毕业设计（论文）-88.3ml的汽车空调涡旋式压缩机的设计

合肥工业大学2007届毕业设计PAGEPAGE2目录中文摘要 3英文摘要 41绪论 51.1引言 51.2涡旋压缩机的工作原理及过程 51.2.1基元容积形成 51.2.2工作原理 61.2.3汽车空调涡旋压缩机总体结构 71.3涡旋压缩机的关键技术 81.4涡旋压缩机特点 111.5研究展望 112热力过程分析及计算 122.1涡旋压缩机的型线设计 122.2压缩室容积及吸气容积 142.2.1渐开线与基圆所围面积 142.2.2各压缩室投影面积及其容积 152.2.3吸气容积 162.3输气量 162.4内压缩 172.4.1容积比及内容积比 172.4.2压力比与内压力比 172.4.3排气开始角 172.5计算 182.5.1涡旋体参数的确定 182.5.2热力计算 193运动机构受力分析及校核 203.1切向力及阻力矩 213.1.1切向力 213.1.2切向力矩及自转力矩 233.1.3径向力 233.2轴向力及平衡 243.3倾覆力矩 253.4旋转惯性力及力矩平衡 263.4.1惯性力的一次平衡 263.4.2旋转惯性力 273.4.3二次平衡 284主轴及涡旋体的强度和刚度校核 294.1主轴扭转强度校核 294.2主轴扭转刚度校核 304.3主轴弯曲强度校核 314.4主轴的驱动扭矩校核 314.5涡旋体厚度的校核 32结论 34谢辞 35参考文献 3688.3ml的汽车空调涡旋式压缩机的设计摘要：本文围绕排量为88.3ml的汽车空调涡旋式压缩机的设计和校核展开。首先概述了近年来国内外在汽车空调用涡旋压缩机研究领域的主要进展，并对决定压缩机性能的动涡盘防自转及轴向支撑、驱动机构调节和补偿、密封等关键技术的解决手段进行了阐述。同时由于作用于涡旋式压缩机涡旋体上的力不但影响零部件的强度、刚度、摩擦和磨损，还影响压缩机的热力性能及动力特性，因而有必要对所设计涡旋压缩机的一些重要运动部件进行受力分析和强度、刚度校核。这些力有气体力、惯性力和摩擦力，而摩擦力的影响极小可以忽略，故本文只对气体力、惯性力做了分析计算。最终得出结论所设计的压缩机是符合要求的。关键词：汽车空调、涡旋式压缩机、涡旋型线、平衡、惯性力、惯性力矩

Thedesignofthe88.3mlscrollcompressorforautomotiveair-conditionerAbstract：Thispaperrecountedthedesignofthe88.3mlscrollcompressorforautomotiveair-conditioner.Therecentmainprogressesofresearchesonscrollcompressorsusinginautomotiveair-conditionersaresummarizedfirst.Andintroducedsomerepresentativemethodstosolvesomekeytechnologies,suchasanti-rotation,axialsupport,adjustmentandcompensationofthedrivingmechanism,sealingandsoon.Atthesametimenotonlybecauseoftheforcethatactonscrollcompressoraffecttheintensity,stiffnessandabrasionofthescrollcompressor’sparts,butalsoaffectscrollcompressor’sthermodynamiccapabilityanddynamicalcapability.Itisnecessarytoanalyzetheforcesthatsomeimportancelocomotivepartssufferedandchecktheparts’intensity.Theseforcescontainairforce,inertialforceandfriction.Whereastheinfluenceofthefrictionissmallest,Onlyairforce,inertialforceareanalyzedinthisarticle.ItisendtogetaconclusionthecompressorthatIdesignedtomeetstherequest.Keywords：Automotiveair-conditioner，Scrollcompressor，Scrollprofile，Balance，Inertialforce，Inertialmoment1绪论1.1引言涡旋压缩机是近十几年来迅速发展起来的一种新型容积式压缩机，主要用于制冷、空调行业，与传统的往复式压缩机及其它机型的回转压缩机相比，具有明显的优势，是优良的车用及民用高新技术产品，具备重量轻、体积小、部件少、制造成本低、无液击、节能、低噪声、环保、坚固耐用、适应性强、工作平稳等特点。汽车涡旋压缩机是中国汽车工业关注的新一代产品，是今后汽车空调压缩机的必然更新换代产品，它具有运转平稳（动力平衡性好，噪音和振动极低）、连续压缩（排气压力的脉动只有同类往复活塞式压缩机的15%，降低了排气管道的振动，有利于延长管道的寿命）、容积效率高（容积率达95%，比往复式压缩机之55%高出许多）、空载起动以及低功耗、零件数少等特点，自上世纪90年代开始获得了很大发展，在市场上具备强大的竞争力，尤其是在中国汽车工业处于高速发展的阶段，汽车涡旋压缩机更是供不应求。同时，在家用领域，涡旋系列产品也已得到广泛应用。但作为第四代汽车空调压缩机跟家用空调涡旋式压缩机相比，它还没有得到很好的发展。与国外相比尤其是日本我们不管是在技术上还是在产量上还不强大，而我国的汽车产量正在迅猛地增加，汽车空调压缩机的需求也随之水涨船高，现在很多汽车生产企业只能依靠进口来解决压缩机的需求缺口。因此，无论在学术上还是社会经济效益上加快涡旋式汽车空调压缩机的设计和开发脚步都有很重大的现实意义。但由于本人的学识所限，本文只能做些简单的设计和部分运动部件的校核工作。一些不足之处还请各位老师专家指正。只有我们每个人运用自己的知识找出以往设计的不足之处，完善设计，才能为我国涡旋式汽车空调压缩机的设计探索出一条新路。不但要求产量高更要质量好技术含量高。1.2涡旋压缩机的工作原理及过程1.2.1基元容积形成涡旋压缩机主要由动涡旋体、静涡旋体、曲轴、机座及防自转机构等组成。动、静涡旋体的型线均是螺旋型，动涡旋体相对静涡旋体偏心并相差180°对置安装，理论上它们轴向会在几条直线上接触（在横截面为几个点接触），涡旋体型线端部与相对的涡旋体底部相接触，于是在动静涡旋体间形成一系列的月牙形空间，即基元容积。在动涡旋体以静涡旋体的中心为旋转中心并以一定的旋转半径做无自转的回转平动时，外圈月牙形空间便会不断向中心移动，使基元容积不断缩小。静涡旋体最外侧开有吸气孔，并在顶部端面中心部位开有排气孔，压缩机工作时，气体制冷剂从吸气孔进入动静涡旋体间最外圈的月牙形空间，随着动涡旋体的运动，气体被逐渐推向中心空间，其容积不断缩小而压力不断升高，直至与中心孔相通，高压气体被排出压缩机。图1涡旋式制冷压缩机结构简图1.2.2工作原理涡旋压缩机主要由两个涡旋盘相错180°对置而成，其中一个是固定涡旋盘，而另一个是旋转涡旋盘，它们在几条直线(在横截面上则是几个点)上接触并形成一系列月牙形容积。旋转涡旋盘由一个偏心距很小的曲柄轴驱动，绕固定涡旋盘平动，两者间的接触线在运转中沿涡旋曲面移动。它们之间的相对位置，借安装在旋转涡旋盘与固定部件间的球形联结器来保证。图2涡旋压缩机工作原理图1.2.3汽车空调涡旋压缩机总体结构下图所示的汽车空调涡旋压缩机为开启式，由汽车的主发动机通过皮带轮驱动压缩机运转。制冷机气体从吸气管进入由机壳、动涡旋体和轴承座组成的吸气腔，然后经动静涡旋体的外圈进入月牙形工作腔，被压缩后经排气阀进入排气腔，再通过排气管排出压缩机。为了使压缩机的质量轻，两个涡旋体采用铝合金制造，动涡旋体及其内端面经阳极氧化处理，确保其耐磨性；静涡旋体的内端面镶嵌耐磨板，以防止动涡旋体顶端密封将其磨损。采用径向柔性密封机构调节两个涡旋体间的径向间隙，以确保径向密封，减少周向泄露；球形联接器一方面承受作用于动涡旋体上的轴向力，另一方面防止动涡旋体的自转；设置排气阀是为了防止高压气体回流导致效率降低及防止电磁离合器脱开时曲轴倒转，也可以适应变工况运行，轴封为双唇式，位于两个轴承之间，副轴承采用油脂润滑，主轴承和涡旋体的润滑是依靠吸入气体内所含的润滑油。图3涡旋压缩机总体结构图1.3涡旋压缩机的关键技术涡旋压缩机原理是1905年就提出的,到70还未达到实用化,其主要原因是缺乏精密的加工以保证型线的良好的啮合和控制工质的泄漏,当的摩损也是一个技术难题。因此,涡旋压缩机的术是①提高密封性能;②提高压缩比减少余隙结构简化生产工艺降低生产成本。为解决上述国的科技工作者从不同角度出发采用不同的措出不同的机构,对涡旋型线和结构进行了卓有成进。概括起来,近几年来主要在以下几个方面进行探索,不断地有许多提高。1.型线的改进实现涡旋压缩机正常工作的首要条件在于涡旋型线在各个压缩腔内能够良好地啮合。能够作为涡旋压缩机型线的有线段,正多角形的渐开线以及圆的渐开线等,但无论上述那种线型中心部分均是由加工刀具干涉而形成的,使高压区型线变薄而容易变型,同时不可避免地使一部分高压气体残留于中心部位,影响压缩机效率的提高,为减少这种余隙,MitsubishiHeavyIndustrialLtd三菱重工已开发出一种PerfectMeshprofile型线的简称PMP型线,该型线中心部位采用了两个圆弧进行修正PMP型线能将残余气体排净,有效地避免了重复压缩,从而提高了压缩机效率,采用PMP型线后,其型线高压区部位增厚,其刚度和强度得以提高,延长了机器工作寿命。我们曾经又在PMP型线上进一步作了改进,采用两段圆弧和一段直线进行修正,进一步增加了静涡旋盘中心部位的轴向排气孔口面积,减少流动阻力损失。改进动力平衡性能A.采用双作用涡旋盘。此动盘两面均有完全对称的型线,它们分别与两侧的静涡旋盘型线啮合。这种结构的两侧气体力完全平衡,可以减小轴向磨损,并有利于尺寸利用,适用于较大排气量的压缩机。研究中心开发的7/18空气压缩机就是采用如此结构。B.采用双转子结构。双转子结构涡旋压缩机也称为自转型压缩机。两个涡旋盘心轴分别装在两侧轴承上,两个涡旋盘以180°的相对角度安装,其中一个涡旋盘由电机直接驱动旋转,另一个涡旋盘由保持相对角度的十字联轴节带动且沿相同的角度旋转。双转动的结构涡旋压缩机在旋转过程中径向啮合的密封线位置和方向不变。因此通过调节加在被动涡旋盘的径向外力就很容易密封其径向泄漏。同时由于旋转质量的对称性其动力平衡性能也得到了改善。2.改进结构,简化工艺降低对制造精度的要求①柔性机构的采用.采用所谓的柔性机构能有效地减少泄漏和摩擦损失,增强压缩机承受固体杂质和液滴的能力,同时并降低加工精度和装配精度的要求。一般地柔性机构分为两大类,一是轴向的柔性机构,另一个是径向的柔性机构。轴向柔性机构也分为二种,一种是静盘采用被悬挂在机架上,它由背面的高压气体弹性地支撑着。另一种是在动盘上开适当的小孔,在一定角度范围连通压缩腔与背压腔,气体通过小孔窜流,从而实现背压自调。在此性机构中,静盘沿径向刚性固定,而动盘则沿轴向是柔性的。在径向柔性机构中通常采用两种柔性机构,一种是偏心衬套机构,当偏心衬套围绕曲柄杆摆动时,旋转半径作相应变化。另一种为滑块机构,当滑块在曲柄轴中运动时,旋转半径将会变化,一旦采用了径向柔性机构,旋转半径就要由两涡旋壁相互吻合情况来决定了,偏心衬套机构比滑块机构更易于加工。②轴向密封机构或端面密封机构.由于加工和装配误差,往往造成涡盘顶部与另一涡盘底部之间的间隙,气体通过此间隙形成径向泄漏,为了减少此泄漏量,通常在涡旋型线顶部开有一密封槽,其槽宽略大于密封元件,密封元件嵌入其槽内且与槽底面保持一定的轴向间隙,借助气体压力是其紧贴于盘底面。③喷液技术的采用.采用向工作腔喷液(通常为润滑油的方法)也不适为另一种密封的方法,当机器运转时,将具有一定压力的油喷入工作腔,利用附着在工作腔周壁上的油膜层减少其工作介质泄漏通道的实际间隙,从而达到减少介质泄漏量的目的。=4\*GB3④背压自调平衡系统的采用.如前所述,在动盘上开有适当的小孔与处在压缩过程中的气腔相通,气体通过该小孔作用在转子背面,形成一个合成的气体力支撑其动盘,使其将动涡旋盘压在定涡旋盘上,从而形成轴向密封,这种措施使摩擦损失小,当工况发生变化时可随时改变流体的压力,既能使轴向力的平衡始终保持在最佳状态,又能自动补偿磨损。该密封机构有如下特点。a.涡旋顶部的轴向密封不受安装力矩的影响;b.自动维持在适当的范围内,摩擦磨损小;c.能使动盘上下运动,可进行自动补偿顶部的逐渐磨损,同时亦可防止过载。3.改变涡旋体壁厚,提高压缩比在制冷系统或者空气动力系统中,常常需要较高的压力比,普通涡旋型线已经难以胜任,一种变壁厚的涡旋压缩机便被研制,使用这种形状的涡旋压缩机仅用较少的圈数便可到较高的压力比。此型线的应用,使压缩机的压力比提高,同时改进面积的利用系数。4.强化冷却涡旋压缩机的压力比在一定程度上是受工作温度所制约,特别在无油压缩机中加强冷却是提高轴承与工作型线寿命的关键,日本岩田涂装机工业株式会社在这方面研究取得了突破,他们在动、静盘上设计夹层且作成开式,一方面切断了工作腔热量直接传到轴承上提高轴承工作寿命。另方面加强风冷对气体直接冷却,这种压缩机造价较高。另外多数空气涡旋压缩机采用喷液冷却,控制喷液的温度可达到压缩机在良好的工况下运行,喷进工作腔的液体由分离器或后净化器分离循环使用。5.改进材质为了进一步减少其动静盘的磨损,有人曾对动静盘的型线进行过表面硬化处理,如阳级氧化处理,其硬度达HV-800,作者曾对汽车空调涡旋压缩机作过类似的处理,实践表明该措施具有较高的实用价值。铸铁动静盘当前最多在房间空调压缩机,对铸铁的要求是既要耐磨不变形且容易铸造成型,更重要的是材料均匀易于加工。目前美国,日本均已开发出了专门的配方。6.使用涡旋式机械加工专机如何提高涡旋压缩机加工精度和加工节拍,机械制造行业也纷纷加入到其研究行列,如德国的Excello公司,日本的Toyoadvance,Makino,Mazda和kashifuji,英国的Bladgepot公司等等。该类专机是采用X,Y,Z,C轴四轴联动和闭环控制,以展成法为基础结合圆弧插补来完成涡旋盘的加工,该专机通过一次装卡即可完成涡旋盘的正面加工。由于这些专机的机体采用斜筋设计,有些还采用防震材料,使得涡旋盘的高速加工得以实现。专机自动化程度高,可以自动上、下落料,自动换刀,并可实现现场加工涡旋盘的自动检测等等,采用专机加工涡旋盘,可以在2～3分钟内完成零件加工,涡旋线的型线轮廓度保证μ在10m之内,大大地提高了加工效率,加工精度,减少加工成本。当然这也与动静盘的材质有关,目前动静盘最多使用的是铸铁,对铸铁的要求是既要耐磨不变形又要容易铸造成型。更重要的是材料均且容易加工。目前美国、日本已开发了专门的配方。1.4涡旋压缩机特点目前,汽车空调用涡旋压缩机经过改进,具有运行平稳,噪声低,效率高,可在13000r/min下超高速运行等其它机型所没有的优点。涡旋压缩机具有容积式压缩机和透平式压缩机的优势,具有如下特点：1效率高。与目前普遍采用的同类往复压缩机相比,其绝热效率可提高10%以上,容积效率可提高20%以上。2扭矩变化小,振动小,噪声低。涡旋压缩机的气流脉动和机械振动大幅度降低,噪声降低了5～8dBA;因其压缩过程较慢,并可同时进行多个压缩过程,机器运行平稳且曲轴的转动力矩变化较小。3零部件数量少,重量轻,体积小,可靠性高。涡旋压缩机无气阀等易损件,主要零部件仅为往复式的1/10,体积减小40%,重量减轻15%以上,实现了高可靠性和机构的轻便化1.5研究展望综观目前涡旋压缩机研究现状和应用情况，对今后几年涡旋压缩机的研究发展方向归纳为：（1）降低涡旋压缩机的加工成本，主要是涡旋盘的加工。寻找加工复杂但具有良好性能型线的简单方法。（2）研究新的环保型制冷剂对涡旋压缩机结构的新要求。（3）增大涡旋压缩机的功率范围，拓宽其应用领域，特别是研究其变频特性以及在空调热泵中的应用。（4）改进压缩机的平衡机构，特别是轴向气体力的平衡。减少气体的泄漏，减少机械摩擦损失，从而提高涡旋压缩机的工作效率和可靠性。以上提到的这些技术是制约车用涡旋压缩机性能及可靠性的关键所在，这些技术手段代表了近年来这一领域研究和应用的领先地位，对国内车用涡旋压缩机的研究和生产具有重要的借鉴和指导意义。2热力过程分析及计算2.1涡旋压缩机的型线设计涡旋压缩机属容积式压缩机，其压缩过程主要是通过容积的变化来实现的，而容积的大小则取决于动、静盘的型线，所以型线设计是涡旋压缩机设计的一个最基本、也是较为重要的问题。涡旋压缩机的不少改进，都围绕着型线进行，常见的型线主要有圆渐开线、正多边形渐开线(偶数或奇数多边形)、线段渐开线、半圆渐开线、阿基米德螺旋线、代数螺旋线、变径基圆渐开线、包络型线、以及通用型线等，其中通用型线较为引人注目。这么多型线我们要选择就要有个准则，其准则就是：1.从小型化来考虑，应采用吸气容积大的型线。2.从容积效率考虑，为了减少泄漏，型线的泄漏线长度要短，相邻的压缩腔的压差要小。3.从平衡性来考虑，各零件间的作用力及其变化幅度要小，尤其是气体阻力矩、倾覆力矩和往复惯性力（对球形联结器）。4.从流动阻力来考虑，吸排气孔口要大。5.从加工和检测的角度考虑，应该易于加工和检测以降低成本。6.从提高效率考虑，应减少摩擦功耗，减少各种相对运动件之间的相互接触力。7从运行的精度考虑，各作用力方向的符号应避免变化，且保证合适的啮合间隙。为简化设计，本设计采用圆的渐开线较为方便，它是一条用无限短的圆弧连接、曲率连续变化的曲线，因而本设计采用圆的渐开线作为涡旋体的型线。如以渐开角φ作为参变数,则圆的渐开线方程为:X=r(cosφ+φ·sinφ),Y=r(sinφ-φ·cosφ)由于涡旋压缩机的涡旋体具有一定的壁厚,以α表示基圆上的渐开线的初始角,则涡旋体的内外侧的渐开线方程分别如下:内壁渐开线方程为:X=r[cos(φ+α)+φ·sin(φ+α)]Y=r[sin(φ+α)-φ·cos(φ+α)];外壁渐开线方程为:X=r[cos(φ-α)+φ·sin(φ-α)]Y=r[sin(φ-α)-φ·cos(φ-α)]图4涡旋体的基本结构则按此方程画出涡旋曲线如图7：r为基圆半径，a为渐开线起始角，P为涡旋体节距，t则为涡旋体厚度。2.2压缩室容积及吸气容积2.2.1渐开线与基圆所围面积圆的渐开线与基圆间的面积由下图积分法求出。其微元面积dS可近似等于张角是dφ,半径是rφ的扇形面积，即dS0.5(rφ)dφ则渐开线与基圆所围面积为S=φdφ=rφ图5圆的渐开线2.2.2各压缩室投影面积及其容积图6两涡旋体构成的压缩室投影面积编号为②的投影面积和压缩室面积：S=2πr(π-2a)(3π-θ)引入涡旋体节矩P和涡旋体壁厚t，编号为②的一对压缩室容积为：V=2SH=πP(P-2t)(3-θ/π)H式中H为涡旋体的高度同理编号为③的一对压缩室容积V=πP(P-2t)(5-θ/π)H2.编号为①的压缩室容积V=SH,式中S=2S-S-2S+2S其中面积S是指加工用的刀具和圆的渐开线相干涉或者为适应内容积比而多铣削掉的部分,因而该值较小可以忽略。当0θ<θ(θ为排气开始角)时可求出S=r[(π-a-θ)-(π-a-θ)]S=ra(π-θ)+ra当θθ<2π时，中心压缩室与压缩腔②连通，则有S=r[(π-a-θ)-(π-a-θ)]S=ra(π-θ)+raS的值取决于两基圆中心的距离R,R是动涡旋体的回转半径，其值为R=P/2-t当R2r时S=r（π-4a）当R<2r时S=r{π-4a+arccos(π/2-a)-(π-2a)sin[arccos(π/2-a)]}2.2.3V＝πP（P-2t）（2N-1）H2.3输气量1.理论容积输气量：q＝60nV2.实际容积输气量：q＝η·q3.容积效率：η=但是，因涡旋式压缩机没有余隙容积中气体向吸气腔的膨胀过程，古容积系数=1；因为涡旋式压缩机没有吸气阀，吸气为吞气式，吸气压力损失很小，所以压力系数=1；又因涡旋式压缩机的排气腔在最外侧，吸气加热也不大，可近似认为温度系数=1；因此影响容积效率的因素只剩泄露系数了，因为涡旋式压缩机的各圈压缩室的压力差不大，于是泄露系数较小且为内泄露。据统计涡旋式压缩机的容积效率η0.95。2.4内压缩2.4.1容积比及内容积比容积比V(θ)是指吸气容积V与任意转角下的各压缩室容积V(θ)之比，表示为：V(θ)=V/V(θ)内容积比是吸气容积与压缩终了的容积之比，即V(θ)=V/V(θ)有排气阀时，压缩终了的容积为V(θ),内容积比为V(θ)=V/V(θ)式中V(θ)=SH,S根据θθ<2π时情况计算。没排气阀时，压缩终了的容积为V(θ),可得出内容积比的计算公式V(θ)=V/V(θ)=(2N-1)/(3-θ/π)2.4.2压力比与内压力比称任意转角下各压缩室中的气体压力与吸气压力之比为压力比，压力比与容积比的关系由下式可得ε（θ）=V（θ）=p（θ）/p称压缩终了压力与吸气压力之比为内压力之比，它与内容积比的关系为ε（θ）=V（θ）=p（θ）/p=[(2N-1)/(3-θ/π)]式中n为压缩过程多方指数。2.4.3排气开始角排气开始角是指转角θ＝θ时压缩机进入排气阶段。θ＝π－φ+α（1）+2φsin（φ－α）+2cos（φ－α）＝（π－α）－2（2）当α角已知，θ由上述公式求出。2.5计算2.5.1涡旋体参数的确定涡旋体主要参数如下：取基圆半径r=3.渐开线起始角α=40°则:旋体壁厚t=2rα=2×3.01×40°=4.20涡旋体节距P=2πr=2×3.14×3.01=18.91压缩腔对数取N=3涡旋圈数m=N+1/4=3.25根据经验公式H=1.5P=1.5×18.91=28.4mm,对其圆整并考虑密封圈的安装最终取H=于是回旋半径R=P/2-t=18.91/2-4.20=5.由涡旋压缩机排量公式V=PRH(2φ-3π)×10式中φ表示渐开线最终展角,且φ=2πN+π/2=13π/2故V=18.91×5.25×29×(2·13π/2-3π)×10=90.5ml/r>88.3ml/r所以所取参数值符合排量要求。排气开始角θ的确定:根据几何方法得到的计算式θ＝π－φ+α式中φ是干涉点处渐开线的展角，可通过求解下述超越方程得到+2φsin（φ－α）+2cos（φ－α）＝（π－α）－2由于α＝40°，解得φ＝64°则将其代入（1）式得到θ＝246°即转角θ＝θ＝246°时压缩机进入排气阶段。2.5.2热力计算取：制冷工质R134a，蒸发温度t=-1°C,冷凝温度t＝62过冷度5°C图7p-h图在p-h图上的制冷循环示于图7,各计算点的状态参数由R134a热物理性质图表查取。则查得各点状态参数如下:h＝405.79KJ/㎏,h＝445.54KJ/㎏,h＝h＝282.37KJ/㎏,＝0.0752m/㎏，P＝P=2.8×10kPa，P＝P=1.8×10kPa。1.单位制冷量q＝h-h＝405.79-282.37＝123.42KJ/㎏2.单位质量理论功ω＝h－h＝445.54－405.79＝39.75KJ/㎏3.吸气容积V＝πP（P-2t）（2N-1）H＝3.14×18.91×（18.91-2×4.02）×5×29＝0.9052×10m4.输气量4.1理论容积输气量q＝60nV＝60×1800×0.9052×10=9.776m/h4.2实际容积输气量q＝η·q＝0.95×9.776＝9.29m/h4.3实际质量输气量q＝q/＝9.29/0.0752＝123.50㎏/h5.制冷量Q＝q·q/3600=123.50×123.42/3600＝4.24kW6.等熵功率P＝q·ω/(3600)＝9.776×39.75/(3600×0.0752)＝1.435kW7.压力比7.1名义压力比ε=P/P=6.247.2内压力比ε（θ）=[(2N-1)/(3-θ/π)]8.指示功率可根据等熵功率和指示效率η求得,并取η=0.76P＝P/η＝1.435/0.76＝1.889kW9.轴功率这里取机械效率η＝0.9,P＝P/η＝1.889/0.9＝2.099kW10.电动机功率这里取电动机效率ηo＝0.88,Pl=P/ηo=2.385kW11.性能系数COP＝Q/P＝4.24/2.099＝2.0212.能效比EER=Q/Pl=4.24/2.385=1.78经上述计算所定的参数值满足制冷量和COP要求。同时还可发现其COP值要比运用其它型式汽车空调压缩机的空调系统的要大一些，可见涡旋式压缩机的效率之高。3运动机构受力分析及校核作用于涡旋式压缩机涡旋体上的力有气体力、惯性力和摩擦力，这些力不但影响零部件的强度、刚度、摩擦和磨损，还影响压缩机的热力性能及动力特性，因而有分析的必要。示意简图如图8：图8涡旋体受力示意图3.1切向力及阻力矩作用于动涡旋体上的气体力的最终效果是作用于曲轴等运动机构上，形成垂直于曲轴轴线并沿旋转方向的切向力、垂直于曲轴轴线并沿旋转半径方向的径向力以及沿曲轴轴线方向的轴向力。涡旋压缩机的各同名压缩腔都是对称的，所以动、静涡旋盘上承受着相同的气体力。作用在静涡旋盘上的气体力最终传递到壳体上，引起压缩机的振动和噪声，作用在动涡旋盘上的气体力直接影响着压缩机的容积效率和机械效率。所以说涡旋压缩机一个关键的技术就是气体力的平衡。3.1.1切向力图9气体压力对压缩室内外壁的作用分布图如图9示出①、②、③室中的气体压力对压缩室内外壁的作用分布情况，在①②室间动涡旋体型线上受力而引起的在回旋半径方向1－1截面上的作用力如图所示，其大小应等于压力差（p－p）和1－1截面积A的乘积，F（θ）＝（p－p）A式中A＝R×H由几何关系可知R＝R+R+R＝r（3π/2+α-θ）+r(π-α)+r（3π/2+α-θ）＝r(4π-2θ)将上式关系式代入相关公式经化简后可得F（θ）=P(2-θ/π)H(p-p)这就是在转角θ位置时,①②室间压力差所产生垂直于回转半径方向的切向力.以此类推,得到和+1室间压力差所产生的垂直于回转半径方向的切向力(作用在-截面)为F（θ）=P(2-θ/π)H(p-p)因此,总的切向力为F（θ）=pPH(2-θ/π)(ε-ε)由于ε=V=(V/V),并取=1.1故为求ε,必先求取V由相关资料上的公式可知则ε＝P/P=6.24ε＝(V/V)＝｛[πP（P-2t）（2N-1）H]/[πP（P-2t）（3-θ/π）H]｝＝[5/（3-θ/π）]ε＝(V/V)＝｛[πP（P-2t）（2N-1）H]/[πP（P-2t）（5-θ/π）H]｝＝[5/（5-θ/π）]ε=1F（θ）＝pPH(2-θ/π)(ε-ε)＝2pPH[（ε－ε）+（ε－ε）]=2pPH[ε－ε]＝2×2.8×10kPa×18.91mm×29mm×[6.24-1＝1609.2N3.1.2切向力矩及自转力矩自转力矩M（θ）=F（θ）=1609.2N×5.25mm/2=4.22N·m总阻力矩M=M（θ）=F（θ）R=1609.2N×5.25mm=8.45N.m3.1.3径向力相邻压缩室之间引起的沿曲柄半径方向的力即是径向力，它仅作用在宽度为两倍基圆半径的中心带上，作用面积为2rH，平行于曲轴偏心方向作用于曲柄销，其合力为F（θ）＝2prH（ε-1）F（θ）＝2prH(ε－1)=2×2.8×10kPa×3.01×29×(6.24-1)=254.98N3.2轴向力及平衡轴向气体力平衡是涡旋压缩机关键技术之一。动涡盘在静涡盘和支架之间沿轴向浮动并且承受很大的轴向气体力作用，力的大小是随主轴转角和工况变化的。由于轴向气体力的存在，不仅引起压缩腔轴向间隙的扩大，而且产生很大的摩擦功耗。气体压力作用在涡旋体端板上产生的作用力就是轴向力F，且本设计中动涡旋体背压为吸气压力故其计算式为当0θ<θ时F（θ）＝pπP[（ε-1）+(2-1-θ/π)(ε-1)]S=r[(π-θ)-(π-θ)]-r{(π-4a)+2arccos(π/2-a)-(π-2a)sin[arccos(π/2-a)]}当θθ<2π时F（θ）＝pπP[（ε-1）+(2-1-θ/π)(ε-1)]S=r[(π-θ)-(π-θ)]-r{(π-4a)+2arccos(π/2-a)-(π-2a)sin[arccos(π/2-a)]}当0θ<θ时F＝pπP[（ε-1）+(3-θ/π)(ε-1)+(5-θ/π)(ε-1)]当θθ<2π时F＝pπP[（ε-1）+(5-θ/π)(ε-1)]查表2可知在θ=θ时F有最大值F=pπP[（ε-1）+(3-θ/π)(ε-1)+(5-θ/π)(ε-1)]=2764.947N轴向力的平衡轴向力有使动涡旋体脱离静涡旋体移动的趋势，造成泄露增加，影响压缩机效率；轴向力也是造成涡旋体摩擦加剧的原因。因此必须对轴向力进行平衡。平衡方法有：（1）采用推力轴承在动涡旋体的背面装设推力轴承来承受轴向力，但在动涡旋体顶端应该装有密封条以补偿端面的磨损。（2）采用背压可调推力机构在动涡旋体底版外周留有几十微米的间隙，使其处于机座于静涡旋体之间，于是动涡旋体的背面形成一个背压腔，通过动涡旋体的上开小孔导入中压气体，在中间压力的作用下动涡旋体被推向静涡旋体。因此，涡旋体顶部间隙可以控制在很小的范围，而不受公差和安装的影响，并能随运转压力的变化适当地由中间压力来调节对静涡旋体的压力，以便在较宽的压力范围内减少机械摩擦损失。它还可以确保压缩机启动和停车时的稳定性。当压缩室内由于液体制冷剂或油等不可压缩流体进入使得负荷突然增大时，动静涡旋体可立即在轴向分开，防止液击现象。在动涡旋体表面装弹簧弹簧可以自动补偿磨损，但因弹簧力不能随工况的变化而变化，而使的轴向力的平衡不能处于最佳状态。在动涡旋体表面施加油压该方法也不能根据工况的变化而适当的调整油压，致使轴向力的平衡不能处于最佳状态。以上方法（1）、（2）使用较多。3.3倾覆力矩由图8所示作用在动涡旋体上的切向力和径向力以及惯性力将会产生引起动涡旋盘倾覆的力矩，即为倾覆力矩。分析可知作用在动涡旋体上的切向力和径向力由作用于动涡旋盘上的传动轴承上的支反力平衡，且此支反力F等于旋转惯性力F与径向力F之差，即F＝F－F轴承的切向支反力F＝F于是F与F、F与F均构成使动涡旋体产生倾斜运动的倾覆力矩Mh=20h=H/2=14.5F=93.45N(3.4.2给出)F和θ无关绕t轴的力矩M＝Fh-Fh=(F－F)h-Fh＝Fh-(h+h)F=93.45N×20×10m-(20+14.5)×10m×254.98N=-6.92781N·m绕r轴的力矩M＝Fh+Fh+F·R/2＝F×(20+14.5)+F×5.25/2倾覆力矩为M＝由表2知M=M(θ=0)=62.182376N·m通过以上的计算可以发现涡旋式压缩机的主要受力是轴向力，所以平衡轴向力是涡旋式压缩机设计的关键。3.4旋转惯性力及力矩平衡涡旋式压缩机的动涡旋体绕曲轴旋转中心运动时，由于偏心的存在而产生旋转惯性力及惯性力矩，它们将导致压缩机的振动，故应予平衡，以确保压缩机平稳运转。3.4.1因为动涡旋体的质量中心并不在曲柄销中心上，为了能在曲轴上平衡动涡旋体的惯性力，必须首先用一部分平衡质量将动涡旋体的质心位置移到曲柄销中心，即基圆中心，使动涡旋体实现静平衡。3.4.1.1动涡旋体的质心位置有质心坐标的计算公式＝2r（－sinφ－9cosφ+9sin）＝2r（－cosφ+9sinφ+9sin）式中r=3.01,α=40°=4π/18,φ=φ=13π/2所以＝2×3.01[－sin(13π/2)－9cos(13π/2)+9sin）-6.02＝2×3.01×（－cos(13π/2)+9sin(13π/2)+9sin）0.83R===6.08mm3.4.1.2其计算式为＝rαHρ（+）查ZL108铸造铝合金的密度为ρ＝2.68g/cm则＝3.01×4π/18×29×2.68×[（13π/2）+(4π/18)/3]=205.9g3.4.1.3一次平衡质量必须保证使涡旋体的质心位置移至动涡旋的基圆中心，而动涡旋体质心与动涡旋的基圆中心的距离为R===6.08mm设一次平衡质量为m，与基圆圆心的距离为R＝50mm，则m＝R/R=205.9×6.08/50＝25.1g3.4.2旋转惯性力经一次平衡后，动涡旋体的质心位置已在基圆圆心上，则质心与旋转中心的距离为旋转半径R，而动涡旋体的总质量应为涡旋体质量、一次平衡质量m、动涡旋体底板质量m及动涡旋体轴承质量m之和，即m＝+m+m+m估算得m＝250g，m=20g则m＝205.9+25.1+250+20＝501ω＝nπ/30＝1800π/30＝60πrad/s所以惯性力F＝mRω＝501g×5.25mm×（60π）＝93.45N3.4.3二次平衡动涡旋体的总质量由几部分质量形成，其各部分质量的旋转惯性力并不作用在同一平面内，这样的结果是力矩不能平衡。为使整个运动机构得以平衡，可以采取设置两个平衡块的方法，即能使惯性力平衡又能使惯性力矩平衡，这就是二次平衡。并设两平衡块的质量分别为m、m。图10惯性力分析示意图两平衡块的质量应满足下列条件：惯性力平衡：F＝F+F+F（3-1）式中F＝mRω，F＝mRω，F＝mRω，F是偏心套产生的惯性力，m为偏心套的质量并取m＝30g。惯性力矩平衡：Fa+Fb＝Fc+Fd（3-2）式中a、b、c、d如图11所示为各惯性力作用点到主轴承中心点的距离。其中c、d为已知，c=40mm,d=25mm,并取未知的a、b分别为20mm、30mm；R＝30mm、R则由（3-1）式得mR＝mR+mR+mR30m＝25m+501×5.25+30×5.25即30m＝25m+2787.75（3－3）由（3-2）式得mR·a+mR·b＝mR·c+mR·d30×m×20+30×25m＝501×5.25×40+30×5.25×25即600m+750m＝109147.5（3联立式（3－3）、（3－4）可求得m＝23.877g、m＝82.8576g车用涡旋式压缩机要求小型轻量化，所以要在不影响压缩机的性能的前提下最大限度的减少压缩机的重量。可以寻找符合要求的更轻的替代材料，也可以优化压缩机的运动机构，从而减小旋转惯性力，这样就能减轻平衡质量。最终减轻了整体质量。4主轴及涡旋体的强度和刚度校核4.1主轴扭转强度校核主轴材料45#作为传动轴，必然受到扭转力的作用，这就有必要对轴的这一载荷进行轴的扭转强度校核。根据机械设计中的扭转强度校核公式：τ＝[τ]表145#性能表牌号抗拉强度（Mpa）屈服强度（Mpa）伸长率(％)收缩率(％)A扭转切应力[]（Mpa）45#6003551640126～10325～45τ：扭转切应力单位MpaT:轴所受的扭矩单位N·mmW:轴抗扭截面系数单位mmn:轴转速单位r/minP:轴传递的功率单位KWd:计算截面出的轴的直径单位mm得到如下求轴的直径最小值公式：A式中A可查上表得到并取A＝120则A＝120＝12.64mm因此设计中轴的最细段直径取13mm4.2主轴扭转刚度校核[]为轴每米长的允许扭转角。对于一般传动轴，可取[]=0.5～1（°）/m；对于精密传动轴，可取[]=0.25～0.51（°）/m；对于精度不大的轴可取[]≥1（°）/m。由材料力学公式知＝5.73×10式中G＝8.1×10MPa，＝πd/32=(3.14×13)/32=2802.548mm,T=9550000=9550000×=11136.36N·mm则＝5.73×10=5.73×10×=0.2811（°）/m[]故也能满足扭转刚度要求。4.3主轴弯曲强度校核由于曲轴在曲柄端所受的轴向力F的作用线并不通过主轴中心，因此就产生一个使主轴发生弯曲的的力矩M，而轴必须能够承受这一力矩，所以对用轴的直径进行校核。M＝F·＝2764.947N×＝7257.986N·mm轴的抗弯截面系数W＝＝＝215.58mm于是σ＝＝＝33.667N/mm<[σ]故所用轴的直径能满足抗弯强度要求。4.4主轴的驱动扭矩校核分析可知整个运动机构的阻力矩有总切向力矩和摩擦力矩，而摩擦因数值较小可以忽略，故总阻力矩就等于切向力矩，即M＝M（θ）＝F（θ）·R＝1609.2N×5.25mm=8.4483N·m<T=11.136N·m因此轴的驱动扭矩能够带动整个运动机构正常运转。4.5涡旋体厚度的校核涡旋体材料ZL108由于含Si量较高，又加入了Mg、Cu、Mn，使合金的铸造性能优良，并且热膨胀系数小，耐磨性好，强度高，并具有较好的耐热性能。但抗蚀性稍低。适合制作内燃发动机的活塞及其它要求耐磨的零件以及要求尺寸、体积稳定的零件。由于中心压缩室所受压力最大，所以此处涡旋体应力最大，因此只对此处的涡旋体厚度进行校核。首先对模型简化成简支梁，并把涡旋体拉直看成一个长方体，则其宽度b就为涡旋体的长度，而估算得到此处涡旋体的长度为60.54mm，即b＝66.06mm；其高度为涡旋体的厚度，即h＝t＝4.则根据材料力学的公式求得I＝bh/12＝60.54×4.20/12＝373.774mm所受的力F＝其中＝2pPH（ε－ε）＝2×2.8×10kPa×18.91mm×29mm×{6.24－[5/（3-θ/π）]}[5/（3-θ/π）]=[5/（3-θ/π）](θ=0)=1.754016=5.6×54.839×(6.24-1.754016)=1377.639N＝2prH(ε－1)＝2×2.8×10kPa×3.01mm×29mm＝256.1438NF＝＝(1377.639+256.1438)＝1401.249N涡旋体所受的最大正应力σ＝＝＝(1401.249××)/373.774＝114.1546N/mm<[σ]故涡旋体的厚度能够满足要求。表2角度(°)Fa（N）ft（N）fr（N）Mot(N.m)Mor(N.m)M(N.m)02391.621609.