涡旋压缩机的变截面涡旋齿及型线设计

方金湘 ,李 徽

(1.岳阳职业技术学院 机电工程学院,湖南 岳阳 414000;2.湖南理工学院 机械工程学院,湖南 岳阳 414006)

0 引言

由于涡旋压缩机的工作特性,气体压力由外到内逐步增加,外部涡齿受力小,涡齿壁厚减薄可满足强度要求,故通常采用由内到外渐变壁厚涡旋型线,如阿基米德螺线、代数螺线、变基圆半径渐开线等.采用变壁厚涡旋型线,相同排气量可减小压缩机尺寸,相同尺寸可增加压缩机排气量.现有涡旋式压缩机大多是多个腔室同时工作,动、静涡齿径向多点同时啮合,属于过定位现象.因为加工、装配存在误差,实际运行过程中涡齿轮廓凸起部位相互接触,形成涡齿凸起部位撞击现象,引起噪音振动,特别是在高转速情况下噪音振动明显增大[1].本文通过变截面涡旋齿及其型线设计,实现涡旋齿只在中心部位两点接触,减少冲击振动,使压缩机运行平稳,解决现有涡旋齿型线多点啮合、运行噪音振动大的问题.啮合间隙的逐渐变小,可解决内泄露问题,提升涡旋式压缩机工作能效,对于促进涡旋压缩机的发展具有重要意义.

1 涡旋压缩机变截面涡旋齿

涡旋压缩机结构如图1 所示,主要由控制器、电机、主轴、缸体、固定盘、动涡旋盘、静涡旋盘、油气分离器和汽缸盖组成.

图1 涡旋压缩机结构

涡旋压缩机参数见表1.压缩机采用轻量化设计,重量只有5.8 kg;控制器轴装,有利于大功率散热;永磁同步电机外径112 mm,叠高27 mm,选用高效8 极12 槽;内置油气分离器,有效降低系统油循环率.

表1 压缩机参数

动、静涡旋齿装配结构如图2 所示.涡旋压缩机的变截面涡旋齿包括: 动涡旋齿(11)和静涡旋齿(12),其中动涡旋齿(11)的型线由动涡外壁三角函数渐开线(111)和动涡内壁三角函数渐开线(112)组成;静涡旋齿(12)的型线由静涡外壁三角函数渐开线(121)和静涡内壁三角函数渐开线(122)组成.

图2 动、静涡旋齿装配结构

在公转平动工作过程中,动涡旋齿(11)与静涡旋齿(12)能实现正确啮合,即动涡外壁三角函数渐开线(111)与静涡内壁三角函数渐开线(122)啮合,以及动涡内壁三角函数渐开线(112)与静涡外壁三角函数渐开线(121)啮合[2].

2 涡旋齿型线设计

2.1 确定动涡外、内壁三角函数渐开线

以基圆圆心为原点建立二维坐标系[2～4].

动涡外壁三角函数渐开线(111)方程:

动涡内壁三角函数渐开线(112)方程:

其中Rb为基圆半径,Ror为动涡盘平动回转半径,θ为涡旋齿型线展开角,k为变壁厚系数.

2.2 确定静涡外、内壁三角函数渐开线

动静涡型线相同,相位相差180°.

静涡外壁三角函数渐开线(121)方程:

静涡内壁三角函数渐开线122 方程:

2.3 计算涡旋齿壁厚

涡旋齿壁厚方程为[5～8]

涡旋齿结构参数:Rb=2.79 mm,Ror=4.8 mm,k=0.000145,展开角0～3.5 π,吸气容积为33 CC,涡齿壁厚3.85～2.13 mm,涡齿高20 mm,动盘外径78 mm.

对比同排量等壁厚涡盘,涡齿重量降低2%,涡齿端板外径减小5%(见表2).

表2 涡齿尺寸对比

涡旋齿型线的啮合理论要求两条生成壁面的型线互为共轭曲线.生成动涡内壁三角函数渐开线(112)的型线的共轭曲线方程为

涡齿理论共轭型线与实际型线差异如图3 所示.由于生成静涡外壁三角函数渐开线的理论共轭曲线与实际型线存在差异,使动、静涡旋齿实际啮合时有间隙,啮合间隙大小为 ((X1-X)2+(Y1-Y)2)1/2,故随展开角θ的增加,啮合间隙逐渐增大.展开角为0 时,啮合间隙为0 mm,展开角为3.5 π 时,啮合间隙为0.012 mm.

图3 涡齿理论共轭型线与实际型线差异

3 压缩机测试数据分析

3.1 压缩机性能指标测试数据

通过对比试验,得到压缩机性能指标测试数据见表3.

表3 压缩机性能指标测试数据

随转速变化,压缩机排气温度对比性能曲线如图4 所示,功耗对比性能曲线如图5 所示,制冷量对比性能曲线如图6 所示,能效比对比性能曲线如图7 所示.

图4 压缩机排气温度对比性能曲线

图5 压缩机功耗对比性能曲线

图6 压缩机制冷量对比性能曲线

图7 压缩机能效比(COP)对比性能曲线

由图5 可知,压缩机随转速增大,功耗增加,但变壁厚涡盘的功耗要比等壁厚涡盘的功耗低.由图6可知,压缩机随转速增大,变壁厚涡盘制冷量和等壁厚涡盘制冷量均增大.由图7 可知,压缩机随转速增大,在转速达到4000 rpm 之后,变壁厚涡盘和等壁厚涡盘能效比都随转速的提高而不断下降;其中在同一转速下,变壁厚涡盘的能效比要比等壁厚涡盘的能效比高.综上可知,随着压缩机转速增大,制冷量、功耗增大,但能效比在转速达到4000 rpm之后,随着涡旋压缩机转速的提高而不断下降.压缩机在转速高时能够得到较多制冷量,有利于减少车内降温时间,同时功耗也增加,但对能效提高没有太多帮助,所以涡旋压缩机要将常用转速范围设计为高能效点.

3.2 压缩机振动噪音测试数据

通过对比试验,得到压缩机振动噪音测试数据见表4.

表4 压缩机振动噪音测试数据

随转速变化,压缩机噪音对比曲线如图8 所示,振动对比曲线如图9 所示.

图8 噪音对比曲线

图9 振动对比曲线

由图8 可知,变壁厚涡盘在各转速下噪音比等壁厚涡盘小;由图9 可知,变壁厚涡盘在各转速下振动加速度比等壁厚涡盘明显减小,说明涡盘两点啮合能使压缩机运行平稳.

4 结束语

变截面涡旋齿及其型线设计是在一个公转平动工作循环中,使动涡外壁三角函数渐开线与静涡内壁三角函数渐开线、动涡内壁三角函数渐开线与静涡外壁三角函数渐开线均为两点啮合.两点接触使压缩机运行平稳,解决了现有涡旋齿型线多点啮合,运行噪音振动大的问题.

在相同工作空间内,对比同排量等壁厚涡盘,涡齿重量降低2%,涡齿端板外径减小5%.

变壁厚设计减小了压缩机重量和体积,降低了制造成本;压缩机工作时内泄露减小,提升了能效,节能环保;压缩机运行噪音振动小,降低了隔振降噪的成本.