第五章、渦旋式壓縮機

第五章、渦旋式制冷壓縮機工作原理、總體結構及特點熱力過程分析運動機構受力及分析密封與防自轉機構輸氣量調節(jié)主要內容編輯課件第一節(jié)渦旋式制冷壓縮機工作原理編輯課件第一節(jié)渦旋式制冷

壓縮機工作原理一、渦旋式壓縮機工作原理1、基元容積形成靜渦旋體與動渦旋體之間形成的月牙形的基元容積。編輯課件2、工作過程動渦旋體O2圍繞靜渦旋體中心O1作平面運動〔無自轉〕a~b 吸氣c~f 壓縮g~j 排氣編輯課件3、特點無吸、排氣閥，結構簡單，噪聲低吸氣排氣同時進行，效率高每三周完成一個工作循環(huán)無余隙無膨脹過程，效率高曲線形狀復雜，加工精度高編輯課件編輯課件4、總體結構

1〕全封閉立式渦旋式壓縮機體內高壓減少吸氣過熱提高效率體內低壓電機冷卻壽命長特點：形成背壓，平衡工作力高壓緩沖，減少壓力脈動壓差泵供油編輯課件3〕汽車空調用渦旋式壓縮機2〕臥式全封閉渦旋式壓縮機編輯課件三、渦旋式壓縮機特點1、效率高比往復式高10%，2、力矩變化小比往復式低10%，壓力變化小，噪聲低3、結構簡單，體積小往∶轉∶渦=1∶3∶7 〔零件數〕體積比往復式小40%，輕15%可高速∶13000r/min編輯課件四、開展趨勢1、渦旋體線型研究開發(fā)修正中心腔渦旋線，以降低渦旋體頂端接觸應力采用變基圓半徑漸開線，以提高效率及可靠性采用混合基圓半徑漸開線或代數螺旋線以提高可靠性采用雙渦旋體型線以增加單機容量編輯課件2、擴大容量變頻渦旋機，雙機共殼3、擴大應用范圍開發(fā)低溫渦旋壓縮機，渦旋充氣泵，空氣壓縮機4、理論研究新線型，優(yōu)化設計編輯課件第二節(jié)熱力學過程分析一、渦旋體型線通常渦旋體型線為漸開線1、圓的漸開線方程基圓r,漸開角β，漸開角Ф，初始角α x=r[cos(Ф+α)+Фsin(Ф+α)] y=r[sin(Ф+α)-Фcos(Ф+α)]編輯課件2、渦旋體漸開線方程內外渦旋體為+α，-α起始角；內壁方程

x=r[cos(Фi+α)+Фisin(Фi+α)]y=r[sin(Фi+α)－Фicos(Фi＋α)]外壁方程

x=r[cos(Ф0－α)+Ф0sin(Ф0－α)]y=r[sin(Ф0－α)－Ф0cos(Ф0-α)]3、渦旋體參數基圓半徑r，漸開角α，渦旋體高h，渦旋體壁厚t＝2rα，渦旋體節(jié)距P＝2πr壓縮腔氣體數N，渦旋圈數m=N+1/44、加工方法：展成加工方法編輯課件二、壓氣室容積及吸氣室容積在動、靜渦旋體之間圍成三對月牙形工作基元其面積由標號①②③所示壓縮機工作時這三對工作基元由外向里平面運動形成吸排氣過程工作基元的容積就是內外渦旋體所圍成的漸開線面積之差1、漸開線與基圓所圍面積：

編輯課件2、基元投影面積及容積：1〕工作基元投影面積a)對于基元②S2=SL2-Ss2動體內漸開線夾角及面積靜體外漸開線夾角及面積P＝2πrt＝2rα編輯課件b)對基元③：

c)對任一基元：

d)對基元①：S11排氣開始前后的面積S12兩基圓之間的面積S14刀具銑銷掉的面積編輯課件2〕吸氣基元容積vs吸氣時θ=0；有N對渦旋體基元將進入壓縮此時體積3〕壓縮容積隨θ變化曲線a)θ=0，③氣室閉合b)θ=2π，③變?yōu)棰赾)θ=θ*時,②與①連通編輯課件三、渦旋式壓縮機輸氣量1、理論輸氣量2、實際輸氣量3、容積效率ηv編輯課件四、渦旋式壓縮機內壓縮1、壓縮過程p～θ、v～θ曲線：1〕0～θ1——吸氣，v由0↑vx，p=ps02〕θ1～θ*——壓縮，v由vx↓，p由ps0↑pdk3〕θ*～2π——排氣，v↓，p=pdk編輯課件2、容積比與內容積比1〕容積比：吸氣容積與任意轉工作基元容積之比2〕內容積比：吸氣容積與壓縮終了工作基元容積之比基元②的內容積比編輯課件3、壓力比，內壓力比1〕壓力比：工作基元壓力與吸氣壓力之比2〕內壓力比：工作基元壓縮終了壓力與吸氣壓力之比4、排氣開始角θ*Ф0——干預齒處漸開線展角α——漸開線起始角由排氣口的流量所決定編輯課件五、壓縮機的排氣孔口流量

由氣體的連續(xù)方程式中A－排氣孔密面積u－氣體流速V－工作基元容積編輯課件六、渦旋壓縮機的功率1、指示功的計算2、指示功率3、軸功率編輯課件第三節(jié)、計算實例用R134a代替R22計算性能系數全封閉渦旋制冷壓縮機結構參數渦旋體節(jié)距：p=18mm渦旋體壁厚：t=4mm渦旋體高：h=24mm渦旋體圈數：m=325壓縮機轉速：n=2880r/min編輯課件給定空調工況制冷劑：R134a蒸發(fā)溫度：t0=7.2°C冷凝溫度：tk=54.4°C吸氣溫度：t1’=35°C冷凝器出液溫度：t4=46.1°C熱力計算各制冷循環(huán)點狀態(tài)參數：圖5-241點：t1=t0=7.2°C,p1=p0=0.377MPa,v1=0.053m3/Kg編輯課件第四節(jié)、運動機構受力分析渦旋體受力：氣體力、慣性力、摩擦力對壓縮機影響：強度、剛度、摩擦、磨損、熱力性能一、切向力及阻力矩1、作用于渦旋體力：切向力Ft：⊥曲軸，沿旋轉方向成矩Mt徑向力Fr：⊥曲軸，沿旋轉半徑方向成矩Mr軸向力Fa：∥曲軸，沿軸方向成矩Ma編輯課件2、切向力：編輯課件

同理3、切向力矩和自轉力矩：1〕切向力矩〔饒o公轉〕2〕自轉力矩〔繞o’自轉，用防自轉機構消除〕編輯課件4、徑向力：Fr(θ)作用于曲軸銷、鍵可忽略二、軸向力及其平衡1、軸向力：軸向力Fa作用于各月牙形工作腔，是θ的函數在吸氣腔：在其它腔：S1由式5-9計算編輯課件2、軸向力平衡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〕在渦旋體反面加彈簧，自動補嘗間隙4〕在渦旋體反面加油壓，補嘗間隙三、傾覆力矩：軸承上受壓力Fbt,Fbr與渦旋體上受力Fr,Fa,Ft不平衡，產生力矩使渦旋體產生傾覆繞t軸繞r軸編輯課件四、渦旋體旋轉慣性力及力矩平衡思路：先將渦旋體質量采用傳動到平面內進行平衡，然后將渦旋體及曲軸連成一體行成二次平衡1、動渦旋體慣性力的一次平衡1〕動渦旋體質心位置：將動渦旋體質量坐標質心，質心m為座標m(xm,ym)α——起始角，Ф——漸開線法端展角編輯課件2〕動渦旋體質量： h——高度 s——渦旋體投影面積

ρ——比重〔密度〕3〕一次平衡質量mo’平衡質量半徑R1`渦旋體質量半徑力矩平衡方程平衡質量編輯課件4〕動旋轉體慣性力a)平衡后動渦旋體總體質量：b)動渦旋體總體旋轉慣性力為：m1-渦旋體質量mo'-一次平衡質量m2-動渦旋體底盤質量m3-動渦旋體軸承質量F1-渦旋體離心力Fo'-一次平衡離心力

F2-動渦旋體底盤離心力F3-動渦旋體軸承離心力

編輯課件2、慣性力二次平衡設：平衡后渦旋體總質量為m，質心為R，安裝曲軸后，曲柄質量為m4，半徑為R’方法：用兩質量為mo’’和mo’’’進行平衡各質量體產生慣性力為

慣性力平衡：慣性力矩平衡：上述公式聯(lián)立即可求出平衡質量m0“‘、m0"編輯課件第五節(jié)密封與防自轉機構一、渦旋式壓縮機的泄漏泄漏途徑1〕由軸向間隙產生徑向泄漏2〕由徑向間隙產生周向泄漏泄漏長度周相接觸長度大，泄漏小徑相接觸長度小，泄漏大結論：減少軸向間隙可有效減少徑向泄漏編輯課件編輯課件二、密封機構考慮因素：可靠性高，補償性強1、軸向密封機構：〔密封軸向間隙〕1〕接觸式密封： 方法：在渦旋體頂端面鑲嵌密封材料材料：工程熱塑料，耐磨金屬材料 特點：結構簡單，易加工，壽命短2〕非接觸式密封a)油溝密封： 在渦旋體頂端開油溝并延長用以潤滑端面，同時在渦旋體的反面設背壓腔，防止動靜體脫開特點：密封性好，壽命長，可靠性好，加工工藝困難編輯課件編輯課件編輯課件2、軸向柔性密封機構方法：在渦旋體反面設置波形彈簧，設柔性止推環(huán)，在渦旋體頂面開油溝。二、徑向密封機構：采取措施：形成動～靜渦旋體系在一起形成密封單圓曲柄徑向密封機構o1—曲柄圓轉中心，o2—渦旋體中心，o3—曲柄柄體中心，依靠曲柄銷9與軸承8間的軸承間隙4控制動靜渦旋體的接觸情況。編輯課件編輯課件偏心軸套式徑向密封機構

o1—曲軸中心；o3—曲柄中心；o2—渦旋體中心；R1—曲軸回轉半徑R2—渦旋體回轉半徑；ξ—滯后角 旋轉時ξ變化R2變化，從而使o1～o2變化，間隙得到控制滑動襯套式機構 曲軸6內開槽，內有可滑動塊2，由彈簧頂著，動渦旋體滑銷2安裝在滑塊1內，彈簧5頂出R變化調節(jié)間隙 編輯課件編輯課件三、防自轉機構動渦旋體繞靜渦旋體中心做無自轉平動，需要設置防自轉機構。防自轉機構有：十字聯(lián)接環(huán)、球形聯(lián)軸節(jié)、圓柱聯(lián)軸節(jié)十字聯(lián)接環(huán)結構：十字聯(lián)接環(huán)上DC與機體槽連〔可滑動〕AB與動渦旋體連，原理：使動渦旋體繞o2轉動特點：結構簡單易磨損，加工困難編輯課件編輯課件球形聯(lián)軸節(jié) 結構：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 原理：動渦旋體平動時，鋼球可在孔內轉動、

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，可實現滾動支撐，減少磨損編輯課件編輯課件圓柱銷聯(lián)軸節(jié)

結構：在機座上開孔板6，動渦旋體上連軸銷3原理：當動渦旋體平動時，銷在孔內平動，半徑R