客車空調用渦旋壓縮機結構設計含proe三維及11張CAD圖,客車,調用,渦旋,壓縮機,結構設計,proe,三維,11,十一,cad 任務書 論文(設計)題目：客車空調用渦旋壓縮機結構設計 工作日期：2017年12月18日 ~ 2018年05月24日 1.選題依據(jù): 結合客車空調選用情況，設計適合客車空調用渦旋壓縮機，尤其是電動客車，具有很大的工程意義，也具有較好的應用前景。本選題為校企合作研究的一部分，可以有效培養(yǎng)學生機械設計能力，工作難度適中，工作量較為飽和，符合本科生培養(yǎng)要求。 2.論文要求(設計參數(shù)): 1、查閱資料，總結分析已有研究基礎，撰寫開題報告和文獻綜述； 2、研究渦旋壓縮機工作原理，并給出其結構方案； 3、設計3.5HP臥式渦旋壓縮機； 4、翻譯外文文獻； 5、撰寫設計說明說。 3.個人工作重點: 1、研究工作原理研究，根據(jù)工作原理計算并確定壓縮機尺寸大??； 2、根據(jù)結構方案，畫出主要零部件的設計圖紙； 3、壓縮機實體模型圖。 4.時間安排及應完成的工作: 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構，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構，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構裝配圖 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。 第13周：完善設計說明書，完成答辯PPT 5.應閱讀的基本文獻: [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,2017,17(07):69-72. [2]杜濤,孟曉磊,李晨凱,唐景春.汽車空調渦旋壓縮機的階梯型齒形結構分析[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. 渦旋壓縮機防自轉機構特性研究[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.電動汽車空調熱泵型渦旋壓縮機結構分析[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. 渦旋壓縮機結構參數(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.汽車空調渦旋壓縮機研究[J].壓縮機技術,2003(06):8-10+15. 指導教師簽字： XX 教研室主任意見： 同意 簽字：XX 2017年12月14日 教學指導分委會意見： 同意 簽字：XX 2017年12月15日 學院公章 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）均有較高的容私效率與絕熱效率，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 80 年代初就推出了空調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)。 制冷壓縮機是空調裝的核心，用汽車窄調的壓縮機多達 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為 12 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、結構及加工工藝、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轉向回轉式壓縮機，叵轉式 壓縮枧主要機型有旋葉式、滾動活塞弋、螺桿式、三角轉子式、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，有結構簡單、體積小和重量輕的特點生與第 2 代產(chǎn)品回轉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 哣豁推出汽車空調用渦旋壓縮機；83 年，Hitachi 推出柜式仝調用全封閉渦旋壓縮機：87 年，d 開始生產(chǎn)空調壓縮機）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)出家用窒調用小型全封閉壓縮機；東芝公司推出列車空調用壓縮機；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 際上，70%以上研究渦旋樂縮機的文獻都偏向于制冷、空調方面而對于汽車空調用渦旋式壓縮機的研究較少國內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汽車空湖上滿旋式壓城機州本實現(xiàn)大量應用。 二、論文（設計）研究的內容 1.重點解決的問題 （1）確定本設計中采用的壓縮機的結構。 （2）需由受力分析推斷出的壓縮機的基本結構參數(shù)。 （3）利用三維軟件獨立完成基于汽車空調壓縮機三維造型建模及其零件造型。 （4）要求造型準確清晰，能反應空調壓縮機的內部結構。 （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構設計，主要零件包括動渦旋盤、靜渦旋盤、十字架及曲軸的結構。首先，確定了重要結構參數(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構參數(shù)。完成汽車空調壓縮機三維造型建模及其零件造 型，造型準確清晰，反應出空調壓縮機的內部結構, 對曲軸進行受力分析，并進行強度校核。 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構。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 0.6m3/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，選取合理的結構參數(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，提高設計效率和質量。探討避免運轉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構，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構，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構裝配圖第 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。 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,2017,17(07):69-72. [2]杜濤,孟曉磊,李晨凱,唐景春.汽車空調渦旋壓縮機的階梯型齒形結構分析[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. 渦旋壓縮機防自轉機構特性研究[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.電動汽車空調熱泵型渦旋壓縮機結構分析[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. 渦旋壓縮機結構參數(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 & 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. 附：文獻綜述 文獻綜述 1.制冷劑的選用 聯(lián)合國環(huán)境規(guī)劃署于 1995 年底作出決議，要求發(fā)達國家與 2020 年停止使用 HCFC(含氟利昂非環(huán)保制冷劑)，維修使用至 2030 年，發(fā)展中國家于 2016 年凍結 2015 年消費量，2040 年全部停止使用。因此，我國距離停止使用 HCFC 為期不遠了，研究尋求合適的替代品已是刻不容緩。目前普遍認為用于家用空調器比較接近 R22 性能的有 R407C、R410A 和 R404A。隨著科學技術的快速發(fā)展，新型制冷劑的研發(fā)速度也是大大加快，R417A、R420A、R421A 等繼 R407C、R410A 之后的第三代環(huán)保制冷劑也已經(jīng)問世，相繼會在一些廠家的高端產(chǎn)品上得到使用。但是，新型制冷劑生產(chǎn)工藝核心專利還是掌握在霍尼韋爾、杜邦等跨國化學巨頭的手中。 雖然第三代環(huán)保制冷劑已經(jīng)面世，但家用空調器在替代使用上，綜合各種因素還是普遍選擇 R134a，氟利昂 134A 是一種新型制冷劑，屬于氫氟烴類（簡稱 HFC）。它的熱工性能接近 R12（CFC12），破壞臭氧層潛能值 ODP 為 0，但溫室效應潛 WGP1300，現(xiàn)被用于冰箱、冰柜和汽車空調等系統(tǒng)，以代替 R12。 它比 R12 的優(yōu)越性在于以下幾個方面： 1、R134a 不含氯原子，對大氣臭氧層不起破壞作用； 2、R134a 具有良好的安全性能（不易燃，不爆炸，無毒，無剌激性無腐性）； 3、R134a 的傳熱性能比較接近，所以制冷系統(tǒng)的改型比較容易； 4、 R134a 的傳熱性能比 R12 好，因此制冷劑的用量可大大減少。 2. 潤滑油、效率 ①潤滑油對制冷壓縮機來說，潤滑油是最重要的要素之一。雖然潤滑油對壓縮機磨損件的潤滑有重要的作用，但它的性能與制冷劑有密不可分的關系。若潤滑油與制冷劑不互溶，則需裝油分離器，例如對于氨系統(tǒng)：如果可溶，則從排氣管排出的油與制冷劑經(jīng)過循環(huán)后必須返回壓縮機。不同于 CFC 與 HCFC，HFC 不與礦物質潤滑油互溶。許多制冷與空調制造商以及潤滑油制造商，一直都在研究理想潤滑油或加入其它成分的潤滑油。 ② 能源效率 這是一個制冷與空調制造商必須長久對付的課題。如今對小型家用空調器及家用冰箱，影響壓縮機效率最大的是電動整流式 (ECMS)電動機。在變頻技術出現(xiàn)時，交流感應電機是主流。近年來為了確保高效， 直流無刷式電機被普遍采用， 通過熱發(fā)電不僅可以減少熱負荷，而且還可以減少輸入功率。提高了壓縮機的效 率并不是唯一的提高整機效率的方法，制冷與空調設備的效率很大程度還受熱交 換器效率高低的影響，也與制冷劑充灌的種類與數(shù)量有關 [3]。 3.氣閥 氣閥是往復活塞式壓縮機中的重要部件,也是易損壞的部件之一。它的好壞直接影響壓縮機的排氣量、功率消耗及運轉的可靠性,目前壓縮機正向高速方向發(fā)展,而限制轉速提高的關鍵問題之一就是氣閥。從氣閥工作原理來看,氣閥工作性能將直接影響壓縮機氣缸的工作,因此,對氣閥有如下要求: (1)阻力損失小。氣閥阻力損失大小與氣流的閥隙速度及彈簧力大小有關。氣速越高,能量損失越大;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量,一般對長期連續(xù)運轉的壓縮機,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)閥片質量大時,沖擊力大。故閥片質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,閥片質量較輕,沖擊力將減少,這是有利的。 (2)轉速 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 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。 壓縮介質的腐蝕對閥片壽命的影響： 壓縮機的工作介質一般都具有腐蝕性,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構,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，應從結構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；缺點是結構復雜、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： （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)生結構(機構)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 曲柄轉角內，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 轉內，再從容器把所儲的能量釋放出來。通過能量的這一轉換，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；防振支架的結構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整主要通過調整系統(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, 通常把管道結構本身和管 道內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，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 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,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子之間,最終導致電機故障。 （3） 滿液 啟動 曲軸箱內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。 客車空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 III 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 附錄1：外文翻譯 30 附錄2：外文原文 36 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(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用渦旋式壓縮機大規(guī)?；a(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(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(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(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(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(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(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(chǎn)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(chǎn)生的旋轉效果。十字環(huán)因為在結構上簡單，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(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。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(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(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(chǎn)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(jīng)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(chǎn)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(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(wǎng)格劃分，單元屬性選擇CTETRA(10),網(wǎng)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(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(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. 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[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 . 43 附錄1：外文翻譯 渦旋壓縮機漸開線齒形的快速測量 渦旋壓縮機廣泛應用于空調、真空泵等。渦旋壓縮機齒形的快速測量對提高壓縮機的壓縮效率和降低噪聲具有重要意義。用紅寶石接觸探針測量齒廓。探頭沿著X軸以勻速直線滑動。渦旋工件固定在精密旋轉臺上。舞臺的旋轉速度與X軸移動速度符合阿基米德曲線之間的關系。分析了快速測量系統(tǒng)的測量數(shù)據(jù)，通過補償回轉中心與工件中心坐標之間的偏移量，消除了測量誤差。將測量結果與商業(yè)坐標測量機（CMM）測量結果進行了比較。利用研制的快速測量系統(tǒng)，在測量精度保持不變的情況下，利用CMM 10分鐘測量時間，將渦旋漸開線輪廓的測量時間縮短到153秒。 關鍵詞：渦旋型線、誤差分離、漸開線齒廓，渦旋壓縮機，快速測量 1引言 渦旋壓縮機通過滾動滾動的運動來壓縮空氣。高氣壓的空氣通過軌道滾動從放電口排出。渦旋壓縮機具有扭矩變化小、振動小、噪聲小等優(yōu)點。由于抽吸和排出口之間沒有直接的流體通路也可以實現(xiàn)高效率。 （一）主要表現(xiàn)為兩種泄漏和傳動原理兩卷軸。圖1（b）給出了包括內漸開線輪廓、外漸開線輪廓和非漸開線齒廓在內的齒廓測量。其中的泄漏是由這兩種渦旋葉片的側面之間的間隙引起的側漏。另一個是由端板和卷軸的渦旋葉片之間的間隙引起的葉尖泄漏。這些泄漏的增加能使制造精度?？焖贉y量高度和側面輪廓對減少制造誤差非常重要。傳統(tǒng)上，用坐標測量機（CMM）測量渦旋齒廓，費時費力。三坐標測量機的測量時間不能滿足在線加工測量要求[ 3 ]。本文研制了一種快速、準確的內、外漸開線渦旋型線輪廓測量系統(tǒng)。通過仿真分析測量誤差。將快速測量系統(tǒng)的測量結果與三坐標測量機的測量結果進行了比較。經(jīng)驗證，開發(fā)的快速測量系統(tǒng)能滿足要求的測量精度（±3μm）和測量時間（每件300秒/）。 2、測量系統(tǒng)和測量方法 圖2顯示固定滾動平臺的開發(fā)的快速測量系統(tǒng)。測量系統(tǒng)由圖-è階段和接觸式掃描探針。由于滾動在線加工測量的空間非常有限，因此基于圓度測量系統(tǒng)開發(fā)了快速測量系統(tǒng)。測量系統(tǒng)的尺寸非常小。固定的卷軸用兩個錐形銷固定在旋轉臺上。舞臺旋轉角度分辨率為0.0025度。這個x軸可以由精密控制板移動。在測量渦旋型線時，采用PID控制器（4）控制旋轉軸的運動速度和轉速。因此，該測量系統(tǒng)可以實現(xiàn)精確定位。定位誤差小到可以忽略。每個編碼器的位置由每個編碼器測量，并通過多軸控制板進入個人計算機。 考慮到切削油和切屑的影響，在研制的測量系統(tǒng)中采用了以球型紅寶石制成的接觸式位移探頭。在X軸端固定探頭用于掃描安裝在旋轉臺上的側面漸開線齒形。 [ 5 ]一個直徑為5毫米的紅寶石球附著在探測軸的末端。掃描探針球在XYZ方向上有三個刻度。x和y方向的輸出被用來測量漸開線輪廓，Z方向的輸出用來確定z軸的摩擦。探頭的電壓輸出通過A/D轉換器傳輸?shù)絺€人計算機中[ 6, 7, 8 ]。的分辨率和探測范圍為0.1μM和±1毫米，分別。測量力約為0.12 N。根據(jù)所需的測量時間，旋轉臺的轉速設定為20度/秒。滾動半徑的增量可以用下面的等式來描述。 R 1 R 2θ?θ=一×（θ2?θ1）×π/ 180（1） 根據(jù)方程（1），可以計算X軸的運動速度。 x軸運動速度為0.7923毫米/秒。 基本圓的漸開線螺旋線可以用下面的方程來描述（2）。 X=一[ COS（?+α）+?×（?+α）]（2） Y=一[罪（?+α）??×COS（?+α）] 其中，一個是基圓半徑，φ是漸開線渦旋角，α是出發(fā)點的角度為漸開線齒廓。渦旋極角與渦旋角的關系可用以下方程描述：（3）。 ?=θ+（?）（3） 在那里，φ是每個測點和θ滾動角是每個測點的極角。每個測量點的理論漸開線滾動半徑可以用 方程（2）和方程（3）。測量的滾動半徑可以通過探頭編碼器和X軸編碼器輸出得到。輪廓誤差可以用下面的公式來描述（4）。 rerror=RTH?rmea（4） 在那里，rerror是漸開線齒形誤差，在理論滾動極半徑；rmea卷軸極半徑測量。同樣的滾動樣品也被測量以比較由商業(yè)CMM，它安裝在一個溫度控制計量室。CMM的探測精度為0.6μM. 3、測量結果和誤差分析 無誤差分離的測量結果 利用研制的快速測量系統(tǒng)測量了固定渦卷的漸開線輪廓誤差。測量的結果在圖外輪廓測量的誤差范圍約為20米±顯示μ測量誤差范圍內的配置文件是±40 μM.可以看出有非常大的快速測量系統(tǒng)的測量誤差。測量精度無法達到要求的測量精度（±3μm）。 通過計算機模擬B.測量誤差分析 測量誤差的原因進行分析。有工件和旋轉舞臺的中心坐標之間的偏移量。偏移值有顯著的效果的測量結果。接觸點的Y Y方向的偏移量是由接觸探頭和齒廓之間的摩擦引起的。Y對測量結果的影響也。 確定坐標系統(tǒng)誤差的影響，模擬對偏移量的影響進行了分析。圖4顯示仿真結果接觸點在固定渦卷偏移的情況下。水平軸和垂直軸表示固定滾動顯示仿真波形誤差的旋轉角度。圖4（a）顯示的影響 接觸點的Y方向的偏移量。在這里，Y的定義 通過接觸測量點的Y方向的偏移量。計算輪廓誤差，whenconsidered y = 0.5毫米和1毫米?？梢钥闯?，在剖面結果大影響Y。的影響變得更加顯著增加Y。為了實現(xiàn) 所需的漸開線齒廓測量精度，它被證實，Y方向的偏移誤差必須從測量齒形誤差的消除。圖4（b）對工件和旋轉舞臺坐標之間的偏移中心顯示的影響。測試中心坐標偏移的影響，計算機模擬是基于理想的外部和內部進行involulte漸開線齒廓。在這里，xn和yn的中心定義的坐標和工件旋轉階段之間的偏移量。如圖所示，xn和yn，即使中心坐標的偏移很小，產(chǎn)生一個非常大的周期測量誤差的影響。圖3周期輪廓誤差是由于Xn YN。有必要單獨的中心坐標的偏移 偏移精度要求在y方向為。 誤差分離后的測量結果 圖3測量輪廓度誤差由中心坐標和接觸點的Y方向的偏移量。接觸點的Y方向的偏移量可以通過編碼器的輸出測量探頭。探頭的y方向的輸出約為0.1mm。Y方向的偏移，使探頭的中心偏離X軸。探頭接觸點與x軸之間有傾斜角度。測量接觸點的實際渦旋極角可以通過方程（5）顯示出來。 θ房=θMEA+潭?1（?Y / R）（5） 在那里，θ房是真正的卷軸極角的測量點。θMEA是旋轉編碼器的輸出階段。Y是探針的Y方向偏移。r是每個測量點的理論滾動半徑。探頭中心的Y方向的偏移補償由方程（5）。 為了獲得中心坐標和工件測量系統(tǒng)偏移，測量輪廓度誤差，如圖3所示裝入圈由以下公式（6）。 一個×X+B×Y+C=?（X2+Y 2）（6） 在那里，一=?2xc，B=?2yc，C=XC2+YC2?R 2。 XC YC可以通過A和B的x和y的計算通過測量齒形誤差的計算。測量輪廓誤差 如圖3所示為補償?shù)腦C，YC和△Y. 測量結果顯示在圖5。圖5（a）表示外輪廓誤差補償后。外部輪廓誤差約為5米±μ圖（b）表示的內輪廓誤差補償后。內輪廓誤差大約 ±6μM.測量誤差快速測量系統(tǒng)基本滿足精度要求。 為了測試快速測量系統(tǒng)的測量結果，在恒溫室中用商用坐標測量機測量了固定渦旋的內外輪廓誤差。分別從內、外側面獲得約1560個測量點。內、外輪廓測量時間約為20分鐘。由快速測量系統(tǒng)分別從內、外輪廓測量得到約4090個測量點。用快速測量系統(tǒng)測量內外輪廓約150秒。的內外輪廓如圖6所示測量結果。從圖中可以看出，外輪廓和內輪廓的快速測量系統(tǒng)的測量結果是相同的。 三坐標測量機。但快速測量系統(tǒng)的測量時間比CMM的測量時間要短得多。渦旋工件的加工時間約為300秒[ 9 ]。快速測量系統(tǒng)能滿足在線加工測量要求。 5總論 研制了一種基于精密三坐標探頭的渦旋壓縮機快速測量系統(tǒng)。通過仿真分析了兩種補償方式的測量誤差。快速測量系統(tǒng)的測量結果與三坐標測量機的測量結果相同，但快速測量系統(tǒng)的測量時間比三坐標測量機的測量時間短得多。所開發(fā)的快速測量系統(tǒng)能夠滿足渦旋壓縮機在線加工測量的要求。非漸開線齒形的快速測量是今后的工作方向。 附錄2：外文原文 Rapid Measurement of Involute Profiles for Scroll Compressors Jianhong. Yang*1, Y. Arai1, W. Gao1 1Nano-metrology and control laboratory, Department of Nanomechanics, Tohoku University, Aramaki Aza Aoba 6-6-01, Aoba-ku, Sendai, 980-8579, JAPAN *e-mail: Jianhong@nano.mech.tohoku.ac.jp Scroll compressors are widely used in air conditioners, vacuum pumps and so on. Rapid measurement of flank profile of a scroll compressor is important to improve the compression efficiency and decrease noises. A contact probe made of ruby was used for measurement of flank profile. The probe was moved by a linear slide along the X axis at a constant speed. The scroll workpiece was fixed on a precision rotary stage. The relationship between the stage rotational speed and the X axis moving speed complies with the Archimedean curve. The measurement data of the rapid measurement system were analyzed and measurement errors were removed by compensation of the offset between the coordinates of the rotary stage center and those of workpiece center. The measurement results were compared with those measured by a commercial coordinate measuring machine (CMM). The measurement time for the involute profile of the scroll is shortened to 153 seconds by the developed rapid measurement system from the 10 minutes measurement time by the CMM while the measurement accuracy is kept the same. Keywords: scroll profile, error separation, involutes profile, scroll compressor, rapid measurement 1. INTRODUCTION SCROLL COMPRESSORS compress air by orbiting motions of scrolls. The air with a high pressure is taken out from a discharge opening by orbiting scroll. The scroll compressor has a lot of advantages, including small variations of torque, low vibrations and noises. High efficiency can also be achieved because there is no direct fluid path between the suction and the discharge opening [1], [2]. Orbit scroll Flank leakage Fixed scroll Bottom (a) leakage 40 Inside volute Y/mm Outside volute Non-involute 20 0 -20 -40 -40-20 0 20X/mm40 (b) Fig.1 Leakages of scroll compressor and measurement profile 67  In order to further improve the efficiency of the scroll compressor, it is very important to reduce the leakages. Fig.1 (a) shows mainly two kinds of leakages and gearing principle of the two scrolls. Fig.1 (b) shows flank profile measurement including the inside involute profile, the outside involute profile and the non-involute profile. One of the leakages is flank leakage caused by a gap between the flanks of the two scroll blades. The other is tip leakage caused by a gap between t