第九章螺杆压缩机(教材).doc

第9章 螺杆压缩机 螺杆压缩机是瑞典人于1934年发明的，其最初目的是用于柴油机和燃气轮机的增压。20世纪60年代以前，螺杆压缩机的发展非常缓慢，只在军事装备中有高速、无油的螺杆压缩机得以应用。之后，喷油技术应用到螺杆压缩机中，降低了对螺杆转子加工精度的要求，对压缩机的噪声、结构、转速等都产生了有利作用。目前，喷油螺杆压缩机广泛应用于空气动力、制冷空调等领域，无油螺杆压缩机广泛应用于石油、化工、食品、医药等领域。9.1基本组成及工作原理9.1.1 基本组成螺杆压缩机通常指的是双螺杆压缩机，基本组成如图91所示。在“”字形的气缸内平行地安装着两个相互啮合的螺旋形转子。通常把节圆外具有凸齿的转子称为阳转子（或称主动转子），把节圆内具有凹齿的转子称为阴转子（或称从动转子）。气缸的两端用端盖封住，支承转子的轴承安装在端盖的轴承孔内。转子上每一个螺旋槽与气缸内表面所构成的封闭容积即是螺杆缩机的工作容积。在压缩机体的两端，分别开设有一定形状和大小的吸排气孔口，呈对角线布置。此外，还有轴封，同步齿轮、平衡活塞等部件。9.1.2工作原理螺杆压缩机属于容积式压缩机。螺杆压缩机的工作循环可分为吸入、输气、压缩和排气四个过程。随着转子旋转，每对相互啮合的齿相继完成相同的工作循环，为简单起见，这里只分析其中的一对齿的工作原理。1.吸入过程和输气过程（或统称为吸气过程）图92示出螺杆压缩机的吸气过程，所分析的一对齿用箭头标出。在图92中，阳转子按逆时针方向旋转，阴转子按顺时针方向旋转，图中的转子端面是吸气端面。机壳上有特定形状的吸气孔口，如图中粗实线所示。图92 螺杆压缩机的吸气过程(a)吸气过程即将开始 (b)吸气过程中 (c)吸气过程结束图92（a）示出吸气过程即将开始时的转子位置。在这一时刻，这一对齿前端的型线完全啮合，且即将与吸气孔口连通。随着转子开始运动，由于齿的一端逐渐脱离啮合而形成了齿间容积，这个齿间容积的扩大，在其内部形成了一定的真空，而此齿间容积又仅与吸气口连通，因此气体便在压差作用下流入其中，如图92（b）中阴影部分所示。在随后的转子旋转过程中，阳转子齿不断从阴转子的齿槽中脱离出来，齿间容积不断扩大，并与吸气孔口保持连通。吸气过程结束时的转子位置如图92（c）所示，其最显著的特征是齿间容积达到最大值，随着转子的旋转，所分析的齿间容积不会再增加。齿间容积在此位置与吸气孔口断开，吸气过程结束。2.压缩过程图93示出螺杆压缩机的压缩过程。这是从上面看相互啮合的转子。图中的转子端面是排气端面，机壳上的排气孔口如图中粗实线所示。在这里，阳转子沿顺时针方向旋转，阴转子沿逆时针方向旋转。图93 螺杆压缩机的压缩过程(a)压缩过程即将开始 (b)压缩过程中 (c)压缩过程结束、排气过程即将开始图93(a)示出压缩过程即将开始时的转子位置。此时，气体被转子齿和机壳包围在一个封团的空间中，齿间容积由于转子齿的啮合就要开始减小。随着转子的旋转，齿间容积由于转子齿的啮合而不断减小。被密封在齿间容积中的气体所占据的体积也随之减小，导致压力升高，从而实现气体的压缩过程。如图93(b)所示。压缩过程可一直持续到齿间容积即将与排气孔口连通之前，如图93(c)所示。3.排气过程图94示出螺杆压缩机的排气过程。齿间容积与排气孔口连通后，即开始排气过程。随着齿间容积的不断缩小，具有排气压力的气体逐渐通过排气孔口被排出图94（a）。这个过程一直持续到齿末端的型线完全啮合图94（b）。此时，齿间容积内的气体通过排气孔口被完全排出，封闭的齿间容积的体积将变为零。图94 螺杆压缩机的排气过程(a)排气过程中 (b)排气过程结束从上述工作原理可以看出，螺杆压缩机是一种工作容积作回转运动的容积式气体压缩机械。气体的压缩依靠容积的变化来实现，而容积的变化又是借助压缩机的一对转子在机壳内作回转运动来达到目的。与活塞式压缩机的区别，是它的工作容积在周期性扩大和缩小的同时，其空间位置也在变更。只要在机壳上合理地配置吸、排气孔口，就能实现压缩机的基本工作过程吸入、输气、压缩及排气过程。9.1.3 螺杆压缩机的优、缺点就气体压力提高的原理而言，螺杆压缩机与活塞压缩机相同，都属于容积式压缩机。就主要部件的运动形式而言，又与透平压缩机相似。所以，螺杆压缩机同时兼有上述两类压缩机的特点。螺杆压缩机的主要优点：(1)可靠性高。螺杆压缩机零部件少，没有易损件，因而它运转可靠，寿命长，大修间隔期可达48万小时。(2)操作维护方便。操作人员不必经过长时间的专业培训，可实现无人值守运转。(3)动力平衡性好。螺杆压缩机没有不平衡惯性力，机器可平衡地高速工作，可实现无基础运转，特别适合用作移动式压缩机，体积小、重量轻、占地面积小。(4)适应性强。螺杆压缩机具有强制输气的特点，排气量几乎不受排气压力的影响，在宽广的范围内能保护较高的效率。(5)多相混输。螺杆压缩机的转子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、含粉尘气体、易聚合气体等。螺杆压缩机的主要缺点：(1)造价高。螺杆压缩机的转子齿面是一空间曲面，需利用特制的刀具，在价格昂贵的专用设备上进行加工。另外，对螺杆压缩机气缸的加工精度也有较高的要求。所以，螺杆压缩机的造价较高。(2)不能用于高压场合。由于受到转子刚度和轴承寿命等方面限制，螺杆压缩机只能适用于中、低压范围，排气压力一般不能超过4.5MPa。(3)不能制成微型机。螺杆压缩机依靠间隙密封气体，目前一般只有容积流量大于0.2m3/min时，螺杆压缩机才具有优越的性能。9.2 分类螺杆压缩机有多种分类方法：按运行方式的不同，分为无油压缩机和喷油压缩机两类；按被压缩气体种类和用途的不同，分为空气压缩机、制冷压缩机和工艺压缩机三种；按结构形式的不同，分为移动式和固定式、开启式和封闭式等。常见的螺杆压缩机分类见下面：上述每种螺杆压缩机的工作原理完全相同，但在某个主要特征上又有显著的区别。每一种螺杆压缩机都有其固定特点，满足一定的功能，并适用于一定的使用范围。在无油螺杆压缩机中，气体在压缩时不与润滑油接触。无油螺杆压缩机的结构可参考本章第1节图91所示，无油机器的转子并不直接接触，相互间存在一定的间隙。阳转子通过同步齿轮带动阴转子高速旋转，同步齿轮在传输动力的同时，还确保了转子间的间隙。值得指出的是：所谓“无油”，指的是气体在被压缩过程中，完全不与油接触，即压缩机的压缩腔或转子之间没有油润滑。但压缩机中的轴承、齿轮等零部件，仍是用普通润滑方式进行润滑的，只是在这些润滑部位和压缩腔之间，采取了有效的隔离轴封。在喷油螺杆压缩机中，大量的润滑油被喷入所压缩的气体介质中，起着润滑、密封、冷却和降低噪声的作用。图95为喷油螺杆压缩机结构示意图，喷油机器中不设同步齿轮，一对转子就像一对齿轮一样，由阳转子直接带动阴转子旋转。所以，喷油螺杆压缩机的结构更为简单。9.3技术参数9.3.1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。所以，在各种类型的螺杆压缩机中，都尽量采用各具特色的“带”密封线。9.3.2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3/310/11之间，最常用的是3/4、4/5、4/6、5/6、5/7、6/8等。图96示出3/4、4/6、和6/8的三种齿数组合。对于图96a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，可使压缩机具用较高的效率，但其抗弯刚度却较差。在一般的螺杆压缩机中，和阴转子相比，阳转子齿根圆直径都较大，齿也比较宽厚。由于3/4组合形式的阴转子直径很小，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，这种形式多用于压差较小的应用场合，如物料的气力输送、多级压缩机的低压级等，以便发挥其效率较高的优点。另外，由于其转子齿数少、直径小，因此还具有制造成本低、重量轻和尺寸小的优点。与3/4的形式正好相反，对于图96c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。但另一方面，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96b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。应指出的是，在一般的螺杆空气压缩机中，新的不对称型线趋于采用5/6的齿数组合，而在常规的螺杆制冷压缩机中，新的不对称型线则趋于采用5/7的组合形式。实测性能表明，这两种形式在刚度上也是足够的，并且可比4/6组合形式具有更高的效率。图96 不同的转子齿数组合a)3/4组合 b)4/6组合 c)6/8组合9.3.3齿高半径随着转子齿高半径的增大，面积利用系数也增加，但如图97所示，过分大的齿高半径，往往会使阴转子齿根宽度不足，以致加工齿面时，因齿的刚度不足而达不到预期的加工精度。在一般情况下，齿高半径与转子中心距的比值R/A应在0.150.35的范围内。图97 齿高半径对阴转子齿根部宽度的影响9.3.4齿顶高转子齿顶高太大时，过大的泄漏三角形面积会使压缩机的效率降低。当齿顶高不当时，会使作用在阴转子上的合力矩太小，在工况变动时，有可能使合力矩的方向发生改变，从而产生异常的噪声和振动。图98示出了转子齿顶高对压缩机热力性能和动力特性的影响。在一般的双边型线中，齿机高H与转子中心距A的比值H/A应在0.0050.05的范围内。图98齿顶高对压缩机热力性能和矾力特性的影响9.3.5转子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99示出不同阳转子齿顶速度Vm时，压缩机的容积效率v和绝热效率ad随转子啮合间隙的变化情况。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。特别是在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0.01mm，容积效率就要下降1%3%。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）。图99 容积效率和绝热效率与啮合间隙的关系(a) 容积效率与啮合间隙的关系 ； (b) 绝热效率与啮合间隙的关系直线表示v40m/s ; 点划线表示v30m/s ; 虚线表示v20m/s9.3.6转子端面间隙和齿顶间隙在螺杆压缩机中，吸气端面基本不存在压力差，因此吸气端的间隙显得相对无关紧要。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对螺杆压缩机来说非常重要。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。随着加工精度的不断提高，螺杆压缩机转子的排气端面间隙越来越小。在喷油螺杆压缩机中，当排气端面间隙太小时，由于转子端面与排气端板之间油的粘性摩擦损失较大，反而会使压缩机的性能下降。转子排气端面间隙的一般取值范围为0.010.1mm。另外，在螺杆压缩机中，阴阳转子的齿顶与其气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。这种齿顶间隙对螺杆压缩机性能的影响，与排气端面间隙类似，其数值通常也应在0.010.1mm之间。9.3.7压力比和压力差压力比和压力差是影响螺杆压缩机尺寸、重量和性能主要参数，当压力比和压力差太大时，就需采用多级压缩的配置形式。排气温度是限制压缩机压力比的主要因素。例如，在无油螺杆压缩机中，假设从常温、常压下吸入双原子气体，如果压力比为4，则压缩机的排气温度将高达200以上。此时转子的热变形会很大，可能导致转子接触损伤，造成严重事故。而且，过高的排气温度，使整机温度升高，对密封件和润滑系统的工作都会带来不利。所以，无油机器单级的压力比一般应小于4。若压缩介质有易燃、易爆、易裂解、易聚合等特性时，就应根据其特性作更严格的限制。压力差也是限制压力比提高的又一重要因素，在无油机器的高压级或增压螺杆压缩机中，虽然压力比一般小于2，因而气体压缩终温并不算高，但这时吸、排气压力差值却很大。在喷油螺杆压缩机中，喷入的油起着极其良好的内冷却作用，级的压力比通常为810，个别高达20以上，但排气温度也不超过110。在以上两种情况下，往往转子随高压差的作用，转子的刚度会明显不足，使转子产生不允许的机械变形，严重时会出现啮合部位咬死等事故。同时，轴承的运转带来不利。此外，高的压差使气体的泄漏量大为增加，容积率随之降低。螺杆压缩机所能承受的压力差，主要取决于转子长径比和阴阳转子的齿数组合。对于常用的阴阳转子齿数分别为6和4压缩机，当长径比2.2时，只能承受1.0MPa的压差。当长径比减小为1.1时，就能承受3.5 MPa的压差。当阴阳转子的齿数分别增大到8和6时，转子长径比为1.1的螺杆压缩机所能承受的压差就可达到5.0 MPa。9.3.8排气压力和吸气压力螺杆压缩机可以达到的排气压力主要取决于其机体结构、转子长径比及所用材料等因素。对于阴阳转子齿数分别为6和4的压缩机，当转子长径比为1.65，机体材料为普通灰铸铁时，可以达到2.5 MPa的排气压力。若将转子长径比减小1.1，机体材料变为球墨铸铁或铸钢时，就可以达到4.5MPa的排气压力。近年来在开发高压喷油螺杆压缩机方面已取得了较大的进展，已有机器能达到9.0MPa排气压力。作为一种新型工艺流程压缩机，这种高压喷油螺杆压缩机已获得了越来越广泛的应用，特别适合于天然气的管道输送和各种化工流程。螺杆压缩机既可作为真空泵，又可作为多级压缩机的高压级，因此其吸气压力可以在很大的范围内变化。但螺杆压缩机通常都具有固定的内容积比，当吸气压力升高时，其内压缩终了压力可能会远远大于实际的排气压力，从而导致各种故障的产生。所以螺杆压缩机的最大吸气压力应根据其所能承受的排气压力、内容积比以及被压缩介质进行确定。在一般情况下，螺杆压缩机的吸气压力应小于3.0 MPa。9.3.9齿顶速度和转速转子齿顶圆周速度是影响螺杆压缩机尺寸、重量、效率及传动方式的一个重要因素。习惯上，常用阳转子齿顶圆周速度值来表征。提高齿顶速度，压缩机的重量及外形尺寸指标均将得到改善，通过压缩机各间隙处的气体相对泄漏量将会减少，同时也就提高了压缩机的容积效率和绝热效率。与此同时，它使气体在吸排气孔口及齿间容积内的流动损失、转子摩擦损失、鼓风损失、喷油机器的击油损失相应增加，致使绝热效率降低。从理论上讲，只在某一最佳齿顶速度下，总损失最小，其时压缩机效率取得最高值。实际上，最佳齿顶速度的具体数值受众多因素的影响，它与转子型线、运行方式、压力差、压力比、容积流量、气体性质、间隙等因素有关。此外，机器结构、气体流动表面的粗糙度等，也对最佳齿速度值有影响。无油螺杆压缩机的转子齿顶速度对压缩机绝热效率的影响如图9-10所示，转子齿顶速度的范围大约为50100m/s。这个齿顶速度范围并不是从机械方面考虑而作出的限制，如果齿顶速度超出这个范围，并不会产生机械破坏和失效，但将导致压缩机效率降低，噪声和振动增大。图910 无油螺杆压缩机齿顶速度对绝热效率的影响1有泄漏、无摩擦 ； 2有摩擦、无泄漏； 3有摩擦、有泄漏在喷油螺杆压缩机中，转子齿顶速度所受到的限制，在原理上是与无油螺杆压缩机一样，只是具体数据的大小不同。由于油在压缩机内可以起到有效的密封作用，使泄漏量减小，因此保持相同效率所需的最低速度也会相应降低。另一方面，喷入的油在随转子快速转动的同时，转子之间及转子齿顶与机壳之间，都会产生一定的粘性摩擦损失。这些损失随着齿顶速度的提高而增大，效率也随之降低。因此，喷油螺杆压缩机齿顶速度的最大值也要相应减少。在喷油螺杆压缩机设计中，齿顶速度的取值范围通常为1050m/s。另外，螺杆压缩机的最佳齿顶圆周速度还与被压缩气体的种类有关。对于重气体介质，其声速较低，因此泄漏量相对较少，可采用较低的齿顶速度。对于轻气体介质，由于其声速度高，因此泄漏的影响相对较大，需采用较高的齿顶速度。齿顶速度确定后，转速也随之而定。容积流量相同时，不对称型线的转速远低于对称型线的转速。通常，喷油机器的转速范围为70010000r/min，无油机器的转速范围为300020000r/min。在一些螺杆压缩机中，机器的转速还会受到轴承、轴封、齿轮或传动带等的限制。当这些零部件所能承受的最高速度低于压缩机效率所限制的最高转速时，便要给予优先考虑。9.4结构特点9.4.1机体机体是螺杆压缩机的主要部件。它由中间部分的气缸及两端的端盖组成。为了制造方便，转子直径较小时，常将排气侧端盖或吸气侧端盖与气缸铸成一体，制成带端盖的整体结构，转子顺轴向装入气缸。在较大的机器中，气缸与吸气和排盖端盖常常是分开的。有的大型螺杆压缩机还在转子轴线平面设水平剖分面，这种结构便于机器的拆装和间隙的调整。具有吸气通道或排气通道的端盖，有整体式结构的，也有中分式结构的。通常端盖内置有轴封、轴承，有的端盖同时还兼作增速齿轮或同步齿轮的箱体。如前所述，螺杆压缩机中气体的流动大致呈对角线方向。但是，在外形上吸、排气通道却不一定按对角线方向布置，它可按机组尺寸和附属设置进行配置。只要通过适当安排转子的螺旋旋向和机体上的吸排气孔口，几乎可以在任何位置安排吸、排气通道。对吸、排气通道的要求是平滑过渡和流速低。以期减少流动的损失。气体在吸、排气通道的流速范围通常为2835m/s。如图911所示，吸气端的机体可以设计成让吸入气体从顶部或底部进入，沿径向进入机体。如果需要，当然也可以采用轴向吸气。与吸气类似，排气也可设计在机体的顶部或底部，可采用轴向或径向排气。实际中采用何种布置方案，往往视总体设计及产品系列化的要求而定。图911 机体上吸排气通道的布置干式螺杆压缩机的气缸及排气侧端盖通常制成双层壁结构，夹层内通以冷却水或其它冷却液体，以保证气缸的形状不发生改变。在排气温度小于100的情况下，机体并不需要专门的冷却装置，向空气的散热即足以保证机体几何尺寸不发生改变，故也可采用单层壁结构。但为了增强自然对流冷却效果，要在外壁上顺气流方向设有冷却翅片。另外，这种冷却翅片还可使机体的刚性增加。喷油螺杆压缩机的机体多采用如图912所示的单层结构。在这种结构中，转子包含在机体中，机体的外侧即为大气。为给进气和排气留下气体流动的空间，机体需向外作必要的延伸。在螺杆空气压缩机中，这样的结构强度已足够，因而不需要进一步的加强措施。对制冷和工艺压缩机，由于它们工作在压力较高的工况下，因而必须以加强肋的形式对机体外部进行加强，以避免发生变形或开裂。 图912 单层壁结构机体喷油螺杆压缩机的机体有时也采用如图913所示的双层壁结构。在该结构中，外壁为随全部压力的密闭壳，由于它是圆柱形的，因而并不会因压力而产生变形，也就不需要特别的加强措施。另外，外壁还承受着联接法兰的负荷，使之不会传递到内部转子的气缸体上。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，用于低压力工况时，它也具有上述其它优点。图913 双层壁结构机体特别是在如图914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。为此，在机体的外表面、底座，甚至在吸、排气通道内合理布置加强肋，以确保气缸、轴承、轴封等部分的同心度、平行度，以保证转子高速旋转之需要。 图914 封闭式压缩机的双层壁结构机体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。另外，普通灰铸铁可用于空气等惰性气体，铸钢或球墨铸铁可用于碳氢化合物和一些轻微腐蚀性气体。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。对于腐蚀性气体介质，也可采用在普通铸铁材料上喷涂或刷镀一层防腐材料的方法，达到防腐的目的。9.4.2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图9-15（a）。而当转子直径大于350mm时，为节省材料和减轻重量，转子常采用组合式结构图9-15（b）、（c）、（d）。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9-16所示为一种无油压缩机转子内部冷却系统图。 图915 转子结构图916 转子冷却系统在螺杆压缩机中，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917所示。密封齿数及其位置，有多种形式。以阴转子为例，图918中示出、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917中A-A、B-B剖视图所示。这种密封齿可与转子作为一体，也可以镶嵌在铣制的窄槽内。大多数的干式螺杆式压缩机转子齿顶设有密封齿，其目的是使压缩机在实际运行工况下间隙尽可能小。由于这些密封齿的横截面积很小，因而能在不产生太多热量的情况下，在刚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。从而使压缩机在工作时，能保持非常小的均匀间隙，使泄漏量尽量减少。图917 转子密封齿 图918 密封齿形式从上面的分析可知，当干式螺杆压缩机被逐步加载到额定的运行工况和相应的排气温度时，可以得到压缩机在该工况下的最高效率。当压缩机在更高排气温度下运行一段时间后，再在低排气温度工况下运行时，压缩机的效率将降低一些。这是因为密封齿在过高的温度下会产生更多的磨损，从而导致运行在较低温度工况时，泄漏量增大。另外，非正常情况下，这些密封齿还能起到应急保护作用。如当转子振动、轴承损坏，致使转子与气缸接触时，密封齿可防止引起大面积的咬伤，避免出现严重事故。齿顶密封齿的设置，会导致螺杆压缩机的泄漏三角形面积增大。另外，齿顶和端面密封齿的设置，还给加工带来了困难，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。当螺杆压缩机转子型线的齿顶圆附近截面足够小时，型线本身就可以起到齿顶密封齿的作用。螺杆压缩机转子的毛坏常为锻件，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（0.051.0）N·m，可近似地取作（0.10.2）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。9.4.3轴承在螺杆压缩机的转子上，作用有轴向力和径向力。轴向力是由于转子两侧所受压力不同而产生的，其大小与转子直径、长径比、内压比及运行工况有关，由于转子一端是吸气压力，另一端是排气压力，再加上内压缩过程的影响，以及一个转子驱动另一转子等因素，便产生了轴向力。轴向力的大小是转子直径、内压比及运行工况的函数。另外，由于内压缩的存在，排气端的径向力要比吸气端大。由于转子的形状及压力作用面积不同，两转子所受的径向力大小也不一样，实际上阴转子的径向力较大。轴向力之间的差别比径向力的差加别大得多，阳转子所受轴向力大约是阴转子的四倍。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。向心轴承分为球轴承和滚子轴承，包括深沟球轴承、角接触球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承和圆锥滚子轴承。滚动轴承游隙小，摩擦损耗小，维护也比较简单，有利于提高压缩机的效率。但这些轴承都有一个工作寿命，它是根据轴承的负荷、速度、结构材料、温度和润滑状况而计算出来的数值。此外，由于每个轴承内的所有工作元件并不是绝对均匀的，因而，一个滚球或滚柱稍微比其它滚珠或滚柱大一点，就会承受大部分的载荷 ，从而使之很快失效。同样，如果某个元件比其它元件稍小，它就会承受很少的载荷，从而其它组件承受的载荷增大，导致它们寿命的降低。在滚动轴承的寿命计算中，考虑了上述的所有因素。它是对大量工作在额定工况下的轴承寿命作数值统计后，得出的统计平均值。因而有的轴承寿命会比计算寿命长，有些会比计算寿命短。描述滚动轴承寿命值的标准方法为“L10”寿命，它通常用运行小时数来表示，但当运行速度是变化的时候，也可用转数来表示。这个数值很容易被误解，它并不是所有的轴承所能持续的寿命，而是10%的轴承发生失效时的寿命值，L10中的10也即此意。因此，螺杆压缩机采用滚动轴承时，一般应使选用轴承的计算寿命为50000h以上，以保证在合理的工作时间内，很少发生轴承失效的故障。滚动轴承的承载能力随轴承直径的增大而增大，但是它没有轴向载荷随转子直径的增大速度快。这意味着在中小型螺杆压缩机中，滚动轴承的寿命较长。在大型螺杆压缩机中，由于寿命太短，有时不宜采用滚动轴承。滑动轴承又称为流体动力轴承，是指轴被油膜支撑起来。轴承内油膜的形式取决于轴承的结构形状。既然轴运行在油膜之上，因而也不存在机械磨损部件，也无所谓轴承寿命。所以，只要轴承被充以适当粘度和品质的润滑油，工作在适当的压力和温度下，并且油被很好的过滤，滑动轴承将永远工作下去。另外很重要的一点是，这类轴承不易受速度变化的影响。但滑动轴承的加工和装配都不及滚动轴承方便，较大的游隙也要求压缩机的各处间隙增大，导致泄漏量增多，压缩机效率降低。在螺杆压缩机应用中，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，以便得到高的安装精度，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。无油螺杆压缩机工作在中压或高压工况里，滚动轴承的计算寿命往往较低，因此无油螺杆压缩机的轴向或径向轴承有时也采用滑动轴承。在喷油螺杆空气压缩机中，由于轴向力及径向力都不大，故都采用滚动轴承。承受轴向力的轴承放在排气端，以获得最小的排气端面间隙。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。在一些机器中，也用一对背靠背安装的圆滚子轴承或角接触球轴承同时承受径向和轴向载荷。螺杆制冷和工艺压缩机的载荷可以比空压机小得多，也可能比它大得多，这是因为这类压缩机的吸气压力及排气压力的变化范围都非常大。在小载荷的螺杆制冷和工艺压缩机中，特别是半封闭螺杆制冷压缩机和普通的螺杆制冷压缩机中，都采用滚动轴承承受径向力和轴向力，并对转子进行准确的定位，从而使各处泄漏间隙减少到最小，使压缩机的效率得到提高。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，往往采用滑动轴承，值得指出的是，虽然螺杆压缩机中的径向力无法消除，必须全部由轴承来承受，但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，也可由高压气体来提供所需压力。由于轴向力不一样，两转子所用的平衡活塞直径也不一样，或者有时只在阳转子上设平衡活塞。图919所示为一个油压平衡活塞的结构。图919 油压平衡活塞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。故通常采用平衡活塞的结构，从而使轴向轴承仍可采用滚动轴承，而径向力则还是由重载巴氏合金制做的滑动轴承来承担，图920示出这种形式。图920 滑动轴承和滚动轴承的组合结构对于大型制冷和工艺压缩机，排气端面间隙就显得不那么重要了。因为对于给定的长径比，泄漏通道的面积与转子直径成正比，而齿间容积则与转子直径的平方成正比。所以，大型喷油螺杆制冷和工艺压缩机，多采用滑动轴承作为轴向推力轴承。由于不存在寿命问题，承载能力也较大，此时一般不需要轴向力平衡活塞。9.4.4轴封1.无油螺杆压缩机轴封在无油螺杆压缩机中，压缩过程是在一个完全无油的环境中进行的，这就要求在压缩机的润滑区与气体区之间设置可靠的轴封。轴封不仅需要能在高圆周速度之下有效的工作，并且必须有一定的弹性，以适应采用滑动推力轴承时转子可产生的轴向移动。另外，轴封的材料还必须能耐压缩机所压缩气体的化学腐蚀。目前，无油螺杆压缩机的轴封主要有石墨环式、迷宫式和机械式三种。图921示出最常用的石墨环式油封，这种轴封包括一组密封盒，密封盒的数量随密封压力的不同而不同，一般为45个，且排气侧的密封盒数多于吸气侧的密封盒数。石墨环4在轴向靠波纹弹簧2压紧在密封盒5和保护圈1的侧面上，以防止气体经石墨环的两侧面泄漏。图921 石墨环式轴封1.保护圈 2.波纹弹簧 3.引气环 4.整圈石墨环 5.密封盒石墨环式轴封的密封环由摩擦系数较低的石墨制成，由于石墨具有良好的自润滑性，即使石墨环与轴颈接触也无妨碍。为了保证强度和使环孔的热膨胀率与转子轴材料的热膨胀率相同，在密封环上往往还装有钢制支撑环。这样，就可使密封环和轴之间的间隙很小，以达到好的密封效果，并且在一个宽的工作温度范围内也可正常工作。石墨环式轴封采用环状波纹弹簧，把密封环压向密封表面，以防止气体经石墨环的两侧面泄漏。当轴的旋转中心发生变化时，借助于环孔和弹簧的作用，密封环也移动到新的位置并保持在这一位置，从而防止了磨损现象的产生。气体经石墨环式轴封的泄漏量与间隙值、压差、密封环数目有密切的关系。除了高压场合以外，通过四道轴封环联合作用的气体泄漏量将少于0.4%。当然，如果向轴封内充入气体，压缩机的气体泄漏量将为零。图922所示为无油螺杆压缩机中采用的迷宫式轴封。在这种轴封中，密封齿和密封面之间有很小的间隙，并形成曲折的流道，使气体从高压侧向低压侧流动产生很大的阻力，以阻止气体的泄漏。密封齿可以做在轴上，与轴一起转动，也可以做成具有内密封齿的密封环，固定在机体上。多数情况下，密封齿是加工在与轴固定的一个轴套上，当密封齿损坏时便于更换。图922 迷宫式轴封在无油螺杆压缩机中，无论采用石墨式轴封，还是迷宫式轴封，密封单元之间的引气孔都可以有多种形式。如果被压缩气体可漏入大气，例如空气、氮气或二氧化碳等，则所有密封单元可以连续布置，只是最后一个通向大气。如果被压缩气体有毒、易燃、易爆或十分贵重，则可将泄漏的气体引回至吸气管。有时还可用压力稍高于压缩机内气体压力的惰性气体充入轴封内，以阻止高压气体向外界泄漏。当无油螺杆压缩机的转速较低时，还可以采用如图923所示的有油润滑的机械密封，这种轴封工作可靠、密封性好。然而，这种轴封需要少量的润滑油流过密封表面，这些润滑油可能会混入所压缩的气体中。如果所压缩气体不允许有这种少量的污染，则需在轴封和压缩机腔之间开一个排油槽。在无油螺杆压缩机的工作转速下，采用有油润滑的机械密封时，所消耗的功是比较大的。在许多场合，单个轴封的摩擦功耗就可以达到数千瓦。而无油螺杆压缩机中，要采用四个轴封，因而必须考虑轴封的功耗这一因素。虽然螺杆压缩机对被压缩气体中带有液体不敏感，但如果有大量的液体长时间进入无油螺杆压缩机，需要注意轴封的效果。在液体存在的情况下，轴封会与轴一起旋转，产生磨损，液体会顺着轴与轴封间的间隙流入到润滑区域，破坏润滑油的特性，影响轴承及齿轮的正常润滑。图923 无油螺杆压缩机的机械式轴封2.喷油螺杆压缩机的轴封喷油螺杆压缩机中有两种不同的轴封：（1）与压缩腔紧邻的转子轴段的轴封，特别是在排气端，这种轴封更为重要；（2）伸出压缩机端盖外的轴段也必须有轴封，与大气隔开。由于压缩介质和运行工况的不同，喷油螺杆空气压缩机的轴封与螺杆制冷和工艺压缩机的轴封有很大的不同。 （1）喷油螺杆空气压缩机轴封 这类压缩机都采用滚动轴承，为了防止压缩腔的气体通过转子轴向外泄漏，必须在排气端的转子工作段与轴承之间加一个轴封。这种轴封形式可以非常简单，如图924所示，只要在与轴颈相应的机体处开设特定的油槽，通入具有一定压力的密封油，即可达到有效的轴向密封。在螺性压缩机正常工作时，吸入端的转子工作段与轴承之间几乎没有压差，当利用吸气节流的方式调节压缩机的气量时，此处也仅可能会有一个大气压力的压差。所以，在吸气端的转子工作段与轴承之间，只用间隙密封就能满足要求，没有必要再提供密封油。图924 转子排气端轴封示意图喷油螺杆空气压缩机转子的外伸轴通常都设计在吸气侧，只有在利用吸气节流的方式调节压缩机的气量时，外伸轴上的轴封两侧才可能会有一个大气压力的压差。但由于此处的轴封必须防止润滑油的漏出和未过滤空气的漏入，故在小型空压机中，通常采用简单的唇形密封。在大中型空压机中，往往采用如图925所示的有油润滑机械密封。 图925 螺杆空气压缩机转子外伸轴处的轴封（2）喷油螺杆制冷和工艺压缩机的轴封 当喷油螺杆制冷和工艺压缩机采用滚动轴承受径向力时，其转子工作段与轴承之间的轴封，可采用与前述螺杆空气压缩机相同的结构。采用滑动轴承承受径向力时，滑动轴承本身就自动起到了轴封的作用。但必须给滑动轴承提供压力高于所密封气体压力的润滑油，以使轴承沿长度方向布满油，有