【正文】 (215) 將曲線一的方程（215）帶入動坐標變換式（26），得到曲線簇的方程為: (216)經類似的推演，可得到其包絡條件為: （217）3）求共軛曲線方程若已在陰轉子上給定了一段組成曲線2為： （218）則其共軛曲線方程，可用方程（210）及補充條件聯(lián)立表示，即 （219） 同樣，若已在陽轉子上給定了一段曲線1為: 則其共軛曲線方程，可用方程（216）及補充條件聯(lián)立表示，即: （220）4）共軛曲線的嚙合線方程共軛曲線的嚙合線方程一般式可表示為: （221） 第三章 轉子型線設計 單邊不對稱擺線—銷齒圓弧形線對于螺桿膨脹機轉子，在陰陽轉子之間的動力的傳遞只按照某一轉向恒定的，因而轉子的兩邊齒廓不需要無條件的造成對稱，只要盡可能完善的密封就好。（3）應使封閉容積較小。從轉子型線可定性看出封閉容積的大小。嚙合線是知識接觸線在轉子面上的投影。本設計中采用陽轉子右旋，陰轉子左旋。當時，天津大學熱能研究所結合西藏地熱發(fā)電科研課題開展了螺桿膨脹機全流系統(tǒng)的研究。最初的螺桿膨脹機汽液兩相實驗室實驗是1975年在美國Lawerence Livemore Liboratary簡記（LLL）進行的，但當時的實驗參數(shù)范圍較窄。膨脹機小螺桿膨脹機沒有曲軸活塞連桿機構，凸輪配氣機構，也無進排氣閥，結構非常借單，零件數(shù)極少，基本無易損件因此運轉可靠,壽命長也不存在不平衡慣性力矩，所以甚至可以實現(xiàn)無基礎運轉。（1）吸氣過程圖圖12a高壓氣體由吸氣孔口分別進入陰 、陽螺桿“V ”字形的齒間容積,推動陰、陽螺桿向彼此背離的方向旋轉,這兩個齒間容積不斷擴大,于是不斷進氣 ,當這對齒間容積后面一齒一旦切斷吸氣孔口時,這時齒間容積的吸氣過程也就結束,膨脹過程開始圖12b。在進氣過程中,氣體直接從徑向和軸向迸入,當進氣 口關閉時,齒 間容積形成了一個由轉和殼體圍成的密閉空間,在密閉空間氣體膨脹并產生一個轉矩。一般地講,容積式膨脹機用于小流量,其中活塞式膨脹機適用于高、中及低壓的中小型裝置,也就是適用于大膨脹比,小流量的場合。螺桿膨脹機的心臟部分是帶有特殊螺齒的轉子副，由于關于螺桿膨脹機的研究我們國家還不是很多，而且螺桿膨脹機的結構與螺桿壓縮機相似，兩者的工作過程是互逆的，所以在設計過程中借用的螺桿壓縮機的轉子型線等結構。一般地講,容積式膨脹機用于小流量,其中活塞式膨脹機適用于高、中及低壓的中小型裝置,也就是適用于大膨脹比,小流量的場合。前言螺桿膨脹機是一門十分年輕的膨脹機種，在技術文獻中關于其書籍甚少，因而很難普及。而透平膨脹機主要用于大型裝置,即小膨脹比,小流量的場合,因透平膨脹機在高壓、小流量的情況下,效率低,所以它的應用受著小氣量的限制 。螺桿壓縮機的典型型線結構有SRM齒型，Sigma齒型，X齒型，CF齒型和單邊非對稱擺線銷齒圓弧齒型，其中最后一種齒型在70年代末被我國規(guī)定為螺桿壓縮機非對稱齒型的標準齒型，已知沿用至今，而本文中正是應用的這種齒型來設計的。而透平膨脹機主要用于大型裝置,即小膨脹比,小流量的場合,因透平膨脹機在高壓、小流量的情況下,效率低,所以它的應用受著小氣量的限制。轉子的嚙合點隨氣體的膨脹是向排氣端移動的,當它抵達排氣端時,膨脹過程結束,齒間容積最大。（2）膨脹過程圖12c在吸氣過程結束后的齒間容積對里充滿著高壓氣休 ,其壓力高于順轉向前面一對齒間容積對里的氣體壓力,在壓力差的作用下,形成一定的轉矩,陰、陽螺桿轉子便朝相互背離的方向轉去，于是齒間容積變大,氣體膨脹,螺桿轉子旋轉對外作功。螺桿膨脹機是從高壓膨脹到低壓，不可能象螺桿壓縮機那樣進行噴油運轉，抓油靠氣體壓力自動循環(huán)。1977年，該實驗室用同一臺螺桿膨脹機再度實驗，其結果揭示了汽液兩相螺桿膨脹機的一些特性。1987年，,該所建造了我國第一套螺桿膨脹機全流實驗裝置。 轉子型線的設計螺桿膨脹機最關鍵的是一對相互嚙合的轉子，轉子的齒面與轉子軸線垂直面的截交線稱為轉子型線。顯然接觸線連續(xù)，意味著嚙合線應該是一條連續(xù)的封閉曲線。（4）齒間面積。吸氣封閉容積導致膨脹機功耗增加、效率降低、噪聲增大。螺桿膨脹機按螺桿壓縮機的逆原理工作，其基本構造與螺桿壓縮機相似，工作過程相反。 轉子各段齒曲線方程1）AB與GH① AB方程陰轉子上的AB為一徑向直線，其方程為： （31）參數(shù)的變化范圍為： （32）由三角形,有： （33） （34） 即： （35） 式中，、分別為陰陽轉子的齒數(shù)，R為齒高半徑，在標準中，規(guī)定。I點與其共軛曲線CD嚙合時，其嚙合線就是以陽轉子中心為圓心，以I點到的距離為半徑的圓弧，即I點在靜止坐標系中的運動軌跡。③ 嚙合線方程把EF的方程（340）代入坐標變換式（3），得： （345）上式表明節(jié)圓圓弧的嚙合點是一固定點，即節(jié)點P。如前所述，所謂長徑比是指螺桿壓縮機的軸向長度l，與螺桿（公稱）直徑D0的比值，并記做 .其通常范圍是 。由此，螺桿直徑為某定值時，導程與長徑比只有不多的組合方案，以得到上述的扭轉角度數(shù)值。② 23段：23段安裝軸承和進行軸封，且有端蓋透蓋，根據(jù)氈圈得直徑系列，和選用的軸承7208C，可得=40mm，=80mm。② 23段：用作軸承軸向定位，=39mm，=40mm。③ 氣體在吸氣孔口處及齒間容積內的流動損失要小。端蓋內有軸封、軸承。圖54 螺桿受力圖 軸承密封系統(tǒng)的確定由于螺桿膨脹動力機的密封性要求較高，采用圖55所示結構，密封效果是靠矩形氈圈安裝于梯形槽中所產生的徑向壓力來實現(xiàn)的。圖55 氈圈油封結論本設計中關于螺桿膨脹機的研究只是根據(jù)理論知識來進行的，由于知識面的有限，還存在不少問題。在做設計的過程中，我遇到了很多問題，有幾次我都想放棄了，但是我還是咬牙過來了。以前習慣了去仿照模板，而這一次我學會了如何去思考問題，還有要敢于去接受新的東西。螺桿膨脹機目前在國內的應用還不是很多，最具代表性的是廈門普科技有限公司的通過螺桿膨脹機利用工廠余熱蒸汽進行發(fā)電。這種密封方式特點是結構簡單、廉價，但磨損較快。吸氣端讓吸入氣體從底部進入，沿徑向進入機體，與吸氣類似，排氣設在機體的頂部，采用徑向排氣。 殼體設計膨脹機殼體設計包括對轉子外殼和前后機座的設計。④ 45段：為陰轉子螺旋線，已設計，=150mm。④ 45段：45段是密封段，=52mm，=40mm。內壓力比相同時，具有大螺旋角的螺桿，能得到較大的徑向與軸向排氣孔面積，如圖41所示：
圖41 螺旋角對排氣孔口面積的影響 螺桿設計 螺桿轉子齒型參數(shù)的確定單邊不對稱銷齒圓弧型線齒廓的端面形狀主要由以下參數(shù)決定：陽轉子齒數(shù)z1 陰轉子齒數(shù)z2中心距a 陽轉子直徑D1陰轉子直徑D2 齒高半徑 R=%a陰轉子節(jié)圓直徑 Dw1 陽轉子節(jié)圓直徑 Dw2 此外還有齒的螺旋數(shù)據(jù)轉子長度L