罗茨鼓风机的间隙调整！
1.装配间隙
转子间隙大小，是影响鼓风机经济性和可靠性的重要因素。就减少泄漏损失和提高容积效率而言,工作间隙越小越好。为保证叶轮与叶轮、叶轮与机壳以及叶轮与墙板不发生接触和摩擦,工作间隙越大越可靠。设计时,应兼顾这两方面的要求,确定一种微小而安 全的工作间隙。实际中,可根据装配间隙测量值，间接控制工作间隙的大小。叶轮以外径D(或长度L)为基本尺寸，与机壳(或墙板)构成间隙配合。设尺寸两端装配间隙之和为8,其中下标t表示为总间隙。从制造角度讲,其最小值δ.min和机亮公差ESEr此时,叶轮时轮公差零部件的尺寸公差。最大值8.m主要取决于例如，精车叶轮外圆，精镜机光内孔，通常可以达到1T7的公差等级。其中:当D≤50时1 0-(0. 4D)0+0.001D) (m)当D>500~3150mm时,17公差=16x(0.04D+0.21) (um)式中,D的单位以mm表示。与机壳的最小总间隙为:Br.i.=EI-es叶轮与机壳的最大总间隙为:Bnm.=EBS-ea=Br.min+(ES - E1)+不考虑转子重量及轴承游腺等因素的影响，单个间家的最小值和最大值分别为:an +(e-ci)=8r.min+2xIT7公差8y,m=Bn,nin/2=(eI -s)/28m.m.2-B..+17公差设计上，首先应根据转子振动、扭转变形热膨胀及齿轮磨损等情况,确定所需的最小同愿.n,由此确定叶轮尺寸上偏差(es)与机壳尺寸下偏差(EI);然后针对特定的加工方法及尺寸公差(如IT7公差)，确定可能出现的最大间隙δ, .maxo
2.热膨胀值
(1)叶轮与机壳间的热膨胀值。叶轮与机壳通常采用相同的材料制造，确定叶轮与机壳的最小间隙8,cmn时应预留的热膨胀间除为:△,=a-D(t, t,)2 (m)式中a一叶轮和机壳的线膨胀系数,结铁:a=(11.5~13.5)x10-6,1/C;t.4.--分别为叶 轮和机光的工作温度,C。其中,,可取进排气温度的平均值,可取t,与环境温度。的平均值。
(2)叶轮与叶轮间的热膨胀值。确定两叶轮的最小同歌;Sr.min时.应预留的热膨胀间肆OL=a-A(I,-ta) (m)
(3)叶轮端面与墙板同的热膨胀值。一般,定位端的Oj≈0确定白由端的最小间酿8n ,应预留的热膨胀间除为:A,=a*L(4,-t) (m)3.
3.最小装配间隙
(1叶轮与机壳间的最小装配问家。转子输线一般为水
承的径向游隙Co空在轴承上部位置。因此，8n.min=O,+δo (m) ,叶轮与机壳底部之部之向。在转子重力作用之下,输之同所需的最 装配间隙为:除底部之外叶轮与机壳其他部位之间的最小装配间酸为:式中8o-间際余量，:般取为(0.02-0.10)x 10-33m(对小小机型取较小小的數值)8+.min=0,+Cu+δo (m)式中Gr一叶轮的径向振幅，可取轴承径向游院的数值,m。叶轮直径两端的总间隙8n=8m+ 86，其最小值为:Ba.nin =3a.nn +8t.min≈20r+Co+28o (m) (5- 9)另外,鼓风机压差较大时,转子挠度对间糜的影响不容忽视。挠度计算见5.2.2节有关内容。此时需对机壳作偏心加工增大低压侧的装配间隙，以保证所需的工作间度。
转子间隙大小，是影响鼓风机经济性和可靠性的重要因素。就减少泄漏损失和提高容积效率而言,工作间隙越小越好。为保证叶轮与叶轮、叶轮与机壳以及叶轮与墙板不发生接触和摩擦,工作间隙越大越可靠。设计时,应兼顾这两方面的要求,确定一种微小而安 全的工作间隙。实际中,可根据装配间隙测量值，间接控制工作间隙的大小。叶轮以外径D(或长度L)为基本尺寸，与机壳(或墙板)构成间隙配合。设尺寸两端装配间隙之和为8,其中下标t表示为总间隙。从制造角度讲,其最小值δ.min和机亮公差ESEr此时,叶轮时轮公差零部件的尺寸公差。最大值8.m主要取决于例如，精车叶轮外圆，精镜机光内孔，通常可以达到1T7的公差等级。其中:当D≤50时1 0-(0. 4D)0+0.001D) (m)当D>500~3150mm时,17公差=16x(0.04D+0.21) (um)式中,D的单位以mm表示。与机壳的最小总间隙为:Br.i.=EI-es叶轮与机壳的最大总间隙为:Bnm.=EBS-ea=Br.min+(ES - E1)+不考虑转子重量及轴承游腺等因素的影响，单个间家的最小值和最大值分别为:an +(e-ci)=8r.min+2xIT7公差8y,m=Bn,nin/2=(eI -s)/28m.m.2-B..+17公差设计上，首先应根据转子振动、扭转变形热膨胀及齿轮磨损等情况,确定所需的最小同愿.n,由此确定叶轮尺寸上偏差(es)与机壳尺寸下偏差(EI);然后针对特定的加工方法及尺寸公差(如IT7公差)，确定可能出现的最大间隙δ, .maxo
2.热膨胀值
(1)叶轮与机壳间的热膨胀值。叶轮与机壳通常采用相同的材料制造，确定叶轮与机壳的最小间隙8,cmn时应预留的热膨胀间除为:△,=a-D(t, t,)2 (m)式中a一叶轮和机壳的线膨胀系数,结铁:a=(11.5~13.5)x10-6,1/C;t.4.--分别为叶 轮和机光的工作温度,C。其中,,可取进排气温度的平均值,可取t,与环境温度。的平均值。
(2)叶轮与叶轮间的热膨胀值。确定两叶轮的最小同歌;Sr.min时.应预留的热膨胀间肆OL=a-A(I,-ta) (m)
(3)叶轮端面与墙板同的热膨胀值。一般,定位端的Oj≈0确定白由端的最小间酿8n ,应预留的热膨胀间除为:A,=a*L(4,-t) (m)3.
3.最小装配间隙
(1叶轮与机壳间的最小装配问家。转子输线一般为水
承的径向游隙Co空在轴承上部位置。因此，8n.min=O,+δo (m) ,叶轮与机壳底部之部之向。在转子重力作用之下,输之同所需的最 装配间隙为:除底部之外叶轮与机壳其他部位之间的最小装配间酸为:式中8o-间際余量，:般取为(0.02-0.10)x 10-33m(对小小机型取较小小的數值)8+.min=0,+Cu+δo (m)式中Gr一叶轮的径向振幅，可取轴承径向游院的数值,m。叶轮直径两端的总间隙8n=8m+ 86，其最小值为:Ba.nin =3a.nn +8t.min≈20r+Co+28o (m) (5- 9)另外,鼓风机压差较大时,转子挠度对间糜的影响不容忽视。挠度计算见5.2.2节有关内容。此时需对机壳作偏心加工增大低压侧的装配间隙，以保证所需的工作间度。
(2)两叶轮间的最小装配间隙。如图5- 5所示,两叶轮之间靠同步齿轮控制相位，其间隙分布在参与“啮合”的叶峰两侧，齿轮侧隙C空置在工作齿面的另一侧。由于轴的扭转变形和齿轮磨损量的加大，间隙Sla有缩小的趋势,看似主动叶轮在追赶从动叶轮,因此称为追面间隙;同时,间酿δu有增大的趋势,通常称为非追面间腺。两叶轮的叶面为共轭曲面。从理论上讲,可将每对叶面所有“啮合点的间隙调匀,使之与节点“啮合”同醇相同。由于同步齿轮与叶轮具有相同的节圆,两叶轮在节点上“啮合”时,齿轮侧醇与叶轮间除的变化近似为同数值。因此，下面仅就两叶轮在节点位置上的间数展开讨论。为简单起见,讨论中不考虑轴承游釀的影响。
(3)当转子按规定方向运转时，两叶轮在非追面间原处没有相碰的危险。为保证两叶轮不发生碰撞，追面间隙最小值为:8r.nin=OL +δl+δa+δo (m)式中8.1_ 追 面间隙因轴扭转变形而减小的数值(见式5- 1),m;82-在规定期限内，预计 齿轮侧隙因齿面磨损而增大的量,m。由材料力学理论可知，主动叶轮前端面相对于齿轮位置的扭转角为:,= I6.T(些+Ls+L) (ad)i式中T,主 动轴的输人扭矩(见式5- 22),N'm;(L3+L)--叶轮后端面至 齿轮位置的长度[参见图5-8(a),.miG_轴的剪切弹性模量,钢:G=8.1x 10'Pa;d-轴的平均直径 ,mo同理，从动叶轮前端面相对于齿轮位置的扭转角为:2= l6Ta(l+Ls+La) (nd)当两叶轮在节点上唱合”时，追面问藏因叶轮扭转变形而减小的数值为:8a1=(A/2)(:+p2)=nG.d.'16Tp;A(L+Lg+La) (m)
(3)当转子按规定方向运转时，两叶轮在非追面间原处没有相碰的危险。为保证两叶轮不发生碰撞，追面间隙最小值为:8r.nin=OL +δl+δa+δo (m)式中8.1_ 追 面间隙因轴扭转变形而减小的数值(见式5- 1),m;82-在规定期限内，预计 齿轮侧隙因齿面磨损而增大的量,m。由材料力学理论可知，主动叶轮前端面相对于齿轮位置的扭转角为:,= I6.T(些+Ls+L) (ad)i式中T,主 动轴的输人扭矩(见式5- 22),N'm;(L3+L)--叶轮后端面至 齿轮位置的长度[参见图5-8(a),.miG_轴的剪切弹性模量,钢:G=8.1x 10'Pa;d-轴的平均直径 ,mo同理，从动叶轮前端面相对于齿轮位置的扭转角为:2= l6Ta(l+Ls+La) (nd)当两叶轮在节点上唱合”时，追面问藏因叶轮扭转变形而减小的数值为:8a1=(A/2)(:+p2)=nG.d.'16Tp;A(L+Lg+La) (m)
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