一种新型直连双螺杆压缩机的制作方法

本发明涉及空气压缩机技术领域，具体是一种新型直连双螺杆压缩机。

背景技术：

压缩机是一种将低压气体提升为高压的从动的流体机械，可以分为活塞压缩机、螺杆压缩机、离心压缩机等，广泛地应用于空调制冷、风动工具、凿岩机、气垫船等多个技术领域。

现有技术中的螺杆式压缩机在运转时，空气经空气滤清器和进气阀进入空压机头，空压机头压缩时内部会产生大量的压缩热，需要喷油进行润滑和冷却；经空压机头压缩后产生高温高压油气混合物；混合物进入油气分离器进行油气分离，分离产生的高温高压压缩空气经油细分离器和最小压力阀进入空气冷却器冷却后再经过气水分离器到达空气出口，分离产生的高温高压油经过温控阀调节进入油冷却器冷却后和温控阀调节产生的另一路未经冷却的热油汇合再经油细分离器过滤后进入压缩机，完成油路循环。

现有技术的压缩螺杆主机，多采用一级主机与二级主机结合的结构，主要分为一级主机、二级主机和齿轮箱等三个部位。其中一级主机是包括阴阳转子两根旋转轴和对应轴承组件，二级主机同样是独立的两根旋转轴和轴承组件，齿轮箱包括一根驱动齿轮轴及对应轴承、一个驱动主齿轮、两个北区东的副齿轮。通常需要5根旋转轴，3个齿轮，共10个部位需用轴承定位，制造工艺复杂，生产难度大。而高速旋转的齿轮副，使整机的噪音增大。因此，现有技术的两级压缩螺杆主机在结构、制造工艺和噪音改善还有很大的改善空间。

现有技术的两级压缩螺杆主机，由于转子齿顶密封线速度和排气空口面积较小，绝热和容积效率都有损耗。另外齿轮系统和轴承组件的都有摩擦损耗，因此现有技术的两级压缩螺杆主机在节能方面也有较大改善空间。

本领域中的技术人员对单级式的压缩结构进行改进尝试，如申请公布号为CN1793654A的《一种用于高压系统的双螺杆压缩机》，CN105805002A的《双吸平衡式双螺杆压缩机》，CN201358919Y的《平衡式双螺杆压缩机》，CN1149108A的《尤其适于水下作业泵压双相流体的双螺杆泵》，CN2079228U的《双螺杆热油泵》，CN2584877Y的《双流双螺杆泵》，CN2578563Y的《双螺杆泵》都曾采用直通式的螺杆尝试进行压缩效率提升，但是这些方案都是通过将转子串联并使其螺旋方向设置成反向改进了转子的受力环境，从而增大压缩效率和使用寿命。但局限于常规对于转子受力保护的思路下，难以挖掘出转子前后串联方案中进行二级压缩的可能性，从而限制了类似方案中压缩效率进一步提升的可能性。

技术实现要素：

本发明的目的在于克服现有技术的不足，解决现行两级压缩机结构复杂和制造工艺复杂，而单级压缩机效率低下的问题。

为达到上述发明目的，提供一种新型直连双螺杆压缩机，包括机壳、阴转子和阳转子，所述阴转子和阳转子两端分别套设转子轴承；所述机壳与阴转子、阳转子的外形相匹配并配套开设初始进气口和成品出气口，所述阳转子沿长度方向设有螺旋旋向同向的不同螺旋端面型线区段，所述阴转子的螺旋端面型线与阳转子匹配并啮合；所述机壳对应不同螺旋端面型线区段开设级间进气口和级间出气口；还包括冷却器，所述级间出气口连通至所述冷却器的输入口，所述冷却器的输出口连通至级间进气口。

不同螺旋端面型线区段是表示两个区段在压缩工作时相互独立，不共享相同的进气口和出气口，其端面型线、节圆螺旋角设计可以通过设计成相同来简化工业设计流程。

优选的，所述机壳上对应螺旋端面型线区段开设冷却润滑油入口和油细回油入口；所述冷却器的输出口到级间进气口之间还串联有油细分离器，油细分离器上设置的回油管连通至所述油细回油入口。

优选的，所述阳转子在不同螺旋端面型线区段之间空出无螺旋区段，所述阴转子对应阳转子的无螺旋区段位置同样设置无螺旋区段；所述机壳上还固定有隔断机壳内部空间并分隔压缩空间的隔板，所述隔板上开设供阴转子和阳转子的无螺旋区段通过的通孔。

所述压缩空间的分隔是指隔板将在压缩工作时相互独立的两个区段分隔开。

优选的，所述隔板的一面开设进气导槽，所述进气导槽从通孔附近位置排布至隔板边缘并与所处螺旋端面型线区段的级间进气口连通，所述进气导槽布置于以通孔连线作为划分的进气一侧；所述隔板的另一面开设出气导槽，所述出气导槽从通孔附近位置排布至隔板边缘并与所处螺旋端面型线区段的级间出气口连通，所述出气导槽布置于以通孔连线作为划分的出气一侧。

进气侧与出气侧大致以通孔连线作为划分。这是由于双螺杆压缩机的阴转子和阳转子啮合并运行时，以通孔连线作为划分的进气一侧齿间基元容积随着转子旋转而逐渐扩大，气体通过进气口进入齿间基元容积。当转子旋转一定角度后，齿间基元容积越过进气口位置与进气口断开，进气口结束。压缩阶段，阳转子的齿间基元容积阴转子的齿间基元容积彼此孤立地推进。转子继续转过某一角度，即旋转靠近以通孔连线位置时，阳转子的凸齿和阴转子的齿槽又构成一对新的基元容积，随着两转子的啮合运动，基元容积逐渐缩小，实现气体的压缩过程。压缩过程在转子旋转到达以通孔连线作为划分的出气一侧后持续进行，压缩过程直到基元容积与出气口相连通的瞬间为止，此刻出气开始。

优选的，所述隔板沿通孔连线处断开分为与进气一侧对应的上部板和与出气一侧对应的下部板，所述上部板与下部板通过相互卡嵌密封固定；所述进气导槽和出气导槽分别由机壳内壁、隔板表面设置的凹陷部、隔板表面位于通孔连线处边缘及通孔边缘设置的凸起合围而成。

优选的，所述隔板垂直于阴转子和阳转子。

优选的，所述隔板与阴转子的无螺旋区段、阳转子的无螺旋区段之间的间隙为0.2mm。

优选的，所述隔板与阴转子螺旋端面型线区段、阳转子螺旋端面型线区段之间的间隙为0.1mm。

隔板与阴转子螺旋端面型线区段、阳转子螺旋端面型线区段之间的间隙所指的是最小间隙距离。

优选的，所述机壳对应不同螺旋端面型线区段拆分为不同壳体段，各壳体段之间通过相互卡嵌密封固定。

在压缩过程中，压缩机的绝热效率和容积效率，决定了螺杆压缩机效率的高低。多个同向的螺旋端面型线配合冷却器形成的多级压缩和级间冷却，大大提高了压缩机的绝热效率；使容积效率得到提升，因此能改善压缩机的效率。级间冷却降低了高温对转子的影响，使得采用多级同向的螺旋端面型线而变长的转子依旧能够保持在长度方向上的温度梯度稳定。

冷却润滑油入口喷射冷却润滑油从而对转子进行冷却润滑，降低压缩和旋转产生的热量，降低摩擦；冷却器输出口串连油细分离器从而使得冷却而沉淀的冷却润滑油与油细分离出的冷却润滑油汇流，并通过回油管进入油细回油入口喷射，形成冷却润滑油循环，提升冷却润滑油利用效率。

由于级间进气口附近的气体和级间出气口附近的气体之间具有一定的压力差，如果汇流会在一定程度上影响产品压缩气的品质，对润滑油的循环利用和级间冷却液会产生影响。而无螺旋区段和隔板的设置则能降低这种高低压之间的泄漏量，从而使得产品压缩气的品质稳定。

进气导槽和出气导槽的设置，相对于常规的进气口、出气口仅设置于螺旋端面型线相对位置的情况，能充分利用转子螺旋端面型线区段的前后端面，从而括大进气、出气面积，提升效率。

隔板沿通孔连线处断开，使得隔板在相对无螺旋区段位置上能够通过相互卡嵌密封固定，便于安装的操作，避免了转子的断开或一体化设置而导致的加工成本上升。进气导槽和出气导槽分别由机壳内壁、隔板表面设置的凹陷部、隔板表面位于通孔连线处边缘及通孔边缘设置的凸起合围而成，使得进气导槽和出气导槽的有效导向空间最大，从而括大进气、出气面积，提升效率。

隔板垂直于阴转子和阳转子，使得隔板不容易与转子相干涉，同时使得级间进气和级间出气不会受到隔板的阻碍而降低流速。

隔板与阴转子的无螺旋区段、阳转子的无螺旋区段之间的间隙为0.2mm，让隔板不承受阴阳转子的载荷，使得隔板与转子之间在密封的同时保证有足够的旋转间隙，防止碰撞产生的损耗。间隙值设置为0.2mm是因为将间隙值设置在该情况下时，能较优地实现方案效果，若继续缩小，在现有的常规加工工艺下容易因加工误差导致碰撞；而若扩大，则会汇流过多的不同级间气体，引起产品气体品质不稳定。

所述隔板与阴转子螺旋端面型线区段、阳转子螺旋端面型线区段之间的间隙值设置为0.1mm的理由与隔板与阴转子的无螺旋区段、阳转子的无螺旋区段之间的间隙为0.2mm的理由相似，更进一步地还能为隔板的凹陷部形成提供空间。

机壳对应不同螺旋端面型线区段拆分为不同壳体段，各壳体段之间通过相互卡嵌密封固定。便于安装的操作，避免了转子的断开或一体化设置而导致的加工成本上升。

本发明的有益效果是能以类似单级压缩机的方案实现两级压缩机的效果，提升压缩效率，降低设备加工制造成本。

附图说明

图1为本发明的新型直连双螺杆压缩机俯视结构示意图；

图2为本发明的新型直连双螺杆压缩机正视结构示意图；

其中：

1-机壳 11-初始进气口 111-级间进气口

12-成品出气口 121-级间出气口 13-冷却润滑油入口

14-油细回油入口 15-一级主机壳体 16-二级主机壳体

2-阴转子 3-阳转子 4-转子轴承

5-隔板 51-通孔 52-进气导槽

53-出气导槽 54-上部板 55-下部板

6-轴封组件 7-排气侧轴承座 8-排气端盖

具体实施方式

以下结合附图和具体实施例，对本发明做进一步说明。

根据图1至图2所示的一种新型直连双螺杆压缩机，包括机壳1、阴转子2和阳转子3，所述阴转子2和阳转子3两端分别套设转子轴承4；所述机壳1与阴转子2、阳转子3的外形相匹配并配套开设初始进气口11和成品出气口12，所述阳转子3沿长度方向设有螺旋旋向同向的不同螺旋端面型线区段，所述阴转子2的螺旋端面型线与阳转子3匹配并啮合；所述机壳1对应不同螺旋端面型线区段开设级间进气口111和级间出气口121；还包括冷却器(图中未示出，但本领域技术人员可以根据描述理解方案)，所述级间出气口121连通至所述冷却器的输入口，所述冷却器的输出口连通至级间进气口111。

所述机壳1上对应螺旋端面型线区段开设冷却润滑油入口13和油细回油入口14；所述冷却器的输出口到级间进气口111之间还串联有油细分离器(图中未示出，但本领域技术人员可以根据描述理解方案)，油细分离器上设置的回油管连通至所述油细回油入口14。

所述阳转子3在不同螺旋端面型线区段之间空出无螺旋区段，所述阴转子2对应阳转子3的无螺旋区段位置同样设置无螺旋区段；所述机壳1上还固定有隔断机壳1内部空间并分隔压缩空间的隔板5，所述隔板5上开设供阴转子2和阳转子3的无螺旋区段通过的通孔51。

所述隔板5的一面开设进气导槽52，所述进气导槽52从通孔51附近位置排布至隔板5边缘并与所处螺旋端面型线区段的级间进气口111连通，所述进气导槽52布置于以通孔51连线作为划分的进气一侧；所述隔板5的另一面开设出气导槽53，所述出气导槽53从通孔51附近位置排布至隔板5边缘并与所处螺旋端面型线区段的级间出气口121连通，所述出气导槽53布置于以通孔51连线作为划分的出气一侧。

所述隔板5沿通孔51连线处断开分为与进气一侧对应的上部板54和与出气一侧对应的下部板55，所述上部板54与下部板55通过相互卡嵌密封固定；所述进气导槽52和出气导槽53分别由机壳1内壁、隔板5表面设置的凹陷部、隔板5表面位于通孔51连线处边缘及通孔51边缘设置的凸起合围而成。

所述隔板5垂直于阴转子2和阳转子3。

所述隔板5与阴转子2的无螺旋区段、阳转子3的无螺旋区段之间的间隙为0.2mm。

所述隔板5与阴转子2螺旋端面型线区段、阳转子3螺旋端面型线区段之间的间隙为0.1mm。

所述机壳1对应不同螺旋端面型线区段拆分为不同壳体段，各壳体段之间通过相互卡嵌密封固定。

更详细地以制成的实务作为实例，以实际容积流量40m³/min、额定转速1500rpm、额定排气压力0.8MPa为基准。该新型直连双螺杆压缩机包括阴转子2、阳转子3、转子轴承4、轴封组件6、一级主机壳体15、隔板5、二级主机壳体16、排气侧轴承座7、排气端盖8。空气由一级主机壳体15的初始进气口11进入一级主机压缩室，冷却润滑油经一级主机壳体15的冷却润滑油入口13进入压缩室，经过阴转子2和阳转子3压缩后的油气混合物通过一级主机壳体15的级间出气口121进入外部连接的一级分离冷却器；经一级分离冷却器分离冷却的压缩空气经过二级主机壳体16的级间进气口111，进入二级主机压缩室，压缩后的高压油气混合物通过二级主机壳体16的成品出气口12进入外部连接的二级分离冷却器；经二级分离冷却器分离冷却后得到所需的压缩空气，经二级分离冷却器分离冷却的润滑油经过二级主机壳体16的油细回油入口14回到二级压缩主机进行冷却润滑。

具体参数的确定方法及设计流程为：

步骤一：根据流量与转速，以及螺杆压缩机型线参数确认一级主机基本参数。

计算式一：

式中：q_V一级螺杆压缩机实际流量，如上述取40m³/min；

η_V一级螺杆压缩机容积效率，取0.925；

扭角系数，扭转角t取300°时，取0.9769；

C_n1面积利用系数，取0.4889；

n螺杆压缩机阳转子额定转速，1500rpm；

λ_一级螺杆压缩机阳转子长径比，取1.41；

D1一级螺杆压缩机阳转子直径；

把上述已知参数代入计算式一中，可以推导出

螺杆压缩机阳转子直径D₁＝349.8mm；

根据推到出的阳转子直径D1结合本公司型线特点，取D1＝349.8mm，同时得出阴转子直径D2＝279.7mm，中心距C＝247.5mm，公转子节圆半径R1＝112.5mm，母转子节圆半径R2＝135mm。

螺杆压缩机阳转子螺旋长度L₁＝λD₁＝349.8x1.41＝493.2mm；

计算式二：T＝2πR cotβ，

又有

式中：T半径为R的圆柱面上任意一条螺旋线的导程或轴节距；

R该螺旋线所在圆柱表面的半径；

β螺旋角，即螺旋线的切线和圆柱母线之间的夹角；

可得阳转子的节圆螺旋线的导程T＝493.2x360/300＝591.86mm；

可得阳转子的节圆螺旋角β＝50°；

由此，一级主机结构主要参数确定，总结如下：

一级主机阳转子外径外径349.8mm、螺旋长度493.2mm、节圆半径112.5mm、节圆螺旋角50°；

一级主机阴转子外径外径279.7mm、螺旋长度493.2mm、节圆半径135mm、节圆螺旋角50°；

一级主机阴阳转子中心距247.5mm，扭转角300°。

步骤二：根据一级主机流量与转速，以及螺杆压缩机型线参数确认二级主机基本参数。

由于0.8MPa两级压缩机排气压力，一级通常设0.25MPa，绝压表示0.35MPa.a；二级排气压力0.8MPa,绝压表示0.9MPa.a。据此先确认二级压缩机的入口进气量q_V2。

计算式三：

式中ε_i表示内压力比；

p_i表示内压终了压力；

p_s表示吸气终了压力；

V₀表示吸气完成时的容积；

V_i表示压缩完成时的容积；

ε_V表示内容积比；

κ表示气体等熵指数，空气值通常取1.4；

根据计算式三，有一级压缩主机排气口

得出ε_V＝2.447；

q_V2＝q_V/ε_V＝40/2.447＝16.35m³/min；

根据计算式一：

q_V2二级螺杆压缩机实际流量，如上取16.35m³/min；

二级螺杆压缩机容积效率比一级略低，取0.915；

扭角系数，扭转角t取120°时，取1.0；

C_n1面积利用系数，同一级主机取0.4889；

n螺杆压缩机阳转子额定转速，同一级主机取1500rpm；

λ₂二级级螺杆压缩机阳转子长径比；

D1二级螺杆压缩机阳转子直径，同一级主机阳转子直径349.8mm；

把上述数值带入计算式一中，可得出λ₂＝0.57；

得出二级阳转子长度L2＝0.57x349.8＝199.38mm；

同样，根据可修正二级主机扭转角t2，修正后得121.3°。

由此，二级主机结构主要参数确定，总结如下：

二级主机采用与一级主机相同的螺杆转子端面型线；

二级主机阳转子外径外径349.8mm、螺旋长度199.38mm、节圆半径112.5mm、节圆螺旋角50°；

二级主机阴转子外径外径279.7mm、螺旋长度199.38mm、节圆半径135mm、节圆螺旋角50°；

二级主机阴阳转子中心距247.5mm，扭转角300°。

步骤三：根据一级主机和二级主机的主要结构参数，就可确定一级主机壳体15与二级主机壳体16、排气轴承座7等部件的结构。该新型直连双螺杆压缩机的一级主机与二级主机之间通过隔板5分开，形成独立的吸气与压缩腔。隔板5安装固定于一级主机机壳15与二级主机机壳16之间，不安装轴承不承受阴阳转子的载荷；隔板5，阴阳转子的轴径之间留有0.2mm间隙，在密封的同时保证有足够的旋转间隙；隔板5对于一级压缩主机是排气端面，对于二级主机是吸气端面，因此要足够的厚度保证强度，建议值是40mm；而且需要足够的吸排气间隙保证高效和正常运行，一级排气间隙(加上凹陷部深度)设置为0.1mm，二级吸气端面间隙(加上凹陷部深度)设置为0.3mm；

步骤四：根据一级主机和二级主机的主要结构参数，以及阴阳转子的受力载荷分析布置轴承组件。

以上已对本发明创造的较佳实施例进行了具体说明，但本发明创造并不限于所述的实施例，熟悉本领域的技术人员在不违背本发明创造精神的前提下还可以作出种种的等同的变型或替换，这些等同变型或替换均包含在本申请权利要求所限定的范围内。