【《冰箱用线性压缩机的设计计算过程案例》3000字】

冰箱用线性压缩机的设计计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u2941冰箱用线性压缩机的设计计算过程案例 153051.1压缩机活塞与缸体设计 1281381.2活塞与缸体结构尺寸及校核 490501.2.1活塞杆强度校核 484311.2.2气缸壁厚校核 5275682弹簧设计 6105912.1动力学模型 674692.2谐振弹簧设计 6264032.2.1气体等效刚度 7218372.2.2选择材料和确定许用应力 7128272.2.3计算弹簧钢丝直径d 8172802.2.4求工作圈数z 8324732.2.5计算弹簧尺寸 924032.3弹簧校核 9211112.1.1稳定性验算 986622.1.2疲劳强度验算 10178772.1.3静强度验算 10116992.1.4共振验算 101.1压缩机活塞与缸体设计线性压缩机的热分析应以压缩制冷循环为分界点。完整的线性压缩机由机械系统，电磁系统，热力学气体系统，气体系统吸气，排气，管道系统等组成，并且全部系统相互链接并相互影响。设计制冷量工况为120W的直线压缩机，所研制的压缩机使用异丁烷R600a作为工质，R600a绘制压焓图如图所示[19]。其中6-0-1为吸热过程，即冰箱的工作过程，1-2为压缩机工作过程，2-5为冷凝器中冷却的过程，5-6为节流过程，工质通过5-6回到冰箱蒸发器中继续完成6-0-1的循环过程。图3-1R600a标准工况压焓图Figure3-1pressureenthalpydiagramofR600aunderstandardworkingcondition计算单位容积制冷量：q0=h1qv=q0v式中：h1、h6为1点处和6点处的比焓值；v1为吸入气体比容，查R600a的热力性质表得压缩机的理论输气量为：（3-3）式中：冰箱的功率为120WQ0=120计算容积系数：容积系数：（3-4）式中：a为相对余隙容积；n为膨胀过程指数；气缸公称压力比：（3-5）本压缩机单缸排气量vh=1.2028m3/h，小型压缩机的余隙容积α压力系数λpλp为进气过程中压力损失程度，取λp取温度系数λt计算泄露系数λ主要由阀组件的泄露，以及活塞的泄露造成的，取λl总系数：λ排=λ则气缸工作容积为：V=Vh设活塞行程为l=20mm，则活塞面积Ap（m2）与直径D（mm）分别为：Ap=D=2Ap对于往复式压缩机，在确定冷却能力之后确定气缸的工作容积。气缸的工作容积是活塞的面积和直径的容积，当活塞的冲程较大时，活塞的直径变小，机芯的振幅变大，往复运动的推力变大同样，活塞的位移值越小，活塞直径越大，所需的发动机推力就越大。参考GB/T2822−1981压缩机Ra40系列中尺寸选择活塞直径d=25mm。根据气缸的标准公称直径，选择直径和行程，本压缩机设计取值为圆形活塞，气缸活塞直径d=25mm，活塞行程为l1计算得出压缩机工作容积：V1=考虑到与理论制冷热量129.6w相对应，选择的间隙系数较小，因此是合理的。为了确保良好的密封性，气缸壁的长度必须大于活塞的长度。根据工程实际经验，气缸壁长40mm，活塞长15mm。实际输送气量：Vh=式中：Vh压缩机工作容积V频率取交流电频率f=50Hz计算得到:V活塞力的计算：根据进气P1和排气压力P2分别为0.063MPa和0.762MPa，计算出活塞对缸体推力大小为：F=P2×活塞结构：气缸活塞直径d=25mm，活塞行程为l1=20mm。汽缸壁长为40mm，活塞长15mm。1.2活塞与缸体结构尺寸及校核1.2.1活塞杆强度校核使用活塞和缸体外壁的材料40Cr，对其尺寸精度要求很高(IT5~IT7)。屈服点σs≥785MPa活塞采用中空吸气结构，结构图如图3-1所示，活塞半径：d=12.5mm。空心轴的强度校核；因为是中空轴，所以进行截面积的计算，设计杆外径为23mm、内径为16mm，设计活塞杆长度l=42mm,中空活塞轴厚度为4mm活塞杆长度l<10d,所以按照强度条件进行校核:[d]≥4Fn式中：F为活塞杆最大推力，由上文给出F=374.05NNs为安全系数，一般取Ns=2~4,取4，解得：[d]=15.58mm[S]=πd2S=π(D可以看到：S>[S]，活塞轴的强度合理。1.2.2气缸壁厚校核设计缸筒壁厚δ=6mmδD>0.25[δ]≥式中：δ为缸筒壁厚；Pmax[σ]为材料许用应力=785MPa；计算出[δ]=1.807mm由此可知：δ>4[δ]所以缸壁厚完全符合要求。4弹簧设计2.1动力学模型我对此系统建立动力学模型，得到：单自由度弹簧阻尼系统，因为机器安装在冰箱上。基础刚度大，不考虑重力，绘制动态方程式微分方程。动子部分，带有永磁体的支架和活塞简化为质量块。图4-1线性压缩机动力学模型Figure4-1dynamicmodeloflinearcompressor由此得到动子受迫振动的微分方程：md2x(t)式中：x(t)为时间函数，s；c为阻尼系数,主要为摩擦阻尼，N(m/s)；FeFg2.2谐振弹簧设计安装谐振弹簧是为了消除转子进行高频直线往复运动时产生的惯性力，不仅起到行程限制的作用，还可以根据转子的质量使电动机在谐振状态下动作，提高电动机的效率。动磁直线振动电机在强制振动下运行。弹簧对电动机的性能有很大的影响，因为为了确保电动机的高效率，必须接近电动机的固有振动频率。在工程上，为了在缸内膨胀和压缩时表现出非线性气垫的弹性，从而改变系统的刚性，在弹簧设计中必须考虑气体刚性的影响。2.2.1气体等效刚度Kg=A式中：活塞面积A为490.87mm2；动子振幅S为20mm；(P2−当电磁力的频率和系统的共振频率相同时，振幅最大。机械共振频率、动子质量m和系统等效刚性k关系为：2πf=K+式中：m为运动质量,包括永久磁体、支架、活塞质量等。本文动子质量由三维模型中，动子在Solidworks中质量计算，如图4-2所示，m=0.868kg；解得：弹簧刚度K=77090N/m图4-2线性压缩机动子质量属性Figure4-2rotormassattributesoflinearcompressor本设计中，计算出弹簧刚度K=77090N/m。设计时选取12根弹簧、6根一组对称布置，可知每根弹簧刚度K1为6424.18N/m，设弹簧中径D为20mm。有一定预压缩量的压缩弹簧。由于负载的影响，活塞的初始安装位置不在动态平衡位置，而是可以通过控制系统进行调整，使活塞的初始安装位置与动态平衡位置重合。即弹簧初始安装位置设为Xs=Xd=10mm。2.2.2选择材料和确定许用应力压缩机弹簧属于变载荷，作用次数十万以上，按照Ⅰ类选取设计，选取弹簧材料为合金钢50GrVA，[τ]=430MPa2.2.3计算弹簧钢丝直径d首先取弹簧指数C，然后计算曲度系数K，设预压缩力F1=120N，气体力F2=375N，则单根弹簧：F1=10N，F2=31.25N由表12-5初选C^=7K^=4C^−14C^+1+计算出K^=1.21按照（式12-8）d^≥1.6K^得出d^>=0.889取d=2mm所以：C=D2.2.4求工作圈数z弹簧变形量：λ2=Fλ1=λ式中：工作行程h1=20mm，由于对称布置，取h=10mm。弹簧刚度C=F2−按照公式：z=Gdλ2式中：弹簧切变模量取：G=80000MPa，钢丝直径d=2mm，求出工作圈数z=9.64取z=10。2.2.5计算弹簧尺寸弹簧总圈数：z1=z+2 弹簧自由高度：H0=pz+1.5d 弹簧节距：p=D3~D2弹簧螺旋升角：α=arctanpπD2弹簧钢丝展开长：L=πD2z1弹簧外径：D=D2+d 弹簧内径：D1=D2−d计算出弹簧几何参数如表4-1所示：表4-1共振弹簧几何参数表Table4-1geometricparametersofresonancespring弹簧中径D钢丝直径d总圈数z自由高度H0节距p20mm2mm12138mm9mm外径内径螺旋角α展开长L22mm18mm8.15°761.29mm2.3弹簧校核2.1.1稳定性验算弹簧按照两端固定考虑，其高径比为：b=H0D2=138进行验算：Fc=CucH0>式中：Fc为稳定时临界载荷；F2为弹簧最大工作载荷FCu为不稳定系数，查机械设计（图12-17）得到Cc为弹簧刚度C=12N/mm计算得到Fc=463.68N>F2.1.2疲劳强度验算按照变载荷作用次数：N≥106考虑，由表12-7查得：τ0=0.3SF=τ