者的特点，现分述如下。 螺杆式压缩机具有较高的齿顶线速度， 转数高达每分钟万转以上， 故常可与高速原动机 直联。因此，它的单位排气量的体积，重量，地面积以及排气脉动均远比往复式压缩机为 小。 螺杆式压缩机没有诸如气阀，活塞环等易损件，因而它运转可靠，寿命长，易于实现远 距离控制。此外，由于没有往复运动零部件，不存在不平衡惯性力(矩), 所以螺杆式压缩 机基础小，甚至可实现无基础运转。 无油螺杆式压缩机，可保持气体洁净(不含油)；又由于阴、阳螺杆齿面间实际上留有间 隙，因而能耐液体冲击，可压送含液气体、葬气体(含液体，粉尘气体，易聚合气体等)。 此外。喷油螺杆式压缩机可获得高的单级压力比(最高达20-30) 以及低的排气温度。 螺杆式压缩机具有强制输气的特点，即排气量几乎不受排气压力的影响；不同于速度型 压缩机，其内压力比与转速、密度几乎无关系。 螺杆式压缩机在宽广的工况范围内，仍能保持较高的效率，没有速度型压缩机在小排气 量时出现的喘振现象。 然而，螺杆式压缩机尚有以下缺陷： 首先，由于齿间容积周期性地与吸、排气孔口连遇，以及气体通过间隙的泄漏等原因， 致使螺杆式压缩机产生很强的中、高频噪声，必须采取消音、减噪措施。其次，由于螺杆齿 面是一空间曲面，且加工精度要求又高，故需特制的刀具在专用设备上进行加工。最后，由 于机器是依靠间隙密封气体， 以及转子刚度等方面的限制， 螺杆式压缩机只适用于低压范围。 基于以上特点，螺杆式压缩机在各个工业部门正愈益得到广泛的应用，是压缩机械中比 较年轻的，有发展前途的机型。 4.4.2 螺杆压缩机的技术参数 4.4.2.1 转子型线种类 转子型线种类对螺杆压缩机的性能具有重要的影响，型线种类的区别在于采用不同的组 成齿曲线。 第一代和第二代转子型线通常是 “线” 密封的型线， 即其组成齿曲线中含有 “点” , 这些点沿转子的长度方向便形成了一条密封线。第三代和以后的各种新的不对称型线，一般 都是“带”密封的型线，即其组成齿曲线中不再含有“点”, 而都是“曲线段”, 这些曲线 段沿转子长度方向便形成了有一定宽度的密封带。“带”密封型线的性能明显优于“线”密 封型线，特别是在高压比工况或转子直径较小的中小型螺杆压缩机中，这种“带”密封型线 的优势更为明显。 4.4.2.2 转子齿数 在通常的使用条件下，螺杆压缩机阳/阴转子的齿数一般在3/3-10/11 之间，最常用的 是 3/4、4/5、4/6、5/6、 5/7、6/8 等。图4-25示出3/4、4/6和6/8的三种齿数组合。 对于图4-26(a)所示的3/4组合形式，其转子直径较小，因此具有泄漏线长度与容积量之 比较小的优点，可使压缩机具有较高的效率，但其抗弯刚度却较差。由于3/4组合形式的阴图4-26 -不同的转子齿数组合转子直径很小，当压差太大时，它将会产生较大的弯曲变形，甚至与机体相接触。所以，这- 151 -种形式多用于压差较小的应用场合，如物料输送、多级压缩机的低压级等。 与3/4 的形式正好相反，对于图4-26(b)所示的6/8组合方案，转子直径较大，因此泄漏 线长度也较长，导致压缩机的效率较低。但由于其阴转子直径较大，故抗弯能力较强。所以， 这种形式可以适用于压力差很大的场合，例如高压差的螺杆工艺压缩机和微小型的螺杆制冷 压缩机等。 图4-26(c)所示的4/6组合形式转子刚度适中，并且阴阳转子的刚度相近，压缩机的效率 也较高。因此获得了较为广泛的应用。 4.4.2.3 转子啮合间隙、端面间隙和齿顶间隙 螺杆式压缩机的间隙可分为：端面间隙――螺杆的端面与机体端盖的缝隙，它又分为吸 气端面间隙和排气端面间隙；齿顶间隙――螺杆齿顶与机体内孔见的径向间隙；转子啮合间 隙――螺杆齿面的啮合间隙。 在螺杆压缩机中，阴阳转子间沿接触线的啮合间隙，对压缩机的性能具有重要的影响。 这是因为接触线两侧的压力差较大， 通过此泄漏通道的泄漏， 占了整个泄漏损失的绝大部分。 图4-27示出不同阳转子齿顶速度Vm时，压缩机的容积效率ηv 和绝热效率ηad 随转子啮间隙δ 的变化情况。从中可以看出，随着啮合间隙的增大，两种效率都呈线性下降。特别是齿顶速 度低的情况下， 效率下降更快 一般情况下， 。 啮合间隙每增大O.Olmm， 容积效率就要下降1%-3%。图4-27容积效率和绝热效率与啮 容积效率和绝热效率与啮合间隙的关系啮合间隙的具体数值主要取决于转子的尺寸和材料，一般可按0.03%-0.08%D选取(D为转子外 径)。 螺杆压缩机中吸气端面基本不存在压力差，因此吸气端的间隙显得无关紧要。但在排气 端面却有从排气压力到吸气压力的压力差这意味着排气端间隙非常重要。所以在螺杆压缩机 装配 中，所有为防止热膨胀而预留的间隙都放在吸气端，以便把这种膨胀对排气端间隙的 影响减到最小。起轴向定位作用的推力轴承一般总是放在排气端，因此影响排气端面间隙的 只是排气端面与推力轴承间一段轴的膨胀。转子排气端面间隙的一般取值范围为O.01-0.10 mm。 阴阳转子的齿顶与其汽缸孔之间也要留有一定的间隙，以补偿转子变形和加工误差，其 数值通常在O.01-O.10mm 之间。 4.4.3 螺杆压缩机的结构特点 4.4.3.1 机体 机体是螺杆压缩机的主要部件，它由汽缸及端盖组成。转子直径较小时，常将排气端盖 或吸气端盖与汽缸铸成一体， 转子顺轴向装入汽缸。在较大的机器中， 汽缸与端盖是分开的。 有的大型螺杆压缩机汽缸设水平剖分面，这种结构便于机器的拆装和间隙的调整。端盖有整 体式结构的，也有中分式结构的，端盖内置有轴封、轴承，同时还兼作同步齿轮的箱体。 螺杆压缩机的机体多采用如图4-28所示的单层壁结构，必须以加强筋的形式对机体外部 进行加强，以避免发生变形或开裂。机体有时也采用如图4-29所示的双层壁结构，不需要特- 152 -别的加强筋措施。双层壁结构还有一个优点，就是第二层壁同时又是一个隔音板，它能使传 播到机器外的噪声有所降低。双层壁结构的压缩机多用于高压力的场合。 特别是在如图4-30所示的封闭式螺杆压缩机中，通常将润滑油的油箱内置于双层壁的机 体之内，更能使机器的噪声大幅度下降。无论何种结构的机体，都应具有良好的刚度。 机体的材料主要取决于所要达到的排气压力和被压缩气体的性质。 当排气压力小于2.5MPa 时，可采普通灰铸铁；当排气压力大于2.5MPa 时，就应采用铸钢或球墨铸铁。对于腐蚀性气 体、酸性气体和含水气体，就要采用高合金钢或不锈钢。图4-28单层壁结构机体图4-29双层壁结构机体图4-30 封闭式压缩机的 双层壁结构机体4.4.3.2 转子 转子是螺杆压缩机的主要零件，其结构有整体式与组合式两类。当转子直径较小时，通 常采用整体式结构， 如图4-31(a) 所示。而当转子直径大于350mm 时为节省材料和减轻重量， 常采用组合式结构，如图4-31(b) 示。图4-31转子结构图4-32转子冷却系统当排气温度较高时，为了减少转子的变形，干式螺杆压缩机的转子有时采用内部冷却的 结构。图4-32所示为一种无油压缩机转子内部冷却系统图。 在螺杆压缩机中，有时在阴、阳转子的齿顶设有密封齿，并在阳转子齿根圆的相应部分 开密封槽，如图4-33所示。密封齿数及其位置有多种形式。以阴转子为例，图4-34中示出Ⅰ、 Ⅱ、Ⅲ共三种方案。另外，有时还在转子的端面，特别是排气端面，加工成许多密封肋，其 形状如图4-33中A-A、B-B剖视图所示。这种密封齿可与转子制作为一体，也可以镶嵌在铣制图4-33转子密封齿图4-34密封齿形式- 153 -的窄槽内。 大多数的干式螺杆压缩机转子齿顶设有密封齿，其目的是使压缩机间隙尽可能小。这些 密封齿的横截面积很小，能在开始运行后的一段时间内“磨合”到最佳的尺寸，能对加工误 差、转子变形和热膨胀进行补偿，从而使压缩机能保持非常小的均匀间隙，使泄漏量减少。 如当转子振动、轴承损坏致使转子与汽缸接触时，密封齿可防止引起大面积的咬伤，避免出 现严重事故。齿顶和端面密封齿的设置，给加工带来了困难，加大了制造费用。因此，在喷 油螺杆压缩机中，由于排气温度较低，转子热胀较小，一般认为以不设置密封齿为宜。 螺杆压缩机转子的毛坯常为锻件，一般多采用中碳钢，如45钢等。有特殊要求时，也有 用40Cr等合金钢或铝合金的。目前，不少转子采用球墨铸铁，既便于加工，又降低了成本。 常用的球墨铸铁牌号为QT600-3等。 转子精加工后，应进行动平衡校验。校验时，允许在吸入端面较厚的部分取重。允许的 不平衡力矩因机器的尺寸和转数不同，通常是0.05-1.0 N?m，可近似地取作(0.1-O.2)G× 10 -3 N? m(G为转子重量，单位：N)。尺寸小、转速高的机器应取偏低值。 4.4.3.3 轴承 螺杆压缩机常用的轴承有滚动轴承和滑动轴承两种。由于气体力引起的轴承负荷很大， 因 此，气体轴承和磁悬浮轴承等并不适用于螺杆压缩机。 在螺杆压缩机中，无论采用何种形式的轴承，都应确保转子的一端固定，另一端能够伸 缩。一般情况下，转子在排出侧轴向定位，在吸入侧留有较大的轴向间隙，让其自然膨胀， 以便保持排出端有不变的最小间隙值，使气体泄漏为最小，并避免端面磨损。 在无油螺杆空气压缩机中，通常采用高精度的滚动轴承，以使得到高的安装精度，使压 缩机获得良好的性能。由于无油螺杆压缩机的转速很高，在选择滚动轴承时，应保证其有足 够长的寿命。通常，用分别安装在转子两端的圆柱滚子轴承承受转子的径向载荷，用安装在 排气端的一个角接触球轴承承受轴向载荷，并向转子进行双向定位。 在大载荷的螺杆制冷和工艺压缩机中，由于使用滚动轴承寿命太短，往往采用滑动袖承， 螺杆压缩机中的全部径向力必须由轴承来承受，部分或全部轴向力却是可以消除的。通常用 一个平衡活塞或类似装置，在它两边施加一定的压差来达到这一目的，一般用高压油提供所 需压力。由于轴向力不一样，两转子所用的平衡活塞直径也不一样，或者只在阳转子上设平 衡活塞。图4-35所示为一个油压平衡活塞的结构。 在中小型制冷和工艺压缩机中，采用轴向滑动轴承时，由于游隙较大，会导致排气端面 间隙过分增大，进而影响压缩机的经济性。当压缩机运行在高载荷时，这个问题显得更为突 出。通常采用平衡活塞的结构，从而使止推轴承仍可采用滚动轴承，而径向力则还是由巴氏 合金制作的滑动轴承来承担，图4-36示出这种形式。图4-35油压平衡活塞结构图4-36 滑动轴承和滚动轴承的组合结构4.4.3.4 轴封- 154 -螺杆压缩机的轴封主要有石墨环式、迷宫式、机械式和干气密封等。（此处不详述） 4.4.3.5 同步齿轮 在无油螺杆压缩机中，转子间的间隙和驱动靠同步齿轮来实现。同步齿轮有可调式及不 可调式两种结构，通常都采用图4-37所示的可调式结构。小齿圈(又称反向齿片)1及大由圈2 都套在轮毂3上，调整小齿圈 (反向齿片)1， 使之与大齿圈2 错开一个微小角度， 就可减少 主动齿轮与从动齿轮之间的 啮合间隙，提高阴、阳螺杆正 反负荷侧的啮合精度。小齿圈 (反向齿片)1调整时必须注意 方向， 要使它在齿轮啮合时不 受主承载力，提高其使用寿 命。间隙调整适当以后，将小 齿圈(反向齿片)1、 大齿圈2与 轮毂3用因锥销4定位， 再用螺 母5将大小齿圈及轮毂固定。 为防止螺母松动，螺母5之间 用防松垫片6连接。螺杆压缩 图4-37 可调式同步齿轮 机同步齿轮的齿圈材料可用 1-小齿圈(反向齿片)；2-大齿圈；3-轮毂； 40CrMo钢， 轮毂材料通常为40# 4-圆锥销；5-螺母；6-防松垫片 中碳钢。 4.4.3.6 容量调节滑阀 容量调节滑阀是螺杆压缩机中用来调节容积流量的一种结构元件，虽然螺杆压缩机的容 积流量调节方法有多种，但采用滑阀的调节方法获得广泛的应用，特别是在喷油螺杆制冷和 工艺压缩机中。如图4-38所示，这种调节方法是在螺杆压缩机的机体上装一个调节滑阀，成 为压缩机的机体的一部分。它位于机体高压侧两内圆的交点处，且能在与汽缸轴线平行的方 向上来回移动。 容量调节滑阀调节螺杆压缩机容积流量的原理：如图4-39(a) 所示，随着转子的旋转， 被压缩气体的压力沿转子的轴线方向逐渐升高，在空间位置上，是从压缩机的吸气端逐渐移 向排气端：如图4-39( b) 所示，在机体的高压侧开口后，当两转子开始啮合并试图提高气 体压力时，其中有些气体便会通过开口处旁通掉。从以上分析可以看出，压缩机对从开口处 旁通气体所作的功，仅是用来将其排出，因此压缩机的耗功主要是压缩最终排出的气体所作 的功和机械摩擦功之和。所以，当用容量调节滑阀调节螺杆压缩机容积流量时，可使压缩机 在调节工况下保持较高的效率。图4-38容量调节滑阀示意图图4-39容量调节滑阀原理滑阀可以按控制系统的要求朝任一方向移动，其驱动方式有多种，最常见的是采用液压 缸的方式，由压缩机本身的油路系统提供所需的油压。在少数机器中，滑阀是由电动机经减 速后驱动的- 155 -图4-40示出一种简单的滑阀形式，汽缸壁上开有与转子螺旋形状相对应的旁通孔，当这 些孔没有被盖住时，气体可以从这些孔中排出。所用滑阀为“转动阀”, 阀体是螺旋形的， 当它旋转时，便可盖住或打 开与压缩腔相连的旁通孔。 由于此时滑阀只需转动，压 缩机总体长度便可减小很 多。这种形式有效地提供连 续的容量调节。 图4-41示出另外一种简 单的滑阀结构，在小型半封 闭螺杆制冷压缩机中广泛应 用。它利用多个独立的旁通 图4-40 转动滑阀结构 图4-41 塞状滑阀结构 孔来调节螺杆压缩机的容积 流量。所有滑阀为“塞状阀”, 由于阀体可以制成恰好与汽缸内壁平齐，因而不会产生“余 隙容积”。由于这种调节方式不改变排气孔口的大小，因此卸载一开始，内压比就要下降。 另外，由于旁通孔一般为二到三个，故不能实现连续地无级调节压缩机的容积流量，还会导 致卸载工况下压缩机排气温度越来越高，严重时会导致半封闭螺杆制冷压缩机的电动机损 坏。 4.4.3.7 内容积比调节滑阀 螺杆压缩机工作的最佳工况是内压比等于外压比，若二者不等，经济性会降低。增大或 减小排气孔口的尺寸，将改变齿间容积内气体同排气孔口连通的位置，从而改变内压比。如 图4-42 所示，通过一种滑阀调节，就可以获得变化的排气孔口，从而实现内容积比和内压 比的调节。有时要求同时调节容积流量和内容积比，如图4-43所示，在转子下部的孔中，移 动的是两个滑阀，即前述容量调节滑阀中的固定块也变成了移动的。两个滑阀之间没有机械 联系，分别由各自的液压缸驱动，在满负荷工况下，如图4-43(a)、(b) 所示，内容积比调 节滑阀可以前后移动， 以控制压缩机的内压比，为了保持满负荷，容量调节滑阀必须随内 容积比调节滑阀运动，以保证两者之间的密封。图4-42内容积比调节滑阀示意图图4-43 同时调节内容积比和容量的调节滑阀示意图在同时调节内容积比和容量的调节滑阀装置中，为了获得两滑阀的正确位置，必须有一 套如图4-44所示的复杂调节机构，并通常采用计算机控制系统。这是因为在任何一个工况下， 调节控制系统都必须判定两滑阀应处在什么位置，以便能对其进行正确的调节。 4.4.4 排气量调节 通常，螺杆式压缩机，总是根据最大的实际耗气量来选定压缩机的容量。然而在使用过 程中，总会因种种原因要求改变压缩机的排气量，以适应实际耗气量的变化。此外，从作用 原理得知，属于容积式压缩机的螺杆压缩机的排气量不因背压的提高而自行降低。因此，若 不作相应的有效调节，不但增加了功耗，在某些场合下，还可能发生事故，所以必需设置调 节控制机构，进行排气量调节。 由此可见，排气量调节的目的，是使压缩机的排气量和实际耗气量达到平衡，同时还要 求这种调节经济，而且方便。- 156 -螺杆式压缩机所使用的调节方法有：变转数调节，停转调节，控制吸入调节，进、排气 管连通调节，空转调节以及滑阀调节等。下面略述各种调节方法(以滑阀调节为主)及其优缺 点。图4-44 内容积比和容量调节滑阀控制系统 二隔板； 5-内容积比调节活塞；6-内容积比调节滑阀；7-容量调节滑阀1-容量指示机构；2-液压缸；3-容量调节活塞；44.4.4.1 变转数调节 螺杆式压缩机的排气量和转数成正比关系。因此，改变压缩机的转数就可以达到调节排 气量的目的。 变转数调节方法，主要优点是整个压缩机机组的结构不需作任何变动，而且在调节工况 下，气体在压缩机中的工作过程基本相同。如果不考虑相对泄漏量(喷油机器还有相对击油 损失)的变化，压缩机的功率下降是与排气量的减少成正比例的，因此，这种调节方法的经 济性好。 每一螺杆式压缩机有其自身的最佳转数，过分低于最佳转数时，其效率将大为降低。同 时，可变速的原动机亦有其变速范围，过低的转数也会使原动机工作不稳定，效率低劣。所 以通常的调速范围是额定转数的60-100%。 原动机为蒸汽(或燃气)轮机、柴油