客車空調用渦旋壓縮機結構設計,客車空調用渦旋壓縮機結構設計,客車,調用,渦旋,壓縮機,結構設計 摘 要 本次畢業(yè)設計是關于客車空調用渦旋壓縮機的結構設計，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。 渦旋壓縮機整體結構設計上屬于公轉型整機結構，其中比較重要的機構包括靜渦盤、動渦盤、主軸和防自轉機構，其余的部件包括偏心調節(jié)機構、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構模型。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 壓縮機的整體結構設計 4 3.1 渦旋壓縮機的主要零件結構設計 4 3.2 渦旋壓縮機其他部件的結構設計 9 3.3 動渦盤結構設計 15 3.4 動靜渦盤結構設計 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 論 28 參 考 文 獻 29 致 謝 43 客車空調用渦旋壓縮機結構設計 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用渦旋式壓縮機大規(guī)?；a，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的最重要的一個原因就是，渦旋式壓縮機產品比容量參數(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，我國已經對其有了富有成效的結果，成就頗豐，對于不同種結構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)大量經驗和技術總結得出質量控制、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構，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。 渦旋式壓縮機在結構上不僅特殊、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十分完善，通過參考設計經驗，本論文將根據(jù)已知參數(shù)和條件，對客車空調用渦旋壓縮機進行結構設計。 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動，旋轉壓縮機有著一樣的工作過程。電機啟動后，渦盤開始旋轉，外部氣體被吸入后，經過壓縮，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壓縮機有著極大的不同?？梢哉f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，就不會產生壓縮腔，經過很長時間的發(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，主軸隨之轉動，動渦盤的中心在主軸的驅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時，會形成的轉動角，在壓縮機的工作過程中稱為偏心軸的曲柄轉角θ。偏心軸曲柄轉角θ＝0，第3壓縮腔3正好完全關閉，腔內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動一周的時候，意味著壓縮腔內的氣體壓縮結束。3的壓縮過程結束，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，偏心主軸只旋轉一圈并不能滿足壓縮的要求，所以要求偏心主軸多旋轉幾圈，但偏心主軸每轉動一圈，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 壓縮機的整體結構設計 3.1 渦旋壓縮機的主要零件結構設計 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、第二個是位于內壁的點和外側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，已經被廣泛的應用、比較方便于生產，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構是圓的漸開線，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)內容積比 (2-6) 理想氣體條件下 (2-7) 得： 排氣容積： 內容積比： 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角 假設排氣工作那一刻偏心主軸的回轉角，與之對應的外嚙合線的渦圈中心面的漸開線展角，轉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容比 (2-10) 排氣時的主軸回轉角 (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和外側漸開線上，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構設計 3.2.1 防自轉機構設計 防自轉機構應用在避免動渦盤自轉上，如果渦盤自轉起來，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，會在生產存在不安全因素。其中各種機構的優(yōu)缺點如下： ①十字環(huán) 十字環(huán)有兩種類型，用不同的結構形式加以區(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，這樣運動時就會產生的旋轉效果。十字環(huán)因為在結構上簡單，生產成本小，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動。只有三個主要部件，所以結構并不復雜，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。 小曲柄銷在外形上具有結構簡單、體積小的特點、工作時則有無慣性力、工藝性較好、轉動靈活的特點，所以比較適合大小偏心距的渦旋機構或大渦旋盤流體機械中,在加工生產上精度要求高。 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。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)軸器作為防自轉機構參考文獻[2］ 3.2.2徑向柔性隨變機構 如圖2-5，主由動渦盤、滑動軸承、主軸及偏心量調節(jié)塊組成 圖2-5 偏心調節(jié)機構 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)調節(jié)塊沿徑向方向運動導向面，調節(jié)塊順著曲柄銷運動，調節(jié)塊的外沿和動渦盤內壁之間的摩擦屬于摩擦系數(shù)較小的滾動摩擦。 偏心量調節(jié)范圍： ； 3.2.3軸向柔性隨變機構 軸向柔性隨變機構將是背壓腔的結構，因為力是相互的，即氣體對渦盤的底面產生壓力，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 平衡塊結構設計 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生的離心力，主軸不平衡也就由此產生。 圖2-7 離心作用力 圖2-8 平衡塊簡圖 如圖2-7所示的平衡機構結構，動渦盤的質量中心在主軸的偏心方向，但是平衡塊的質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； 平衡塊的質量產生的離心力； （2-21） 式中 R—平衡塊的質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偏心主軸結構尺寸的確定 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 動渦盤結構設計 動渦盤和電機相連，所以動力不經過其他機構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構，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構，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 動渦盤實體結構 3.4 動靜渦盤結構設計 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 靜渦盤實體結構 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生噪聲。帶入主軸的回轉角，得到工作腔的容積隨著回轉角變化的公式是 （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動的曲柄銷作用點在一個垂直于軸線的面，所以會產生動渦盤的傾覆。 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面和靜渦盤體側面間的距離。從動、靜渦盤之間設計看，它們之間的體側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，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構，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 基礎結構設計結束后，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結點進行網格劃分，單元屬性選擇CTETRA(10),網格質量的中節(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.網格劃分 ⑤完成了有限元網格劃分，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.仿真報告結果匯總 ⑦在Nastran解算器中計算模型，通過后置處理，結果就是仿真報告。 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，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 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，并會應用至機械結構設計中。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，內部結構與工作原理。 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.渦旋壓縮機防自轉機構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