支明宇，李志峰，2，萬(wàn)旭東，趙永強(qiáng)，2

(1.陜西理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，陜西 漢中 723001；2.陜西省工業(yè)自動(dòng)化重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西 漢中 723001)

引言

螺桿式壓縮機(jī)在石油化工、食品處理加工、大型冷庫(kù)等應(yīng)用領(lǐng)域具有顯著優(yōu)勢(shì)，現(xiàn)階段受到越來(lái)越多的重視[1]。隨著螺桿式壓縮機(jī)應(yīng)用領(lǐng)域的逐漸加大，螺桿轉(zhuǎn)子在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中的受熱變形直接影響壓縮機(jī)的安全運(yùn)行，其自身的熱力變形結(jié)構(gòu)特性研究也被廣大學(xué)者更加關(guān)注。

目前MUSTAFIN TN等[2]提出了利用數(shù)值計(jì)算法計(jì)算轉(zhuǎn)子工作的溫度場(chǎng)仿真模型，根據(jù)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作條件仿真轉(zhuǎn)子的溫度場(chǎng)。DING H等[3]提出一種新式求壓縮機(jī)共軛傳熱的混合時(shí)間尺度耦合方法并應(yīng)用于雙螺桿壓縮機(jī)的建模。MARWAN C等[4]利用Modelica建立一個(gè)種新型雙螺桿壓縮機(jī)模型，并描述在高溫下的壓縮循環(huán)。SUN-SEOK B等[5]開(kāi)發(fā)了基于MATLAB的轉(zhuǎn)子型線程序來(lái)改變壓縮機(jī)性能。CAO F等[6]提出工作腔壓力分布數(shù)學(xué)模型，通過(guò)傳感器實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證準(zhǔn)確性。HSIEH S H等[7]求解無(wú)內(nèi)熱瞬態(tài)熱傳導(dǎo)偏微分方程組，得到轉(zhuǎn)子在周期對(duì)流邊界條件下的瞬態(tài)熱傳導(dǎo)問(wèn)題解。

國(guó)內(nèi)在轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力方面的研究如魏靜等[8]通過(guò)弱耦合方法實(shí)現(xiàn)雙螺桿捏合機(jī)轉(zhuǎn)子的熱力耦合、流固耦合分析得到流場(chǎng)是導(dǎo)致轉(zhuǎn)子應(yīng)力變化的主要因素。孫瑾亭等[9]建立變螺距螺桿真空泵有限元模型，進(jìn)行熱分析仿真模擬。鄧亦攀[10]建立壓縮機(jī)熱力學(xué)模型，對(duì)不同轉(zhuǎn)速下的壓縮機(jī)工作腔容積效率進(jìn)行分析。趙永強(qiáng)等[11-12]通過(guò)對(duì)三螺桿泵進(jìn)行熱力耦合分析得到主、從動(dòng)螺桿溫度和熱力變形分布規(guī)律；對(duì)主、從動(dòng)螺桿進(jìn)行靜力學(xué)扭矩、流場(chǎng)壓力兩種載荷的耦合分析，得到嚙合間隙是影響三螺桿泵容積效率的關(guān)鍵。王智博等[13]通過(guò)熱力耦合仿真得到雙螺桿泵轉(zhuǎn)子的溫度分布規(guī)律。操建平等[14]通過(guò)傅里葉級(jí)數(shù)擬合螺桿泵定子應(yīng)力應(yīng)變，并對(duì)常規(guī)螺桿泵及等壁厚螺桿泵進(jìn)行對(duì)比。張遠(yuǎn)深等[15]通過(guò)建立數(shù)學(xué)模型對(duì)干式螺桿真空泵進(jìn)行熱力耦合，并對(duì)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化。陳宗武等[16]對(duì)螺桿真空泵轉(zhuǎn)子進(jìn)行溫度場(chǎng)分析，模擬推導(dǎo)出泵腔內(nèi)冷配合間隙對(duì)轉(zhuǎn)子形狀的改進(jìn)，優(yōu)化降低了泵的返流量。何雪明等[17]探索并驗(yàn)證出一種替換動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)的新方法用于雙螺桿壓縮機(jī)的CFD計(jì)算仿真模擬。仝繼鋼等[18]建立微型高壓壓縮機(jī)工作腔熱力學(xué)模型，得出壓縮腔內(nèi)容積效率變化規(guī)律。吳曉等[19]建立微小齒輪泵流場(chǎng)模型，對(duì)不同頂隙下的工作流量脈動(dòng)率進(jìn)行分析。張占東等[20]基于功率平衡原理建立流量調(diào)節(jié)策略。

以上研究對(duì)壓縮機(jī)及螺桿泵等結(jié)構(gòu)性能進(jìn)行研究，雖得到螺桿轉(zhuǎn)子溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)分布結(jié)果，但大多均以介質(zhì)溫度、熱對(duì)流系數(shù)等為影響因素，未考慮在實(shí)際工作中由轉(zhuǎn)速不同導(dǎo)致壓縮機(jī)熱力變形結(jié)構(gòu)特性的影響，為準(zhǔn)確模擬雙螺桿壓縮機(jī)在實(shí)際工作中的受力變形情況，本研究考慮以不同轉(zhuǎn)速帶來(lái)的性能差異，通過(guò)間接耦合方法將溫度場(chǎng)與應(yīng)力場(chǎng)聯(lián)系在一起；在ANSYS軟件中，通過(guò)求解靜力方程，對(duì)比螺桿轉(zhuǎn)子在靜應(yīng)力、穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱力耦合場(chǎng)3種工況得到的應(yīng)力、變形分布規(guī)律，為實(shí)現(xiàn)雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子間隙合理分布，優(yōu)化壓縮機(jī)性能提供理論依據(jù)。

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 耦合理論

對(duì)螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子采用間接耦合方法，先得到轉(zhuǎn)子溫度場(chǎng)分析結(jié)果，再通過(guò)施加約束及力載荷，其中力載荷主要為轉(zhuǎn)子受到的轉(zhuǎn)矩。通過(guò)數(shù)值插值技術(shù)施加到應(yīng)力場(chǎng)，實(shí)現(xiàn)螺桿轉(zhuǎn)子熱力耦合。

1.2 溫度場(chǎng)理論

穩(wěn)態(tài)熱力學(xué)平衡方程：

KT1=Q

(1)

式中，K—— 傳導(dǎo)矩陣，包含導(dǎo)熱系數(shù)、對(duì)流系數(shù)、輻射率等

T1—— 節(jié)點(diǎn)溫度向量

Q—— 節(jié)點(diǎn)熱流率向量

雙螺桿壓縮機(jī)工作時(shí)轉(zhuǎn)子運(yùn)送的介質(zhì)具有進(jìn)出口溫差大、高流動(dòng)性特點(diǎn)，易與轉(zhuǎn)子發(fā)生強(qiáng)制熱對(duì)流現(xiàn)象，即流體與固體表面之間發(fā)生熱的交換過(guò)程。由牛頓冷卻方程可知：

q=h(Ts-Tb)

(2)

式中，q—— 表示螺桿轉(zhuǎn)子的熱流密度

h—— 對(duì)流換熱系數(shù)(或稱(chēng)給熱系數(shù))

Ts—— 固體表面溫度，即螺桿轉(zhuǎn)子表面溫度

Tb—— 周?chē)黧w溫度，即內(nèi)部介質(zhì)溫度

1.3 力學(xué)理論

通過(guò)對(duì)經(jīng)典力學(xué)理論的動(dòng)力學(xué)通用方程的聯(lián)合，建立雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子力學(xué)模型的運(yùn)動(dòng)方程：

(3)

式中，M—— 表示螺桿轉(zhuǎn)子質(zhì)量矩陣

C—— 螺桿轉(zhuǎn)子阻尼系數(shù)矩陣

K—— 螺桿轉(zhuǎn)子剛度系數(shù)矩陣

f(t) —— 力矢量

1.4 熱力學(xué)理論

根據(jù)溫度場(chǎng)理論和應(yīng)力學(xué)理論，對(duì)螺桿轉(zhuǎn)子進(jìn)行熱力耦合分析得到螺桿轉(zhuǎn)子的溫度分布和應(yīng)力、變形結(jié)果。考慮實(shí)際工作狀態(tài)下，穩(wěn)態(tài)熱分析中溫度不隨時(shí)間變化，其中熱對(duì)流換熱系數(shù)與熱流量也不隨時(shí)間變化，流出系統(tǒng)的流量與進(jìn)入系統(tǒng)的流量相同。在三維坐標(biāo)系中穩(wěn)態(tài)熱控制分析方程：

(4)

在考慮邊界條件和初值條件情況下，熱力耦合數(shù)學(xué)模型：

(5)

式中，i—— 區(qū)分介質(zhì)的不同項(xiàng)

?！?研究區(qū)域的外邊界

μ—— 熱交換系數(shù)

K1—— 熱傳導(dǎo)矩陣

式（1）中：TCDab為兩國(guó)的貿(mào)易結(jié)合度指數(shù)；Xab為a國(guó)對(duì)b國(guó)的出口額；Xa、Mb分別為a國(guó)和b國(guó)的出口總額和進(jìn)口總額；Mw為世界進(jìn)口總額；若TCDab＞1，說(shuō)明a國(guó)和b國(guó)貿(mào)易聯(lián)系緊密；若TCDab＜1，則a國(guó)和b國(guó)貿(mào)易聯(lián)系松散。

n—— 區(qū)域的界法線向量

Ti—— 系統(tǒng)初始溫度分布

Tα(t) —— 與系統(tǒng)相互作用的外界環(huán)境溫度

2 有限元模型前處理

2.1 幾何模型建立

螺桿轉(zhuǎn)子端面型線由多段復(fù)雜曲線組成，需在現(xiàn)有數(shù)據(jù)點(diǎn)通過(guò)MATLAB生成局部端面型線基礎(chǔ)上導(dǎo)入三維CAD軟件，通過(guò)陣列命令將導(dǎo)入的型線以數(shù)據(jù)擬合方法得到完整端面型線，進(jìn)行螺旋線掃略得到陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子三維模型如圖1所示，表1給出了陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子主要參數(shù)。考慮網(wǎng)格精度、計(jì)算時(shí)間等綜合因素影響，采用網(wǎng)格單元結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、計(jì)算時(shí)間短的四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子嚙合齒面進(jìn)行網(wǎng)格局部加密設(shè)置。劃分后的陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子網(wǎng)格數(shù)218 066，節(jié)點(diǎn)數(shù)374 686。

表1 陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子基本參數(shù) mm

圖1 陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子幾何模型

考慮到雙螺桿空壓機(jī)的實(shí)際工況，結(jié)合齒輪、齒輪軸、蝸桿等耐磨且受力較大零件為參考依據(jù)，本研究所選用的材料為30CrMnTi合金，具有彎曲強(qiáng)度較大、耐磨性能高等優(yōu)點(diǎn)。30CrMnTi合金的材料力學(xué)性能如表2所示。

表2 30CrMnTi合金材料參數(shù)

2.2 設(shè)置邊界條件

螺桿轉(zhuǎn)子在工作過(guò)程中，轉(zhuǎn)子表面溫度低于物料溫度，與周?chē)锪习l(fā)生熱對(duì)流，施加熱對(duì)流換熱系數(shù)，并設(shè)置環(huán)境溫度進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱分析?？紤]壓縮機(jī)實(shí)際工況，在轉(zhuǎn)子進(jìn)氣端面軸向只保留繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)和移動(dòng)，在排氣端面保留Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)，以確保排氣端具有最小軸向間隙并避免磨損，進(jìn)氣端具有最大軸向間隙使其擴(kuò)張。為確保得到的數(shù)據(jù)更加具有收斂性，打開(kāi)若彈簧命令。施加進(jìn)氣口溫度25 ℃，排氣口溫度95 ℃，室溫25 ℃；在螺桿轉(zhuǎn)子嚙合齒面施加熱流密度為25 W/mm2，取對(duì)流換熱系數(shù)100 W/(m2·k) 如圖2所示。進(jìn)行熱力耦合分析時(shí)因陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子存在轉(zhuǎn)矩作用，依次設(shè)置不同轉(zhuǎn)速來(lái)確保轉(zhuǎn)矩大小，具體流程如圖3所示。

圖2 穩(wěn)態(tài)熱分析邊界條件

圖3 熱力耦合流程圖

對(duì)陰、陽(yáng)螺桿轉(zhuǎn)子取3，4，5 mm不同尺寸進(jìn)行網(wǎng)格劃分并進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱分析計(jì)算。由表3可見(jiàn)，不同尺寸網(wǎng)格的陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子網(wǎng)格數(shù)、節(jié)點(diǎn)數(shù)相差較大但最大形變量相差較小，驗(yàn)證了網(wǎng)格敏感性與收斂性，保證仿真結(jié)果正確性。

表3 不同網(wǎng)格尺寸差異對(duì)比量

3 模擬結(jié)果

依照雙螺桿壓縮機(jī)的功率130 kW，設(shè)定陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子嚙合間隙為0.2 mm，陽(yáng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速依次設(shè)為2650，2950，3250，3550，3850 r/min的不同工況。通過(guò)數(shù)值模擬分析雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子在靜應(yīng)力、穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱力耦合場(chǎng)3種情況下的變形、應(yīng)力變化規(guī)律。以陽(yáng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速2650 r/min為例，分析轉(zhuǎn)子在穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)下溫度分布和變形、應(yīng)力變化情況如下。

3.1 穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)分析

螺桿轉(zhuǎn)子穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)下溫度分布如圖4所示，由于把室溫加載在轉(zhuǎn)子兩端軸上，故陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子進(jìn)氣端的溫度與軸段的溫度相同，由于存在對(duì)流換熱影響，轉(zhuǎn)子溫度從進(jìn)氣端向排氣端逐漸升高，在排氣端溫度達(dá)到最大。圖5為陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)軸向截面云圖，可知變化趨勢(shì)大致相似，以陽(yáng)轉(zhuǎn)子為例，在靠近進(jìn)氣口處進(jìn)氣溫度設(shè)置與室溫相同，因齒面可直接與熱源接觸，從熱源吸收熱量，而軸心熱量溫度均通過(guò)齒面?zhèn)鲗?dǎo)至內(nèi)部，吸收的熱量相對(duì)于齒面來(lái)說(shuō)較慢、幾乎不產(chǎn)生熱對(duì)流換熱，溫度散失較少，故靠近進(jìn)氣端轉(zhuǎn)子內(nèi)部溫度大于螺桿表層溫度；在出口處由于壓力作用使大部分熱量聚集于嚙合齒表面，齒面從熱源吸收熱量的趨勢(shì)大于散熱的趨勢(shì)，導(dǎo)致出氣端螺桿表層溫度大于轉(zhuǎn)子內(nèi)部溫度。由圖6知陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子在嚙合齒面同一徑向?qū)訙囟炔煌?，同一溫度層大致以螺桿中部為基準(zhǔn)向兩端各呈現(xiàn)橢圓面形狀分布。

圖4 螺桿轉(zhuǎn)子穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)

圖5 陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)軸向截面云圖

圖6 螺桿轉(zhuǎn)子同溫度層

陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子進(jìn)、出口軸段采用一端游支，另一端固定。在螺桿的入口端保留Z軸方向的位移和繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)，出口端僅保留繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)，螺桿轉(zhuǎn)子在穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)下變形結(jié)果如圖7所示。

圖7 穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)變形圖

由于轉(zhuǎn)子一端固定，一端游支導(dǎo)致螺桿發(fā)生熱膨脹現(xiàn)象，最大變形量發(fā)生在螺桿進(jìn)氣端軸段。陽(yáng)轉(zhuǎn)子最大變形量為0.066422 mm，應(yīng)力為744.92 MPa，螺桿工作時(shí)主要以螺旋齒面轉(zhuǎn)動(dòng)傳送介質(zhì)，其嚙合面間最大變形量為0.060979 mm。陰轉(zhuǎn)子最大形變量為0.04978 mm，發(fā)生在螺旋齒面上的最大形變量為0.046454 mm。由此知陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子螺旋齒面之間總變形極限0.107433 mm，小于陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子嚙合間隙0.2 mm，符合安裝理論要求且滿足實(shí)際工況，可通過(guò)變形了解其嚙合狀態(tài)，確保安裝間隙設(shè)置安全。

3.2 耦合場(chǎng)分析

如果只加約束，不加載螺桿轉(zhuǎn)子受到的轉(zhuǎn)矩載荷，螺桿轉(zhuǎn)子耦合分析得到的只為溫度場(chǎng)單獨(dú)作用下熱應(yīng)力、熱變形結(jié)果。通過(guò)溫度模塊與應(yīng)力模塊結(jié)合形式，在加上約束條件的同時(shí)，也加上轉(zhuǎn)矩載荷，得到的將是應(yīng)力-溫度共同作用下的熱力耦合結(jié)果，針對(duì)約束、載荷的不同，對(duì)雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子進(jìn)行有限元數(shù)值模擬分析，陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子在熱力耦合下的變形如圖8和圖9所示。

圖8 耦合下陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形圖

圖9 耦合下陰轉(zhuǎn)子變形圖

在穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)基礎(chǔ)上施加轉(zhuǎn)矩進(jìn)行熱力耦合，以主要工作面進(jìn)行分析，陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形量在徑向上由齒根向齒頂逐漸增大。由于螺桿轉(zhuǎn)子依靠一組同步齒輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞，轉(zhuǎn)矩通過(guò)陽(yáng)轉(zhuǎn)子傳遞到陰轉(zhuǎn)子，最大變形發(fā)生在陽(yáng)轉(zhuǎn)子進(jìn)氣軸端，形變量為0.068407 mm，比熱變形增加0.001985 mm，應(yīng)力749.16 MPa，陰轉(zhuǎn)子最大形變量為0.065331 mm，與溫度場(chǎng)相比增大0.015551 mm。

3.3 穩(wěn)態(tài)靜力學(xué)變形

設(shè)置螺桿轉(zhuǎn)子在穩(wěn)態(tài)下的變形情況，對(duì)比分析，陰轉(zhuǎn)子變形量大于陽(yáng)轉(zhuǎn)子，最大變形0.015996 mm，陽(yáng)轉(zhuǎn)子最大變形0.0052431 mm。最大應(yīng)力187.77 MPa，與穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)、熱力耦合場(chǎng)相比相差較大，可以看出溫度場(chǎng)變化對(duì)螺桿轉(zhuǎn)子之間的變形有較大影響。同時(shí)對(duì)轉(zhuǎn)速在2650 r/min時(shí)3種不同工況下的陰、陽(yáng)螺桿轉(zhuǎn)子數(shù)值仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表4所示。

表4 陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子不同場(chǎng)變形量對(duì)比

靜應(yīng)力下，陰轉(zhuǎn)子變形量大于陽(yáng)轉(zhuǎn)子，在X，Y，Z三方向轉(zhuǎn)子變形情況一致，均為在Y方向變形量最大，在Z方向變形量最??；穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)下的最大應(yīng)力、最大形變均為陽(yáng)轉(zhuǎn)子大于陰轉(zhuǎn)子，且最大形變量均發(fā)生在軸向位置；熱力耦合工況下，陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子仿真數(shù)值略大于溫度場(chǎng)，最大變形也均在Z軸方向，陰轉(zhuǎn)子在Y方向變形小于X方向，相差0.012 μm，大小可忽略不計(jì)。由于溫度的存在，導(dǎo)致溫度場(chǎng)與耦合場(chǎng)的變形量及應(yīng)力數(shù)值明顯大于靜力場(chǎng)下的應(yīng)力、變形，可知溫度是導(dǎo)致螺桿轉(zhuǎn)子變形的主要因素，耦合場(chǎng)由于施加轉(zhuǎn)矩作用得到數(shù)值比溫度場(chǎng)更加準(zhǔn)確可靠。

因陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子發(fā)生咬合、磨損的危險(xiǎn)截面均發(fā)生在螺旋嚙合齒面，故選取3種工況下不同轉(zhuǎn)速的陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子螺旋齒面最大形變量進(jìn)行對(duì)比分析，如圖10和圖11所示。

圖10 陽(yáng)轉(zhuǎn)子螺旋齒面最大變形量

對(duì)比以上3種工況發(fā)現(xiàn)，靜應(yīng)力下的齒面變形較溫度場(chǎng)及耦合場(chǎng)相差較大，且陽(yáng)轉(zhuǎn)子整體變形量大于陰轉(zhuǎn)子；由于溫度場(chǎng)的邊界條件無(wú)轉(zhuǎn)矩的施加，故最大變形量是一條水平直線；溫度場(chǎng)與耦合場(chǎng)相比，由于耦合場(chǎng)存在轉(zhuǎn)矩的施加，其齒面最大形變?cè)谒O(shè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均大于溫度場(chǎng)的單獨(dú)作用，由圖10和圖11趨勢(shì)可知，在某一轉(zhuǎn)速時(shí)耦合場(chǎng)的最大變形量等于溫度場(chǎng)的變形量，當(dāng)雙螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速大于該轉(zhuǎn)速時(shí)，耦合場(chǎng)的最大變形量將小于溫度場(chǎng)的最大變形量。因此，在實(shí)際工作中，隨轉(zhuǎn)速的增大，螺旋齒面最大變形量將逐步減小，且陰轉(zhuǎn)子比陽(yáng)轉(zhuǎn)子受到的轉(zhuǎn)速影響更加明顯，所以在實(shí)際工況中，應(yīng)多加注意陰轉(zhuǎn)子的齒面變形對(duì)螺桿壓縮機(jī)工作性能的影響。

圖11 陰轉(zhuǎn)子螺旋齒面最大變形量

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子進(jìn)行有限元分析，利用ANSYS中溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)模塊的相結(jié)合數(shù)值模擬，得到雙螺桿壓縮機(jī)的陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子在靜力場(chǎng)、穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱力耦合場(chǎng)條件下的熱變形分布規(guī)律，并且在不同工況條件下進(jìn)行了結(jié)構(gòu)特性分析。

(1) 從穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果可知，從進(jìn)氣端向排氣端溫度逐漸升高，進(jìn)氣端溫度較低，排氣端溫度最高，且進(jìn)氣端齒面溫度低于軸心溫度，排氣端齒面溫度高于軸心溫度；

(2) 在靜力場(chǎng)結(jié)構(gòu)下,陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形為0.0052413 mm，陰轉(zhuǎn)子變形為0.015996 mm，且主要變形發(fā)生在Y方向；耦合場(chǎng)下陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形為0.068407 mm, 陰轉(zhuǎn)子變形為0.065331 mm，靜應(yīng)力下的轉(zhuǎn)子變形與耦合場(chǎng)相比差異明顯，說(shuō)明單獨(dú)靜應(yīng)力分析與實(shí)際工況相差過(guò)大，應(yīng)考慮多重因素的多場(chǎng)耦合模擬；

(3) 熱變形是導(dǎo)致陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形的主要原因，陽(yáng)轉(zhuǎn)子的整體變形量在穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱力耦合場(chǎng)均大于陰轉(zhuǎn)子的整體變形量，但齒面間變形在耦合場(chǎng)下正好相反，在實(shí)際使用過(guò)程中應(yīng)多加注意陰轉(zhuǎn)子齒面變形對(duì)壓縮機(jī)的安全運(yùn)行影響；

(4) 選取的轉(zhuǎn)速不同導(dǎo)致轉(zhuǎn)矩差異，在穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱力耦合情況下轉(zhuǎn)子變形大致相同，最大變形量均發(fā)生在軸端位置。在實(shí)際工況下，通過(guò)選取適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速來(lái)調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)矩影響最大變形量，從而改善雙螺桿壓縮機(jī)工作性能。

因此，在進(jìn)行雙螺桿壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子配合間隙設(shè)計(jì)時(shí)必須充分考慮到轉(zhuǎn)速對(duì)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子變形的影響，可避免陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子之間磨損加劇甚至抱死現(xiàn)象，為雙螺桿式壓縮機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子工作間隙合理選擇提供了理論依據(jù)。