天然氣渦旋式渦旋壓縮機結構設計

1、吉林化工學院本科畢業(yè)設計（論文）摘 要本設計為渦旋壓縮機結構設計，主要零件包括動渦盤、靜渦盤、支架體、偏心軸及防自轉機構，動靜渦旋盤應用圓的漸開線及其修正曲線的線型。首先，確定了重要結構參數，進而確定了渦旋線圓的漸開線線型。然后進行了受力分析，結構強度及壽命計算。最終說明了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性和渦旋線的形成過程，而且還對渦旋線線型進行了修正。通過以上的設計過程，我們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 圓的漸開線 Abstract The design for the structural design of scrol

2、l compressors, the main parts, including moving vortex plate, static vortex plate, frame body, eccentric shaft and anti-rotation mechanism, the application of static and dynamic disk vortex involute circle and linear correction curve. First of all, to identify the important structural parameters, wh

3、ich determine the vortex line of the involute circle line. And then proceed to the stress analysis, structural strength and life span. Describes the structural design of the end of the problem. In the design of linear wrap, not only describes the characteristics of involute and the formation of vort

4、ex lines, but also on the linear vortex line has been amended. The design process through the above-mentioned, we have finally received the scroll compressor. Key words: Scroll Compressor;Moving vortex plate;Static vortex plate; Eccentric shaft;Circle involute II目 錄摘 要IAbstractII緒 言1第一章 空氣壓縮機及裝置系統(tǒng)總體

5、方案設計2第二章 主要部件設計6第三章 渦旋齒線型的選擇與繪制原理.15 第四章 壓縮機附件及密封細節(jié).25第五章 基于NX Nastran解算器的有限元分析28總結35參考文獻36致謝38- III -吉林化工學院本科畢業(yè)設計（論文）緒 言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（第三代）壓縮機。在1705kw輸出功率的范圍內，渦旋壓縮機已在單元式空調機及汽車空調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（30120hz）均有較高的容積效率與絕

6、熱效率，適合采用變頻裝置，可進一步降低空調器的能耗，提高舒適性，所以在空調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年在美國獲得專利。但由于難以得到高精度的渦旋形狀，缺乏實用而可靠地驅動機構，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8

7、0年代初就推出了空調用渦旋壓縮機的系列產品。這些產品與相同容量的往復式壓縮機相比，體積小40%，重量輕15%，零件數減少85%，效率提高10%，扭矩變化幅度小90%，噪聲降低5dB(A)。自石油危機以來，由于在供暖，空調與制冷應用中，主要的能量消耗在壓縮機上，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，低噪音，低振動的需要比效率更為突出。因而，兼有高效，低噪兩大優(yōu)勢的渦旋壓縮機成為換代產品已是必然趨勢。雖然在完善密封機構，減少機械摩擦耗功以及數控加工提高渦旋盤成產率等方面，已經進行了廣泛有效地工作，但作為技術密集程度很高的渦旋壓縮機，其技術優(yōu)勢和效益仍存在很大的發(fā)展?jié)摿Α?2第一

8、章 空氣壓縮機及裝置系統(tǒng)總體方案設計渦旋式壓縮機是一種借助于容積的變化來實現氣體壓縮的流體機械，這一點于往復式壓縮機相同。渦旋式壓縮機的主要零件動渦盤的運動，是在偏心軸的直接驅動下進行的，這一點又與旋轉式壓縮機相同。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的，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、偏心軸及防自轉機構。動靜渦旋盤的最常用型線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。把渦旋型線參數相同，相位差、基圓中心相距Ror的動渦盤與靜渦盤組裝后，可以形成數對月牙形的封閉的容積腔。容積腔的軸隨偏心軸推

9、動動渦盤中心饒靜渦盤中心作半徑為Ror的圓周軌道運動時相應的擴大或縮小，由此實現氣體的吸入、壓縮和排氣的目的。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，經壓縮后由靜渦盤中心處的排氣孔口排出。下面以三對壓縮腔為例說明氣體壓縮過程。三對容積腔分別用來表示，并依次稱之為中心壓縮腔（即第一壓縮腔，又稱排氣腔）、第二和第三壓縮腔。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，用表示。當曲柄轉角時，第三壓縮腔剛好封閉，壓縮機的吸氣過程結束，這時第三壓縮腔中充入的氣體所占據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。當時，第三壓縮

10、腔完成對氣體的壓縮過程，這時的壓縮腔容積就是第二壓縮腔的最大封閉容積，即第二壓縮腔充氣終了時的容積（對應的主軸轉角為），其軸向投影面積最大。中心壓縮腔和第二壓縮腔中氣體容積變化規(guī)律與第三壓縮腔中的相同。第三壓縮腔在壓縮氣體同時，壓縮機的吸氣過程也在進行。第二壓縮腔和中心壓縮腔并不存在吸氣過程，只是在幾何關系上按為一循環(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，中心壓縮腔中的氣體并不受到壓縮，其容積減小是一個等壓過程，即排氣過程。中心壓縮腔容積取得最大值時，不一定對應于，而與開始排氣角有關。渦旋壓

11、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。動渦盤在氣體力作用下，有繞其中心自轉的趨勢。這種趨勢破壞了渦旋壓縮機的正常工作，必須予以限制。防自轉機構設置在動渦盤與支體架之間，常見的結構形式有十字滑環(huán)、圓柱銷、球軸承、小曲柄銷。十字滑塊、圓柱銷、小曲柄銷只能防止動渦盤的自轉，而球軸承不僅能夠防止動渦盤的自轉，而且能夠承受動渦盤傳遞的軸向氣體作用力。綜合起來，渦旋壓縮機有以下特

12、點：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%。驅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。動渦盤與主軸等運動件的受力變化小，整機震動小。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速技術。由于吸排氣過程幾乎連續(xù)進行，整機噪聲很低。軸向和徑向柔性機構提高了渦旋式壓縮機的生產效率，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

13、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，需采用專門的加工方法，加工技術和加工設備。在我國，渦旋壓縮機的研究開發(fā)工作始于1986年，經過11年的努力，已經形成了比較成熟的渦旋式空調與制冷壓縮機設計制造技術，某些高校如西安交通大學，甘肅工業(yè)大學在渦旋壓縮機技術、生產方面在國內具有頂尖水平。綜觀國內外渦旋壓縮機的研究開發(fā)現狀、生產制造水平以及市場需求趨勢，今后一段時間內，有關渦旋壓縮機的研究動向可歸納為：降低生產制造成本被列為研究工作的首要任務之一。提高渦旋盤的生產效率，設計出更加緊湊與更加適宜于工業(yè)化生產的結構都是直接的措施。通過壓縮過

14、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、氣體泄漏順勢、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。拓寬應用范圍和使用領域，實現產品系列化。擴大變頻調速技術和熱泵技術的應用?？傊?，渦旋壓縮機相對于往復式壓縮機來講，有很多優(yōu)點如振動小、噪聲低、效率高、可靠性好、容積小、重量輕等。已在空調和制冷行業(yè)有了廣泛應用。 第二章 主要部件設計（一）設計的已知條件設計已知數據如下：理論排氣量： 1.0m3/min（標況）進口壓力： 0.1Mpa（表）出口壓力： 0.6 Mpa（表）（二）性能及結構參數確定1. 渦漩圈數n，渦旋齒厚t和渦旋齒高h根據有關資料確定： n=3

15、t=4.5mm h=40mm2.排氣量Vs和渦旋節(jié)距p: 設計理論排氣量1.0m3/min（標況），轉換成進氣狀態(tài)為0.5 m3/min，轉數為2900rpm, 每轉排氣量為172413.79 mm3/r,則得：p=t+=21.66mm圓整p=22mm3.基圓半徑aa=3.501mm 因節(jié)距p由基圓半徑決定，則重新取a=3.5mm,得p=21.99mm則設計理論排氣量為Vs=(2*n-1)* *p*(p-2*t)*h=179479.25mm/r考慮泄漏等因素的儲備系數為： =*100%=4.09%4.回轉半徑RorRor=6.495mm5.漸開線的初始角=0.643rad6.理論壓力比=3.9

16、85 其中'=3.87rad（三）平衡計算（1）動渦旋的靜平衡1. 渦旋齒的重量Gi動渦旋的靜平衡采用去配重的方式進行根據電子計算機計算結果Si=3285.477mm2Gi=Si.h.=3285.477×40×7.8÷103=1025.0688g渦旋齒的重心 XG,YG根據電子計算機計算結果XG=0.978mm YG=-6.950mm RG=7.019mm平衡鐵的形狀為部分圓環(huán)，所對應的圓心角為120°，其中心線于Y軸夾角為8.9°(8°54)，內徑為45mm，外徑為88mm,該扇形中每隔40°有一寬度為4mm的加強

17、筋（共兩根）,內所有圓角為R3。根據電子計算機計算結果及有關計算得S平=6914.161mm 平衡鐵的厚度h平為：h平= 2.52mm（距離靠軸承部分的端板為3.52mm）則挖去的配重為G平=5622.360×2.52+（1007.451+214.350）×1 ×7.8/1000=120.042g（2）動平衡 1確定動盤的重心通過合成法求得動盤的總重為 519451.87 ×7.8/1000=4051.7246g重心距齒端的距離為42.9097mm.2. 確定第一部分（動渦旋、軸承、偏心軸）的重量及重心軸承質量：221g 重心距原點位置67.5 F=14

18、917.5偏心軸：551.3495g 重心距原點位置86+2-36/2=70 F=38594.5則作為第一部分（動渦旋、軸承、偏心軸）的重量為：4051.7246+221+551.3495=4824.0741重心距齒端距離為（173837.7676+14917.5+38594.5）/4824.0741=47.1282mm3. 離心慣性力和慣性力矩的平衡ma, m1, m11,m2, ror，r1, r11,r2,分別為第一部分，平衡鐵1，平衡鐵11，平衡鐵的重量和偏心距。La， l1, l11,l2分別表示他們距渦齒前端的距離。 由軸的尺寸可知：la=100mm l1=86.5mm l11=1

19、00mm l2=361mm大平衡鐵的設計m1的形狀為: R=81mm, r未知,厚度為15mm;m11×的形狀為：R=81mm, r=72mm, 厚度12mm.m1×r1=m11×r11=對c點取距：ma×ror×(L2-La)= m1×r1×(L2-L1)+ m11×r11×(L2-L11)4824.0741×6.5×(361-47.1282)=0.0606(813-r3) ×274.5+21917.634×261813-r3=247759.9754 則r=65.

20、707mm大平衡鐵由平衡鐵1、平衡鐵11組成，幾何尺寸如圖所示整個平衡鐵重： =1062.303g小平衡鐵的設計對B點取矩ma×ror×(L11-La)- m1×r1×(L11-L1)=m2×r2×(L2-L11)4824.0741×6.5×52.8718-0.0606(813-65.7073) ×13.5= m2×r2×261m2×r2=5575.41634gmm小平衡鐵鑄在小皮帶輪上，外徑為55mm，內徑為37mm；在中心處對稱填實。10的圓孔面積：78.540mm2 r

21、2=46mm圓孔質量矩：78.540×6×7×10-3×46=151.739gmm2剩余部分為：yS×11×2×7×10-3=5575.41634-151.739yS=35218.684 mm3yS=得=60.36°考慮到小皮帶輪的結構決定，取60°。則小平衡鐵總重為：m2=136.829g4.電機功率計算渦旋壓縮室中的氣體力隨動盤運轉角度的變化而變化當壓縮終了時各氣體力達到最大當'=3.87rad，得到最大的切向力ft=1615.134N最大阻力矩T=1615.134×6.5

22、=10498.371Nmm=1.071Kgf-m理論軸功率Nz為：Nz=1.593KW選機械效率為90%得所需電機的功率Ne為：Ne= Nz/=1.593/0.90=1.77KW壓縮機的功率Vp=179699.0998mm3指示功Li= =59.275 J指示功率 Pi=2.86KW軸功率 Pc=Pi+Pm=Pi+0.12Pi=3.2032KW（三）帶輪的設計1. 電動機的選擇由機械設計手冊第五卷附表40-1（Y系列電動機技術數據）選用同步轉速為1500的4極Y系列三相異步電動機，型號為Y132M-4，其技術數據為：P=7.5Kw n2=1440r/min2. 確定計算功率Pca由機械設計手冊

23、第三冊表22.1-9選取工況系數KA=1.3故 Pca=KA×P=9.75Kw3. 選定帶型根據Pca =9.75Kw和大帶輪轉速 n2=1440 r/min，由圖22.1-2確定為SPZ型4. 確定帶輪基準直徑參考表22.1-14和圖22.1-2取D1=140mm（外徑為144mm）i=n1/ n2 =2900/1400=2.014根據D2=i×D1 =2.014×140=281.96mm 由表22.1-14取D2=280mm（外徑為284mm）驗算帶的轉速v=. D1. n1/(60×1000)=21.26m/s < 35m/s即帶的速度合適5

24、. 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據0.7（D1+ D2）< a0 <2(D1+ D2) 初步確定中心距a0=400mm所需基準長度Ld0=2 a0+(D1+D2)/2+( D2- D1)2/(4 a0) =2×400+(140+280)/2+(280-140)2/(4×400) =1471.98mm由表22.1-7選取基準長度Ld=1400mm（±16mm）則實際中心距a= a0+(Ld- Ld0)/2=400+(1400-1471.98)364mm安裝時所需最小軸間距amin=a-0.015×Ld=364-0.015×140

25、0=343mm張緊或補償伸長所需最大軸間距amax=a+0.03×Ld=364-0.03×1400=406mm6. 小帶輪包角1=180°-60°×（D2- D1）/ a=156.92 > 120°包角合適7. 單根V帶的基本額定功率根據D1=140mm和n1=2900r/min由表22.1-13h查得SPZ型窄V帶的單根基本額定功率在n1=2800r/min時D1=112mm時 P1=4.64KwD1=125mm時 P1=5.40Kw差值法得 在n1=2800r/min D1=140mm時P1=4.64+（140-112）&#

26、215;（5.40-4.64）/（125-112）=6.28Kw在n1=3200r/min時D1=112mm時 P1=5.06KwD1=125mm時 P1=5.88Kw差值法得 在n1=3200r/min D1=140mm時P1=5.06+（140-112）×（5.88-5.06）/（125-112）=6.83Kw 再次運用差值法得：在n1=2900r/min D1=140mm時P1=6.28+（2900-2800）×（6.83-6.28）/（3200-2800）=6.42Kw 考慮傳動比的影響i= n2/ n1=2.01額定功率的增量由表22.1-13h查得：在n1=28

27、00r/min P1=0.43 Kw在n1=3200r/min P1=0.49 Kw 由差值法得 P1=0.43+（2900-2800）×（0.49-0.43）/（3200-2800） =0.445 Kw窄V帶的根數z= Pca /( P1+P1)K.Kl由表22.1-10查得在 1=155°時 K=0.93Kw1=160°時 K=0.95Kw 由差值法得 K=0.93+（156.92°-155°）× =0.938 由表22.1-11查得Kl =0.96z= 9.75 /( 6.42+0.445) ×0.938×0

28、.96=1.479取2根7. 計算預緊力F0=500(2.5/ K-1) Pca /（v.z）+qv2查表22.1-12查得q=0.07Kg/mF0=500×(2.5/ 0.938-1) ×9.75 /（21.26×2）+0.07×21.262=222.56N8. 計算作用在軸上的壓軸力QQ=2.Z. F0.sin(1/2)=2×2×222.56×sin(156.92/2) =872.24N第三章 渦旋齒線型的選擇與繪制原理1、 渦旋型線構成原則當渦旋壓縮機正常壓縮氣體時，渦旋型線的構成應符合如下原則：.對于動渦盤或靜渦盤上

29、位于壓縮腔內的任一給定點，在靜渦盤或動渦盤上，必有一點并且只有一點與之相嚙合，并且內側壁面上的點與外側壁面上的點相嚙合。.當渦旋型面上一對共軛點相嚙合（接觸）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。這里的特征性狀，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。.一對嚙合點相嚙合時，嚙合點所在渦旋型面的切向相平行，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。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

30、為渦旋體的型線。2、 圓的漸開線的形成如圖所示，當一直線BK沿一圓周做純滾動時，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.3、 漸開線的特性根據漸開線的形成的過程，可知漸開線具有下列特性：.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。.因發(fā)生線BK沿基圓作純滾動，故它與基圓的切點B即為其速度瞬心，所以發(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。.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。.漸開線形狀取決于基圓的大小，在相同展角處，基圓的大

31、小不同，其漸開線的曲率也不同。.基圓內無漸開線4、 渦旋線的形成當圓的漸開線起始角基圓半徑為a，其展角為時，應用變端點矢量 來表0示則有當X軸方向的單位矢量為，y軸方向的單位矢量為，則有故以參數方程表示為 (1)當漸開線初始角為時，同樣可以求得其參數方程為： (2)當漸開線初始角為零時，則有 (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，來構成渦旋體的內外壁，（式1為渦旋內壁，式2為渦旋外壁）。由方程1可知，其漸開線A點坐標可得 (4)其斜線的斜率為 (5)而點P處的斜率為 (6)由式5乘以式6 (7)由式7可見，漸開線的發(fā)生線與漸開線的切線正交，故

32、漸開線的發(fā)生線即為該點的法線，以初始角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，由式8可知，t為常量，即渦旋體處處等厚。漸開線的節(jié)距為 節(jié)距P亦未一常量，可見渦旋體為等節(jié)距、等厚，它可以用不變的銑刀盤來加工，其刀盤直徑為節(jié)距與壁厚之差：5、 渦旋線線型的修正設計動、靜渦旋盤時，常對原始渦旋型線進行修正，以實現不同的目地。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底端板上，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替代，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

33、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，應該是合適的。5.1修正型線方程當圓的漸開線上點A的展開角為時，對其進行修正，則點A、B、D、E的坐標分別為：直線 方程為,即直線 方程為,即兩修正圓弧中心,其半徑分別為,且則圓心的坐標由下式決定:圓心坐標由下式決定:則兩圓心距離上圖表示的圓弧修正恰好是的情形。在這種情況下，兩修正圓弧相切，型線是光滑的、連續(xù)的，這是比較理想的一種型線，常成為PMP型線。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，經圓弧修正后的渦旋壓縮機可設計成更加緊湊的結構

34、。.改善了漸開線起始段的切削工作狀態(tài)的受力特性。.經過圓弧修正后的斡旋壓縮機，可獲得較高的工作效率。6、防自傳機構的選擇評比渦旋壓縮機的動渦盤在旋轉地過程中，動靜渦旋體壁面之間成對的接觸線（或點）在運轉過程中渦旋曲面（或曲線）移動，兩渦旋盤之間的十字聯(lián)結環(huán)來保證，十字環(huán)式一個防止運動渦旋盤自轉的聯(lián)結機構。為了使渦旋轉子回轉平動必須設有防自轉機構,防自轉機構形式較多,以下介紹一些常見結構形式:6.1、圓柱銷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，另一端在支架或動渦盤的圓柱槽中作平面運動。當圓柱銷在圖示位置時，圓柱槽對圓柱銷分別施加作用力和，,和可以從類似分析中導出

35、。當動渦盤（與圓柱銷一起）繞其中心作順時針方向自轉時，受到和的抑制，自動運動被限制。圖示位置時，最下面的一個圓柱銷實際上不起作用。這種防自轉機構的最大缺點是三個圓柱銷與相應的三個圓柱槽的加工精度要求很高，特別是未知精度不能滿足時，造成圓柱銷與圓柱槽之間的很大擠壓力，嚴重時導致渦旋壓縮機無法工作。因此，在實際的渦旋壓縮機結構中，很難見到用三個圓柱銷作為防自轉機構。6.2、特殊結構滾環(huán)軸承當滾珠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，而且可以防止動渦盤的自傳。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整，特殊結構滾珠的個數沒有特

36、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，滾珠的個數以8-20個位宜。這種常用的結構型式常用在渦旋式汽車空調壓縮機中。6.3、小曲柄銷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。因此，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。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1-3個，最常見的布置方式為周向根據十字環(huán)的運動原理，只需在x方向的兩個鍵與在y方向的兩個鍵相互垂直，十字滑塊的形狀可以任意設計，一般為圓形，其受力情況較好。十字滑塊的常用材料是QT6

37、00和鑄造硅鋁合金。對于形狀比較復雜的十字滑環(huán)或從加工工藝性考慮，也可采用粉末冶金制造。十字環(huán)不在同一方向的四個鍵（每個方向各兩個）應絕對垂直，四個鍵又分別與動渦盤、支架上的滑槽構成摩擦面。因此，十字滑塊有一定得剛度和硬度要求，如QT600作為十字滑塊的材料時，十字滑塊應促火至35-40HRC。十字滑塊的硬度不能與動渦盤及支架的硬度相差太多，否則摩擦副的磨損會加劇。為了改善十字滑塊上四個鍵的自潤滑性能，減少摩擦與磨損，常對十字滑塊的表面進行磷化處理。第四章 壓縮機附件及密封細節(jié)A、防自傳機構十字滑塊在同一方向的四個鍵（每個方向各兩個）應絕對垂直，四個鍵又分別與動渦盤，支架上的滑槽構成摩擦面。因

38、此，十字滑塊有一定得剛度和硬度要求，為了改善十字環(huán)上四個鍵的自潤滑性能，減少摩擦與磨損，常對十字滑塊的表面進行磷化處理。B、軸承及支承本設計中選用了三種類型的軸承：滾針軸承，圓柱滾子軸承，調心軸承，是渦旋壓縮機的結構中必不可少的部分。主軸作旋轉運動需要支承，支承的效果會影響軸承的受力狀況和主軸的工作狀態(tài)，在設計中選用了套筒和軸承蓋來作為支承部分。C、壓縮機的性能壓縮機能否取得高的工作性能，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得徑向和軸向間隙，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

39、對軸承等相對滑動面起潤滑作用外，還起著導熱及密封作用。D、徑向密封徑向密封主要靠控制動，靜渦盤渦旋體側壁面之間的徑向間隙來實現的。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的旋轉的雙重作用，單位時間內通過徑向間隙的切向氣體泄漏量受到了限制。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。因為是滑動接觸，所以造成的功耗是比較小的。當主軸偏心量，動靜渦旋體的壁厚t和節(jié)距p不滿足，會出現以下情況： 在情況下，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。時，徑向間隙值很大，渦旋壓縮機工作

40、時，沿徑向間隙的切向氣體泄漏量明顯增加，溶劑效率下降，排氣溫度有所提高，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節(jié)，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。E、軸向間隙軸向間隙的泄漏線長度，比徑向間隙的泄漏線長度大的多，因此，軸向間隙的密封效果就比徑向間隙的密封效果重要的多。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，而導致動靜盤沿軸向相脫離時，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

41、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)質的PTFE樹脂。采用聚四氟乙烯材料時，密封條采用整體結構。渦旋壓縮機的軸承，各相對滑動摩擦表面等，都需要進行潤滑。油如何到達各摩擦面，就成為結構設計的重點。渦旋壓縮機的供油方式主要靠壓差供油，即潤滑油在壓縮氣體的一定壓差作用下，從油槽自動流向各摩擦面的供油方式。在設計中，在支架體上開油孔與在主軸上的油孔相通，后又在動渦盤開上斜油孔與主軸上的油孔相通，又在密封組件附近處的支架上開了

42、油孔又與主油商的油孔相通。在靜渦盤上開有一豎直油槽，在橫向處開油孔與其相通，使?jié)櫥湍軌虻竭_壓縮腔。附 基于NX Nastran解算器的有限元分析 這里用UG7.0自帶的nastran解算器進行有限元分析，旨在校核曲軸和動盤等關鍵零件的受力和其使用壽命。首先我們要建立一個三維的曲軸模型，尺寸根據上述計算定。我們已經知道其材料采用40Cr，UG材料庫里提供了這個材料Iron_40此材料的具體信息如下：之后根據材料屬性加載物理及其有限元單元屬性，這里不再贅述。直接劃分有限元網格，采用3D 10節(jié)點四面體。如上圖，有限元網格劃分正常，沒有發(fā)現分割問題。約束幾何體。用柱坐標系，約束切向和法向的移動自由

43、度，剩下的都取自由。這里需要說明的是，因為軸和支架體間的連接可以視為彈性連接，因此這里不約束徑向的移動自由度。按照計算手稿給出的受力，直接加載于有限元模型上。如圖所示。紅色為載荷分布，藍色為自由度約束條件。這里的自由度約束位置為兩個支架體軸承的安放位置。將以上模型放進求解器，這里超過80%為3D單元，計算量較大，故使用迭代算法。從下圖可以看出結算結果趨于收斂，故可以判定解算成功。查看結果一：位移可以看出最大位移僅為0.0005mm，符合要求。二：von-mises應力最大應力僅為20Mpa，遠小于材料的785MPa，故符合要求。三：耐久性循環(huán)次數為1X107次，看在一千萬次后的曲軸會不會出現疲

44、勞破壞疲勞準則采用smith-watson-topper準則，適用于一般循環(huán)應力工況。應力準則為von-mises應力。注：這里采用的應力安全因子=應力準則/應力類型。安全因子取值為1.00得出的值為1.200，符合要求。注：這里的參考值大于1的情況下我們一般判定為不會出現危險的疲勞裂紋。故符合要求?？?結近三個月的畢業(yè)設計已經結束。在本次設計中，我所學的知識得到了綜合的運用；我學會了獨立思考并運用所學的知識，使我在大學四年中學到的知識得到了鞏固和加強。在整個設計中，通過查閱及收集相關資料，使我對過程設備的動設備有了更深入的理解和掌握，通過對渦旋壓縮機的基本參數和整體結構的設計，以及渦旋線型的選擇，使我了解了動設備的一般設計過程，對動設備設計有了深刻的理解和體會，同時也學到了很多與設備設計相關的知識。本次設計中，采用的繪圖工具是AutoCAD，大大提高了繪圖質量，縮短了繪圖時間，并在計算中應用MathCAD軟件，大大減少計算的工作量。由