LG-70干式螺桿真空泵設(shè)計(jì)論文

1、目錄中文摘要.1英文摘要.21 緒論.3 1.1螺桿真空泵介紹.3 1.2國(guó)內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r.32 螺桿泵的設(shè)計(jì)與計(jì)算.5 2.1轉(zhuǎn)子型線選擇.5 2.2電機(jī)及聯(lián)軸器的選擇.10 2.3螺桿幾何參數(shù)的計(jì)算.12 2.4傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì).13 2.5陽(yáng)轉(zhuǎn)子階梯軸設(shè)計(jì).15 2.6軸承選擇.162.7機(jī)械密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).192.8進(jìn)氣口及排氣口設(shè)計(jì).20 2.9泵腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).202.10吸氣端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).21 2.11排氣端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).223 Pro/E三維建模及干涉分析.23 3.1螺桿轉(zhuǎn)子建模.23 3.2螺桿泵三維裝配.243.3螺桿轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)仿真及干涉分析.254 ADAMS轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡分析及優(yōu)化.26

2、結(jié)論.29致謝.30參考文獻(xiàn).31LG-70干式螺桿真空泵設(shè)計(jì)摘 要：本文設(shè)計(jì)了一種單頭等螺距凹齒面干式螺桿真空泵。根據(jù)螺桿嚙合原理，采用內(nèi)凹齒面型線的轉(zhuǎn)子，有效地解決了螺桿泵運(yùn)行過(guò)程中轉(zhuǎn)子之間發(fā)生齒面干涉的問(wèn)題，同時(shí)也實(shí)現(xiàn)了完全密封，最大限度地降低了吸氣腔前后級(jí)之間的泄漏。使用彈性套柱銷聯(lián)軸器，在緩沖減震的同時(shí)提高電機(jī)軸與螺桿的對(duì)中性。在排氣端蓋和泵腔之間采用機(jī)械密封，防止了排氣端蓋中的潤(rùn)滑油進(jìn)入到泵腔中而污染真空環(huán)境。為了降低泵排氣口溫度，在泵腔上改善冷卻水通道的同時(shí)也在其臨近排氣端的一側(cè)開(kāi)設(shè)冷卻氣體通道，從而達(dá)到雙重冷卻效果。最后利用三維軟件對(duì)本次設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行整體建模并檢查干涉，在分析軟

3、件中對(duì)單個(gè)轉(zhuǎn)子進(jìn)行動(dòng)平衡分析，經(jīng)過(guò)反復(fù)修改模型，在泵的降噪減震方面取得優(yōu)化，縮短了實(shí)際中產(chǎn)品的生產(chǎn)周期。關(guān)鍵字：干式螺桿真空泵；凹齒面型線；機(jī)械密封；雙重冷卻；動(dòng)平衡分析Abstract: This article designed a kind of single thread and fixed pitch screw vacuum pump. Based on principle of screw meshing, concave tooth surface profile of the rotor is used. It can effectively remove the inter

4、ference between the tooth surface of the two rotors when they are working. Also it can actualize to airproof completely so that the leakage between two stages of the pump is reduced farthest. Due to pin coupling with elastic sleeves is used, the shock absorption and the centering between the rotor a

5、nd the motor shaft are both improved. At the same time, mechanical seal is used for preventing the oil which is in the exhaust end cap to enter into the vacuum environment. In order to reduce the temperature of the gas in the exhaust port, cooling gas passage near the discharge end side of the pump

6、chamber is opened while improving cooling water passage on the pump chamber, so as to achieve a double cooling effect. Finally, through using the three-dimensional software, the overall model for this design of the structure is got, and it is checked for the interference. By using the analysis softw

7、are, the dynamic balance analysis on the single rotor is done，after repeatedly modify the model, the noise damping achieved optimization, and reducing the production cycle in actual products.Keywords: dry screw vacuum pump; concave tooth profile; mechanical seal; double cooling; dynamic balance anal

8、ysis1 緒論1.1 螺桿真空泵簡(jiǎn)介螺桿真空泵能夠進(jìn)行抽排氣的原理是其通過(guò)一對(duì)螺桿轉(zhuǎn)子在泵腔中進(jìn)行同步反向高速旋轉(zhuǎn)，將氣體從進(jìn)氣口輸送到排氣口。因此在螺桿真空泵中，轉(zhuǎn)子的作用就顯得尤為重要。通常螺桿泵在進(jìn)行裝配時(shí)都要經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡校正后再裝進(jìn)泵腔中，且其兩端由軸承來(lái)支撐。轉(zhuǎn)配時(shí)轉(zhuǎn)子與轉(zhuǎn)子之間要預(yù)留一定的間隙，使在泵運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中既不會(huì)發(fā)生干涉也不會(huì)有過(guò)大的泄漏,也正如此所以螺桿泵在運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，保證真空環(huán)境清潔方面相較于油封式真空泵有很大的優(yōu)勢(shì)。泵的整體性能、運(yùn)行的平穩(wěn)及制造成本是直接由螺桿轉(zhuǎn)子型線決定的。其中單頭等螺距梯形內(nèi)凹型線為最常用的型線之一，其擁有優(yōu)秀地綜合性能，良好的密封性能以及較大的

9、容積利用系數(shù)，并且有效地解決了轉(zhuǎn)子的齒面干涉問(wèn)題1。美國(guó)、德國(guó)、日本、中國(guó)臺(tái)灣都是較早對(duì)螺桿真空泵進(jìn)行研制工作的國(guó)家和地區(qū)，其研究的最初是為了將螺桿真空泵應(yīng)用于液晶顯示器制造業(yè)和半導(dǎo)體工業(yè)。而現(xiàn)在，干式螺桿真空泵已經(jīng)廣泛應(yīng)用于核能、電子、醫(yī)藥、化工、食品工業(yè)等領(lǐng)域。在核工業(yè)中用于核工業(yè)及核反應(yīng)堆的真空獲得；在半導(dǎo)體工業(yè)中可用于制造液晶顯示器、生產(chǎn)芯片、蝕刻、生產(chǎn)PLASMA的CVD制程；在醫(yī)藥工業(yè)中用于回收藥液及藥物中間體，為人造器官生產(chǎn)提供清潔無(wú)菌條件，回收氣體消毒劑；在化工上用于溶劑萃取及真空蒸餾以高效回收溶劑，在肪酸生產(chǎn)中用于消除水污染，清除噴射器中的阻塞物；在食品工業(yè)中用于香精、香料濃

10、縮、食品包裝等2。1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r在國(guó)外有很多關(guān)于螺桿真空泵的研究，例如日本T.Ohbayashi 等人通過(guò)對(duì)螺桿泵的抽速、漏率及流量的分析找出對(duì)應(yīng)的平衡點(diǎn)，以此確立一種預(yù)先評(píng)估螺桿真空泵性能的方法3。日本DIAVAC公司開(kāi)拓了增壓螺桿真空泵的應(yīng)用前景。英國(guó)Rietschle 有限公司根據(jù)螺桿壓縮機(jī)原理設(shè)計(jì)出了一種雙螺桿干式真空泵，采用了許多新技術(shù)，并已用于批量生產(chǎn)。2002年美國(guó)Tuthill 真空設(shè)備有限公司推出一款用于氣體處理的新型干式螺桿真空泵，該型號(hào)螺桿泵采用了可變嚙合設(shè)計(jì)，相比與其他種類的真空泵降低約為30%耗能。2003年普旭的無(wú)油螺桿真空泵系列通過(guò)了應(yīng)用材料公司在美國(guó)實(shí)驗(yàn)

11、室的測(cè)試。之后于2004普旭年推出了表面經(jīng)過(guò)特別強(qiáng)化的螺桿真空泵4。在國(guó)外，對(duì)螺桿干式真空泵的生產(chǎn)有很多家廠商，如德國(guó)的萊寶和普旭公司、Sterling公司、英國(guó)Rietschle Thomas 公司、愛(ài)德華公司等，其所生產(chǎn)的螺桿泵已大量投放市場(chǎng)，并廣泛用于電子半導(dǎo)體，中央空調(diào)，醫(yī)藥，石油化工等各種行業(yè)。國(guó)內(nèi)從事干式螺桿真空泵研究的有南通威特真空設(shè)備有限公司，東北大學(xué)，長(zhǎng)沙鼓風(fēng)機(jī)廠等單位，這些單位都對(duì)干式螺桿真空泵進(jìn)行過(guò)研究,但均未投入規(guī)模生產(chǎn)中。由于各國(guó)都對(duì)自己的螺桿泵技術(shù)保密，我國(guó)在螺桿泵的設(shè)計(jì)方面依然有很多技術(shù)難題沒(méi)有解決。在實(shí)際的螺桿泵加工制造上，依然局限于我國(guó)的生產(chǎn)設(shè)備落后及加工條件

12、不滿足要求，生產(chǎn)的螺桿泵精度不高 。本文的目的為對(duì)螺桿真空泵的整體進(jìn)行設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)螺桿泵各個(gè)零件的優(yōu)化選擇，改進(jìn)目前市場(chǎng)上國(guó)產(chǎn)螺桿泵存在的一些不足，例如噪聲大、振動(dòng)大等。提高泵性能的同時(shí)節(jié)約成本，擴(kuò)大國(guó)產(chǎn)螺桿真空泵在國(guó)內(nèi)市場(chǎng)所占份額。2 螺桿泵的設(shè)計(jì)與計(jì)算2.1 轉(zhuǎn)子型線選擇 2.1.1 轉(zhuǎn)子型線要素(1)型線方程轉(zhuǎn)子型線方程為一定的坐標(biāo)系中，轉(zhuǎn)子各點(diǎn)坐標(biāo)的數(shù)學(xué)表達(dá)式。對(duì)于多齒型線，其又分為螺旋齒面和端面型線，轉(zhuǎn)子軸線垂直面與轉(zhuǎn)子齒面的截交線稱為轉(zhuǎn)子端面型線，且端面型線作螺旋運(yùn)動(dòng)就會(huì)形成螺旋齒面。而單齒型線一般情況下直接給出齒面方程。(2)面積利用系數(shù)轉(zhuǎn)子型線的面積利用系數(shù)是用來(lái)表征轉(zhuǎn)子最大直徑

13、范圍內(nèi)總面積利用程度的參數(shù)，通常用符號(hào)K表示。面積利用系數(shù)可由轉(zhuǎn)子端面型線方程通過(guò)相應(yīng)數(shù)學(xué)運(yùn)算得到。面積利用系數(shù)越大，表示在相同的轉(zhuǎn)子直徑條件下，該型線端面用于抽氣的面積越大，型線也就更優(yōu)良。(3)幾何抽速轉(zhuǎn)子型線的幾何抽速指泵在按額定轉(zhuǎn)數(shù)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，單位時(shí)間所排除的幾何容積，以符號(hào)Sth表示。轉(zhuǎn)子型線的幾何抽速可用式2-1表示 Sth=2Kvzn/60 (2-1)式中 K轉(zhuǎn)子型線面積利用系數(shù)；v陰陽(yáng)螺桿一對(duì)齒的齒間容積(L)；z轉(zhuǎn)子齒數(shù)；n轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速(r/min)幾何抽速是評(píng)價(jià)轉(zhuǎn)子型線優(yōu)劣的重要因素，在相同的參數(shù)下，幾何抽速越大，就表示泵的抽氣能力越高。(4)泄漏三角形多齒轉(zhuǎn)子端面型線的頂點(diǎn)，通常

14、不與泵腔內(nèi)壁接觸，因此在轉(zhuǎn)子頂點(diǎn)和泵腔的內(nèi)壁之間，會(huì)形成一個(gè)空間曲邊三角形，于是便將其稱為泄漏三角形。對(duì)于單齒型線，其泄漏三角形主要存在于主從動(dòng)轉(zhuǎn)子導(dǎo)程之間的齒側(cè)。氣體一般通過(guò)泄漏三角形從壓力較高的齒間容積，泄漏到壓力較低的鄰近齒間容積，若要減小氣體的泄漏就要盡量減小泄漏三角形的面積。2.1.2 轉(zhuǎn)子型線設(shè)計(jì)原則(1) 轉(zhuǎn)子型線應(yīng)滿足嚙合要求。螺桿泵中陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的型線必須為滿足嚙合定律的共扼曲線，使其不論在任何位置經(jīng)過(guò)型線接觸點(diǎn)的公法線也必須經(jīng)過(guò)節(jié)點(diǎn)。(2) 轉(zhuǎn)子型線的面積利用系數(shù)應(yīng)盡可能大。因?yàn)檩^大的面積利用系數(shù)會(huì)使泄漏量占的份額相對(duì)減少，從而抽氣效率得到提高。(3) 轉(zhuǎn)子型線所形成的泄漏三

15、角形面積應(yīng)較小。型線設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使轉(zhuǎn)子的泄漏三角形面積盡量小從而減少氣體泄漏。(4) 轉(zhuǎn)子型線形成的連續(xù)接觸線長(zhǎng)度應(yīng)較短。所謂接觸線,是指陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子嚙合時(shí)，兩轉(zhuǎn)子齒面相互接觸而形成的空間曲線。泵在實(shí)際運(yùn)行中，為保證轉(zhuǎn)子間無(wú)摩擦，齒面之間保持一定的間隙。因此，理論上的接觸線便轉(zhuǎn)化為實(shí)際中的間隙帶。為了減少氣體通過(guò)間隙帶的泄漏量，則要求縮短轉(zhuǎn)子間的接觸線長(zhǎng)度。從制造加工和運(yùn)轉(zhuǎn)角度考慮，則要求轉(zhuǎn)子型線便于加工，具有良好的嚙合特性以及較小的氣體動(dòng)力損失。且在高溫和受力情況下，應(yīng)具有較小的熱變形和彎曲變形。值得指出的是，以上一些因素是相互制約的。如，減小泄漏三角形面積的同時(shí)，就會(huì)加長(zhǎng)型線的接觸線；減少流動(dòng)氣體

16、損失，就會(huì)增大泄漏三角形的面積等。因此應(yīng)根據(jù)實(shí)際要求，綜合考慮各個(gè)型線的設(shè)計(jì)要素，從而確定最佳的設(shè)計(jì)方案。2.1.3 常見(jiàn)轉(zhuǎn)子型線比較(1)雙邊對(duì)稱圓弧型線表1 雙邊對(duì)稱原話型線的組成齒曲線性質(zhì)陰轉(zhuǎn)子齒曲線ABBCCCDDDEEFFG曲線性質(zhì)圓弧擺線點(diǎn)圓弧點(diǎn)擺線圓弧圓弧陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒曲線HIIIJJKKLLKMMN曲線性質(zhì)圓弧點(diǎn)擺線圓弧擺線點(diǎn)圓弧圓弧雙邊對(duì)稱圓弧型線其端面組成曲線各性質(zhì)如表1所示，端面型線如圖2.1所示。其中陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒數(shù)比為6:4，此種型線的優(yōu)點(diǎn)為抽氣效率高，壓縮比大，可以滿足高抽速的要求。其各段曲線的方程可參考文獻(xiàn)5。然而多頭螺桿型線的缺點(diǎn)是齒型線復(fù)雜，加工費(fèi)用昂貴，需使用特制的刀

17、具在專用機(jī)床上加工。圖2.1 雙邊對(duì)稱圓弧型線端面型線(2)單頭變螺距梯形齒轉(zhuǎn)子型線單頭變螺距梯形齒螺桿如圖2.2所示。其導(dǎo)程的變化由變螺距系數(shù)控制。導(dǎo)程大的一端為吸氣口，在轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中封閉腔體積越來(lái)越小，對(duì)氣體進(jìn)行壓縮使其達(dá)到一定壓力并排出。變螺距螺旋部分是由一個(gè)曲邊三角形在圓柱上沿螺旋線掃描得到的，其上齒面曲線是一條由零為起點(diǎn)的二次拋物線所生成的變螺距螺旋線。具體齒面方程可參考文獻(xiàn)6。圖2.2 單頭變螺距梯形齒螺桿嚙合示意圖轉(zhuǎn)子型線采用變螺距，其優(yōu)點(diǎn)為被抽氣體在螺桿輸送過(guò)程中有內(nèi)壓縮作用，從而可降低整體的排氣壓縮功耗，并且對(duì)發(fā)生在排氣口的喘振現(xiàn)象有抑制作用，使泵在工作過(guò)程中趨于平穩(wěn)，減小

18、噪聲。但是其缺點(diǎn)也很明顯，由于轉(zhuǎn)子為變螺距，其加工難度明顯要高于等螺距轉(zhuǎn)子。 (3)單頭等螺距梯形齒螺桿轉(zhuǎn)子型線 單頭等螺距梯形齒的螺桿轉(zhuǎn)子型線是一種工作性能和加工難度均可為使用單位和制造廠家所接受的型線，已被國(guó)內(nèi)外多種型號(hào)的螺桿真空泵采用。如圖2.3所示，具體齒面方程見(jiàn)文獻(xiàn)7。圖2.3 單頭等螺距梯形齒螺桿嚙合示意圖由于齒根圓周的螺旋升角大于螺桿齒頂圓的螺旋升角，所以在螺桿級(jí)齒相互嚙合的區(qū)域中，一個(gè)螺桿的齒跟部分要比另一個(gè)螺桿的齒頂部分上升（或下降）得快，從而可能發(fā)生根切，使兩轉(zhuǎn)子級(jí)齒間出現(xiàn)干涉現(xiàn)象。其干涉深度計(jì)算公式見(jiàn)文獻(xiàn)。(4)單頭等螺距內(nèi)凹轉(zhuǎn)子型線圖2.4 單頭等螺距內(nèi)凹齒螺桿嚙合示意

19、圖為解決梯形齒螺桿嚙合發(fā)生干涉的問(wèn)題，提出了內(nèi)凹轉(zhuǎn)子型線。如圖2.4所示。其消除齒面干涉的原理為：兩螺桿轉(zhuǎn)子相互嚙合的齒面均采用齒面傾角=0的平齒面，并且保持各自齒頂圓嚙合線為等螺距螺旋線，將與之嚙合齒面上的可能發(fā)生干涉的部分全部除去,使齒面成為向內(nèi)凹的等螺距螺旋線共軛曲面。相互嚙合的兩齒面在軸向剖面上非直接封閉即為內(nèi)凹齒面法的齒型的特點(diǎn)。其沿各自的齒頂圓螺旋線構(gòu)成完全共軛嚙合的封閉曲面，在一個(gè)方向上完全消除泄漏三角形，最大限度地降低前后級(jí)之間的泄漏。因此其抽氣效率高，明顯地提高了泵的抽速和極限真空度。圖2.5 內(nèi)凹螺桿轉(zhuǎn)子端面型線內(nèi)凹螺桿轉(zhuǎn)子的端面型線如圖2.5所示。端面型線由四部分組成，A

20、B段為半徑Rt圓弧，其對(duì)應(yīng)角度為1，BC段為生成圓半徑為r0的漸開(kāi)線，其對(duì)應(yīng)角度為2，CD段為半徑為Rr的圓弧，對(duì)應(yīng)的角度為3，DA段為擺線。所有角度均采用弧度制，各段的曲線方程如下8：AB段方程： X=Rtcos Y=Rtsin 01 (2-2) BC段方程： 生成圓半徑為r0的標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線方程為 X= -r0cos+r0sin Y= -r0sin+r0cos 圖2.5中FG段即為上式中的標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線，其起點(diǎn)F坐標(biāo)為（0，-r0），與嚙合圓相交于H點(diǎn)。為保證兩螺桿轉(zhuǎn)子能夠在E點(diǎn)嚙合正確，需將標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線繞坐標(biāo)原點(diǎn)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角，即將H點(diǎn)旋轉(zhuǎn)至與E點(diǎn)重合。角即為標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線半徑為r1時(shí)所對(duì)應(yīng)的角，故 =

21、 -(tan(arcos(r0/r1)-arccos(r0/r1) (2-3) 根據(jù)矢量回轉(zhuǎn)公式，則BC段方程為X= -r0cos(+)+r0sin(+) Y= -r0sin(+)+r0cos(+) (2-4) CD段方程： X=Rrcos Y=Rrsin 1+22 (2-5) DA段方程：兩螺桿上的擺線段的生成圓和基圓具有相同的半徑，均為嚙合圓半徑r1。圖2.5中的DA段以左側(cè)螺桿的嚙合圓為生成圓，右側(cè)螺桿的嚙合圓為基圓而生成的擺線。 X=2r1sin-Rtsin2 Y=2r1cos-Rtcos2 (2-6)這四種螺桿型線各有優(yōu)缺點(diǎn)，多頭螺桿轉(zhuǎn)子雖然能夠有效減小泵的體積和質(zhì)量，但是加工復(fù)雜，

22、根據(jù)制造能力及實(shí)際需要，選擇單頭螺桿轉(zhuǎn)子。對(duì)單頭螺桿型線而言，單轉(zhuǎn)抽速S大小即為齒間容積v，當(dāng)?shù)嚷菥嘈途€導(dǎo)程和變螺距型線吸氣端導(dǎo)程相同時(shí)則兩者的齒間容積也相同，那么在相同的幾何參數(shù)下，等螺距凹齒面型線的齒間容積較大。根據(jù)表2給出的單頭型線螺桿泵幾何參數(shù)可以看出凹齒面型線可以提高抽氣效率9。表2 單頭螺桿泵轉(zhuǎn)子型線幾何參數(shù)的比較泵型號(hào)幾何抽速Sth/(L/s)面積利用系數(shù)K轉(zhuǎn)子內(nèi)外徑比齒間容積v/(L/r)齒間容積提高百分比/%變螺距和等螺距型線凹齒面型線變螺距和等螺距型線凹齒面型線LWZ-811.1011.630.8750.3851.27*1041.33*1044.50LWZ-1518.821

23、9.730.8740.3832.15*1042.26*1044.90LWZ-3036.3138.180.8630.3624.21*1044.42*1044.75LWZ-7084.6789.000.8670.3689.77*1041.00*1032.30綜合考慮干涉、齒間容積、級(jí)間泄漏和泄漏三角形10-11等因素，本次設(shè)計(jì)中選擇單頭等螺距凹齒面型線螺桿。2.2 電機(jī)及聯(lián)軸器的選擇2.2.1 電機(jī)選擇根據(jù)設(shè)計(jì)要求，此型號(hào)螺桿泵抽速S=70L/s。選取電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n=2900 r/min，功率P=7.5 kw。電機(jī)型號(hào)為Y132S2-2。電機(jī)基本參數(shù)如下：同步轉(zhuǎn)速 3000 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 2

24、900 r/min額定功率P=7.5 kw 質(zhì)量 70 kg軸伸直徑 38 mm 軸伸長(zhǎng)度 80 mm軸伸鍵寬 10 mm 軸伸鍵深 5 mm2.2.2 聯(lián)軸器選擇根據(jù)聯(lián)軸器對(duì)各種相對(duì)位移有無(wú)補(bǔ)償能力可分為剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器。撓性聯(lián)軸器又可按照是否具有彈性元件分為無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個(gè)類別。（1）剛性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)。常見(jiàn)剛性聯(lián)軸器有套筒式和凸緣式等。凸緣式聯(lián)軸器是把兩個(gè)帶有凸緣的半聯(lián)軸器用普通平鍵分別與兩軸連接，然后用螺栓把兩個(gè)半聯(lián)軸器連成一體，以傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)矩。凸緣式聯(lián)軸器的材料可用灰鑄鐵或碳鋼，重載時(shí)或圓周速度大于30m/s時(shí)應(yīng)用鑄鋼或鍛鋼。凸緣式聯(lián)軸器對(duì)

25、兩軸對(duì)中性的要求很高，當(dāng)兩軸有相對(duì)位移存在時(shí)，就會(huì)在機(jī)件內(nèi)引起附加載荷，使工作情況惡化，這就是它的缺點(diǎn)。但其構(gòu)造簡(jiǎn)單、成本低、可傳動(dòng)較大轉(zhuǎn)矩。（2）無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)。這里以十字滑塊聯(lián)軸器為例。滑塊聯(lián)軸器由兩個(gè)在端面上開(kāi)有凹槽的半聯(lián)軸器和一個(gè)兩面帶有凸牙的中間盤組成。因凸牙可在凹槽中滑動(dòng)，故可補(bǔ)償安裝及運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)兩軸間的相對(duì)位移。因半聯(lián)軸器與中間盤組成移動(dòng)副，不能發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，故主動(dòng)軸與從動(dòng)軸的角速度應(yīng)相等。但在兩軸間有相對(duì)位移的情況下工作時(shí)，中間盤會(huì)產(chǎn)生很大的離心力，從而增大載荷及磨損。（3）有彈性元件的撓性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)。以彈性套柱銷聯(lián)軸器為例。彈性套柱銷聯(lián)軸器與凸緣聯(lián)軸器相似

26、，只是用套有彈性套的柱銷代替了連接螺栓。因?yàn)橥ㄟ^(guò)蛹狀的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振。這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，成本低，但彈性套易磨損，壽命較短。它適合于連接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或啟動(dòng)頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。根據(jù)螺桿泵對(duì)軸對(duì)中性要求高的特性，本次設(shè)計(jì)中選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。依據(jù)電機(jī)功率所以選取聯(lián)軸器型號(hào)為：TL6。其三維效果圖如圖2.6所示。圖2.6 彈性套柱銷聯(lián)軸器TL62.3 螺桿幾何參數(shù)的計(jì)算除了型線的類型外，轉(zhuǎn)子螺桿部分的幾何尺寸對(duì)螺桿真空泵的動(dòng)力指標(biāo)和強(qiáng)度指標(biāo)有很大影響。如螺桿部分的長(zhǎng)度，外徑，螺旋角等。為保證任何時(shí)候至少有一條密封線來(lái)隔絕泵的吸氣口和排氣口，螺桿與襯套的最小長(zhǎng)度L應(yīng)

27、該大于形成兩條密封線之間的軸向距離12。在螺桿壓縮機(jī)中，轉(zhuǎn)子螺桿部分的長(zhǎng)徑比L/D一般限制在0.9-1.8的范圍內(nèi)。在壓縮機(jī)排量保持不變的情況下，減小長(zhǎng)度則能增大轉(zhuǎn)子的直徑并減小其彎曲撓度。這在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子間的間隙比較小的情況下，可以保證壓縮機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)，同時(shí)減少氣體向吸入腔的泄漏。參照壓縮機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)，螺桿真空泵的轉(zhuǎn)子螺桿部分的長(zhǎng)徑比也取其相近的數(shù)值范圍。 根據(jù)螺桿泵抽速公式13有： S=16KnP(D2-d24)*1.047*10-7 (2-7)式中S 為理論抽速，K 容積效率，n 轉(zhuǎn)速，P 螺桿導(dǎo)程 D 齒頂圓直徑，d 齒根圓直徑。對(duì)于K值的選取，大泵取0.95，小泵取0.90。如果螺桿級(jí)

28、數(shù)小于6級(jí)，這值再適當(dāng)下調(diào)13。初選：K=0.93， 螺距P=65mm，齒高a=54mm，參照螺桿壓縮機(jī)標(biāo)準(zhǔn)選取長(zhǎng)徑比=1.8。則有d=D-108。帶入公式中得到： D2-(D-108)2 =24SKnP*1.047*10-7 (2-8)解得：D=188.95 mm， d=80.95 mm 圓整：D=189mm，d=81mm根據(jù)節(jié)圓計(jì)算公式： D0=D-a 得到：D0=135mm。 根據(jù)長(zhǎng)徑比=1.8，得：L=243mm 為了使螺桿長(zhǎng)度為螺桿節(jié)距的整數(shù)倍，將螺桿長(zhǎng)度圓整為L(zhǎng)=260mm。圖2.7 主從動(dòng)螺桿轉(zhuǎn)子嚙合效果圖故螺桿參數(shù)為：螺距 65mm，齒高 54mm，工作長(zhǎng)度 260mm，齒頂圓

29、直徑 189mm，齒根圓直徑 81mm，分度圓直徑 135mm，中心距135mm。由于主從動(dòng)螺桿轉(zhuǎn)子只是螺旋部分的旋向不同，其他參數(shù)均相同，其嚙合三維模型如圖2.7所示。2.4 傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì) 2.4.1 幾何參數(shù)計(jì)算本設(shè)計(jì)所采用的陰陽(yáng)螺桿轉(zhuǎn)子齒數(shù)比為1:1，故傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比也應(yīng)為1:1，且中心距為A=D0=135mm。同步齒輪副通常采用斜齒圓柱齒輪。原因如下：(1)在多數(shù)情況下，當(dāng)傳動(dòng)比和中心距給定時(shí)，選取標(biāo)準(zhǔn)齒型的直齒副是困難的 (2)通常同步齒輪副在高轉(zhuǎn)速區(qū)內(nèi)工作，與直齒輪相比，傳動(dòng)更平穩(wěn)，噪聲小，為此推薦采用斜齒傳動(dòng)。(3)直齒齒輪副對(duì)安裝和制造的誤差特別敏感，因?yàn)辇X側(cè)表面在其整個(gè)長(zhǎng)度

30、上每一瞬間都以同一齒廓點(diǎn)工作。(4)斜齒輪的重疊系數(shù)比直齒輪大得多。故本設(shè)計(jì)采用斜齒圓柱齒輪。初選齒輪齒數(shù) z=43，螺旋角 =14。根據(jù)節(jié)圓直徑方程D=mnz/cos (2-9)所以有模數(shù)： mn=D0cos/z (2-10)解得： mn=3.04按照標(biāo)準(zhǔn)選擇 mn=3。又有 =cos-1（mnz/D0） (2-11)解得： =17.14 滿足要求。按機(jī)械設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)選取齒寬系數(shù) d=0.4，得齒寬B=dD0=54mm，圓整后得B=55mm。圖2.8 傳動(dòng)齒輪故齒輪參數(shù)為：齒數(shù)43，模數(shù)3，螺旋角17.14，齒輪1齒寬55mm，齒輪2齒寬60mm。三維建模如圖2.8所示。 2.4.2 齒輪強(qiáng)度校

31、核 齒輪材料選擇：由機(jī)械設(shè)計(jì)選擇材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS 根據(jù)齒輪轉(zhuǎn)矩公式： T1=9550 Pn Nm (2-12) 由電機(jī)參數(shù)： P=7.5kw ，n= 2900r/min 解得 T1=24.69 Nm根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算有公式：D32KtT1 u±1d u(ZHZEH)2 (2-13)試選載荷系數(shù) Kt=1.6，查圖得 區(qū)域系數(shù)ZH=2.42 ，重合度=2*0.765=1.53，由表查彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12，齒寬系數(shù)d=0.4。按齒面硬度查得接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim=600MPa。取安全系數(shù)S=1.2，得許用接觸應(yīng)力H=KHNHlim/S=475

32、MPaD32KtT1 u±1d u(ZHZEH)2=32*1.6*24.69*1000*20.4*1.53*(2.42*189.8475)2=62.26mm因?yàn)镈0=135mm>62.26mm 故符合強(qiáng)度要求2.5 陽(yáng)轉(zhuǎn)子階梯軸設(shè)計(jì) 2.5.1 階梯軸幾何尺寸確定階梯軸結(jié)構(gòu)尺寸如圖2.9所示。與聯(lián)軸器連接部分：直徑38mm，長(zhǎng)120mm；鎖緊螺母1部分：直徑45mm；長(zhǎng)26mm；齒輪部分：直徑45mm，長(zhǎng)53mm；鎖緊螺母2部分：直徑55mm,長(zhǎng)23mm；軸承部分：直徑60mm，長(zhǎng)85mm；軸肩：直徑70mm，長(zhǎng)10mm；工作長(zhǎng)度（螺旋部分）：260mm；軸肩：直徑70mm，長(zhǎng)

33、10mm；軸承部分：直徑60mm，長(zhǎng)60mm?？傞L(zhǎng)：645mm。圖2.9 陽(yáng)轉(zhuǎn)子階梯軸幾何結(jié)構(gòu)尺寸 2.5.2 軸強(qiáng)度校核 陽(yáng)轉(zhuǎn)子與電機(jī)相連，電機(jī)伸出軸直徑為38mm，所以設(shè)計(jì)軸各段直徑時(shí)得軸的危險(xiǎn)截面直徑為38mm。因軸工作中主要受到扭轉(zhuǎn)力，彎距較小可忽略，所以只需校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核：d39550000P0.2Tn=A03Pn (2-14)其中P為軸傳遞的功率，單位kw ，n為軸的轉(zhuǎn)速，單位r/min，d為計(jì)算截面處軸的直徑，單位mm，T為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位MPa。查表，根據(jù)軸的材料為45鋼，所以取A0為126 ，帶入上式得到d17.29mm。由于與聯(lián)軸器相連，故開(kāi)有鍵槽，軸直

34、徑需增大5%7%，得d應(yīng)大于17.29*（1+7%）=18.51mm。 危險(xiǎn)截面直徑38mm，所以扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度符合。2.6 軸承選擇 2.6.1 軸承選擇由于螺桿轉(zhuǎn)子對(duì)中心位置要求較高，所以選取調(diào)心球軸承。其特點(diǎn)為： (1)承載能力較小，額定動(dòng)載荷比0.6-0.9； (2)主要承受徑向載荷，同時(shí)也可承受少量的軸向載荷，不宜承受純軸向載荷； (3)具有很好的調(diào)心性，可以自動(dòng)補(bǔ)償由于軸的撓曲和殼體變形產(chǎn)生的同軸度誤差，適用于支承座孔不能嚴(yán)格對(duì)中的部件中。根據(jù)階梯軸尺寸，按照國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，選取軸承代號(hào)為1212。其基本參數(shù)有：d=60mm,D=110mm,B=22mm，da=69mm，Da=101mm， e

35、=0.19，Y1=3.4，Y2=5.3，Y0=3.6基本額定動(dòng)載荷Cr=30.2 kN。 2.6.2 軸承壽命計(jì)算首先對(duì)斜齒輪進(jìn)行受力分析，如圖2.10，圖2.11和圖2.12所示。圓周力： Ft=2T/d (2-15)徑向力： Fr=Fttann/cos (2-16)軸向力： Fa=Fttan (2-17)圖2.11 軸承受力分析簡(jiǎn)圖2圖2.10 軸承受力分析簡(jiǎn)圖1齒輪分度圓直徑d=135mm圖2.12 軸承受力分析簡(jiǎn)圖3 經(jīng)計(jì)算得： Ft=2*24.69/135 kN=0.37kN Fr=0.37*tan20/cos17.14 kN=0.14Kn Fa=0.37*tan17.14 kN=0

36、.11kN 計(jì)算軸承徑向力： 由力矩平衡方程得： Fr1V=Fr*500-Fa*d/2400=0.156kN Fr2V=Fr1V-Fr=0.016kN Fr1H=Ft*500400=0.46kN Fr2H=Fr1H -Ft=0.09kN Fr1=20.1562+0.462=0.49kN Fr2=20.0162+0.092=0.09kN計(jì)算軸承軸向力： Fa=0.11kN 所以 Fa1=Fa2=0.055 kN由計(jì)算得軸承1主要承受載荷，且 Fa1/Fr1=0.112<e 所以有 Pr=Fr1+Y1Fa1=0.49+3.7*0.055=0.69kN軸承壽命公式： Lh=10660n(fCP

37、) (2-18)其中f為溫度系數(shù)，查表根據(jù)工作溫度150 C選取0.90，P為動(dòng)載荷，C為基本額定動(dòng)載荷，為指數(shù)，對(duì)球軸承取值為3?？汕蟮茫?Lh=379941h。2.7 機(jī)械密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 機(jī)械密封主要是將較易泄漏的軸向密封改為不易泄漏的端面密封。如圖2.13所示，當(dāng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，帶動(dòng)了彈簧座、彈簧壓板、動(dòng)環(huán)等零件一起轉(zhuǎn)動(dòng)，由于彈簧力的作用使動(dòng)環(huán)緊緊壓在靜環(huán)上。軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，動(dòng)環(huán)與軸一起旋轉(zhuǎn)，而靜環(huán)則固定在座架上靜止不動(dòng)，這樣動(dòng)環(huán)與靜環(huán)相接觸的環(huán)形密封面阻止了介質(zhì)的泄漏。圖2.13 機(jī)械密封結(jié)構(gòu)原理圖 一般動(dòng)環(huán)的硬度比靜環(huán)的硬度大。動(dòng)環(huán)的材料可用鑄鐵、硬質(zhì)合金、高合金鋼等，在有腐蝕介質(zhì)的條件下可用不銹

38、鋼或不銹鋼表面（端面）堆焊硬質(zhì)合金、陶瓷等；靜環(huán)的材料可用鑄鐵、磷青銅、巴氏合金等，也常用浸漬石墨或填充聚四氟乙烯。圖2.4 機(jī)械密封三維結(jié)構(gòu) 本次設(shè)計(jì)中，靜環(huán)采用聚四氟乙烯，動(dòng)環(huán)采用不銹鋼。其三維結(jié)構(gòu)圖如圖2.14所示。2.8 進(jìn)氣口及排氣口設(shè)計(jì)螺桿真空泵在工作過(guò)程中，被抽氣體由吸氣口進(jìn)入泵腔內(nèi)，經(jīng)輸送壓縮后從排氣口排出。由于轉(zhuǎn)子在泵腔內(nèi)作高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，所以泵腔內(nèi)的溫度會(huì)上升，轉(zhuǎn)子由此而產(chǎn)生的熱膨脹也就會(huì)影響泵的性能，且泵的排氣溫度一般較高，可達(dá)150。所以對(duì)泵工作時(shí)氣體溫度的控制就尤為重要。轉(zhuǎn)子溫度場(chǎng)由進(jìn)氣端至排氣端近似為線性增長(zhǎng)，排氣端溫度約為120。隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速降低，排氣端溫度迅速降低

39、，當(dāng)轉(zhuǎn)速在2000r/min以下時(shí)，轉(zhuǎn)子由進(jìn)氣端至排氣端的溫度變化在30以下14。 (a) 進(jìn)氣口位置及結(jié)構(gòu) (b) 排氣口位置及結(jié)構(gòu)圖2.15 進(jìn)排氣口位置及結(jié)構(gòu) 據(jù)此，進(jìn)排氣口直徑大?。哼M(jìn)氣口直徑40mm，排氣口直徑65mm。均選用平面帶頸平焊鋼制法蘭。如圖2.15所示進(jìn)排氣口位置及結(jié)構(gòu)。2.9 泵腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)對(duì)泵腔氣體溫度的控制要求，在泵腔上開(kāi)設(shè)冷卻水通道。如圖2.16所示效果圖。冷卻水通道入口和出口均采用并排三個(gè)圓形孔，以便于與圓口水管連接。在泵腔上臨近排氣端開(kāi)設(shè)冷卻氣體通道，以通入冷卻氣體，從而對(duì)泵腔氣體進(jìn)行空冷，對(duì)排氣口溫度的降低起到很大作用。圖2.16 泵腔三維效果圖2.10

40、吸氣端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖2.17 吸氣端蓋結(jié)構(gòu)三維效果圖 如圖2.17所示。在其外壁上設(shè)有肋板，起到增加強(qiáng)度及散熱的作用，吸氣通道采用與法蘭焊接。詳細(xì)尺寸見(jiàn)二維零件圖。2.11 排氣端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖2.18 排氣端蓋結(jié)構(gòu)三維效果圖如圖2.18 所示。在其外壁上設(shè)有肋板，起到增加強(qiáng)度及散熱的作用，排氣通道采用與法蘭焊接。由于泵的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)置在排氣端蓋內(nèi)，所以需要在排氣端蓋中加潤(rùn)滑油。因此在端蓋上設(shè)有窺視孔，加油螺栓和放油螺栓。其詳細(xì)尺寸見(jiàn)二維零件圖。3 Pro/E 三維建模及干涉分析3.1 螺桿轉(zhuǎn)子建模對(duì)于螺桿轉(zhuǎn)子的建模，通過(guò)曲線方程15驅(qū)動(dòng)，完成螺桿轉(zhuǎn)子端面型線的繪制，如圖3.1所示，圖中紅色高亮部分

41、即為轉(zhuǎn)子端面型線。圖3.1 螺桿轉(zhuǎn)子端面型線圖在Pro/E中，擺線和漸開(kāi)線的曲線參數(shù)方程表達(dá)式如下：擺線： x=2*67.5*sin(360*t)-94.5*sin(2*360*t)y=2*67.5*cos(360*t)-94.5*cos(2*360*t)z=0漸開(kāi)線： p=360*tr0=30x=r0*(sin(p-52.17)-p*3.14/180*cos(p-52.17)y=-r0*(p*3.14/180*sin(p-52.17)+cos(p-52.17)z=0之后通過(guò)對(duì)端面型線進(jìn)行螺旋掃描即可得到螺桿轉(zhuǎn)子。值得一提的是主從動(dòng)螺桿轉(zhuǎn)子的端面型線一樣，只是生成螺桿式旋向不同。效果如圖3.2

42、所示。圖3.2 主動(dòng)螺桿轉(zhuǎn)子螺旋部分3.2 螺桿泵三維裝配(a) 裸露螺桿轉(zhuǎn)子圖(b) 整體外觀圖圖3.3 螺桿真空泵裝配效果圖利用Pro/E 組件功能，對(duì)所設(shè)計(jì)的各個(gè)零件進(jìn)行繪制裝配，從裝配過(guò)程中發(fā)現(xiàn)各零件相互配合適當(dāng)，不產(chǎn)生裝配沖突。如圖3.3所示裝配效果。3.3 螺桿轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)仿真及干涉分析在組件環(huán)境下，利用軟件機(jī)構(gòu)仿真模塊對(duì)組件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真模擬，并觀察運(yùn)動(dòng)期間轉(zhuǎn)子是否存在干涉現(xiàn)象。如圖3.4所示，當(dāng)中心距為135mm時(shí)，發(fā)現(xiàn)相互嚙合的轉(zhuǎn)子有干涉，干涉部位為紅色高亮部分。圖3.4 轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)干涉部位分析實(shí)際中可通過(guò)微量增加的轉(zhuǎn)子之間的中心距或者對(duì)螺桿進(jìn)行微量的修磨即可解決轉(zhuǎn)子之間干涉的問(wèn)題。

43、本次設(shè)計(jì)采用對(duì)轉(zhuǎn)子進(jìn)行微量修磨，之后無(wú)干涉現(xiàn)象。4 ADAMS轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡分析及優(yōu)化目前國(guó)內(nèi)廠家生產(chǎn)的螺桿泵在校核轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡時(shí)大多在動(dòng)平衡機(jī)上進(jìn)行試驗(yàn)，因此會(huì)非常耗時(shí)耗力。本文就這個(gè)問(wèn)題提出一種解決方案，即在分析軟件中對(duì)轉(zhuǎn)子動(dòng)進(jìn)行平衡分析，以縮短產(chǎn)品生產(chǎn)周期。在ADAMS中進(jìn)行仿真分析，將三維模型導(dǎo)入ADAMS中進(jìn)行分析。(a) Fx方向分力(b) Fy方向分力圖4.1 轉(zhuǎn)子不平衡慣性力矩曲線圖對(duì)模型設(shè)置參數(shù)：重力方向Y負(fù)方向；材料為steel；轉(zhuǎn)速17400度每秒（2900r/min）。仿真后對(duì)旋轉(zhuǎn)副進(jìn)行受力分析，并繪制曲線圖如圖4.1所示。其中紅色曲線代表慣性力矩在X方向的分力曲線，藍(lán)色代表

44、在Y方向的分力曲線。從圖中數(shù)據(jù)可以看到紅色曲線也就是Fx最大值Max：65.1839N，最小值Min：-65.1839N，平均值A(chǔ)vq：-0.2105N。藍(lán)色曲線Fy最大值Max：453.9559N,最小值323.5881N，平均值A(chǔ)vq：389.113N。從中可以看出轉(zhuǎn)子重力即為Y方向分力的平均值389.113N。(a) Fx方向分力(b) Fy方向分力圖4.2 轉(zhuǎn)子不平衡慣性力矩曲線圖由Fx方向分力65N得知，不平衡慣性力矩大小約為652N=91.92N。根據(jù)轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡理論計(jì)算16，采用去除質(zhì)量的方法優(yōu)化轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡。參考文獻(xiàn)16，挖除轉(zhuǎn)子質(zhì)量塊并重新導(dǎo)入進(jìn)行ADAMS中分析，其最優(yōu)的一次

45、分析結(jié)果如圖4.2所示。轉(zhuǎn)子挖除質(zhì)量塊前后的三維模型如圖4.3所示。紅色曲線表示Fx方向分力，藍(lán)色虛線表示Fy方向分力。從圖中數(shù)據(jù)可以看到紅色曲線也就是Fx最大值Max：45.9867N，最小值Min：-45.9867N，平均值A(chǔ)vq：-0.0378N。藍(lán)色曲線Fy最大值Max：323.6502N,最小值231.6767N，平均值A(chǔ)vq：277.9439N。轉(zhuǎn)子重力即為Y方向分力的平均值277.9439N。(a) 挖除后 (b) 挖除前圖4.3 挖除質(zhì)量塊前后的轉(zhuǎn)子模型所以平衡后的不平衡慣性力大小約為462N=65.05N?？梢?jiàn)與優(yōu)化前相比有比較客觀的改進(jìn)。結(jié)論本文設(shè)計(jì)出抽速為70L/s的干式

46、單頭等螺距凹齒面螺桿真空泵。其中詳細(xì)介紹了轉(zhuǎn)子各種型線的特點(diǎn)，型線方程以及加工難易程度，并最終決定采用凹齒面螺桿轉(zhuǎn)子型線。此外設(shè)計(jì)此型號(hào)螺桿泵的過(guò)程中，對(duì)各個(gè)零件的選擇也作了比較，如聯(lián)軸器類型的選擇，同步齒輪中直齒與斜齒的比較，軸承選擇以及機(jī)械密封的選用等。在設(shè)計(jì)過(guò)程對(duì)各個(gè)結(jié)構(gòu)作了校核計(jì)算，使所設(shè)計(jì)的泵完全符合生產(chǎn)及使用要求。最后在AutoCAD繪圖軟件中設(shè)計(jì)完成LG-70螺桿真空泵的轉(zhuǎn)配圖以及各主要零部件的生產(chǎn)加工圖。最后利用CAD三維軟件和分析軟件對(duì)本次設(shè)計(jì)進(jìn)行輔助建模及動(dòng)平衡分析，進(jìn)一步驗(yàn)證設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的合理性，并最終得到如下結(jié)論：（1）采用單頭等螺距凹齒面型線有效地解決了轉(zhuǎn)子工作過(guò)程中發(fā)生

47、干涉的問(wèn)題以及最大限度地減小嚙合轉(zhuǎn)子之間泄漏三角形的面積，從而實(shí)現(xiàn)了在一個(gè)方向上達(dá)到完全密封的效果，很大程度上提高了泵的使用性能（2）對(duì)于泵腔內(nèi)氣體溫度的冷卻，在改善冷卻水通道的基礎(chǔ)上增設(shè)冷卻氣通道，有效地降低了氣體在排氣口附近的溫度。同時(shí)吸排氣端蓋上均設(shè)有肋板結(jié)構(gòu)，在提高泵體強(qiáng)度的同時(shí)起到散熱作用。（3）在排氣端蓋和泵腔之間采用機(jī)械密封結(jié)構(gòu)，有效防止油污進(jìn)入真空環(huán)境中，保證干式泵的實(shí)現(xiàn)。（4）通過(guò)分析軟件對(duì)轉(zhuǎn)子做動(dòng)平衡分析遠(yuǎn)比實(shí)際中反復(fù)在動(dòng)平衡機(jī)上實(shí)驗(yàn)檢測(cè)而獲得轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡的方法省時(shí)，因此對(duì)于縮短產(chǎn)品生產(chǎn)周期有重大意義。致謝通過(guò)本次設(shè)計(jì)，更加深入地理解并掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的一些技能，懂得設(shè)計(jì)產(chǎn)品一定要理論與實(shí)際結(jié)合，設(shè)計(jì)需要耐心與仔細(xì)。本次設(shè)計(jì)是在王慶生老師的悉心指導(dǎo)下完成的，雖然畢設(shè)前期只是通過(guò)郵件與電話聯(lián)系，但是老師非常負(fù)責(zé)任，在此謹(jǐn)向王老師致以誠(chéng)摯的謝意和崇高的敬意！參考文獻(xiàn)1 郭蓓,薛建國(guó),牛瑞等.干式螺桿真空泵研究現(xiàn)狀與展望J.真空.2009,46(05):37-40.2 劉柳紅.螺桿真空泵轉(zhuǎn)子參數(shù)化設(shè)計(jì)