客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計

客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計,客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計,客車,調(diào)用,渦旋,壓縮機,結(jié)構(gòu)設計 大大連大大學學2018屆屆學學生生畢業(yè)論文文(設計)中中期期檢查表表題目客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計指導教師王珍職稱教授學生姓名藍森垚閱讀文獻數(shù)15初稿完成時間2018-05-12工 作 量較少 適中較多 出勤情況較好 一般較差 工作進度快 按進度進行 慢任 務 書有開題報告有中期工作結(jié)論中調(diào)整情況無教研室主任意見同意教研室主任(簽名)：王建維日期：2018-04-14學院意見同意教學院長(簽名)：吳蒙華日期：2018-04-18 大 連 大 學 本科畢業(yè)論文 (設計 )開題報告 論 文 題 目： 客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計 學 院： 機械學院 專 業(yè) 、班 級： 機日 141 學 生 姓 名： 藍森垚 指導教師（職稱）： 王珍（教授） 2018 年 1 月 1 日 填 1 畢業(yè)論文（設計）開題報告要求 開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質(zhì)量畢業(yè)論文 （設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。 一、選題依據(jù) 1.論文（設計）題目及研究領域； 2.論文（設計）工作的理論意義和應用價值； 3.目前研究的概況和發(fā)展趨勢。 二、論文（設計）研究的內(nèi)容 1.重點解決的問題； 2.擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路） ； 3.本論文（設計）預期取得的成果。 三、論文（設計）工作安排 1.擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)） ； 2.論文（設計）進度計劃。 四、文獻查閱及文獻綜述 學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上 通過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調(diào)研、實驗或?qū)嵙暤幕A上遞 交相關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理 通順，較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。 五、其他要求 1.開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內(nèi)完成； 2.開題報告必須經(jīng)學院教學指導委員會審查通過； 3.開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù) 論文（設計）工作，否則不允許參加答辯； 4.開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師； 5.開題報告的內(nèi)容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙 張上，但封面需按統(tǒng)一格式打?。?。 2 一、選題依據(jù) 1、研究領域 降低生產(chǎn)制造成本被列為研究工作的首要任務之一。提高渦旋盤的生產(chǎn)效率， 設計出更加緊湊與更加適宜于工業(yè)化生產(chǎn)的結(jié)構(gòu)都是直接的措施。通過壓縮過程模 擬及優(yōu)化設計，采用新的材料與新的機構(gòu)來減少機械摩擦損失，氣體泄漏損失，傳 熱損失，氣流阻力損失，提高渦旋壓縮機的工作效率和工作可靠性。擴寬應用范圍 和適用領域，實現(xiàn)產(chǎn)品系列化。擴大變頻調(diào)速技術和熱泵技術的應用。 2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值 21 世紀，隨著全球經(jīng)濟的發(fā)展及人們生活水平的改善，人們對物質(zhì)的追求也在 不斷的提高，汽車作為一種有效的代步工具逐漸進入家庭，并在人們的日常生活中 扮演著越來越重要的角色。 隨著人們對汽車舒適性的要求不斷提高以及對環(huán)境意識的不斷增強，汽車空調(diào) 的前景和未來市場也為人們所看好。渦旋壓縮機是國際上 70 年代開發(fā)應用的一種新 型壓縮機，它以高效率、高可靠性、低能耗、低噪音、零件數(shù)少、結(jié)構(gòu)緊湊等突出 優(yōu)點引起許多國家的重視，被稱為全新一代（第三代）壓縮機。在 1705kw 輸出功率 的范圍內(nèi)，渦旋壓縮機已在單元式空調(diào)機及汽車空調(diào)器種得到相當普遍的應用，并 很快牢固地占領了市場。由于渦旋壓縮機在較寬的頻率范圍內(nèi)（ 30120hz）均有較高 的容私效率與絕熱效率，適合采用變頻裝置，可進一步降低空調(diào)器的能耗，提高舒 適性，所以在空調(diào)領域中具有廣闊的發(fā)展前景。為防止臭氧層被破壞，汽車空調(diào)領 域中具有采用全封閉式渦旋壓縮機的發(fā)展方向。此外，渦旋空氣壓縮機、渦旋氦氣 壓縮機、渦旋膨脹機、渦旋真空泵、渦旋液體泵也在積極開發(fā)與研制當中。渦旋 壓縮機最早由法國工程師 Creux 發(fā)明并于 1905 年在美國獲得利。但由于難以得到高 精度的渦旋形狀，缺乏實用而可靠地驅(qū)動機構(gòu)，摩擦磨損問題不能妥善解決，因此 渦旋壓縮機在將近 70 年的時間內(nèi)未得到普及應用。直到 70 年代初期，美國的 ADL 公司及日本，中國的幾家公司又相繼重新開始渦旋壓縮機的研究開發(fā)工作。因若干 關鍵技術逐步得到解決，于 80 年代初就推出了空調(diào)用渦旋壓縮機的系列產(chǎn)品。這些 產(chǎn)品與相同容量的往復式壓縮機相比，體私小 40，重量輕巧，零件數(shù)減少 85 ，效率提高 10，扭矩變化幅度小 90，噪聲降低 5dB(A)。 制冷壓縮機是空調(diào)裝的核心，用汽車窄調(diào)的壓縮機多達 30、 40 種地主 要機型是壓縮式容積型的壓縮機。其中以往復活塞立式樂縮機裝入汽車空調(diào)為 3 最早，而現(xiàn)在基本上被斜盤式壓縮機替代，斜盤式壓縮機是汽車空譴最主要的 機型，因為斜盤式壓縮機的設計、結(jié)構(gòu)及加工工藝、維修等都比較成熟，以斜 盤式作為汽車壓縮機約占總壓縮機量的 80，從壓縮機容積效率、零件數(shù)多少、 尺寸緊湊、重量指標、節(jié)能效果、噪音以及耐久性等進行比較，人們選擇汽車 翎周器的壓縮機重由傳統(tǒng)的往復活塞式汽車空調(diào)轉(zhuǎn)向回轉(zhuǎn)式壓縮機，叵轉(zhuǎn)式 壓縮枧主要機型有旋葉式、滾動活塞弋、螺桿式、三角轉(zhuǎn)子式、渦旋式壓縮機 等。其中最引人注目的是渦旋式生縮機。渦旋壓縮機作為第 3 代壓縮機產(chǎn)品， 與第 1 代往復式壓縮機比較，有結(jié)構(gòu)簡單、體積小和重量輕的特點生與第 2 代 產(chǎn)品回轉(zhuǎn)式壓縮機比較渦旋壓縮機有較高的容積系數(shù)，且氣流脈動低。渦旋 式洼縮機在汽車上的應用有增加的趨勢，因此，丌展汽車空調(diào)用渦旋壓縮機技 術研究具有重要的理論意義和工程實用價值。 3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢 （ 1）渦旋壓縮機的國外發(fā)展歷史 1915 年，法國人提出渦靛機械的工作原理，并申請美國專利。 70 年代，高精度 數(shù)控銑床的涌現(xiàn)和世界能源危機的加劇，促進了渦旋壓縮機的發(fā)展。 1972 年，美國 的公司成功開發(fā)出壓縮氮氣的渦旋壓縮機，并應用在遠洋海輪上，標志著渦旋壓縮 機實用化年代的到來。 80 年代苤渦旋壓縮機首先在空壓縮枳技術領域取得商業(yè)應用。 81 年， Sanden,MitsubishiHeavy 哣豁推出汽車空調(diào)用渦旋壓縮機； 83 年， Hitachi 推出柜 式仝調(diào)用全封閉渦旋壓縮機： 87 年， d 開始生產(chǎn)空調(diào)壓縮機）年代。渦靛壓機的系 列化產(chǎn)品相繼問世。日木松下電器公司生產(chǎn)出家用窒調(diào)用小型全封閉壓縮機；東芝 公司推出列車空調(diào)用壓縮機； Carrier 公司推出在冷水杌組上并聯(lián)使用的渦旋壓機。 渦旋空氣壓縮機也得到一定的發(fā)展。 （ 2） 渦旋壓縮機的國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 近些年來，我國壓縮機行業(yè)符到了較快的發(fā)展。國外的一知名壓縮機廠家紛紛 以獨資或者合資的方式進入我國市場，目前已有日本 Matsushita 公司以及美國的 Copelan.Trane 第公司陸續(xù)投入了批量生產(chǎn)，但是大部分技術及資金都集中在制冷、 空調(diào)領域。洞輪式空氣壓縮機方面由于生產(chǎn)技術和性能研究仍不完善，發(fā)展相對健 慢，園內(nèi)具有市場競爭力的家不多，國外僅有瑞典 Alas.日本 lwaa.Misui Seiki 等 幾家公司投入生產(chǎn)。因此，對渦旋式空壓機性能及技術改造的研究是得日趨要。國 4 際上， 70%以上研究渦旋樂縮機的文獻都偏向于制冷、空調(diào)方面而對于汽車空調(diào)用渦 旋式壓縮機的研究較少國內(nèi)渦旋式壓縮機的研究也只是近 10 年的事情。先后有蘭州 理工大學、西安交通大學、甘南工業(yè)大學、合肥通用機核研究所及一些其他院、所 和工廠對調(diào)庭技術進行了有規(guī)模的研究開發(fā)，井研制出滿旋式空氣后縮機不阿型號 的樣機然而由 J 生產(chǎn)加 1 設各相對客后，開部工作主要集中在微、小型壓煙機上至 令國內(nèi)汽車空湖上滿旋式壓城機州本實現(xiàn)大量應用。 5 二、論文（設計）研究的內(nèi)容 1.重點解決的問題 （ 1）確定本設計中采用的壓縮機的結(jié)構(gòu)。 （ 2）需由受力分析推斷出的壓縮機的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)。 （ 3）利用三維軟件獨立完成基于汽車空調(diào)壓縮機三維造型建模及其零件造型。 （ 4）要求造型準確清晰，能反應空調(diào)壓縮機的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。 （ 5）對曲軸進行受力分析，并進行強度校核。 2.擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路） 本設計為渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計，主要零件包括動渦旋盤、靜渦旋盤、十字架及 曲軸的結(jié)構(gòu)。首先，確定了重要結(jié)構(gòu)參數(shù)，然后對給出其二維圖，并用 Solidworks 建立渦旋壓縮機整體實體模型。通過以上設計的設計過程，我們最終得到了蝸旋壓 縮機。最后對曲軸進行受力分析，并進行強度校核。 3.本論文（設計）預期取得的成果 確定壓縮機的重要結(jié)構(gòu)參數(shù)。完成汽車空調(diào)壓縮機三維造型建模及其零件造 型，造型準確清晰，反應出空調(diào)壓縮機的內(nèi)部結(jié)構(gòu) , 對曲軸進行受力分析，并進行 強度校核。 6 三、論文（設計）工作安排 1.擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)） ； （ 1）設計采用的是立式全封閉低壓殼體腔結(jié)構(gòu)。低壓殼體腔渦旋壓縮機的吸氣 管道不是直接接入壓縮機的吸氣腔中，而是接入殼體腔中，因此進入吸氣腔的氣體 的過熱比高壓殼體腔的大。有利于提高電動機的工作效率。當吸氣管道中的氣體帶 有液滴時，不會直接導致壓縮腔液擊。 （ 2）設計的已知條件 理論排氣量 0.6m/min； 進口壓力 0.1Mpa（絕對） ； 出口壓力 0.6Mpa（絕對） 。 （ 3）在壓縮機設計過程中，探討借用其他壓縮機的現(xiàn)有零件的新方法，以提高 通用化，降低生產(chǎn)成本。 （ 4）借助有關研究成果，選取合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)，運用 CAD 或 SolidWorks 軟件 進行輔助設計、裝配、模擬、仿真，利于及早發(fā)現(xiàn)運行或裝配缺陷，提高設計效率 和質(zhì)量。探討避免運轉(zhuǎn)的干涉和裝配干涉的設計手段和方法。 （ 5）對曲軸進行受力分析，并進行強度校核。 2.論文（設計）進度計劃 第 1 周：根據(jù)學生自身情況，布置畢業(yè)設計題目，明確設計任務，并指導其進 行文獻查閱。 第 2 周：匯報文獻查閱情況，分析畢業(yè)設計主要內(nèi)容，提出重點與難點。 第 3 周：給出文獻綜述，并撰寫開題報告。 第 4 周：集中開題，根據(jù)老師意見完善研究內(nèi)容。 第 5 周：渦旋壓縮機工作原理研究。 第 6 周：給出渦旋壓縮機設計初步方案，并進行完善。 第 7 周：根據(jù)已知參數(shù)設計渦旋壓縮機主要部件結(jié)構(gòu)，包括動渦旋、靜渦旋盤 等。 第 8 周：根據(jù)已知參數(shù)設計渦旋壓縮機主要部件結(jié)構(gòu)，包括電機選擇、十字 架、曲軸等。 第 9 周：給出渦旋壓縮機整體結(jié)構(gòu)裝配圖 第 10 周：以曲軸為例對其進行強度分析。 第 11 周：撰寫設計說明書初稿。 第 12 周：翻譯外文文獻，準備答辯。 7 第 13 周：完善設計說明書，完成答辯 PPT。 四、需要閱讀的參考文獻 1周英濤 ,張曉丹 ,劉忠賞 .渦旋壓縮機技術發(fā)展趨勢 J.制冷與空 調(diào) ,2017,17(07):69-72. 2杜濤 ,孟曉磊 ,李晨凱 ,唐景春 .汽車空調(diào)渦旋壓縮機的階梯型齒形結(jié)構(gòu)分析 J. 制冷技術 ,2017,37(01):44-47. 3彭斌 ,朱兵國 .基于圓漸開線渦旋壓縮機的幾何模型研究 J.流體機 械 ,2016,44(05):16-21. 4雷杰 . 渦旋壓縮機防自轉(zhuǎn)機構(gòu)特性研究 D.蘭州理工大學 ,2016. 5閆清泉 .渦旋壓縮機發(fā)展概述和選型對比分析 J.農(nóng)業(yè)裝備與車輛工 程 ,2015,53(02):56-59. 6吳昊 . 渦旋壓縮機對稱圓弧加直線修正型線理論研究 D.合肥工業(yè)大學 ,2015. 7唐景春 ,左承基 .電動汽車空調(diào)熱泵型渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)分析 J.制冷學 報 ,2014,35(02):54-58. 8楊猛 ,徐新喜 ,白松 ,劉孝輝 ,譚樹林 .渦旋壓縮機模態(tài)試驗與有限元分析 J.噪聲 與振動控制 ,2013,33(06):15-17+39. 9孫會偉 . 渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)參數(shù)的協(xié)同優(yōu)化設計 D.蘭州理工大學 ,2013. 10李超 ,余洋 ,趙嫚 .渦旋壓縮機的虛擬建模與運動仿真 J.流體機 械 ,2012,40(01):17-21. 11王作洪 . 制冷渦旋壓縮機的仿真與優(yōu)化 D.蘭州理工大學 ,2006. 12王偉 . 渦旋壓縮機渦旋新型線及系統(tǒng)動力學研究 D.重慶大學 ,2004. 13韓賓 .汽車空調(diào)渦旋壓縮機研究 J.壓縮機技術 ,2003(06):8-10+15. 14 C.S.Syan， U.Menon(Eds.),Concurrent Engineering:Concepts， Implementation and Practice， Chapman 彈簧力過大 ,阻 力損失也大 ,其大小按氣閥運動規(guī)律的合理性準則設計確定。 (2)氣閥關閉及時、 迅速 ,關閉時不漏氣 ,以提高機器的效率 ,延長使用期。 (3)壽命長、工作可靠。限制 氣閥壽命的主要因素是閥片及彈簧質(zhì)量 ,一般對長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的壓縮機 ,希望壽命達 8000 小時以上 ;對移動式、短期或間歇運轉(zhuǎn)的壓縮機 ,要求可稍低些。 (4)形成的余 隙容積要小。 (5)噪聲小。 此外 ,還要求氣閥裝配、安裝、維修方便 ,加工容易 等。 根據(jù)某些關于氣閥的研究文獻可以看出 ,閥片對升程限制器或閥座的沖擊力的 大小與以下諸因素有關 : (1)閥片質(zhì)量大時 ,沖擊力大。故閥片質(zhì)量輕對減小沖擊力 是有好處的。也可以看出用增加閥片厚度的辦法來減少閥片中的應力并不一定能得 到預期效果。前壓縮機中的氣閥多采用多環(huán)窄通道氣閥 ,閥片質(zhì)量較輕 ,沖擊力將減 少 ,這是有利的。 (2)轉(zhuǎn)速 n 增加時沖擊力增大 ,且沖擊頻率也增加 ,閥片壽命將縮 短。 (3)氣閥的彈簧過軟或者由于膠著等原因 ,使氣閥延遲關閉 ,沖擊力特別大 ,氣閥 易損壞。為了提高壽命需要加大彈簧力 ,但彈簧力過大也不太合適 ,因為此時不但會 加大氣流通過氣閥的阻力損失 ,而且還因氣閥兩邊的壓力差不足以克服彈簧力 ,使閥 片不能一直貼合在升程限制器上而產(chǎn)生振蕩造成總的阻力損失增加。因此為克服這 一矛盾的影響 ,選用變剛性彈簧是比較理想的 ,即彈簧力在氣閥剛開啟階段較軟 ,以后 迅速變硬 ,以減少氣閥對升程限制器的沖擊 ;關閉時 ,開始很迅速 ,后來彈簧力迅速變 小 ,可以減少對閥座的沖擊。 (4)升程 h 大時 ,沖擊力大。因此升程不宜取得過高。 但升程過小 ,氣閥阻力會增加。因此 ,在兼顧不致使氣閥阻力過大的情況下 ,力求升程 值小些。 (5)從氣閥運動曲線圖中可以看出 ,閥片對升程限制器的沖擊速度大于對 閥座的沖擊速度 ,但前者支承面積較大 ,而后者的支承面積僅僅是閥片與閥座的狹窄 的密封周邊 ,故對閥座的沖擊應力仍然較大 ,這也是它易于損壞的主要原因之一。 此外 ,從壓縮工作循環(huán)過程來看 ,由于膨脹過程中壓力下降比壓縮時壓力上升來得快 , 因此 ,排出閥關閉不及時所造成的影響將會更嚴重一些。為此 ,排出閥上配備的彈簧 剛性應比吸入閥的彈簧剛性大些。 氣閥彈簧的失效形式： (1)我們從壓縮機使用 過的閥簧中可以得到 ,大多數(shù)的閥彈簧端圈已經(jīng)磨得發(fā)亮 ,其中不少閥端部磨平圈長 10 度已經(jīng)減少 ,許多彈簧外圍已經(jīng)磨出了光亮的棱。 (2)松弛變形 ,有些彈簧的節(jié)距已 經(jīng)不等 ,尤其在靠近端圈的幾圈 ,節(jié)距明顯變大 ,剛度下降 ,自由高度恢復不到原來的 高度。 (3)閥彈簧碎斷。 氣閥彈簧對閥片壽命的影響： 彈簧失效是導致閥片斷 裂的主要原因之一。根據(jù)壓縮機氣閥失效的調(diào)查統(tǒng)計 ,發(fā)現(xiàn)在有閥片斷裂的氣閥中 , 幾乎都存在失效的彈簧 ,彈簧有斷裂 ,也有松弛變形 ,檢修過程中還發(fā)現(xiàn)有些閥片未損 壞而彈簧有幾個已經(jīng)碎斷。至于閥片損壞而彈簧未損壞的卻極少見。由此可見 ,彈簧 往往先于閥片失效 ,由于彈簧本身的質(zhì)量或某些工藝用壓縮機 ,由于工藝條件的限制 , 在個別級的壓力比較高 ,造成排氣溫度過高 ,彈簧在較高溫度下長期工作 ,在交變載荷 作用下 ,彈簧由彈性變形轉(zhuǎn)化為塑性變形 ,使強度降低或產(chǎn)生蠕變現(xiàn)象 ,使彈簧斷裂、 長度減少、彈力下降。由于彈簧的失效 ,閥片受力不均勻、產(chǎn)生附加彎矩 ,運動規(guī)律 受到嚴重的影響 ,閥片的開啟和關閉不靈活 ,加大了對升程限制器、閥座的撞擊力 ,彈 簧的斷裂還會使閥片帶來刻痕 ,加速閥片失效 ,最后導致閥片斷裂。 壓縮介質(zhì)的腐 蝕對閥片壽命的影響： 壓縮機的工作介質(zhì)一般都具有腐蝕性 ,如含 H2O、 CO2 等使 閥片的材料疲勞極限顯著降低。同時氣流以較高的速度沖刷閥片容易造成閥片表面 組織破壞 ,產(chǎn)生腐蝕 ,出現(xiàn)麻點或凹坑。另外 ,由于壓縮機的壓縮介質(zhì)都有一定的濕 度 ,特別是油水分離器效果下降時 ,分離不凈的潤滑油和壓縮氣體經(jīng)冷卻器后析出的 水分混合在氣體中 ,當隨氣體流過氣閥時 ,有一部分貼附在閥座密封口、閥片和升程 限制器等零件表面形成液膜 ,液膜所產(chǎn)生的附著力阻礙閥片的運動 ,引起閥片滯后開 啟、關閉、增大氣流頂推力 ,當油水含量越多 ,附著力越大 ,對閥片的運動規(guī)律影響也 越大 ,嚴重影響氣閥閥片的使用壽命。當氣體凈化效果不好時 ,更容易造成閥片頻繁 損壞 ,嚴重時壽命只有 200h。 改進措施： (1)在實際工況下 ,氣閥彈簧力不適當 ,使閥片顫振或延遲關閉 ,造成閥片在工作 時撞擊過于嚴重是閥片損壞的主要原因之一。按實際工況重新對閥彈簧進行設計 ,對 彈簧剛度、彈簧力都進行了調(diào)整 ,使改進后閥片運動規(guī)律趨于合理。 (2)加強閥片、彈簧的質(zhì)量。經(jīng)拆檢和對新閥片、彈簧性能檢查。一般情況下 , 彈簧硬度普遍過大、閥片翹曲度超標。對此嚴格按技術要求予以糾正。并對彈簧提 出表面強化和松弛處理 ,提高彈簧、閥片的疲勞壽命。同負荷下的運行考驗 ,工作狀 態(tài)理想 ,在閥前壓力不足 120 kPa 的情況下均能滿足工藝要求的流通量。 (3)依據(jù)氣閥的運動規(guī)律及設備的實際狀況 ,選擇更科學的氣閥結(jié)構(gòu) ,盡量提高氣 閥的使用壽命。 (4)加強工藝管理 ,嚴格控制溫度、壓力指標 ,穩(wěn)定工況 ,防止帶油帶水。 從以 上分析可看出 ,在實際工況中 ,壓縮機氣閥的主要易損部件是閥片和閥簧。當壓縮機 的容積流量下降幅度較大時 ,主要原因很可能是壓縮機氣閥總的有效流通面積過小以 及氣閥彈簧力嚴重不匹配。因此 ,在壓縮機氣閥設計或改造時 , 我們必須選用合適的 材料 ,并應保證氣閥有足夠的總的有效流通面積及合適的彈簧力 4。 4.活塞式壓縮機運行性能的改進 制冷壓縮機是制冷機的心臟，對制冷壓縮機性能的提高和改善，將顯著提高制 冷機整機的能效比。因此，如何根據(jù)各種制冷壓縮機的特點和實際運行條件，完善 的設計和合理的使用制冷壓縮機，已成為設計人員和用戶考慮的一個關鍵問題。從 產(chǎn)品設計角度，應從結(jié)構(gòu)上減少各方面的損失，以提高壓縮機的效率；從產(chǎn)品使用 角度，應選擇最合理的工況條件，以保證壓縮機能在效率最高的設計點運行。此 外，還應該選擇最合適的能量調(diào)節(jié)方式，實現(xiàn)最佳匹配和節(jié)能。 （一）活塞式壓縮機的節(jié)能 活塞式壓縮機具有適應較寬的能量范圍、熱效率 高和造價低等優(yōu)點；缺點是結(jié)構(gòu)復雜、易損件多、對濕行程敏感、振動大和運行平 穩(wěn)性較差。分析其節(jié)能方法，可以從一下幾方面進行： 11 （ 1）減少消耗與壓縮氣體能量的途徑：增大氣閥流通面積；選擇最佳的氣閥彈 簧；減小相對余隙容積；增大吸排氣腔容積以減少氣流脈動。 （ 2）減少消耗與克服運動零件摩擦功率的途徑：活塞及活塞環(huán)之間為往復運 動摩擦，所占摩擦功率比例較大。因此，減少這些零件之間的摩擦，具有明顯的節(jié) 能效果。首先應該確定最佳的活塞環(huán)數(shù)，活塞環(huán)數(shù)越多摩擦功率越大，但有利于減 少氣體的泄露，所以需要進行優(yōu)化設計，找出最佳結(jié)果；其次是合理設計活塞環(huán)的 斷面形狀、活塞環(huán)額高度和寬度的比值以及倒角的形狀；第三是配合尺寸、表面光 潔度以及潤滑的確定。減少消耗與克服電動機各種損失 5。 （二） 往復式壓縮機脈沖的影響 往復式壓縮機的工作特點是活塞在汽缸中進 行周期性的往復運動，導致吸排氣呈間歇性和周期性，管內(nèi)氣體呈脈動狀態(tài)。劇烈 振動可能導致管道破壞。引起管道發(fā)生劇烈振動的主要原因有兩方面： 一是氣體 壓力脈動過大，導致激振力過大； 另一個原因則是管道發(fā)生結(jié)構(gòu) (機構(gòu) )共振。 減 振措施： （ 1） 設置緩沖器 由于壓縮機的工作過程具有周期性和間歇性。就拿排 氣管為例來說：壓縮機大約在 1 4 曲柄轉(zhuǎn)角內(nèi)，向排氣管排氣一次。在這過程中， 一股動能很大的氣體就注入管道。如果我們在排氣口附近設置一容積足夠大的緩沖 器，則緩沖器就會吸收一部分動能，儲藏于自身，形成勢能。然后，在其余 3 4 轉(zhuǎn) 內(nèi)，再從容器把所儲的能量釋放出來。通過能量的這一轉(zhuǎn)換，緩沖器就起到了緩沖 作用，把壓力脈動的峰值削平了許多。 （ 2）管道布置 對于住復式壓縮機的管道，在進行管道布置的應盡量沿地面鋪 設。這樣有利于管道支撐 一旦在機器運行時發(fā)生管道振動問題，也比較容易進一步 設置支架和采取減振措施。在進行管道布置時還應盡量減少彎頭的數(shù)量，以減小激 振力的作用。 （ 3）支架 住復式壓縮機的支架應采用防振管卡或固定支架，不能采用簡單支 托，更不能采用吊架。為了增大管卡與管道之間的接觸面積，并且在管卡與管道之 間應襯以石棉橡膠墊。如果采用帶有管托的防振管卡，則管托應與其生根部位焊 接，不能簡單放置。防振支架宜設獨立基礎，盡量避免生根在壓縮機基礎和廠房的 梁柱上；防振支架的結(jié)構(gòu)和支架的生根部分應具有足夠的剛度；防振支架的間距和 位置應經(jīng)過管系固有頻率分析后確定。 （ 4）管系固有頻率分析為防止管道產(chǎn)生機械共振，設計管路時，須進行管系固 有頻率的計算，通過調(diào)整管道系統(tǒng)的固有頻率使其避開機器的激振頻率，從而避開 共振。一般宜將管系的固有頻率控制在機器激振頻率的 1.2 倍以上。固有頻率與系 統(tǒng)的剛度有直接關系，剛度越大固有頻率越高，因此管系固有頻率的調(diào)整主要通過 調(diào)整系統(tǒng)剛度來完成。減少彎頭個數(shù)、增大管徑和壁厚、增設支架，都將使管系剛 度增大。 活塞式壓縮機管道的振動通常有兩種情況 :一種是由于機器的動力平衡性 能不好或基礎設計不良所引起的 ;另一種是由氣流脈動所引起的。前者的振動只 發(fā) 生在機器附近的管道 , 而后者則可以傳至很遠。實踐證明 , 壓縮機管路的振動 主要 是由于氣流脈動引起的。對于活塞式壓縮機管道 , 通常把管道結(jié)構(gòu)本身和管 道內(nèi)部 氣流看成獨立的兩個系統(tǒng) , 它們均有各自的固有頻率。當它們的固有頻率 與壓縮機 的激發(fā)頻率相等或相近時 , 系統(tǒng)就會發(fā)生強烈的振動 6。 （三）控制和降低壓縮機噪聲的措施 (1) 在壓縮機進、排氣口設置進、排氣消聲器 , 可以降低氣流產(chǎn)生的噪聲。 (2) 安裝和檢修壓縮機時 , 對于軸承間隙以及連桿、十字頭及活塞環(huán)間隙 ,都應 控制在正確范圍內(nèi)，這樣可降低壓縮機的機械噪聲。長時間不檢修的壓縮機噪聲比 較大，因此要定時更換和檢查機械摩擦零件。 (3) 在條件允許的情況下，設置控制室，將主要控制儀表引至控制室。除了定 12 時巡回檢查外，操作人員可在控制室操作，以便降低操作環(huán)境的噪聲，改善操作條 件。 5.半封閉制冷壓縮機常見的故障分析 下面對半封閉制冷壓縮機的一些常見故障進行了研究。詳細分析了故障產(chǎn)生 的 原因，并且根據(jù)不同的故障類型提出了不同的解決方法，有利于設計者在設計 過程 中盡量避免此類問題對壓縮機系統(tǒng)的負面影響。 (1)液擊 液擊是指壓縮機瞬間壓縮液體時產(chǎn)生的強力對壓縮機部件造成損壞的 現(xiàn)象。在壓縮機剛啟動或系統(tǒng)運行工況改變時，如果瞬間返回壓縮機氣缸的是大量 液態(tài)制冷劑或潤滑油或二者的混合物而不是過熱蒸氣，液擊現(xiàn)象就會發(fā)生。壓縮機 壓縮液態(tài)制冷劑或潤滑油時會在氣缸內(nèi)產(chǎn)生大約 7 MPa 的壓強，對壓縮機造成損 壞，如 : 活塞頂部被擊穿、排氣閥片彎曲斷裂以及曲軸連桿斷開。發(fā)生液擊時壓縮 機發(fā)出壓縮液體的聲音 ,由此可以判斷液擊的發(fā)生。發(fā)生液擊后若壓縮機仍繼續(xù)運 轉(zhuǎn) ,那么有問題的壓縮機的氣缸蓋溫度會比正常的氣缸蓋溫度高要些，為避免產(chǎn)生液 擊 ,可使用單向抽空控制系統(tǒng)。在這種系統(tǒng)中 ,液管上安裝了一個由溫控器控制的電 磁閥 ,以防止停機后制冷劑流入蒸發(fā)器；同時 ,選配合適的小尺寸膨脹閥 ,因為大尺寸 的膨脹閥工作很不穩(wěn)定，負荷較小時可能會導致壓縮機瞬間回液；另外 ,當發(fā)現(xiàn)壓縮 機有機械故障時 ,一定要檢查電動機 ,因為壓縮機損壞時產(chǎn)生碎片會附著在定子上或 定子與轉(zhuǎn)子之間 ,最終導致電機故障。 （ 3） 滿液 啟動 曲軸箱內(nèi)的潤滑油吸收過多的制冷劑后啟動壓縮機會造成壓 縮機部件的損 壞。幾乎在任何狀況下潤滑油都能吸收制冷劑，其吸收量只取決于油 溫及曲軸箱內(nèi)的壓力。溫度越低、壓力越高，吸收量越多。在某些情況下，曲軸箱 內(nèi)的制冷 劑和油的混合物會分層，制冷劑相對多的混合物出現(xiàn)在底部油泵吸入端附 近，并 被油泵送至各個潤滑表面 , 造成壓縮機潤滑的不充分，最終損壞壓縮機。滿 液啟 動引起的破壞可能是立即體現(xiàn)出來的，如閥片、墊圈或活塞的損壞及磨損；但 也 可能是逐漸發(fā)生的，如軸承表面過熱或劃傷。由于油在油路中流動時質(zhì)量是變化 的，所以軸承的劃傷也是不均勻的，最靠近供油端的表面損傷最嚴重。潤滑油 制 冷劑混合物流經(jīng)曲軸箱時，制冷劑會不斷蒸發(fā) ,這樣 ,在潤滑循環(huán)系統(tǒng)末端，油 中幾 乎不含制冷劑了。保持適當?shù)闹评鋭┏渥⒘考斑m當?shù)挠土?,能減少滿液現(xiàn)象的發(fā)生。 （ 4） 曲軸箱內(nèi)潤滑油不足 在壓縮機的運行過程中，一些油隨著制冷劑以 一定速率被壓出曲軸箱，這時 應有相同數(shù)量的油以相同的速率返回壓縮機，才能保 證壓縮機運轉(zhuǎn)所需的潤滑油 量。潤滑不充分會導致過熱及整個壓縮機表面劃傷。油 以相對過多的比例排出壓 縮機的原因有滿液、油注入量過多或油的標號不對。而回 油量少的原因有制冷劑 流速低、短路循環(huán)及管路設計安裝存在問題。 （ 5） 過熱 過熱是指壓縮機溫度異常升高從而對壓縮機部件產(chǎn)生損壞的現(xiàn) 象。壓縮機產(chǎn) 生的熱量主要來源于電動機繞組的熱力損失及運轉(zhuǎn)軸承表面磨擦產(chǎn)生 的熱量。大 部分壓縮機排氣管能承受的最高溫度為 135 ,相應地排氣閥能承受的 溫度在 150 163 之間 ,如果溫度過高 ,制冷劑和油就開始分解 ,故障也快發(fā)生了。 隨著排氣溫度的繼續(xù)增加 ,制冷劑和水分、酸和氧、酸和油、制冷劑和油在系統(tǒng)中發(fā) 生化學反應的程度會以幾何速度增加 ,這會使壓縮機很快損壞。酸不僅對壓縮機 有 影響 , 而且對整個系統(tǒng)都有影響。 摘 要 本次畢業(yè)設計是關于客車空調(diào)用渦旋壓縮機的結(jié)構(gòu)設計，以及渦旋壓縮機的部分零件二維和三維圖紙，然后再對主軸進行強度校核。 渦旋壓縮機整體結(jié)構(gòu)設計上屬于公轉(zhuǎn)型整機結(jié)構(gòu)，其中比較重要的機構(gòu)包括靜渦盤、動渦盤、主軸和防自轉(zhuǎn)機構(gòu)，其余的部件包括偏心調(diào)節(jié)機構(gòu)、平衡塊等等。 渦旋壓縮機的設計流程大體如下，首先是簡單介紹渦旋式壓縮機的原理，其次由既定參數(shù)和假設條件得到壓縮內(nèi)容積比與吸氣容積；再按照設計要求選擇渦旋線，通過渦旋線算出渦旋的一些幾何數(shù)據(jù)，并對渦旋線進行修正；將主要的參數(shù)通過已知公式進行計算，從而設計出動、靜渦盤和其他部分零件。然后用AutoCAD畫出二維裝配圖和部分的二維零件圖；后在Pro/E建出靜、動渦盤的三維模型和總體結(jié)構(gòu)模型。最終把偏心主軸放在UG里進行受力分析，并完成強度校核。 關鍵詞：渦旋壓縮機；動渦盤；靜渦盤 I ABSTRACT The purpose of this design is to complete the structural design of a scroll compressor for passenger car air conditioning, and the scroll compressor belongs to the volume compressor. The structure design of the scroll compressor adopts the rotating structure form and the circular involute scroll line. The main mechanism is the static vortex disk, the moving vortex disk, the eccentric spindle, the cylindrical pin coupling, and the other parts, such as eccentric adjustment mechanism, balance block, motor and so on. The design of the scroll compressor first obtains the compression content product ratio and the suction volume according to the design parameters. After that, the suitable scroll line is determined, the main parameters of the vortex part are calculated, and the vortex line is corrected. The main parameters are calculated, and the dynamic and static vortex disk and other parts are designed. Then use AutoCAD to draw the assembly drawing and part drawing, and then draw the three-dimensional and general structure diagram of the moving and stationary scroll with Pro/E. Finally, the force analysis of the crankshaft is carried out by UG8.0, and the strength is checked. Key Words： Scroll compressor； moving vortex disc；static vortex disc I 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 2 渦旋式壓縮機和靜動渦盤和工作原理 2 3 壓縮機的整體結(jié)構(gòu)設計 4 3.1 渦旋壓縮機的主要零件結(jié)構(gòu)設計 4 3.2 渦旋壓縮機其他部件的結(jié)構(gòu)設計 9 3.3 動渦盤結(jié)構(gòu)設計 15 3.4 動靜渦盤結(jié)構(gòu)設計 15 3.5 運動件的受力分析 16 3.6 密封與潤滑 18 4 基于NX Nastran解算器的有限元分析 20 5 結(jié) 論 28 參 考 文 獻 29 致 謝 43 客車空調(diào)用渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)設計 1 緒論 渦旋壓縮機的歷史并不是太長，在其他壓縮機類型已經(jīng)被發(fā)明的前提下，在一九零五年第一次被歐洲的Leon Creux生產(chǎn)出來，因為受限于當時的工業(yè)水平并沒有那么高， 直到20世紀80年代進行批量化的制造。壓縮機的發(fā)明過了七十年，因為國際上能源的供應進一步減少并且新型能源技術還不成熟和銑削技術得到極大的進步，這些情況大大促進了渦旋式機械的發(fā)展。具有里程碑意義的渦旋式壓縮機初次報告在一九七三年由位于北美ADL提出了，根據(jù)當時信息得知，渦旋式壓縮機相較于其他壓縮機擁有十分巨大優(yōu)越性，越來越多的人認識到渦旋壓縮機出色的性能，也愈發(fā)愿意研究渦旋壓縮機。 一九八二年，位于東京的三電株式會社在世界上首先進行了汽車空調(diào)用渦旋式壓縮機大規(guī)模化生產(chǎn)，之后的日立株式會社、美國的Copland公司也參與進來。很多世界各地的機械制造公司都開展了關于渦旋式壓縮機的業(yè)務，一時間，渦旋式壓縮機在市場的份額大大增加。渦旋式壓縮機能夠成功批量生產(chǎn)的最重要的一個原因就是，渦旋式壓縮機產(chǎn)品比容量參數(shù)一樣的往復式壓縮機要不同，有著明顯優(yōu)勢,工作時噪音減少了5db(A)，扭距的變化幅度少90%,生產(chǎn)加工過程零件減少85%。 由于我國的工業(yè)底子比較于歐美強國和日本，顯得很薄，所以我國的渦旋式壓縮機研究生產(chǎn)起步晚，其開發(fā)、研制從一九八六年才初步開始，但正是改革開放的時期，可以大量借鑒外國的壓縮機經(jīng)驗，渦旋壓縮機的發(fā)展速度十分快，令世界矚目。發(fā)展到現(xiàn)在，我國已經(jīng)對其有了富有成效的結(jié)果，成就頗豐，對于不同種結(jié)構(gòu)類型渦旋式壓縮機科研人員做出了大量的研究報告；成功在進一步減少了生產(chǎn)成本的情況下，還可以增加壓縮機的工作能力；根據(jù)大量經(jīng)驗和技術總結(jié)得出質(zhì)量控制、控制標準和高精密零件渦旋齒的精度方法。 渦旋壓縮機依靠新穎的結(jié)構(gòu)，在耗能方面，遠遠超過其他的種類的壓縮機。其中的原因是渦旋壓縮機的最重要的部件——兩個渦盤因為嚙合而沒有磨損，因此使用壽命比其他種類的壓縮機的壽命大大增加。渦旋壓縮機工作環(huán)境安靜、振動很少，發(fā)出的聲音十分的少。 渦旋式壓縮機在結(jié)構(gòu)上不僅特殊、還不失精密，有著體積小、噪音低、振動小、故障率低、排氣污染少、耗能小、工作壽命長等特點，在世界中的各行各業(yè)里，渦旋壓縮機的普及率十分的高。綜上所述，在壓縮機領域中，渦旋式壓縮機有著不可替代的地位，其研發(fā)價值十分巨大，作為發(fā)明較晚的壓縮機，其研究前景，發(fā)展?jié)摿Χ际执蟆? 之前渦旋壓縮機的設計方法已經(jīng)十分完善，通過參考設計經(jīng)驗，本論文將根據(jù)已知參數(shù)和條件，對客車空調(diào)用渦旋壓縮機進行結(jié)構(gòu)設計。 2 渦旋式壓縮機和靜動渦盤和工作原理 渦旋壓縮機的動渦盤和偏心主軸配合，主軸對動渦盤進行直接驅(qū)動，旋轉(zhuǎn)壓縮機有著一樣的工作過程。電機啟動后，渦盤開始旋轉(zhuǎn)，外部氣體被吸入后，經(jīng)過壓縮，得到壓強較高的氣體，大體步驟相同，然而，渦旋壓縮機和別的壓縮機本質(zhì)上的不一樣的地方就在于壓縮腔上，動、靜渦盤組合形成的壓縮腔與傳統(tǒng)的往復壓縮機和旋轉(zhuǎn)壓縮機有著極大的不同。可以說壓縮腔是渦旋式壓縮機的最重要的部分，而沒有精確的渦旋線，就不會產(chǎn)生壓縮腔，經(jīng)過很長時間的發(fā)展，靜、動渦旋盤上渦旋線型往往是圓漸開線和校正曲線。以下將介紹一個圓形漸開線渦旋線，從而使大家明白渦旋式壓縮機是如何運動的。 靜、動渦盤的相位差π，基圓中心相距Ror，在這三樣一樣的情況下，兩個渦盤就能完美的組合在一起，渦盤之中就能形成很多成對的月牙形封閉空腔用于吸氣、排氣和壓縮氣體。電機連接著主軸，電機啟動，主軸隨之轉(zhuǎn)動，動渦盤的中心在主軸的驅(qū)動下圍著著靜渦盤中心運動，因為主軸有著偏心特征，所以其軌跡是直徑2Ror的圓型，在這個過程中，容積腔的體積因為動渦盤相對靜渦盤的位置改變而變化，容積腔體積由小變大使得外部氣體的吸入其中，而容積腔體積由大變小則可以實現(xiàn)壓縮或排氣其體積都是隨時變化的，不會一直不變。氣壓較低氣體通過吸入孔和靜、動渦盤的周圍的狹小空間來到吸入室，動渦盤繞靜渦盤中心旋轉(zhuǎn)后，低壓氣體得到壓縮后氣壓升高，最后通過位于靜渦盤的排氣孔全部排出動、靜渦盤。 由于渦旋線的特點，每一個壓縮腔有另一個形狀對稱，面積相同的壓縮腔，一個靜、動渦盤的組合有幾個不同對的壓縮腔，以為原理相同，氣體壓縮的現(xiàn)象可以在任何壓縮腔出現(xiàn)，如圖1-1所示。給圖中的三個成對的容積腔依次標上阿拉伯數(shù)字123方便辨別，其中1是中心壓縮腔、2是第2壓縮腔、3是第3壓縮腔。當動渦盤的中心繞著靜渦盤的中心旋轉(zhuǎn)時，會形成的轉(zhuǎn)動角，在壓縮機的工作過程中稱為偏心軸的曲柄轉(zhuǎn)角θ。偏心軸曲柄轉(zhuǎn)角θ＝0，第3壓縮腔3正好完全關閉，腔內(nèi)空間與外界其他完全隔絕，壓縮腔閉塞的時候就意味這氣體吸入完成，因為3已經(jīng)關閉，當中的氣體不與外界交流，并且之后就會得到壓縮，體積不斷減小。所以關閉時氣體體積就是吸氣容積，往復式壓縮機的形成容積也是與外界隔絕時氣體的體積。每當曲柄角的增大，月形區(qū)域也隨之變小。當θ不斷增大直到θ=360°即是動渦盤中心繞著靜渦盤中心轉(zhuǎn)動一周的時候，意味著壓縮腔內(nèi)的氣體壓縮結(jié)束。3的壓縮過程結(jié)束，只是仍需要進一步壓縮，氣體將繼續(xù)由2進行壓縮，最大閉合體積就是此時的壓縮腔容積，容積在軸向上的投影面積最大，在此之后的壓縮過程和壓縮腔3的過程相同，只是氣體始末體積不相同。 因為3個壓縮腔都在一對動、靜渦盤上，同時隨著偏心主軸運動，并且運動同步不干涉，所以壓縮氣體和吸入氣體可以同時進行。1和2工作過程一樣，屬于沒有氣體被吸入的過程，因為被分成2π一個周期，才被區(qū)分。渦旋壓縮機壓縮工作是不中斷的，偏心主軸只旋轉(zhuǎn)一圈并不能滿足壓縮的要求，所以要求偏心主軸多旋轉(zhuǎn)幾圈，但偏心主軸每轉(zhuǎn)動一圈，就有氣體被吸入第3壓縮腔。當中比較特別的第一壓縮腔中氣體的壓強并沒有改變，其體積雖然減少，但與外界相通，所以是個等壓的過程，氣體就在這個過程中被排出。 圖1-2.渦旋壓縮機工作過程 3 壓縮機的整體結(jié)構(gòu)設計 3.1 渦旋壓縮機的主要零件結(jié)構(gòu)設計 3.1.1 渦旋型線的種類選擇 渦旋型線的設計有著下面幾種要求： ①在壓縮腔中要具備兩種相嚙合，分別是壓縮腔任何一點，于靜渦盤或動渦盤必須是唯一的點和那個定點形成相嚙合、第二個是位于內(nèi)壁的點和外側(cè)壁上的點也形成嚙合。 ②兩個成對共軛點相嚙合在渦旋的表面，動渦盤渦旋線中心與靜渦旋盤中心間的距離不再跟著主軸角度改變。 ③每當一個成對嚙合點嚙合在一起的時候，這個點不僅要在漩渦面的切線方向上平行，還要和穿過渦旋線中心間的連線相互垂直。 ④在組成方法上，不僅是線段，渦旋體線還可由正多邊形和圓形漸開線組成。和圓的漸開線連接方法不同的是，渦旋體線是以數(shù)個圓弧相連的渦線。 渦旋齒型線主要種類有很多種，其中的圓漸開線和多邊形漸開線都能滿足上面的三種要求，因為第一種的設計過程也相對簡單，容易模擬，已經(jīng)被廣泛的應用、比較方便于生產(chǎn)，因此渦旋齒型線的設計中更多使用圓的漸開線。 在充分考慮過以上種種因素后，決定渦旋壓縮機渦盤的渦旋齒型線的結(jié)構(gòu)是圓的漸開線，并且使用單渦圈，靜、動渦盤兩個渦圈也是形狀、位置,以中心軸對折,兩邊重合。因為只要設計一個渦旋線，這樣可以大大簡化設計。 3.1.2 渦圈的幾何參數(shù)設計 主要參數(shù)：基圓半徑a；渦圈節(jié)距Pt；渦圈壁厚t；渦圈高度H；漸開線的起始角α，壓縮腔的對數(shù)N；渦旋圈數(shù)m；渦圈中心面漸開線展角φ；渦圈中心面漸開線的最終展角φE。 因為要設計客車用壓縮機：所以假設條件：流量是0.25m3/min；工作溫度是0自50℃；電機功率是3.5HP電壓是220V，50H；工作介質(zhì)是空氣；工作壓力是0.6MPa； 查閱參考文獻[2]，得到一下公式用以計算，如： (2-1) T=2aα (2-2) m=N+1/4 (2-3) (2-4) （1）吸氣腔工作容積的計算 選用額定轉(zhuǎn)速是2800r/min 的YC型單相異步電機（Y90L-2）給壓縮機提供動力。 依照流量公式 (2-5) 根據(jù)內(nèi)容積比 (2-6) 理想氣體條件下 (2-7) 得： 排氣容積： 內(nèi)容積比： 吸氣容積： 初選， 根據(jù)公式（2-1）（2-2）（2-3）（2-4）求得 基圓半徑 漸開線發(fā)生角 渦旋圈數(shù)（取N=5） 中心面漸開線最終展角 帶入和高度H后，渦旋壓縮機的吸氣腔工作容積： (2-8a) 把式（2-4）帶入式（2-8a）中，得 (2-8b) 代入已求參數(shù)、Pt、t與式(2-8b) 求得： ;圓整取27mm 驗算： 最后得出： 表示渦圈上的兩個漸開線的方程分別是：（如圖2-1所示） 圖2-1 渦圈安裝方式 1-靜渦圈 2-動渦圈 （2）排氣開始主軸的回轉(zhuǎn)角 假設排氣工作那一刻偏心主軸的回轉(zhuǎn)角，與之對應的外嚙合線的渦圈中心面的漸開線展角，轉(zhuǎn)動一圈所得排氣容積是： (2-9a) 或 (2-9b) 根據(jù)式（2-8）（2-9）可求得渦旋壓縮機的內(nèi)容比 (2-10) 排氣時的主軸回轉(zhuǎn)角 (2-11) 求得： (3)偏心距 (2-12) 3.1.3 渦圈始端的修正 修正過程是不可避免的，把靜、動渦旋盤原始的渦旋型線設計完成后，并不能直接應用到壓縮機中，為了達到要求需要對其進行修正，在渦旋的低端板上，如果渦旋體被偏置的話，渦旋壓縮機的整體體積就會得到縮小，達到節(jié)省材料和空間的目的。 壓縮機擁有比較高的幾何壓縮比后，工作效率升高和加工難度降低，為了在其余幾何參數(shù)不變的情況下提高幾何壓縮比，可以將漸開線的起始段用圓弧替代，這樣做的效果有減少刀具對漸開線的干涉，并且能把開始排氣角增大。漸開線的氣勢段用圓弧曲線進行修正，并不會出現(xiàn)問題，因為圓弧曲線具有共軛曲線的特性。 圖2-2 對稱圓弧修正參數(shù)示恴圖 在渦圈始端的修正中，修正類型一共有三種，選擇使用對稱圓弧修正到這次渦旋壓縮機中，如圖2-2所示，把兩個圓弧分別光滑的連接到渦圈內(nèi)和外側(cè)漸開線上，之后再修正圓弧成半徑為R的圓弧，再一次連接圓弧半徑r的圓弧。依據(jù)直角三角形邊的關系和漸開線嚙合的原理，得到公式: （2-14） （2-15） （2-15） 帶入數(shù)據(jù),,，解得： 渦圈始端的其他參數(shù)： （2-16） 排氣角： （2-17） 連接圓弧參數(shù)方程： （2-18） 修正圓弧參數(shù)方程 （2-19） 根據(jù)式（2-16）、（2-17）、（2-18）、（2-19），求得：如圖2-6所示 連接圓弧參數(shù)方程： 修正圓弧參數(shù)方程： 圖2-3 修正后的渦圈始端 3.2 渦旋壓縮機其他部件的結(jié)構(gòu)設計 3.2.1 防自轉(zhuǎn)機構(gòu)設計 防自轉(zhuǎn)機構(gòu)應用在避免動渦盤自轉(zhuǎn)上，如果渦盤自轉(zhuǎn)起來，氣體壓縮過程將會停止，甚至于渦旋壓縮機本身都有可能報廢，造成事故，會在生產(chǎn)存在不安全因素。其中各種機構(gòu)的優(yōu)缺點如下： ①十字環(huán) 十字環(huán)有兩種類型，用不同的結(jié)構(gòu)形式加以區(qū)分，它們分別是十字連接環(huán)和十字滑塊。第一種十字環(huán)上有著兩對凸臺。 動渦旋體繞著主軸的中心轉(zhuǎn)動時有著十字環(huán)的限制，凸臺在其對應的滑動槽中做滑行運動，動渦盤與支架體上的4個滑動槽分布規(guī)律相同，都是幾何對稱的，這樣運動時就會產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)效果。十字環(huán)因為在結(jié)構(gòu)上簡單，生產(chǎn)成本小，但十字環(huán)和支架體動渦盤之間發(fā)生的磨損會增加故障幾率，減少壽命。 ②滾珠軸承 一個平動半徑為R， 孔板孔為2R的孔板安裝在機體上，另一個形狀一樣的孔板則安裝在動渦旋體上，兩個孔板之間需要半徑為R的鋼珠填充，用來連接孔板。當動渦旋體平行移動的時候，鋼珠就在孔中有空間做轉(zhuǎn)動。只有三個主要部件，所以結(jié)構(gòu)并不復雜，在滾動支撐下，大大減少了磨損。 ③小曲柄銷 小曲柄銷的軸頭和曲柄銷處在壓縮機中不同的部件中，分別是在支架上的軸孔中和在動渦盤的曲柄銷孔中,壓縮機內(nèi)同時間工作的小曲柄銷有l(wèi)到3個,圓周均布是小曲柄銷的分布方式中最常用到的。 小曲柄銷和主軸的偏心量一樣,所以它工作中運動也和主軸十分相近。主軸與小曲柄銷兩個組合在一塊,它的目的就是防止動渦盤發(fā)生自轉(zhuǎn)。 小曲柄銷在外形上具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小的特點、工作時則有無慣性力、工藝性較好、轉(zhuǎn)動靈活的特點，所以比較適合大小偏心距的渦旋機構(gòu)或大渦旋盤流體機械中,在加工生產(chǎn)上精度要求高。 ④圓柱銷 孔板布置在機座，圓柱銷則布置在動渦旋體上，圓柱 銷需要插入孔板的孔內(nèi)。安裝完畢后，當壓縮機工資， 動渦旋體平動，半徑為2R的銷在 徑為4R的孔里進行回轉(zhuǎn)半 徑為R的平動。 圖2-4 圓柱銷聯(lián)軸器 通過充分比較后選用圓柱銷聯(lián)軸器作為防自轉(zhuǎn)機構(gòu)參考文獻[2］ 3.2.2徑向柔性隨變機構(gòu) 如圖2-5，主由動渦盤、滑動軸承、主軸及偏心量調(diào)節(jié)塊組成 圖2-5 偏心調(diào)節(jié)機構(gòu) 工作原理：曲柄銷在偏離徑向的方向除去兩部分，然后就出現(xiàn)調(diào)節(jié)塊沿徑向方向運動導向面，調(diào)節(jié)塊順著曲柄銷運動，調(diào)節(jié)塊的外沿和動渦盤內(nèi)壁之間的摩擦屬于摩擦系數(shù)較小的滾動摩擦。 偏心量調(diào)節(jié)范圍： ； 3.2.3軸向柔性隨變機構(gòu) 軸向柔性隨變機構(gòu)將是背壓腔的結(jié)構(gòu)，因為力是相互的，即氣體對渦盤的底面產(chǎn)生壓力，動渦盤底面與機架體并不接觸，有著很小的空間，而且偏心主軸與機架體配合緊密，沒有空間，并不與外界相通，由此成為背壓腔，于動渦盤最下面鉆出背壓孔。 圖2-6 背壓腔機構(gòu)原理圖 背壓孔的尺寸要求十分嚴格，有一定的合適的范圍，如果背壓孔的直徑大于合適的尺寸，渦旋盤的軸向磨損更加嚴重，并且減少渦盤的工作 壽命；如果其直徑小大于合適的尺寸，就不可以平衡動渦盤的軸向載荷，這樣的話動渦盤和靜渦盤之間的距離就會比較大，大大增加密封面的軸向間隙，因此背壓孔比較常見的直徑是1到2mm。背壓孔在渦盤具體位置需要知道孔不能流通的時間。 3.2.4 平衡塊結(jié)構(gòu)設計 偏心主軸是傳遞動力的重要零件，當壓縮機的工作，偏心主軸的受力情況將會極大的影響壓縮機。偏心主軸因為其具有偏心特性，并且動渦盤和曲柄銷連接，這會讓曲柄銷受到動渦盤產(chǎn)生的離心力，主軸不平衡也就由此產(chǎn)生。 圖2-7 離心作用力 圖2-8 平衡塊簡圖 如圖2-7所示的平衡機構(gòu)結(jié)構(gòu)，動渦盤的質(zhì)量中心在主軸的偏心方向，但是平衡塊的質(zhì)量中心卻處在與之相對的方向。主軸上受到離心力是由動渦盤、軸承和曲柄銷的質(zhì)量之和所； （2-20） 式中 r——主軸偏心量 ，r=2.5mm； —主軸角速度，由； 平衡塊的質(zhì)量產(chǎn)生的離心力； （2-21） 式中 R—平衡塊的質(zhì)量中心到主軸中心線的距離為; 根據(jù)力的平衡原理得到方程 (2-22) 其中平衡塊其作用部位的質(zhì)量中心到偏心主軸中心線的距離是： (2-23) 平衡塊厚度是B，其密度是ρ，根據(jù)公式得到偏心質(zhì)量是 (2-24) 帶入表2-1數(shù)據(jù) 表2-1 平衡塊的計算 動渦盤 滾針軸承 曲柄銷 總和 質(zhì)量（g） 6225 240 163 6228 r（mm） 5 (rad/s) 293 β() 70 50 B(mm) 10 根據(jù)式（2-20）、（2-21）、（2-22）、（2-23）、（2-24） 解得 3.2.5偏心主軸結(jié)構(gòu)尺寸的確定 偏心主軸的材料選擇主軸設計中最頻繁使用的40Cr。 偏心主軸的尺寸如上圖 從左往右第一段用于安裝曲柄銷，該段直徑為φ30mm，并且在偏心的方向造出兩個對稱平面并且其距離是24mm，長是40mm；第二段安裝軸環(huán)，該段直徑是φ80mm，長是12mm；第三段安裝主軸承軸承，并且在該段使用深溝球軸承，該段直徑為φ55mm長是10mm；第四段軸直徑是φ40mm，長是36mm；第五段安裝深溝球軸承裝，該段直徑是φ30mm，長是40mm；第六段軸因為要從電機獲得動力，所以具有鍵槽，該段直徑是φ24mm，長是50mm。 3.3 動渦盤結(jié)構(gòu)設計 動渦盤和電機相連，所以動力不經(jīng)過其他機構(gòu)就能使得動渦盤工作，并且動渦盤的軸頸同偏心主軸配合，渦旋齒在動渦盤中有著很大的作用，可以根據(jù)漸開線幾何形狀來確定，將渦旋始端的形狀進行修改。軸向補償?shù)男问绞潜硥呵唤Y(jié)構(gòu)，于渦盤合適的地方鉆出兩背壓孔，當壓力太大的時候，可以通過背壓孔將多于的氣體排到大氣中，以免損壞壓縮機；軸向間隙的密封將利用密封條結(jié)構(gòu)，于渦齒最頂端設置有密封條。得到動渦盤的外形尺后，動渦盤的3d建模如圖2-9所示 圖2-9 動渦盤實體結(jié)構(gòu) 3.4 動靜渦盤結(jié)構(gòu)設計 靜渦盤需要和機架連接在一起，并且渦旋齒的形狀和動渦盤的渦旋齒完全一樣。靜渦盤的進氣方式是外側(cè)進氣法，進氣孔位于在渦旋中心面的漸開線最終展角方向上；排氣孔根據(jù)相位相差的原理，動、靜渦盤剛剛排氣時，氣體就通過排氣孔排出，壓縮腔的體積也減到最小。 得到參數(shù)之后，靜渦盤3d建模如圖2-10 、2-11所示 圖2-10 靜渦盤實體結(jié)構(gòu) 圖2-11 靜渦盤排氣孔 3.5 運動件的受力分析 渦旋壓縮機的每個代號一樣的壓縮腔是成對出現(xiàn)的，并且投影形狀對稱，所以動渦盤、靜渦盤都要受相同氣體作用力。機架會受到來自靜渦盤上受到的氣體作用力，從而渦旋式壓縮機在工作時會振動并產(chǎn)生噪聲。帶入主軸的回轉(zhuǎn)角，得到工作腔的容積隨著回轉(zhuǎn)角變化的公式是 （2-25） 根據(jù)公式（2-6）、(2-25)，可得 （1）切向氣體力 有N個壓縮腔時，動渦盤上受到的切向氣體力為 （2-26） 式中 P——渦旋節(jié)距（mm）； ——壓力比， ； ——吸氣壓力（）； 帶入數(shù)據(jù)可得 （2）徑向氣體力 有N個壓縮腔時，動渦盤上受到的徑向向氣體力為 （2-27） 帶入數(shù)據(jù)可得 （3）軸向氣體力 動渦盤上承受的軸向氣體作用力為 （2-28） 帶入數(shù)據(jù)可得 （4） 傾覆力矩 圖2-12 傾覆力矩現(xiàn)象的起因 如圖2-12所示，因為切線方向的氣體力和徑向氣體力合力F的共同作用點不和施加在動渦盤并使其轉(zhuǎn)動的曲柄銷作用點在一個垂直于軸線的面，所以會產(chǎn)生動渦盤的傾覆。 動渦盤傾覆力矩是 （2-29） 已知數(shù)據(jù)，計算可得 3.6 密封與潤滑 3.4.1 密封 (1) 徑向密封 所謂徑向密封就是在徑向上減少動渦盤側(cè)面和靜渦盤體側(cè)面間的距離。從動、靜渦盤之間設計看，它們之間的體側(cè)面沿徑向沒有相接觸，只會形成一個很小的間隙值，嚴格控制r、P及t的加工精度，使之在某個確定的公差范圍之內(nèi)，使用分組裝配就可以進行徑向間隙的密封。 （2） 軸向密封 如圖2-13所示，對于軸向間隙的泄漏，可采用開設密封條的方法，應該在渦旋體上部安裝設密封條，并且密封條與密封槽形狀一致，安裝后密封條應該微微高于渦旋體，阻擋泄漏。密封槽的寬度一般取1.5～3.5mm，高度取2～4mm。密封條材料是聚四氟乙烯，這種材料不僅耐摩擦、還抗高溫，工作壽命很長。不過由于比其他的材料更加容易吸熱而體積變大，所以應當在運動的時候注意熱漲情況。 圖2-13 軸向間隙密封示恴圖 3.4.2 潤滑 設計中并沒有用到潤滑油，也沒設計出油潤滑結(jié)構(gòu)，所以軸承的潤滑選擇使用脂潤滑，而且脂潤滑的滲漏更少，在維修中也方便。決定將常用的鈣鈉基潤滑脂來給軸承潤滑。 4 基于NX Nastran解算器的有限元分析 基礎結(jié)構(gòu)設計結(jié)束后，還要通過校核真正的完成設計，整個渦旋壓縮機中受力最復雜也是最核心的零件是偏心主軸，其受力將極大影響壓縮機的工作。 利用UG的Nastran解算器來有限元分析，達到校核偏心主軸受力與變形效果。下面將對壓縮機的偏心主軸開始有限元分析。 ①首先用UG打開建立的偏心主軸的三維模型，其尺寸設計以及在前面完成 圖4-1.主軸模型 ②偏心主軸的材料是40Cr，在UG的仿真界面的管理材料中的材料列表中，會有一個材料庫，從中選擇名稱為Iron_40選項，創(chuàng)建了仿真，再指定材料給偏心主軸。 圖4-2.指派材料 ③40Cr材料的屬性如圖5-3 圖4-3.材料屬性 ④在指派材料后，使用3D四面體的10結(jié)點進行網(wǎng)格劃分，單元屬性選擇CTETRA(10),網(wǎng)格質(zhì)量的中節(jié)點方法為混合，最大可比值為10，基于表面曲率的大小變化和單元體積增長速率都是初始值。 圖4-4.網(wǎng)格劃分 ⑤完成了有限元網(wǎng)格劃分，約束容器里給偏心主軸增加約束，約束點是主軸承和副軸承裝配的地方，在用戶定義約束中選擇類型為spc，選定坐標系，不讓x、y、z方向隨意移動。 圖4-5.添加約束 ⑥給有限元模型增加載荷，選擇類型是幅值和方向，選擇好模型對象后，紅的箭頭是載荷的分布，藍箭頭是約束，如圖5-6 圖4-6.添加載荷 表4-1.仿真報告結(jié)果匯總 ⑦在Nastran解算器中計算模型，通過后置處理，結(jié)果就是仿真報告。 Subcase - Static Loads 1 : Number of Iterations = 1 位移 (mm) 應力 (mN/mm^2(kPa)) X Y Z Magnitude Von-Mises Min Principal Max Principal Max Shear 靜態(tài)步長 1 Max 2.098e-003 1.877e-003 1.994e-003 7.959e-003 1.579e+004 2.781e+003 1.617e+004 8.458e+003 Min -2.221e-003 -1.872e-003 -7.642e-003 0.000e+000 1.228e-001 -1.718e+004 -3.255e+003 6.994e-002 以上結(jié)論了解到位移MAX是0.007959mm，應力MAX是15.79Mpa，和材料的135Mpa先比，數(shù)值很小，所以符合要求。 ⑧在后置處理導航器中雙擊結(jié)果，展開結(jié)果便可得到位移-節(jié)點、應力-單元節(jié)點、應力-節(jié)點等的仿真圖，不同顏色代表不同程度，紅色7959e到藍色0000。 圖4-7.位移—節(jié)點圖 圖4-8.應力—單元圖 圖4-9.應力—單元節(jié)點圖 A. 應力—單元節(jié)點圖 圖4-10.反作用力—節(jié)點圖 5 結(jié) 論 這是大學中最后一次也是最重要的一次設計工作，渦旋式壓縮機從無到有，我經(jīng)歷了渦旋壓縮機原理的學習，有關公式的查閱，動渦盤、靜渦盤和其他零件的選擇，大量的計算，還繪制出其圖紙。 從中學到了很到東西，提升了自身的能力，鞏固大學四年中學到的知識，并會應用至機械結(jié)構(gòu)設計中。我還學到很多關于渦旋壓縮機的知識，了解到渦旋壓縮機的各種各樣的特點，內(nèi)部結(jié)構(gòu)與工作原理。 期間遇到過各種各樣的問題和困難，這些問題的解決，不僅有通過自己自學查閱資料，還有詢問老師和同學，鍛煉了溝通和協(xié)調(diào)能力。還有我學會了全方面考慮問題，先是在某點上找到突破口，然后舉一反三分解前面的問題。 機械制圖愈加得心應手、AutoCAD和Pro Engineer 的操作速度更快，圖紙和模型的錯誤更少。 參 考 文 獻 [1] 顧兆林. 回轉(zhuǎn)式壓縮機[M]. 蘇州：蘇州精機機械工業(yè)出版社,1990. 2011.6. [2] 顧兆林、郁永章.渦旋壓縮機設計計算研究[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 1995. [3] 仇博先.渦旋壓縮機防自轉(zhuǎn)機構(gòu)分析及殼體有限元分析[M]. 甘肅：甘肅工業(yè)大 學 , 2001. [4] 李連生.渦旋壓縮機[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 1998. [5] 劉振全,馮小禮,劉興旺,梁高林,沈雪梅.一種渦旋壓縮機軸向隨便機構(gòu)設計. 蘭州：蘭州理工大學,2007. [6] 周家勝.渦旋壓縮機主要零件幾何尺寸設計方法[M].西安交通大學螺桿研究 室 ,2001. [7] 趙嫚.渦旋壓縮機機構(gòu)動力特性研究.蘭州：蘭州理工大學,2006. [8] 雷剛,劉四虎,渦旋壓縮機背壓設計準則研究.北京：機械工業(yè)出版社,1998. [9] 熊則男,喬宗亮,壓縮機設計中的力學分析.北京：機械工業(yè)出版社,1997. [10] 熊則男,喬宗亮,回轉(zhuǎn)式壓縮機與泵[M].北京：機械工業(yè)出版社,1997. [11] 吳宗澤.機械設計實用手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社,1999. [12] 李洪.實用機床設計手冊[M].遼寧：遼寧科學技術出版社,1999. [13] 成大先.機械設計手冊第三版[M].北京：化學工業(yè)出版社,2001. [14] C.S.Syan，U.Menon(Eds.),Concurrent Engineering:Concepts，Implementation and Practice，Chapman & Hall，London,2004. [15] J.W.Bush,J.Cai11at，S.M.Seibel, Dimensiona1，Optimization of scroll compressors,in:Proceedings of the 2006,lhternational Compressor Engineering Conference'Purdue,USA,2006. [16] KEGAWA M I.Scroll compressor with self adjusting back2pressure mechanism.ASHRAE Transactions，2004，70（2）：28246. [17] 劉振全,王君,強建國.渦旋式流體機械與渦旋壓縮機[M].北京：機械工業(yè)出版 社 ,2005. [18] 鄒青,呼詠.機械制造技術基礎課程設計指導教程[M]. 北京：機械工業(yè)出版 社 . 29 致 謝 相當感謝王珍老師對我的指導，不厭其煩的為了解答疑問，我從老師那也學到了很多。這次畢業(yè)設計雖然沒有分組，是由本人自己完成，但是同學們也給予了我非常多的幫助，再次感謝每一個對本畢設由貢獻的人。 30