毕业设计（论文）-105.4ccr汽车空调涡旋式压缩机的设计

合肥工业大学2007届毕业生论文第8页目录中文摘要………………………1英文摘要………………………21绪论………………………31.1引言……………………31.2任务的提出……………32汽车空调系统工况选择与热力计算………42.1冷凝温度t＝63℃，蒸发温度t=0℃………………42.2冷凝温度t＝62℃，蒸发温度t=0℃…………………52.3冷凝温度t＝60℃，蒸发温度t=0℃…………………62.4冷凝温度t＝58℃，蒸发温度t=0℃…………………73涡旋式压缩机的基本型线设计………83.1渐开线形式的选择…………83.2渐开线的方程……………83.3涡旋型线基本参数的确定………………113.3.1涡旋盘型线的基本参数………………113.3.2涡旋圈最终展角的计算………………113.3.3排气角*……………113.3.4压缩机吸气容积、排气容积及内容积比的计算校核…124涡旋式压缩机型线的始端修正…………155静涡旋盘的排气孔设计………………196涡旋式压缩机的热力计算………………227动、静涡旋盘的力学分析………………237.1切向气体作用力………257.2径向气体作用力………267.3轴向气体作用力………277.4倾覆力矩………277.5自转力矩 ………288旋转惯性力及力矩平衡…………………308.1惯性力的一次平衡……………………308.2二次平衡……………………30总论……………32谢辞……………33参考文献………………………34105.4cc/r汽车空调涡旋式压缩机的设计摘要：本文围绕排量为105.4cc/r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Abstract：Thispaperrecountedthedesignofthe105.4cc/rscrollcompressorforautomotiveair-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，BalanceInertialforce，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任务的提出设计排量为105.4cc/r的汽车空调用的涡旋式压缩机，制冷剂工质采用R134a。要求所设计压缩机满足排量要求，符合汽车空调压缩机轻量小型化的特点。机器运转稳定，涡旋式压缩机的优越性能得以体现。2汽车空调系统工况选择与热力计算据有关标准规定的设计计算工况，汽车空调的蒸发温度为0℃，过冷度为5℃；冷凝温度为58－63℃，过热度为8℃图2-1制冷工质为R134a的压焓图2.1冷凝温度t＝63℃，蒸发温度t=0℃表2.1循环各点的状态参数表点 参数P（kpa）t（℃）h（kj/kg）（m3/kg）0292.820397.2161292.828404.950.07221803.9444.0531803.958284.00(1)单位质量的制冷量：q=h－h＝397.216－284.00=113.216kJ/kg(2)单位容积的制冷量：q=q/=113.216/0.072=1572.444kJ/m(3)压比：P/P=P/P=1803.9/292.82=6.16(4)理论比功：w=h－h＝444.05－404.95=39.1kJ/kg(5)输气量：设输气系数=0.8，实际输气量V=G，而理论输气量V=V/=G/设压缩机的转速n=2000r/min，则有：Vn=GV10/60由此得出理论输气量的经验公式：V=1.6710G（/(n)）cc/r当制冷量Q=4.5kw时,所需的工质流量为：G=Q/q=4.5/113.216=0.03975kg/s=143.0893∴V=1.6710143.0893(0.072/(20000.8))=107.532cc/r同理可得：当制冷量Q=4kw时,所需的工质流量为：G=127.1905kg/h，V=95.393当制冷量Q=3.5kw时,所需的工质流量为：G=111.292kg/h，V=83.4692.2冷凝温度t＝62℃，蒸发温度t=0℃表2.2循环各点的状态参数表点 参数P（kpa）t（℃）h（kj/kg）（m3/kg）0292.820397.2161292.828404.950.07221762.3443.7031762.357283.40(1)单位质量的制冷量：q=h－h＝397.216－283.40=113.816kJ/kg(2)单位容积的制冷量：q=q/=113.816/0.072=1580.778kJ/m(3)压比：P/P=P/P=1762.3/292.82=6.018(4)理论比功：w=h－h＝443.70－404.95=38.75kJ/kg(5)输气量：设输气系数=0.8，实际输气量V=G，而理论输气量V=V/=G/设压缩机的转速n=2000r/min，则有：Vn=GV10/60由此得出理论输气量的经验公式：V=1.6710G（/(n)）cc/r当制冷量Q=4.5kw时,所需的工质流量为：G=Q/q=4.5/113.816=0.039537kg/s=142.375∴V=1.6710142.335(0.072/(20000.8))=106.965cc/r同理可得：当制冷量Q=4kw时,所需的工质流量为：G=126.52kg/h，V=94.89当制冷量Q=3.5kw时,所需的工质流量为：G=110.705kg/h，V=83.0292.3冷凝温度t＝60℃，蒸发温度t=0℃表2.3循环各点的状态参数表点 参数P（kpa）t（℃）h（kj/kg）（m3/kg）0292.820397.2161292.828404.950.07221681.3442.8531681.355279.20(1)单位质量的制冷量：q=h－h＝397.216－279.20=118.016kJ/kg(2)单位容积的制冷量：q=q/=118.016/0.072=1639.11kJ/m(3)压比：P/P=P/P=1681.3/292.82=5.742(4)理论比功：w=h－h＝442.85－404.95=37.9kJ/kg(5)输气量：设输气系数=0.8，实际输气量V=G，而理论输气量V=V/=G/设压缩机的转速n=2000r/min，则有：Vn=GV10/60由此得出理论输气量的经验公式：V=1.6710G（/(n)）cc/r当制冷量Q=4.5kw时,所需的工质流量为：G=Q/q=4.5/118.016=0.03813kg/s=137.2695∴V=1.6710137.2695(0.072/(20000.8))=103.158cc/r同理可得：当制冷量Q=4kw时,所需的工质流量为：G=122.017kg/h，V=91.513当制冷量Q=3.5kw时,所需的工质流量为：G=106.765kg/h，V=80.2342.4冷凝温度t＝58℃，蒸发温度t=0℃表2.4循环各点的状态参数表点 参数P（kpa）t（℃）h（kj/kg）（m3/kg）0292.820397.2161292.828404.950.07221603.2441.7531603.253275.90(1)单位质量的制冷量：q=h－h＝397.216－275.90=121.316kJ/kg(2)单位容积的制冷量：q=q/=121.316/0.072=1684.95kJ/m(3)压比：P/P=P/P=1603.2/292.82=5.475(4)理论比功：w=h－h＝441.75－404.95=36.8kJ/kg(5)输气量：设输气系数=0.8，实际输气量V=G，而理论输气量V=V/=G/设压缩机的转速n=2000r/min，则有：Vn=GV10/60由此得出理论输气量的经验公式：V=1.6710G（/(n)）cc/r当制冷量Q=4.5kw时,所需的工质流量为：G=Q/q=4.5/121.316=0.03709kg/s=133.535∴V=1.6710133.535(0.072/(20000.8))=100.352cc/r同理可得：当制冷量Q=4kw时,所需的工质流量为：G=118.698kg/h，V=89.262当制冷量Q=3.5kw时,所需的工质流量为：G=103.861kg/h，V=78.05综上所述，蒸发温度t=0℃，转速n＝2000r/min,输气系数=0.8时表2.5循环各点的状态参数表t(℃)Q(kw)3.544.56383.46995.393107.5326283.02994.890106.9656080.23491.513103.1585878.0589.202100.352由此表可以看出，当冷凝温度为62℃,制冷量为4.5kw时,压缩机的排气量为106.965cc/r.考虑到汽车空调系统实际运用中的各种损失,106.965cc/r的计算结果能够符合排气量为105.4故确定本课题汽车空调系统的工况为:冷凝温度为62℃,过冷度为5℃；蒸发温度为0℃3涡旋式压缩机的基本型线设计3.1渐开线形式的选择现拟选用基圆渐开线作为渐开线形式，因为它具有较大的吸入面积，较大的压比和良好的工艺性，且被广泛应用，还由于现行的涡旋压缩机的文献资料都是以基圆渐开线为基础的，同时考虑到设计完成后，数控加工编制程序的简便性，本课题拟采用圆的渐开线作为涡旋式压缩机的型线。3.2渐开线的方程图3-1圆的渐开线及其围成的面积如图3－3所示，若以渐开角作为参变数，则圆的渐开线可表示为以下方程：X=r(cos+sin)Y=r(sin－cos)式中r为渐开线基圆半径；由于涡旋式压缩机的涡旋体应有一定的壁厚，若以表示基圆上的渐开线的初始角，如图3-2所示，则涡旋体的外侧和内侧渐开线方程分别表示为：外侧：X=r(cos(－)+sin(－))Y=r(sin(－)－cos(－))内侧：X=r(cos(＋)+sin(＋))Y=r(sin(＋)－cos(＋))涡旋压缩机的主要涡旋参数如下：基圆半径r渐开线的起始角涡旋体的节距P（=2r）涡旋体的高度H涡旋体的壁厚t（=2r）压缩腔对数N涡旋圈数m（=N+1/4）图3-2涡旋式压缩机型线初始段示意图图3-3涡旋式压缩机涡旋型线参数3.3涡旋型线基本参数的确定按照上面分析的方法，经过实际的计算和比较选择，最终确定了排量为105.4cc/r的汽车空调涡旋式压缩机采用圆的渐开线为涡旋型线,其参数如下：3.3.1涡旋盘型线的基本参数渐开线基圆半径r=3.21涡旋盘壁厚t=4.60其他涡旋盘外型结构尺寸计算结果如下：涡旋体的节距P=2r=23.143.21=20.169mm对结果进行圆整,取P=20.17渐开线的起始角=t/2r=4.60/(23.21)=0.7165=41.053°回转半径R=P/2-t=r(-2)=5.4845mm对结果进行圆整,取R=5.48涡旋圈壁高H=1.50P=1.5020.17=30.254为了增加吸气容积,宜适当加大H，取H=353.3.2涡旋圈最终展角的计算压缩机行程容积V可用下式表示：V=PRH(2－3)将设计要求排量105.4cc/r和上面的计算结果带入此公式，得：105.4=20.175.483510(2－3)∴=18.3355.836将其圆整，取=5.9注：=5.9为静涡旋体的最终展角。为了减少机体外壳直径，在不影响排量要求的情况下，将据情减少动涡旋体的最终展角。此时机体外壳的直径为：D=2(r+t/2)+R－2t+2t122mm圈数m=62℃/360°3.16(符合m的取值范围2—4圈).3.3.3排气角*这计算的排气角仅仅作为理论计算的基础,在型线修正以后还要重新计算,以确定型线修正后实际排气孔的位置和大小.*是压缩机的开始排气角,即当=*时,压缩机进入了排气阶段.*是由于刀具与涡旋渐开线干涉的结果,于是可由刀具外圆方程和涡线方程联立求解而确定.刀具外圆方程为:(x－r)＋y＝［r(－)而动涡旋体外侧渐开线方程为:X=r[cos(-)+sin(-)]Y=r[sin(-)-cos(-)]式中的为渐开线展角.联立刀具外圆方程和外侧渐开线方程,得:+2sin(-)+2cos(-)=(－)－2令+2sin(-)+2cos(-)－(－)－2=3.881021495采用试算法,解得：*1.0983∴排气角*=1.5－*+1.3785248.12°.3.3.4压缩机吸气容积、排气容积及内容积比的计算校核计算最终展角为5.9的涡旋盘的吸气容积、排气容积和容积比。⑴压缩机吸气容积的计算如图3-4所示，当动涡旋盘绕静涡旋盘做不自转的旋转最外侧的腔体封闭时，即图中斜线填充的面积，即为105.4cc/r汽车空调涡旋压缩机的吸气面积。图3-4105.4cc/r涡旋压缩机的吸气腔首先求编号为②的投影面积和压缩室容积.对②来说:S=S=d-d=d-d=d()-d(=1/6r[(5649.338668-1532.840483)-(4174.774228-947.5217272)]=1/6(0.321)(4116.498185-3227.252501)=15.27146075cm由于两吸气腔完全对称S=2S=215.27146075=30.5429215cm∴V=SH=30.54292153.5=106.9002253cc/r设计要求的排量105.4cc/r,并有一定的剩余,满足要求.对于③来说:V()=P(P-2t)(2i-1-/)H式中i2且表示第i个压缩室容积.那么V()=2r(2r-2t)(5-/)H=20.321(20.321-20.460)(5-2/)3.5=72.83609008cc/rV=2V=272.83609008=145.6721802cc/r.压缩机排气容积的计算如图3-5所示,当动涡盘的回转角=*时,即即将与排气孔连接的一对容积,图中用斜线表示,便是压缩机的排气容积.图3-5105.4cc/r涡旋压缩机的理论排气腔从图中我们可以看到,由于未对型线的起始端进行必要的修正,所以在型线的起始端已经出现了型线相互干涉的情况.在实际中,这是不存在的,所以由此产生的中心压缩室的容积在下面的计算中没有考虑.为了计算和表示方便,设=*-=0.37846243=68.12°S=S=d-d=d-d=d()-d()=1/6r[(1106.05522-67.00791201)-(643.5286983-13.03674478)]=1/6(0.321)408.5553544=7.016325379cm∵S=2S=14.03265076cm∴V=SH=14.032650763.5=49.11427765cc/rc、内容积比的计算涡旋式压缩机的内容积比是吸气容积与压缩终了时的容积之比.据公式(*)=V/V(*)=V/V=145.6721802/49.11427765=2.965984377实际中,因为有型线修正、排气孔、止回阀以及确实存在的余隙容积等的影响，需对排气容积V进行修正：在本设计中，排气阀的半径为15∴S=（R）=（1.5）=7.065∴V=SH=7.0653.5=24.7275又考虑到少许的余隙容积和其它损失,取V＇＝0.8cc/r∴V=V+V＇=24.7275+0.8=25.5275cc/r∴V-V=49.11427765-25.5275=15.5867776cc/r∴修正以后的内容积比为:(*)=V/V(*)=145.6721802/15.586776=9.34588又∵R134a的多方指数n,∴压缩机压缩比=(9.34588)当n=1.1时,压缩机压缩比=11.68644当n=1.2时,压缩机压缩比=14.61316当n=1.3时,压缩机压缩比=18.272854涡旋式压缩机型线的始端修正前面述及设计均是以基圆渐开线原始型线为基础的,为了适应正确的使用,必须对涡旋型线特别是型线的起始端进行精确的修正.现拟采用圆弧加直线修正.如图4-1所示:R＇为修正圆弧半径，r＇为连接圆弧半径．连接圆弧与外侧渐开线接点处渐开线的展开角，因此的确定非常重要．由于1/2(+-4-R/r)即1/2+1.927874226110.4590566°那么取=135°那么平移距离:d=-=-=4.562mm头部半径:r＇＝r－d＝3.213/4-4.562=2.912mm弯部半径:R＇＝r＇＋R=2.912+5.48=8.392mm图4-1涡旋型线的圆弧修正示意图图4-2修正后涡旋体型线的起始端修正以后得到涡旋体型线起始端如图4-2所示:为了保证涡旋压缩机的正常运转,防止头部咬死的情况,需对涡旋起始端的修正进行更加深入的讨论，寻求新的修正方法(涡旋型线的直线修正方法),该方法是在PMP基础上进行的.先拟定==1.100mm∴R=R-=8.392-1.100=7.292mmr=r-=2.912-1.100=1.812mmd=d+=4.562+1.100=5.662mm=0时,即为对称圆弧线修正型线；=0时,连接圆弧半径为0,出现尖点.2r=21.812=3.624＜t(4.60)∴该情况不合适.再拟取==0.500mm则R=R-=8.392-0.500=7.892mmr=r-=2.912-0.500=2.412mmd=d-=4.562+0.500=5.062mm同样,=0时,即为对称圆弧线修正型线；=0时,连接圆弧半径为0,出现尖点.2r=22.412=4.824＞t(4.60)∴该情况满足要求.保证了涡旋盘不会发生咬死现象,但还会出现磨损现象,余下来进行改进后的直线修正,PMP修正会产生涡旋盘的相互咬死；直线修正会产生摩擦，纠其原因，主要是因为修正后的两涡旋盘起始端之间没有间隙造成的。虽然在理论上达到了余隙容积为0，但却没有考虑到现实情况下加工和装配的误差。针对这一问题，本课题新的直线修正重点放在了小圆弧的改进上，大圆弧的修正方法不变。图4-3直线修正部分近似计算示意图()=d+r=(4.562)+(2.31)=26.147944=5.114mm==0.500/5.11355.61°取=2°那么==0.180mm∴105.4cc/r汽车空调用涡旋压缩机的涡旋型线起始端修正的具体数据整理如下:修正角:=135°修正转角:=5.61°修正小转角:=2°修正大圆弧:R=7.891mm修正小圆弧:r=2.232mm修正直线间隙:d=0.180mm5静涡旋盘的排气孔设计排气孔设计应遵循如下原则:排气过程中,排气孔不能与下一周期的压缩工作腔连通；排气过程中，排气孔始终与中心工作腔连通，否则压力会急剧上升；排气孔面积应尽可能大，减小排气阻力和损失；尽量使两工作腔的吸气、压缩、排气过程对称，避免附加的不平衡力和振动。图5-1两工作腔的不对称压缩和排气排气孔的设计，需要仔细研究排气孔与PMP几何参数的关系，如图5-1所示，修正连接直线方程：=-arctg()=135°-arctg()=70.978°=-arcsin()=70.978°-arcsin()=-1.7605°X=-cos=-cos70.978°=-2.449mmY=-sin=-sin70.978°=-4.996mmy-Y-cos=(x-X+Rsin)tg即:y+3.9964=(x+2.2975)(-0.02766)为此,根据PMP的几何特性以及动、静涡旋盘的脱啮位置来确定排气孔的形状和位置。图5-2为动、静涡旋盘脱啮位置时排气孔的理论位置，它与动涡旋盘型线外侧渐开线和修正连接直线相切。图5-2动静涡盘脱啮位置由动涡旋盘外侧渐开线方程：X=-r[cos(+)+sin(+)]Y=Pt/2-t-r-r[sin(+)-cos(+)]由几何关系:==tg联立上述方程求解得:=+-=140.7075°=2.4546X=-r[cos(+)+sin(+)]=-3.21[(-0.9592)+2.45460.2826]=0.852Y=Pt/2-t-r-r[sin(+)-cos(+)]=20.174.60/2-4.60-2.912-3.21[0.2826-2.4546(-0.9592)]=38.879-8.497=30.382mmX=====0.064Y=Y+Xctg-Xctg=30.382+0.85235(-36.1521)-0.06356(-36.1521)=-0.56776-0.06356(-36.1521)=1.730则排气孔圆半径与中心为:X=(X+X)/2=(0.06356+0.85235)/20.458mmY=(Y+Y)/2=(1.7301+30.382)/216.056mmr====14.989mm15.000∴取r=15mm.6涡旋式压缩机的热力计算由前面可知，该课题选取汽车空调的蒸发温度t=0℃，过冷度为5℃冷凝温度t=62℃，过热度为8℃查R134a的P-h图可得:P=292.82kpaP=1762.3kpah=397.216kj/kgh=404.95kj/kgh=443.70kj/kgh=283.40kj/kg=0.072m/kg单位质量的制冷量:q=h-h=397.216-283.40=113.816kj/kg单位容积的制冷量:q=q/=113.816/0.072=1580.778kj/m压缩机单位质量的耗功量:w=h-h=443.70-404.95=38.75kj/kg制冷系数:=q/w=113.816/38.75=2.937吸气容积:V=P(P-2t)H(2N-1-)=3.1420.17(20.17-24.60)(23-1-)=1.13810m其中=[m-int(m)]360°=(3.16-3)360°=57.6°理论容积的输气量:q=60nV=6020001.13810=13.656m/h实际容积的输气量:q=q=0.9513.656=12.9732m/h实际质量的输气量:q=q/=12.9732/0.072=180.183kg/h制冷量:Q===5.697kw等熵功率:P===2.0416kw指示功率:可根据等熵功率和指示效率求得,并取=0.76P===2.686kw轴功率:这里取机械效率=0.9P=P/=2.686/0.9=2.985kw性能系数:COP=Q/P=5.697/2.985=1.908经上述计算所定的参数值满足制冷量和COP的要求,同时还发现其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,可见涡旋式压缩机效率之高.7动、静涡旋盘的力学分析作用在动、静涡旋盘上的力分为气体作用力和非气体作用力两大类。因为涡旋压缩机的各同名压缩腔都是对称型的两个，所以动、静涡旋盘上承受着相同的气体作用力。作用在静涡盘上的气体力最终要传递到壳体上来，引起涡旋压缩机的震动和噪声。作用在动涡盘上的气体力则直接影响着涡旋压缩机的容积效率和机械效率。作用在动涡旋体上的气体力和力矩如图7-1所示，主要有轴向气体力F、径向气体力F、切向气体力F、倾覆力矩M和自转力矩M等。图7-1动涡盘坐标示意图图7-2作用在动涡盘上的气体力和力矩7.1切向气体作用力当有N个压缩腔时,动涡盘上受到的切向气体力为:F==PPH式中P—吸气压力(pa)P—涡旋体节距(mm)—压力比当进行绝热压缩时（假定为多变压缩过程）==（）=（）式中为等熵指数,这里取1.1.不设气阀时,在设计工况下====6.019=（）=()=（）=()由于P表示吸气过程的气体压力,故=1,∴=1∴压缩腔对数N=3的动涡盘受到的切向气体力为:F==PPH=292.8220.1735[(2-)()+(4-)()+(6-)()]=206.716[5.019(2-)+2()-4]利用Excel求解F,拟每5°求一个F,从0°—360°取值；F=2306.854N,当=0°时.F=1692.458N,当=245°(=248°)时.7.2径向气体作用力当有N=3个压缩腔时,作用在动涡盘上的径向气体力为:F===2rHP(=2rHP(=23.21=330.233N图7-3圆渐开线涡旋压缩机动涡盘上承受的切向气体作用力1-静涡盘2-动涡盘3-第二压缩腔中承受切向气体力的动涡盘涡旋体7.3轴向气体作用力轴向气体作用力是涡旋压缩机涡旋盘上承受的最重要的气体力,也是涡旋压缩机的主要缺点之一,在涡旋压缩机的压缩腔内,沿偏心轴轴线方向施加在动涡盘上的轴向气体力,使动涡盘沿轴向脱离静涡盘,增大了轴向间隙,导致径向气体泄漏量增加,所以轴向气体作用力的分析是十分有必要的.在图7-3中,最内一对月牙形面积表示中心压缩腔内轴内气体力的作用面积,即轴向气体力作用在涡旋体壁厚中心线围成的面积上.记为面积A.A=[((0≤＜)A=[((≤＜2)对于中心腔室以外各压缩腔中动涡盘上承受的轴向气体力作用面积,例如从中心起第二个压缩腔承受轴向气体力的面积(考虑壁厚中心面,取)由SS得A=2(S=4P同理,第i个压缩腔中承受的轴向气体力(不考虑动涡盘背面施加的气体作用力)为:F=PP[(0≤＜)F=PP[(≤＜2)S=r((R≥2r)S=r[((R＜2r)7.4倾覆力矩如图7-6所示,由于切向气体力F与径向气体力F的合力F的作用点,与驱动动涡盘运动的曲柄销的作用点不在同一个垂直于轴线的平面内,因此引起动涡盘倾覆,其力矩为:倾覆力矩:M=FHF=H=F==2330.5NM=FH=2330.540.5=94.385Nm取H=23.0mm图7-3动涡盘倾斜现象的起因7.5自转力矩当以动涡盘的基圆中心(平面投影图中即为曲柄销的中心)作为驱动中心时,由于垂直作用在曲轴切线方向上的切向气体力是作用在动涡盘基圆中心和静涡盘基圆中心的连线上的中点上,所以产生了使动涡盘绕主轴偏心线(曲柄销中心线)转动的力矩,该力矩成为自转力矩,其方向和动涡盘转动方向一致.用M表示:M=F==[(2-)()+2()-4]=1.6052307103.7NM自转力矩破坏了涡旋压缩机的正常工作,在结构设计时必须严格限制动涡盘的自转,常用的防自转机构有十字环(又称十字联轴器)、圆柱销等.8旋转惯性力及力矩平衡8.1惯性力的一次平衡8.1.1质心坐标的计算质心坐标的计算公式:X=2r(-sinY=2r(-cos式中为渐开线终端展角.∴X=2=4.625.89mmY=22.75mm∴R==6.50mm8.1.2动涡旋体的质量m=r=(3.21)237.37查ZL108铸造铝合金的密度=2.68g/cm8.1.3一次平衡质量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==6.50mm设一次平衡质量为m,与基圆圆心的距离为R＝50mm,则:m==30.86g8.1.4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为m(包括了动涡旋体的质量m、一次平衡质量m、动涡旋体底板质量m以及动涡旋体轴承质量m之和).即m=m+m+m+m估算m=250gm=25g则m=237.37+30.86+250+25=543.23g又∵=n=200066.67rad/s∴惯性力F=mR=543.235.48(66.67)130.462N8.2二次平衡如图8-1所示，设大、小平衡块的质量分别为m、m图8-1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(8-2-1)其中F=mR(8-2-2)F＝mR(8-2-3)F=mR(8-2-4)F是偏心套产生的惯性力,m为偏心套的质量,取m=30g惯性力矩平衡:F+