采用有限元熱- 力直接耦合的方法,通過加載*、三類熱邊界條件以及力、位移邊界條件對轉(zhuǎn)子進行數(shù)值模擬，得出了兩轉(zhuǎn)子溫度場分布和變形情況。結(jié)果表明，轉(zhuǎn)子徑向變形在各級之間是不同的。因此本文對進口真空泵泵腔內(nèi)間隙做出了詳盡的要求，并進行了計算。計算結(jié)果為進口雙螺桿真空泵腔內(nèi)間隙的確定提供了理論依據(jù)。
進口螺桿真空泵在工作過程中，其轉(zhuǎn)子會發(fā)生熱-力變形，因此在轉(zhuǎn)子制造過程中要預留適當?shù)拈g隙。間隙太小，變形容易導致轉(zhuǎn)子卡?。婚g隙過大，螺桿真空泵無法獲得較高的真空度。因此，對間隙的計算非常重要。目前，國內(nèi)外相關文獻大多是針對螺桿壓縮機進行研究，而相對較少的關于螺桿真空泵的文獻也沒有對間隙做出具體的計算。本文在此基礎上對泵腔內(nèi)間隙做出了更加詳細的要求，并進行了模擬計算。
1、研究方法
由于進口螺桿真空泵轉(zhuǎn)子形狀復雜，因此本文采用SOLIDWORKS軟件完成轉(zhuǎn)子的建模， 導入ANSYS 軟件對其變形尺寸進行模擬計算。轉(zhuǎn)子幾何參數(shù)如下：齒頂圓直徑200 mm，齒根圓直徑64 mm，導程115 mm，轉(zhuǎn)子總長460 mm。本文采用熱- 力直接耦合的方法，取轉(zhuǎn)子進、出氣口兩軸承間的部分(即泵腔內(nèi)工作部分)為研究對象。采用自由劃分網(wǎng)格的方法，選用三維20 節(jié)點(節(jié)點位于每一個立方體單元模型的頂點、棱或面上，是計算各種物理量的zui小單元)的耦合場實體單元Solid226，該單元為高階單元形式，分析精度較高。
2、施加載荷
2.1、溫度載荷
進口螺桿真空泵在工作過程中，極限壓強約為1Pa，泵腔內(nèi)(除排氣級外)處于真空狀態(tài)。因此忽略吸氣端前三級轉(zhuǎn)子與空氣的對流換熱。在轉(zhuǎn)子進氣端加載*類邊界條件，取端蓋溫度40℃；在轉(zhuǎn)子排氣級加載第三類邊界條件，取排氣溫度150℃。
2.2、位移邊界
根據(jù)螺桿泵實際工作情況，為保證排氣端的間隙，本文在轉(zhuǎn)子排氣端軸承處限制X、Y、Z 三個方向的位移自由度，以及繞X、Y 軸的轉(zhuǎn)動自由度。進氣端軸承處限制X、Y 方向的位移自由度，以及繞X、Y 軸的轉(zhuǎn)動自由度，允許轉(zhuǎn)子在進氣端軸向伸長[12]。
2.3、力載荷
排氣級的實際壓力載荷是隨排氣口的打開閉合呈周期變化的。本文為了便于計算將排氣級的壓強簡化為恒定的大氣壓強。設定轉(zhuǎn)速為3000r/min，該轉(zhuǎn)速將提供轉(zhuǎn)子繞Z 軸的慣性離心力。
3、齒頂圓周間隙泄漏量計算流體力學模擬
根據(jù)流體力學理論，螺桿泵齒頂圓周間隙泄漏可看作是同心環(huán)形縫隙流動。同一級雙螺桿兩側(cè)的齒頂圓泄漏通道可簡化為“8”字型。泄漏通道幾何模型參數(shù)如下：內(nèi)徑r=100 mm，圓心距A=132 mm，泄漏通道寬度B=50 mm。本文在不同間隙值下對通過吸氣級齒頂圓周間隙泄漏的質(zhì)量流量進行了計算流體力學模擬，模擬結(jié)果如圖11所示?？梢钥闯?，在進氣端，間隙高度從0.5 mm 減小到0.3 mm 的過程中，通過齒頂圓的泄漏量顯著減??；當間隙繼續(xù)減小到0.2 mm 時，質(zhì)量流量并不會有顯著變化。這是由于當間隙由0.5 mm 變化到0.3 mm 時，進氣端齒頂圓周間隙的平均壓強以及流體域兩端的壓力差快速下降，當間隙高度為0.3 mm 時，二者已經(jīng)達到非常小的量級，所以當間隙繼續(xù)減小時，泄漏量的變化不明顯。由模擬結(jié)果可知，螺桿真空泵穩(wěn)定運行時的間隙高度在0.2 mm 到0.3 mm 之間取值是比較合理的。
4、結(jié)論
雅之雷德機電科技對進口雙螺桿真空泵轉(zhuǎn)子的熱-力變形進行了模擬，得出了轉(zhuǎn)子溫度場以及變形結(jié)果。相較于之前的文獻，本文對螺桿真空泵的間隙做出了更加詳盡的要求，并針對為防止轉(zhuǎn)子熱力變形卡住所需的zui小配合間隙進行了計算。對進氣端齒頂圓周間隙泄漏量進行了模擬，預估了螺桿真空泵穩(wěn)定運行時的間隙高度的合理取值范圍。在實際設計中，需要根據(jù)不同工況綜合考慮zui小配合間隙和穩(wěn)定運行間隙。本文模擬計算過程及結(jié)果為合理確定泵腔內(nèi)間隙提供了計算方法和理論基礎。
