渦旋壓縮機(jī)的變截面渦旋齒及型線設(shè)計(jì)

方金湘 ,李 徽

(1.岳陽職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院,湖南 岳陽 414000;2.湖南理工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,湖南 岳陽 414006)

0 引言

由于渦旋壓縮機(jī)的工作特性,氣體壓力由外到內(nèi)逐步增加,外部渦齒受力小,渦齒壁厚減薄可滿足強(qiáng)度要求,故通常采用由內(nèi)到外漸變壁厚渦旋型線,如阿基米德螺線、代數(shù)螺線、變基圓半徑漸開線等.采用變壁厚渦旋型線,相同排氣量可減小壓縮機(jī)尺寸,相同尺寸可增加壓縮機(jī)排氣量.現(xiàn)有渦旋式壓縮機(jī)大多是多個腔室同時工作,動、靜渦齒徑向多點(diǎn)同時嚙合,屬于過定位現(xiàn)象.因?yàn)榧庸ぁ⒀b配存在誤差,實(shí)際運(yùn)行過程中渦齒輪廓凸起部位相互接觸,形成渦齒凸起部位撞擊現(xiàn)象,引起噪音振動,特別是在高轉(zhuǎn)速情況下噪音振動明顯增大[1].本文通過變截面渦旋齒及其型線設(shè)計(jì),實(shí)現(xiàn)渦旋齒只在中心部位兩點(diǎn)接觸,減少沖擊振動,使壓縮機(jī)運(yùn)行平穩(wěn),解決現(xiàn)有渦旋齒型線多點(diǎn)嚙合、運(yùn)行噪音振動大的問題.嚙合間隙的逐漸變小,可解決內(nèi)泄露問題,提升渦旋式壓縮機(jī)工作能效,對于促進(jìn)渦旋壓縮機(jī)的發(fā)展具有重要意義.

1 渦旋壓縮機(jī)變截面渦旋齒

渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1 所示,主要由控制器、電機(jī)、主軸、缸體、固定盤、動渦旋盤、靜渦旋盤、油氣分離器和汽缸蓋組成.

圖1 渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)

渦旋壓縮機(jī)參數(shù)見表1.壓縮機(jī)采用輕量化設(shè)計(jì),重量只有5.8 kg;控制器軸裝,有利于大功率散熱;永磁同步電機(jī)外徑112 mm,疊高27 mm,選用高效8 極12 槽;內(nèi)置油氣分離器,有效降低系統(tǒng)油循環(huán)率.

表1 壓縮機(jī)參數(shù)

動、靜渦旋齒裝配結(jié)構(gòu)如圖2 所示.渦旋壓縮機(jī)的變截面渦旋齒包括: 動渦旋齒(11)和靜渦旋齒(12),其中動渦旋齒(11)的型線由動渦外壁三角函數(shù)漸開線(111)和動渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(112)組成;靜渦旋齒(12)的型線由靜渦外壁三角函數(shù)漸開線(121)和靜渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(122)組成.

圖2 動、靜渦旋齒裝配結(jié)構(gòu)

在公轉(zhuǎn)平動工作過程中,動渦旋齒(11)與靜渦旋齒(12)能實(shí)現(xiàn)正確嚙合,即動渦外壁三角函數(shù)漸開線(111)與靜渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(122)嚙合,以及動渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(112)與靜渦外壁三角函數(shù)漸開線(121)嚙合[2].

2 渦旋齒型線設(shè)計(jì)

2.1 確定動渦外、內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線

以基圓圓心為原點(diǎn)建立二維坐標(biāo)系[2～4].

動渦外壁三角函數(shù)漸開線(111)方程:

動渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(112)方程:

其中Rb為基圓半徑,Ror為動渦盤平動回轉(zhuǎn)半徑,θ為渦旋齒型線展開角,k為變壁厚系數(shù).

2.2 確定靜渦外、內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線

動靜渦型線相同,相位相差180°.

靜渦外壁三角函數(shù)漸開線(121)方程:

靜渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線122 方程:

2.3 計(jì)算渦旋齒壁厚

渦旋齒壁厚方程為[5～8]

渦旋齒結(jié)構(gòu)參數(shù):Rb=2.79 mm,Ror=4.8 mm,k=0.000145,展開角0～3.5 π,吸氣容積為33 CC,渦齒壁厚3.85～2.13 mm,渦齒高20 mm,動盤外徑78 mm.

對比同排量等壁厚渦盤,渦齒重量降低2%,渦齒端板外徑減小5%(見表2).

表2 渦齒尺寸對比

渦旋齒型線的嚙合理論要求兩條生成壁面的型線互為共軛曲線.生成動渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線(112)的型線的共軛曲線方程為

渦齒理論共軛型線與實(shí)際型線差異如圖3 所示.由于生成靜渦外壁三角函數(shù)漸開線的理論共軛曲線與實(shí)際型線存在差異,使動、靜渦旋齒實(shí)際嚙合時有間隙,嚙合間隙大小為 ((X1-X)2+(Y1-Y)2)1/2,故隨展開角θ的增加,嚙合間隙逐漸增大.展開角為0 時,嚙合間隙為0 mm,展開角為3.5 π 時,嚙合間隙為0.012 mm.

圖3 渦齒理論共軛型線與實(shí)際型線差異

3 壓縮機(jī)測試數(shù)據(jù)分析

3.1 壓縮機(jī)性能指標(biāo)測試數(shù)據(jù)

通過對比試驗(yàn),得到壓縮機(jī)性能指標(biāo)測試數(shù)據(jù)見表3.

表3 壓縮機(jī)性能指標(biāo)測試數(shù)據(jù)

隨轉(zhuǎn)速變化,壓縮機(jī)排氣溫度對比性能曲線如圖4 所示,功耗對比性能曲線如圖5 所示,制冷量對比性能曲線如圖6 所示,能效比對比性能曲線如圖7 所示.

圖4 壓縮機(jī)排氣溫度對比性能曲線

圖5 壓縮機(jī)功耗對比性能曲線

圖6 壓縮機(jī)制冷量對比性能曲線

圖7 壓縮機(jī)能效比(COP)對比性能曲線

由圖5 可知,壓縮機(jī)隨轉(zhuǎn)速增大,功耗增加,但變壁厚渦盤的功耗要比等壁厚渦盤的功耗低.由圖6可知,壓縮機(jī)隨轉(zhuǎn)速增大,變壁厚渦盤制冷量和等壁厚渦盤制冷量均增大.由圖7 可知,壓縮機(jī)隨轉(zhuǎn)速增大,在轉(zhuǎn)速達(dá)到4000 rpm 之后,變壁厚渦盤和等壁厚渦盤能效比都隨轉(zhuǎn)速的提高而不斷下降;其中在同一轉(zhuǎn)速下,變壁厚渦盤的能效比要比等壁厚渦盤的能效比高.綜上可知,隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增大,制冷量、功耗增大,但能效比在轉(zhuǎn)速達(dá)到4000 rpm之后,隨著渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而不斷下降.壓縮機(jī)在轉(zhuǎn)速高時能夠得到較多制冷量,有利于減少車內(nèi)降溫時間,同時功耗也增加,但對能效提高沒有太多幫助,所以渦旋壓縮機(jī)要將常用轉(zhuǎn)速范圍設(shè)計(jì)為高能效點(diǎn).

3.2 壓縮機(jī)振動噪音測試數(shù)據(jù)

通過對比試驗(yàn),得到壓縮機(jī)振動噪音測試數(shù)據(jù)見表4.

表4 壓縮機(jī)振動噪音測試數(shù)據(jù)

隨轉(zhuǎn)速變化,壓縮機(jī)噪音對比曲線如圖8 所示,振動對比曲線如圖9 所示.

圖8 噪音對比曲線

圖9 振動對比曲線

由圖8 可知,變壁厚渦盤在各轉(zhuǎn)速下噪音比等壁厚渦盤小;由圖9 可知,變壁厚渦盤在各轉(zhuǎn)速下振動加速度比等壁厚渦盤明顯減小,說明渦盤兩點(diǎn)嚙合能使壓縮機(jī)運(yùn)行平穩(wěn).

4 結(jié)束語

變截面渦旋齒及其型線設(shè)計(jì)是在一個公轉(zhuǎn)平動工作循環(huán)中,使動渦外壁三角函數(shù)漸開線與靜渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線、動渦內(nèi)壁三角函數(shù)漸開線與靜渦外壁三角函數(shù)漸開線均為兩點(diǎn)嚙合.兩點(diǎn)接觸使壓縮機(jī)運(yùn)行平穩(wěn),解決了現(xiàn)有渦旋齒型線多點(diǎn)嚙合,運(yùn)行噪音振動大的問題.

在相同工作空間內(nèi),對比同排量等壁厚渦盤,渦齒重量降低2%,渦齒端板外徑減小5%.

變壁厚設(shè)計(jì)減小了壓縮機(jī)重量和體積,降低了制造成本;壓縮機(jī)工作時內(nèi)泄露減小,提升了能效,節(jié)能環(huán)保;壓縮機(jī)運(yùn)行噪音振動小,降低了隔振降噪的成本.