空調(diào)用渦旋式壓縮機結構設計【含CAD圖紙、說明書、UG三維模型】

空調(diào)用渦旋式壓縮機結構設計【含CAD圖紙、說明書、UG三維模型】,含CAD圖紙、說明書、UG三維模型,調(diào)用,渦旋式,壓縮機,結構設計,cad,圖紙,說明書,仿單,ug,三維,模型 畢業(yè)設計（論文） 題 目 空調(diào)用渦旋式壓縮機結構設計 學 院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化(機械設計制造） 學 生 學 號 指導教師 摘 要 本設計為空調(diào)用渦旋式壓縮機結構設計，主要零部件包括動渦盤、靜渦盤、支架體、偏心軸、防自傳機構及平衡機構，動靜渦旋盤應用圓的漸開線及其修正曲線的線型。 首先，確定了渦旋壓縮機的重要結構參數(shù)，其次確定了渦旋壓縮機的各個重要零件的結構尺寸，然后確定了渦旋線圓的漸開線線型并且對渦旋線進行修正，而后選擇渦旋壓縮機的各種附件，最后利用UG8.0對渦旋壓縮機的主軸進行有限元分析，最終說明了渦旋壓縮機結構設計中的有關問題。在渦旋齒線型的設計中，不僅說明了漸開線的特征和渦旋線的成形過程，而且還對渦旋線線型進行了修正。 通過以上設計的設計過程，最終得到了渦旋壓縮機。 關鍵詞：渦旋壓縮機，動渦盤，靜渦盤，偏心軸 ABSTRACT The design is designing the structure of air conditioning scroll compressor , the main parts including moving vortex disc, static vortex disc, bracket dody, eccentric shaft ，anti rotation mechanism and balance mechanism,the application of static and moving vortex disc involve circle and linear correction curve. First of all, the important structural parameters of scroll compressor is determined, then determined the structure size of each important part of scroll compressor, and then determine the involute type vortex line round and the vortex line is modified, and then choose a variety of accessories of the scroll compressor, the UG8.0 spindle of scroll compressor for finite element analysis, the final show the problem in the design of structure of scroll compressor. In the design of scroll profile, not only describes the forming process of involute characteristics and vortex lines, but also to carry on the revision to the vortex line. Through the above design, we finally got the scroll compressor. KEY WORDS: scroll compressor, moving vortex disc, static vortex disc, eccentric shaft 目 錄 摘 要 1 目 錄 1 前 言 2 第一章 空調(diào)用渦旋式壓縮機及裝置系統(tǒng)總體方案設計 3 1.1 渦旋壓縮機動靜渦盤及其工作原理 3 1.2渦旋壓縮機的防自轉機構 4 1.3渦旋壓縮機的軸向徑向柔性機構 4 1.4渦旋壓縮機的結構特點 5 1.5渦旋壓縮機的研發(fā)方向 5 第二章 主要部件設計 7 2.1渦旋壓縮機的整體結構的選擇 7 2.2設計的已知條件 8 2.3性能及結構參數(shù)確定 8 2.4確定渦旋壓縮機各重要零件的結構尺寸 9 第三章 渦旋齒線型的選擇與繪制原理 13 3.1渦旋型線構成原則 13 3.2圓的漸開線的形成 13 3.3漸開線的特征 13 3.4渦旋線的成形 14 3.5渦旋線型的修正 15 第四章 壓縮機附件及密封細節(jié) 17 4.1防自轉機構 17 4.2軸承及支承 19 4.3壓縮機的性能 19 4.4徑向密封 20 4.5軸向間隙 20 4.6潤滑 21 4.7結果 21 第五章 基于NX Nastran解算器的有限元分析 22 總 結 29 參考文獻 30 致 謝 31 前 言 本設計以空調(diào)用渦旋式壓縮機為題，主要為了學習渦旋式壓縮機的設計過程，以及運用和鞏固我們大學所學知識。目前在空調(diào)領域?qū)τ跍u旋式壓縮機的研究已越來越普遍也越來越熱門，渦旋式壓縮機的發(fā)展將會不僅僅為空調(diào)領域帶來飛躍，從而針對空調(diào)用渦旋式壓縮機的研究是非常有意義的。 通過回顧渦旋式壓縮機的歷史，我們對其可以進行初步的了解。渦旋式壓縮機最早由法國工程師Creux發(fā)明并于1905年在美國獲得專利，于國際上70年代開始開發(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，零件少，易損件少，結構緊湊等突出優(yōu)點引起許多國家的重視，被稱為全新一代壓縮機，在1-705KW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)器中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)（30-120hz）均有較高的容積效率與絕熱效率，適合采用變頻裝置，可進一步降低空調(diào)器的耗能，提高舒適性，所以在空調(diào)領域中具有廣闊的發(fā)展前景。為保證環(huán)保減少制冷劑泄露到空氣中，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。70年代以前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，摩擦磨損的問題不能妥善解決，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，體積小40%，重量輕15%，零件數(shù)減少85%，效率提高10%，扭距變化幅度小90%，噪音降低5db（A）. 在供暖、空調(diào)與制冷應用中，主要的能量都耗在壓縮機上，高效壓縮機對美國市場已成為頭等重要因素。在歐洲和日本市場，對低噪音，低振動的壓縮機需求更為突出，因而，兼有高效低噪兩大優(yōu)勢的渦旋壓縮機成為換代產(chǎn)品已是必然局勢，雖然在完善密封機構，減少機械摩擦耗功以及數(shù)控加工提高渦旋盤成產(chǎn)率等方面已經(jīng)進行了廣泛有效地改進，但作為技術密集程度很高的渦旋壓縮機，其技術優(yōu)勢和效益任存在很大的發(fā)展?jié)摿Α? 渦旋壓縮機面臨的主要問題應屬由于加工精度和結構問題導致的徑向和軸向的泄露，但是隨著社會的飛速發(fā)展，工業(yè)的日益壯大，設備的精度會得到提高，加工的技術會得到飛躍，渦旋式壓縮機將會隨著社會的發(fā)展慢慢挖掘出無限的潛能，它的優(yōu)點將會會越來越突出，發(fā)展前景廣闊。 通過借鑒前人研究的方式和方法，本論文旨在根據(jù)已知工作條件，通過各零部件的強度校核和受力分析對空調(diào)用渦旋式壓縮機進行結構設計。通過完成這次設計達到我們所學的理論與實踐相結合，增加我們的設計經(jīng)驗。 第1章 空調(diào)用渦旋式壓縮機及裝置系統(tǒng)總體方案設計 1.1 渦旋壓縮機動靜渦盤及其工作原理 渦旋式壓縮機綜合了往復式壓縮機和旋轉式壓縮機的工作特點，其借助于容積的變化來實現(xiàn)氣體壓縮與往復式壓縮機相同。其動渦盤的運動是在偏心軸的直線驅(qū)動下進行的，這一點又與旋轉式壓縮機相同。但是渦旋式壓縮機的壓縮腔，既不同于往復式的又不同于旋轉式，故把它稱作新一代容積式壓縮機。渦旋式壓縮機的主要零件包括動渦盤，靜渦盤，支架體，偏心軸及防自傳機構。動靜渦旋盤的最常用線型是圓的漸開線及其修正曲線。下面以圓的漸開線渦旋型線為例來說明渦旋壓縮機的工作原理。 把渦旋型線參數(shù)相同，相位差π，基圓中心相距Ror的動渦盤與靜渦盤組裝后，可形成數(shù)對月牙形的密封的容積腔，容積腔的軸隨偏心軸推動動渦盤中心繞靜渦盤中心作半徑為Ror的圓周軌道運動時相應的擴大縮小，由此實現(xiàn)氣體的吸入，壓縮和排氣的過程。低壓氣體從靜渦盤上開設的吸氣孔口或動靜渦盤的周邊縫隙進入吸氣腔，經(jīng)壓縮后由靜渦盤中心處的排氣孔口排出。 以三對壓縮腔為例說明氣體壓縮過程,如圖1-1。三對容積腔分別用①②③來表示，依次表示中心壓縮腔（排氣腔）、第二壓縮腔、第三壓縮腔。動渦盤中心繞靜渦盤中心的轉動角，也就是偏心軸的曲柄轉角，用θ表示。當曲柄轉角θ=0時，③剛好封閉，壓縮機的吸氣過程結束，這時③中充入的氣體所占據(jù)的空間即為吸氣容積，相當于往復式壓縮機的形成容積。隨著曲柄轉角增大，月牙形的面積逐漸減小。當θ=360°時，③完成對氣體的壓縮過程，這時的壓縮腔容積就是②的最大封閉容積，即②充氣終了時的容積，其軸向投影面積最大。①和②中氣體容積變化規(guī)律與③中相同。 ③在壓縮氣體同時，壓縮機的吸氣過程也在進行。②和①并不存在吸氣過程，只是在幾何關系上按2π為一循環(huán)劃分時，分割為不同的壓縮腔而已。渦旋式壓縮機壓縮氣體的過程是連續(xù)進行的需要主軸轉動數(shù)圈而非一圈，但主軸每轉一周即可完成一次吸氣。需要指出的是，①中的氣體并不受到壓縮，其容積減少是一個等壓過程，即排氣過程。①中容積取得最大值時，不一定對應于θ=0，而與開始排氣角有關，圖1-2為壓縮機的工作過程。 圖1-1.渦旋壓縮機壓縮腔示意圖 圖1-2.渦旋壓縮機工作示意圖 1.2渦旋壓縮機的防自轉機構 動渦盤在氣體作用下，有繞其中心自傳的趨勢。這種趨勢破壞了渦旋壓縮機的正常工作，必須予以限制。防自傳機構設置在動渦盤與支架體之間，常見的結構形式有： ①十字聯(lián)接環(huán)：其結構簡單但是易磨損，加工困難； ②圓柱銷聯(lián)軸節(jié) ：在機座上開孔板，動渦旋體上連軸銷，當動渦旋體平動時，銷在孔內(nèi)平動。其受力好，結構簡單，但無支撐作用； ③球形聯(lián)軸節(jié)：兩幾何形狀相同孔板，分別安在機體動渦旋體上，在孔板間設置鋼球連接孔板動渦旋體平動時，鋼球可在孔內(nèi)轉動。其結構簡單，易加工，可實現(xiàn)滾動支撐，減少磨損。 1.3渦旋壓縮機的軸向徑向柔性機構 渦旋壓縮機的動渦盤被置于靜渦盤和支架體之間，可以沿軸向移動。當渦旋壓縮機工作時，動渦盤在氣體力作用下，沿軸向與靜渦盤脫離，增大渦盤頂部的氣體泄漏通道面積，降低容積效率和熱效率，因此如何有效的平衡作用在動渦盤上的軸向氣體作用力，成為渦旋壓縮機能否獲得良好性能的重要因素之一。常用軸向力平衡消除間隙減少泄漏的方式： ①采用推力軸承，減少軸向摩擦，保證密封； ②采用背壓推力機構，泵壓力自動補嘗間隙； ③在渦旋體背面加彈簧，自動補嘗間隙； ④在渦旋體背面加油壓，補嘗間隙。 徑向可采用偏心軸套式徑向密封機構及滑動襯套式機構減少泄露。 軸向和徑向柔性機構提高了渦旋式壓縮機的生產(chǎn)效率，而且保證軸向間隙和徑向間隙的密封效果，不因摩擦和磨損而降低，即渦旋式壓縮機有可靠地密封性。動渦盤上承受的軸向氣體作用力，隨主軸轉角發(fā)生變化，很難恰如其分的加以平衡，因此軸向氣體力往往帶來摩擦功率消耗。渦旋盤的加工精度，特別是渦旋體的形位公差有很高要求，端板平面的平面度，以及端板平面與渦旋體側壁面的垂直度，應控制在微米級，因此，對加工方法，加工技術和加工設備要求很高。 1.4渦旋壓縮機的結構特點 渦旋壓縮機在因其結構表現(xiàn)出以下優(yōu)點： ①多個壓縮腔同時工作，相鄰壓縮腔的氣體壓差小，氣體泄漏量小，容積效率高，可達90%~98% 。 ②驅(qū)動動渦盤的運動的偏心軸可以高速旋轉，因此，渦旋式壓縮機體積小，重量輕。 ③動渦盤與主軸等運動件的受力變化小，整機振動小。 ④沒有吸，排氣閥，渦旋壓縮機的運轉可靠，且特別適應于變速運轉和變頻調(diào)速技術。 ⑤由于吸排氣過程幾乎連續(xù)進行，整機噪聲很低。 1.5渦旋壓縮機的研發(fā)方向 目前發(fā)展較迅速的應屬數(shù)碼渦旋壓縮機，谷輪公司向中國空調(diào)市場提供其最有革命性的新技術產(chǎn)品數(shù)碼渦旋壓縮機Copeland Digital Scroll，作為下一代變?nèi)萘靠照{(diào)器的心臟。目前，數(shù)碼渦旋壓縮機和與之配套的電器控制板均向客戶供應，以方便開發(fā)多聯(lián)式變?nèi)萘靠照{(diào)系統(tǒng)。 數(shù)碼渦旋壓縮機不同于常見的變頻壓縮機，與變頻壓縮機通過變頻器控制改變制冷劑循環(huán)量相比，數(shù)碼渦旋壓縮機具有以下優(yōu)勢： ①更寬廣的制冷制熱容量調(diào)節(jié)范圍(10%-100%)；更精確的容量控制。與變頻系統(tǒng)存在制冷量階梯相比，數(shù)碼渦旋系統(tǒng)可以實現(xiàn)任何一點的冷量要求； ②在任何負荷點都具備出色的除濕性能-在低負荷范圍使室內(nèi)達到濕度70%以下的舒適要求； ③低噪音與低振動，壓縮機保持恒速運行，避免產(chǎn)生高頻噪音與振動； ④極高的可靠性：通過谷輪公司極其嚴格的測試條件，并保證15 年以上運行壽命； ⑤極佳的回油特性，壓縮機定速運行，即使在小負荷冷量時也無回油問題，并保證系統(tǒng)可以配備長聯(lián)管； ⑥極其簡單的系統(tǒng)設計，不需要制冷劑熱氣旁通，不需要制冷劑液體旁通，不需要油分離器，系統(tǒng)設計更簡單，更可靠； ⑦無電磁兼容問題。通過機械式加載及卸載，不需要變頻控制器。 ⑧數(shù)碼渦旋壓縮機Copeland Digital Scroll 可以全方位滿足以下系統(tǒng)應用：單蒸發(fā)器多聯(lián)機系統(tǒng)，風管送風系統(tǒng)，冷水機組系統(tǒng)及機房空調(diào)系統(tǒng)。 我國從開始研發(fā)渦旋式壓縮機至今已經(jīng)過了11個春夏秋冬，如今已經(jīng)形成了比較成熟的渦旋式空調(diào)與制冷壓縮機設計制造技術，很多大學如西安交通大學，甘肅工業(yè)大學在渦旋壓縮機技術，生產(chǎn)方面在國內(nèi)具有頂尖的水平。綜觀國內(nèi)外渦旋壓縮機的研究開發(fā)現(xiàn)狀，生產(chǎn)制造水平以及市場需要趨勢，今后一段時間內(nèi)，有關渦旋壓縮機的研究動向可歸納為;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)的結構都是直接的措施。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。 第2章 主要部件設計 2.1渦旋壓縮機的整體結構的選擇 本設計采用的是立式全封閉低壓殼體腔結構如圖2-1。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。立式全封閉低壓殼體腔渦旋壓縮機在制冷與空調(diào)系統(tǒng)中有著廣泛的應用。最明顯的優(yōu)點是電動機的環(huán)境溫度較低，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。 圖2-1.立式低壓殼體腔渦旋式壓縮機 1-底座 2-上油板 3-磁環(huán) 4-軸向擋圈 5-油升壓器 6-定位銷 7-下支承 8-軸向擋圈 9-下軸承 10-下平衡重 11-電動機定子 12-電動機轉子 13-主軸 14-上軸承（主軸承） 15-殼體 16-偏心調(diào)節(jié)塊 17-吸氣管 18-滑動軸承 19-動渦盤 20-靜渦盤 21-排氣管 22-限位板 23-止回閥 24-封頭 25-排氣孔口 26、28-橡膠密封圈 27-背壓室端蓋 29-背壓室 30-背壓孔 31-軸向定位套 32-十字環(huán) 33-支架 34-上平衡塊 35-逆轉限制器 2.2設計的已知條件 理論排氣量0.6m3/min； 進口壓力0.1Mpa（絕對）； 出口壓力0.6Mpa（絕對）。 2.3性能及結構參數(shù)確定 2.3.1渦旋圈數(shù)N、渦旋齒厚t、渦旋齒高h的確定 根據(jù)有關資料確定: N=4； t=6mm； h=45mm 2.3.2排氣量Vs和渦旋節(jié)距P的確定 設計理論排氣量0.6m3/min，轉速為2840rpm 則每轉排氣量：= 211267.6056mm3/r 渦旋節(jié)距為： 圓整P=22mm。 2.3.3基圓半徑 因節(jié)距P由基圓半徑?jīng)Q定則重取 ,得到 。 則設計排氣量為： 考慮泄漏等因素的儲備因數(shù),對于渦旋壓縮機, 其泄漏系數(shù)λ應不大于8% 2.3.4回轉半徑Ror 2.3.5漸開線的初始角 2.3.6理論壓力比 ，其中θ=3.87rad 2.3.7實際工作容積 2.3.8壓縮機指示功 P1=0.1,P2=0.6 指示功 2.3.9壓縮機的指示功率 選擇電機轉速n=2840r/min，功率2.2kw 2.4確定渦旋壓縮機各重要零件的結構尺寸 2.4.1動渦盤 利用基圓繪制漸開線渦盤得到最大外徑尺寸為Φ192mm，取動渦盤外徑尺寸為Φ210mm，渦旋體高45mm，考慮到十字環(huán)的鍵槽深5mm，取渦旋底盤厚15mm，本設計采用的主軸形式為曲柄銷式，因此動渦盤上需有與曲柄銷配合的凸臺，取其尺寸內(nèi)徑Φ50mm，外徑Φ70mm，高40mm。動渦旋與十字環(huán)配合以達到防自轉的目的，因此動渦盤的背面需設置一對鍵槽，槽的尺寸為30×10×5mm，槽的位置由圖給出，材料為CuCrMo合金鑄鐵。具體結構尺寸如圖2-1。 圖2-2.動渦盤 2.4.2靜渦盤 靜渦盤的渦旋體與動渦盤的渦旋體結構尺寸相同，相位差為π，考慮到動渦盤的回轉半徑Ror=5mm以及動渦盤的外徑尺寸Φ210mm，動渦盤處支架體的內(nèi)圓直徑需大于φ220mm才不會發(fā)生干涉，則支架體內(nèi)徑取為φ230mm，支架體需要與靜渦盤螺釘連接，取支架體外徑φ280mm，由此可確定與支架體連接的靜渦盤的最大外徑為φ280mm。查相關資料,選擇連接螺釘為M8的六角頭螺釘12顆，則設置12個φ9mm螺紋通孔均布于靜渦盤上，根據(jù)螺釘?shù)某叽纾约敖Y構不干涉原則可確定放置通孔的臺階尺寸。靜渦盤中心開φ5mm的排氣孔，選擇靜渦盤壁厚15mm，可得到靜渦盤的總高度60mm，其他具體的結構及尺寸于圖上作出，材料為CuCrMo合金鑄鐵。 圖2-3.靜渦盤 2.4.3十字環(huán) 根據(jù)動渦盤上的鍵槽位置以及鍵槽尺寸，確定十字環(huán)的外徑為φ160mm，內(nèi)徑為φ140mm，4個凸臺高8mm寬10mm，對稱布置，材料為QT600。具體結構如圖2-2。 圖2-4.十字環(huán) 2.4.4滑動軸承及偏心調(diào)節(jié)塊 偏心調(diào)節(jié)塊主要起到調(diào)節(jié)主軸偏心量的作用，在偏心調(diào)節(jié)塊與動渦盤間還需要一滑動軸承聯(lián)結，根據(jù)動渦盤的凸臺尺寸選擇滑動軸承外徑φ50mm，內(nèi)徑45mm，寬42mm。由此可確定偏心調(diào)節(jié)塊的外徑為φ45mm，具體結構尺寸如圖2-3。 圖2-5.偏心塊 2.4.5主軸 ①主軸結構尺寸的確定 主軸的材料選用渦旋壓縮機常采用的主軸材料40Cr。 渦旋壓縮機機械效率取，則軸傳遞的功率。 40Cr材料的,主軸設有φ5mm通油孔，為空心軸，取β=0.5則主軸的最小軸徑 。 曲柄銷軸段a直徑取φ30mm，并沿偏心方向磨出兩對稱平面距離24mm，長40mm；軸環(huán)b直徑取φ56mm，長12mm；c段軸為安裝主軸承軸承的軸，初選軸承為6208深溝球軸承，則可確定c段軸徑為φ40mm長16mm；取d段軸直徑φ36mm，長66mm；e段軸裝有電機轉子，根據(jù)所選電機確定軸段e直徑φ24mm，長115mm；取f段軸直徑φ22mm，長56mm；g段軸為安裝副軸承的軸，選擇6204深溝球軸承，軸徑為φ20mm，長30mm。具體結構如圖所示。 圖2-6.主軸 第3章 渦旋齒線型的選擇與繪制原理 3.1渦旋型線構成原則 渦旋型線的構成應符合如下原則： ①對于壓縮腔內(nèi)的任一給定點，在靜渦盤或動渦盤上，必有一點并且只有一點與之相嚙合，并且內(nèi)側壁面上的點與外側壁面上的點相嚙合。 ②當渦旋型面上一對共軛點相嚙合時，動、靜渦旋盤渦旋型線特征形狀幾何中心之間的距離，不隨主軸角變化。這里的特征形狀，是指能夠反映渦旋型線類型的幾何形狀，對于圓漸開線漩渦線型，是指基圓。 ③一對嚙合點相嚙合時，嚙合點所在漩渦型面的切向平行，并且與通過渦旋型線特征性狀幾何中心之間連線方向相垂直。 ④構成渦旋體的型線，可采用線段，正多角形及圓的漸開線，除了圓的漸開線外，它們都是由圓弧連接而成的渦線，而圓的漸開線則可以理解為有限多圓弧連接而成曲率連續(xù)變化的曲線，一般常用圓的漸開線作為渦旋體的型線。 3.2圓的漸開線的形成 如圖3-1所示，當一直線Bk沿一圓做純滾動時，直線上任意點k的軌跡Ak就是該圓的漸開線，這個圓稱為漸開線的基圓，其半徑為基圓半徑a。 圖3-1.圓的漸開線形成 3.3漸開線的特征 根據(jù)漸開線的形成的過程，可知漸開線具有下列特征： ①發(fā)生線沿基圓滾過的長度，等于基圓上被滾過的圓弧長度； ②因發(fā)生線Bk即為漸開線在點k的法線。又因為發(fā)生線恒切于基圓，故可得出結論：漸開線上任意點的法線恒與其基圓相切； ③發(fā)生線與基圓的切點B也就是漸開線在k點的曲率中心，而線段Bk是漸開線在點k的曲率半徑。 ④漸開線形狀取決于基圓的大小，在相同展角處，基圓的大小不同，其漸開線的曲率也不同。 3.4渦旋線的成形 當圓的漸開線起始角為α，基圓半徑為a，其展角為Φ時，應用變端點矢量來表示，x軸方向的單位矢量為，y軸方向的單位矢量為 ，則有： 以參數(shù)方程表示為 ①當漸開線初始角為-α時其參數(shù)方程 ②當漸開線初始角為零時 ③由于渦旋體作為壓縮機的轉子或定子，必須具有一定得壁厚，這可利用不同的初始角的漸開線，來構成渦旋體的內(nèi)外壁，①可知，其漸開線A點坐標 ④其斜線的斜率為 ⑤而點P處的斜率為 ⑥由④和⑤相乘得 ⑦由⑥可知，漸開線的發(fā)生線與漸開線的切線正交，故漸開線的發(fā)生線即為該點的法線；以初始角α與-α所形成的渦旋體各點的法向厚度即為展開線矢徑的長度差： 式中a為基圓半徑，t為渦旋壁厚，是常量 漸開線的節(jié)距為： 節(jié)距p也是一個常量，由此可見渦旋體處處等壁厚等節(jié)距，其可用同一銑刀加工，銑刀直徑。 3.5渦旋線型的修正 設計動、靜渦旋盤時，常對原始渦旋型線進行修正，以實現(xiàn)不同的目的，為了減少渦旋壓縮機的幾何尺寸，可以將渦旋體偏置于渦旋低端板上，也可以通過改變渦旋型線的布置來獲得比較小的壓縮機體積。當其它幾何參數(shù)相同時，為獲得較大的幾何壓縮比，在漸開線的起始段用圓弧代替，從而減輕刀具對漸開線的干涉程度，增大了開始排氣角。因為圓弧曲線是共軛曲線，因此，在漸開線的氣勢段用圓弧曲線進行修正是合適的。 3.5.1修正型線方程 當圓的漸開線上點A的展開角為α時，對其進行修正，則點A、B、D、E 的坐標分別為： 直線方程為 圓心O1的坐標由下式?jīng)Q定 圓心O2的坐標由下式?jīng)Q定 則兩圓心距離 這種情況下，兩個修正圓相切型線是光滑連續(xù)的一種理想的曲線，常稱為PMP型線。 3.5.2圓弧修正后渦旋壓縮機的特點 充分減少了漸開線起始段構成的無用容積，即無修正時形成的余隙容積。提高了渦旋壓縮機的壓力比。在相同壓力比時，經(jīng)圓弧修正后的渦旋壓縮機可設計成更加緊湊的結構。改善了漸開線起始段的切削工作狀態(tài)的受力特性。經(jīng)過圓弧修正后的旋壓縮機，可獲得較高的工作效率，圖3-2即為排氣孔處的圓弧修正。 圖3-2.渦旋體的修正 修正后的渦旋 修正前的渦旋 渦旋體 第4章 壓縮機附件及密封細節(jié) 4.1防自轉機構 ①十字環(huán) 結構：十字環(huán)防自轉機構有兩種結構形式，一種是十字連接環(huán)一種是十字滑塊。十字聯(lián)接環(huán)上兩對凸臺分別與支架體和動渦盤可滑動槽連，如圖4-1。 原理：使動渦旋體繞主軸中心轉動時，十字環(huán)的凸臺分別在滑動槽中滑動，動渦盤與支架體上的4個滑動槽分別對稱布置，運動時達到旋轉效果。 特點：結構簡單，容易制造，易裝配，體積小，但是易磨損。 圖4-1.十字環(huán)防自轉機構 ②滾珠軸承 結構：兩幾何形狀相同孔板分別安在機體和動渦旋體上，在孔板間設置鋼球連接孔板。 原理：動渦旋體平動時，鋼球可在孔內(nèi)轉動。 要求：平動半徑為R時， 孔板孔為2R，鋼球半徑為R。 特點：結構簡單，易加工，可實現(xiàn)滾動支撐，減少磨損。 注：當滾軸承設計成特殊結構型式時，滾環(huán)不僅可以承受動渦旋盤上的軸向作用力，而且可以防止動渦旋盤的自轉，動渦盤與支架上的滾槽有很高的位置精度要求，而且采用特殊滾環(huán)結構時，主軸偏心是不能自動調(diào)整， 特殊結構滾珠的個數(shù)沒有特殊要求，滾珠少則每個滾珠的受力會增大，滾珠太多，滾槽位置精度及尺寸精度將難以保證。一般情況下，滾珠的個數(shù)以8-20個為宜，如圖4-2。 圖4-2.滾動軸承防自轉機構 ③圓柱銷 結構：在機座上安裝孔板，動渦旋體上裝入圓柱銷，圓柱銷插入孔板的孔內(nèi)。 原理：當動渦旋體平動時，銷在孔內(nèi)平動，回轉半徑R。 要求：銷半徑2R,孔徑4R 特點：受力好，結構簡單，但無支撐作用。與十字環(huán)結構相比,圓柱銷防自轉機構具有以下結構特點: 1.十字環(huán)結構允許主軸偏心量發(fā)生變化,圓柱銷結構要求主軸偏心量取定值。 2.十字環(huán)結構要求不同方向的鍵垂直即可,圓柱銷結構對銷及槽的位置精度有嚴格要求。 注：圓柱銷不是單個使用,而是三個同時工作。它們的一端與動渦盤或支架過盈配合，另一端則在支架或動禍盤的圓柱槽中作平面運動，如圖4-3。 圖4-3.圓柱銷防自轉機構 ④小曲柄銷 結構：小曲柄銷的軸頭部分位于支架上的軸孔中,曲柄銷位于動渦盤的曲柄銷孔中,同時使用的小曲柄銷有l(wèi)-3個,最常見的布置方式為圓周均布型。 原理：小曲柄銷具有與偏心主軸相等的偏心量,其工作過程也與偏心主軸相類似。由此,偏心主軸與小曲柄銷構成了一個平面連桿機構,從而限制了動渦盤的自轉運動。 特點:結構簡單、體積小、易裝配、無慣性力、工藝性較好、轉動靈活、不易磨損、適合于大小偏心距的渦旋機械,但是制造精度較高,滑潤比較困難。只能承受徑向力,不能承受軸向力,不具有止推軸承的作用是它的不足之處。此種此種機構主要用于大渦旋盤流體機械中。 本設計中的渦旋壓縮機選擇結構簡單，容易制造，易裝配，體積小的十字環(huán)防自轉機構，通過對其淬火以及表面磷化處理后達到使用要求。 4.2軸承及支承 由于本設計的渦旋壓縮機的氣壓值并不高，于是選擇兩個深溝球軸承。軸承是渦旋壓縮機的結構中不可或缺的一部分。 曲軸做旋轉運動還需要支承，支承的效果會影響軸承的受力狀況和曲軸的工作狀態(tài)，在本設計中利用支架體的軸承座作為支承部分，本設計中有上下支承，用于安裝軸承并支撐主軸，上支架體如圖4-4,用于支撐十字環(huán)和主軸承。 圖4-4.上支架體 4.3壓縮機的性能 壓縮機能否得到高的工作性能，在很大程度上取決于密封及潤滑的有效性。由于加工精度、裝配精度以及動渦盤受力等影響，渦旋壓縮機的壓縮腔會有一定的徑向和軸向間隙，這些間隙必須采取有效的密封措施。 潤滑是保證渦旋壓縮機可靠工作的重要環(huán)節(jié)，潤滑油除了潤滑軸承外還起到導熱及密封作用。 4.4徑向密封 徑向密封主要靠控制動渦盤與靜渦盤渦旋體側壁面之間的徑向間隙來實現(xiàn)的。理論上講，動靜渦盤的側壁面沿徑向并不接觸，而是形成一個很小的間隙值，由于潤滑油及高速主軸旋轉的雙重作用，單位時間內(nèi)通過徑向間隙的切向氣體泄露受到了限制。實際上由于形位精度及裝配精度的影響，動靜渦盤渦旋體的側壁面之間會有輕微的接觸。由于是滑動接觸，所以造成的功耗是比較小的。 當主軸偏心量Ror，動靜渦旋體的壁厚t和節(jié)距p不滿足時，會出現(xiàn)以下情況： ①在時，動靜渦盤的渦旋體側壁面之間有很大的接觸力，嚴重時渦旋壓縮機無法裝配或不能正常運轉。 ②在時，徑向間隙值很大，渦旋壓縮機工作時，沿徑向間隙的切向氣體泄漏量明顯增加，容積效率下降，排氣溫度提高，渦旋壓縮機也不能正常工作。 解決以上兩種異常情況的方法之一，就是渦旋壓縮機的回轉半徑能夠自動調(diào)節(jié)Ror，使實際偏心量滿足p和t的要求，解決了渦旋壓縮機的徑向間隙密封和可靠性運轉問題。 4.5軸向間隙 軸向間隙的泄漏線長度比徑向泄漏線長度大得多，因此，軸向間隙的密封效果就比徑向間隙的密封效果重要得多。 當動渦盤背壓施加一定的作用力來限制壓縮腔中的氣體對動渦盤的作用力，而導致動靜渦盤沿軸向脫離時，渦旋體高度及頂部與底部平面的平面度、平行度就是軸向間隙密封的重要因素了，即依照渦旋盤的加工精度來保證軸向間隙的有效密封，背壓腔平衡機構就是采用這種方法。 如果動渦盤上受到的軸向氣體作用力，傳遞到支架上安裝的軸承，則壓縮機工作時，其壓縮腔頂部留有一定間隙，造成徑向氣體泄漏。在這種情況下，密封軸承間隙的有效方法之一就是設立密封條，其材料常采用聚四氟乙烯，即優(yōu)質(zhì)的PTFE樹脂。采用聚四氟乙烯材料時密封條采用整體結構。 4.6潤滑 渦旋壓縮機的軸承、各個相對滑動摩擦表面都需要潤滑，油怎樣到達各個摩擦面就成為了結構設計的一個重點。 高壓渦旋壓縮機主要靠壓差供油，即潤滑油在壓縮氣體的一定壓差下，從油池將潤滑油壓入背壓腔，到達各個接觸表面，達到潤滑目的。而本設計為低壓渦旋壓縮機，通過在主軸鉆通油孔，并在主軸底部安裝油泵，潤滑油通過油泵的壓縮從主軸的油孔進入曲柄銷與動渦盤的裝配處，而后通過縫隙向下流到主軸承潤滑主軸承，而后繼續(xù)沿著主軸與支架體的縫隙經(jīng)過副軸承最終回到油池，而少許的油霧隨著制冷劑進入到渦旋體中對渦旋體進行潤滑。 4.7結果 通過對渦旋壓縮機主要零部件及其附件設計裝配完成后得到本次設計的渦旋壓縮機裝配圖，如圖4-5,利用UG建模得到渦旋壓縮機的三維模型如圖4-6,圖4-7。 圖4-5.渦旋式壓縮機裝配圖 1-底座 2-磁環(huán) 3-油泵 4-上油管 5-下支撐 6-副軸承 7-機殼 8-電動機定子 9-電動機轉子 10-主軸 11-大平衡鐵 12-主軸承 13-上支撐 14-偏心塊 15-滑動軸承 16-十字環(huán) 17-動渦盤 18-六角螺栓19-彈簧墊圈 20-靜渦盤 21-上殼蓋 22-排氣管 23-止回閥 24-排氣管座 25-進氣管座 26-濾網(wǎng) 27-進氣管 28-小平衡鐵 油泵 下支撐 圖4-6.渦旋壓縮機零部件UG模型 深溝球軸承 上支撐 靜渦盤 主軸 動渦盤 圖4-7.渦旋壓縮機UG模型 第五章 基于NX Nastran解算器的有限元分析 本設計采用的是UG8.0自帶的Nastran解算器進行有限元分析，從而可以校核主軸或者其他重要零件的受力變形和使用壽命。這里主要對渦旋壓縮機的主軸進行有限元分析。 ①建立一個主軸的三維模型，其尺寸由計算部分給出 圖5-1.主軸模型 ②已知主軸材料為40Cr，從UG的仿真界面的材料庫可以找到改材料，即Iron_40，在建立高級仿真后對主軸指派材料 圖5-2.指派材料 ③材料的具體屬性如圖5-3 圖5-3.材料屬性 ④在指派材料后，采用3D四面體10結點網(wǎng)格對主軸進行網(wǎng)格劃分 圖5-4.網(wǎng)格劃分 圖5-4.網(wǎng)格劃分 ⑤有限元網(wǎng)格劃分正確后，在仿真導航器中的約束容器中為主軸添加約束，約束點為主軸承和副軸承的安裝位置，選擇柱坐標系，約束x、y、z移動，其余自由。 圖5-5.添加約束 ⑥按照計算手稿為有限元模型添加載荷，紅色為載荷分布，藍色為約束，如圖5-6 圖5-6.添加載荷 表5-1.仿真報告結果匯總 ⑦用Nastran解算器求解以上模型，進入后置處理，生成報告并導出仿真報告，得到結果匯總。 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 從結果匯總中可知最大位移為0.007959mm，最大應力為15.79Mpa遠小于材料的135Mpa，符合要求。 ⑧在后置處理導航器中雙擊結果，展開結果便可得到位移-節(jié)點、應力-單元節(jié)點、應力-節(jié)點等的仿真圖 A. 位移—節(jié)點圖 圖5-7.位移—節(jié)點圖 B. 應力—單元節(jié)點圖 圖5-8.應力—單元圖 C. 應力—單元節(jié)點圖 圖5-9.應力—單元節(jié)點圖 D. 應力—單元節(jié)點圖 圖5-10.反作用力—節(jié)點圖 至此，完成了基于NX Nastran解算器的主軸的有限元分析。 總 結 近兩個月的畢業(yè)設計已經(jīng)結束。在這次畢業(yè)設計中，我在大學所學的理論知識再一次得到了綜合運用，同時也涉及到了許多過去沒接觸過的知識，如本次設計的主題——空調(diào)用渦旋式壓縮機，雖然平時對空調(diào)已經(jīng)司空見慣，但是當我開始設計時才發(fā)現(xiàn)空調(diào)的真實面目，通過老師的幫助并且查閱了許多資料后，才對渦旋式壓縮機有了粗略的了解；還有在本次設計其間所用的繪圖軟件的很多以前沒用過的功能也得到了運用，使得我更加了解和熟悉所用的繪圖軟件。 在整個設計中，通過查閱及搜集相關資料，我了解到了渦旋壓縮機設計的一般過程，熟悉了與我們專業(yè)息息相關的繪圖軟件和辦公軟件，學會了查閱各種資料及如何運用所查到的資料。學會了獨立思考和運用所學知識，明白了有針對性的學習更有效率。 本設計中采用的繪圖工具有AUTOCAD、UG8.0、CAXA等，提高了繪圖質(zhì)量縮短了繪圖時間，通過UG的Xastran解算器的有限元分析大大減少了我的計算量、工作量，計算機輔助設計制造在未來的機械領域的重要性可見一斑。 因所學知識以及參考資料有限，外加設計經(jīng)驗不足，本次設計或多或少存在一些缺點與不足。通過本次設計，我更加清醒地認識到，要得到一套合格的設計方案，沒有一定的理論知識，沒有一定的軟件使用能力，沒有一定的實踐經(jīng)驗，沒有耐心細心的計算是不行的。 總的說來，這次的畢業(yè)設計讓我對所學的機械設計的知識有了更深刻的理解，對機械制圖有了更多的實踐，通過利用所學理論知識和所學軟件的操作，完成了本次的設計任務，為今后的工作打下了堅實的基礎。 參考文獻 [1]劉振全. 渦旋式流體機械與渦旋壓縮機[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2009年 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