制冷压缩机3第三章-滚动转子式制冷压缩机课件.pptx

1、第 3 版制冷压缩制冷压缩机机机 械 工 业 出 版 社制冷压缩机03第三章滚动转子式制冷压缩机目录工作原理、结构特点及发展状况主要热力性能动力学分析及主要结构参数振动与噪声01020304目录摆动转子式压缩机05第三章 滚动转子式制冷压缩机工作原理、结构特点及发展状况第一节第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.1工作原理 图3-1滚动转子式制冷压缩机主要结构示意图1排气管2圆筒形气缸3滚动转子4曲轴5润滑油6吸气管 7滑片 8弹簧9排气阀第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.1工作原理图3-2滚动转子式压缩机工作原理第一节 工作原理、结构特点及发展状况 1.几个特征角度及其对工作

2、过程的影响(1)吸气孔口后边缘角(顺时针方向)可构成吸气封闭容积,=时吸气开始,的大小影响吸气开始前吸气腔中的气体膨胀,造成过度低压或真空。(2)吸气孔口前边缘角它的存在会造成在压缩过程开始前吸入的气体向吸气口回流,导致输气量下降。为了减少造成的不利影响,通常=3035,=2+时压缩过程开始。(3)排气孔口后边缘角它影响余隙容积的大小,=4-时排气过程结束,通常=3035。(4)排气孔口前边缘角?构成排气封闭容积,造成气体的再度压缩,=4-?时是再度压缩过程。(5)排气开始角=4+时开始排气,此时基元容积内气体压力略高于排气管中的压力,以克服排气阀阻力顶开排气阀片。图3-3滚动转子式压缩机的几

3、个特征角第一节 工作原理、结构特点及发展状况2.工作过程 图3-4工作容积与气体压力随转角的变化第一节 工作原理、结构特点及发展状况 参看图3-3的工作过程示意图及图3-4所示的压力和容积随转子转角变化曲线。滚动转子式压缩机的工作过程如下:1)转角从0转至,基元容积由零扩大且不与任何孔口相通,产生封闭容积,容积内气体膨胀,其压力低于吸气压力ps0,当=时与吸气孔口连通,容积内压力恢复为ps0,压力变化线为1-2-3。2)转角从转至2是吸气过程,=时吸气开始,=2时吸气结束,此时基元容积最大为Vmax,容积随转角的变化线为a-b。若不考虑吸气压力损失,则吸气压力线为水平线3-4。3)当转子开始第

4、二转时,原来充满吸入蒸气的吸气腔成为压缩腔,但在这个角度内,压缩腔与吸气口相通,因而在转角由2转至2+时产生吸气回流,吸气状态的气体倒流回吸气孔口,损失的容积为V,如曲线b-b所示,吸气压力线4-5为水平线。4)转角由2+转至2+是压缩过程,此时基元容积逐渐减小,压力随之逐渐上升,直至达到排气压力pdk,如图3-4中的容积变化曲线b-c及压力变化曲线5-6所示。第一节 工作原理、结构特点及发展状况5)转角由2+转至4-是排气过程,排气结束时气缸内还残留有高温高压气体,其容积为Vc,这是余隙容积,其压力为pdk(不计排气压力损失),容积变化线为c-d,压力变化线为6-7。6)转角由4-转至4-?

5、是余隙容积中的气体膨胀过程。余隙容积与其后的低压基元容积经排气口连通,余隙容积中高压气体膨胀至吸气压力ps0(压力变化线为7-8),使其后的低压基元容积吸入的气体减少,而高压气体的膨胀功又无法回收。7)转角由4-?转至4是排气封闭容积的再度压缩过程,图3-4所示压力变化线为8-1,工作腔内的压力急剧上升且超过排气压力pdk,为消除排气封闭容积的不利影响,往往将转角内气缸内圆切削出0.51mm的凹陷,使封闭容积与排气口相通。第一节 工作原理、结构特点及发展状况 3.1.2主要结构形式及其特点 图3-5立式全封闭滚动转子式压缩机结构剖视图1气缸2滚动转子3消声器4上轴承座5曲轴6转子 7定子8机壳

6、9顶盖10排气管11接线柱12储液器 13平衡块14滑片15吸气管16支承垫17底盖18支承架19下轴承座20滑片弹簧第一节 工作原理、结构特点及发展状况 3.1.2主要结构形式及其特点 图3-6卧式全封闭滚动转子式压缩机结构剖视图1曲轴2主轴承座3气缸4辅轴承座5排气罩6供油管7滚动转子8滑片9排油流体二极管10弹簧11吸油流体二极管12定子13转子14机壳15润滑油第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况1.交流变频滚动转子式压缩机 图3-7交流变频全封闭滚动转子式制冷压缩机结构图1排气管2回油管3、6平衡孔 4变频电动机5曲轴7气缸 8、10消声孔9滑片11排气阀12消声器

7、13底座14平衡块15下盖16磁铁17机壳18滚动转子19焊接点第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 2.直流调速滚动转子式压缩机图3-8环形槽轴承的设计第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 2.直流调速滚动转子式压缩机图3-9直流调速电动机与定速电动机定子和转子的区别第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 3.双缸滚动转子式压缩机图3-10单缸与双缸滚动转子式压缩机转矩变化曲线第一节 工作原理、结构特点及发展状况 图3-11双缸全封闭滚动转子式制冷压缩机结构图 1排气管2机壳3定子4转子5上轴承座 6排气消声器7吸气管8储液缓冲器 9滚动转

8、子 10下轴承座11吸油管12支承架13气缸1 14中间隔板15气缸216曲轴第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 双缸滚动转子式制冷压缩机的两个气缸相差180,且对称布置,可以使负荷转矩的变化趋于平缓,图3-10所示的单缸滚动转子式压缩机与双缸滚动转子式压缩机转矩变化曲线的比较中清楚地表明了这一点,因而双缸滚动转子式压缩机广泛用于较大功率场合。图3-11所示为双缸全封闭滚动转子式制冷压缩机结构图,曲轴16的两个偏心轴颈是180对称配置,分别安装在两个偏心轴颈上的滚动转子9以相对于转角180的相位差进行运动,即气体的压缩是以180的相位差进行;两个气缸13和15中间用隔板14

9、隔开,第一气缸13与电动机定子3热套在机壳2上,并将气缸与机壳用定位填孔焊固定;制冷剂气体从储液器进入气缸上的吸气管再进入气缸,经各气缸压缩后汇流于排气消声器,再经电动机周围空间从排气管排出,机壳内部空间为高压区;第一气缸上装有制冷量调节阀,可使在气缸中被压缩的气体向吸入侧旁通,实现减负荷运行;润滑油通过曲轴下端的吸油管吸上来,经曲轴上的轴向油道及径向分油孔送至各个润滑部位,然后流回机壳底部。润滑油有一部分流到滚动转子端面和轴承端面之间形成气缸室的密封,而后一部分流入气缸内,形成气缸和滚动转子间的压缩室密封,一部分通过电动机上下空间与气体分离流回机壳底部,还有极少未被分离的油与气体一起排出压缩

10、机。3.双缸滚动转子式压缩机第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 4.提高压缩机的经济性及可靠性借助电子计算机对压缩机工作过程的性能仿真,主要部件结构如轴承、滑片、滚动转子、排气阀等结构的特性分析,以及噪声和振动的仿真,可对压缩机的经济性和可靠性、噪声和振动进行预测,并通过完善这些预测手段,对满足各种要求的滚动转子式压缩机进行优化设计。在满足高效率、高可靠性5.对降低噪声提出更高的要求为了减少由于滚动转子式压缩机与机壳焊接成整体结构带来对噪声的不利影响,首先从振动方面入手减少曲轴及轴承的振动,改进压缩机与机壳的连接系统,开发各种新型消声结构和排气阀等。往复式压缩机是由支承内部

11、压缩机构的悬挂支承弹簧和壳体组成的双重结构,而滚动转子式压缩机则是内部压缩机构和壳体焊接在一起的整体壳体结构,因此从降低噪声角度看是不利的。然而通过对内部压缩机构及其与壳体的连接系统加以改进,已经出现了优于往复式压缩机的低噪声滚动转子式压缩机。第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 6.天然工质滚动转子压缩机 随着国内外加快废除CFCs和替代HCFC等对大气臭氧层破坏和产生温室效应的制冷剂的步伐,开发采用对环境影响较小的新制冷剂压缩机势在必行。在这种情况下,包括CO2和碳氢化合物在内的天然工质,由于其较高的环境友好性,得到越来越多人的研究。目前,利用CO2和R290制冷剂的滚动

12、转子式压缩机已投入市场。随着对应天然制冷剂的压缩机热力性能的计算、新型润滑油的开发、新制冷剂与润滑油的相溶性、电动机绝缘材料的改进和压缩机制造材料的选择的研究逐渐完善,采用天然制冷剂的滚动转子式压缩机的应用领域会更加广泛。第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 图3-12单级直流电动机CO2滚动转子式压缩机的结构图1子轴承2曲轴3主轴承4电动机支架 5无刷直流电动机6旋转压缩机构7滚动活塞第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 (1)CO2滚动转子式压缩机CO2是一种优良的天然制冷剂,有优良的环保性(ODP=0,GWP=1)以及安全性(无毒、不可燃),但是由于C

13、O2的工作压力很高以及CO2区别于常规制冷剂的一些独特性质,使得在研发CO2滚动转子式压缩机时,要克服一些技术上的难点。图3-12所示为单级直流电动机CO2滚动转子压缩机的结构图。它和采用常规工质的滚动转子式压缩机的区别如下:1)耐压结构。CO2作为制冷剂最显著的特性是有极高的工作压力,与此相对应的是CO2滚动转子压缩机必须具有良好的耐压结构。例如,采用CO2制冷剂的家用热泵热水器中的滚动转子式压缩机,其外壳厚度较家用空调器系统中R410A滚动转子式压缩机增加了约一倍。2)密封性能。为了减少在高工作压力下气体的泄漏,CO2滚动转子式压缩机在结构上进行了优化:减小了滚动转子和气缸之间的间隙以减小

14、泄漏通道的面积,从而减少气体泄漏量,提高压缩机运行的效率。第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 3)降低油循环率。在CO2滚动转子式压缩机中,CO2气体的密度很大,因此大量的润滑油会被气体带到电动机上面的区域。为了避免这点,在电动机部位额外安装了一个电动机支架,上面开了许多竖直通道。因此电动机部分的气体流动的通道就得到了扩展,也就减少了被气体带到电动机上方润滑油的数量。4)实现滑动的可靠性。CO2滚动转子式压缩机极高的工作压力对滑动部件的可靠性有着很大的影响。因此,滑片的布置形式和滑片的形状等都需要进行专门的研究和设计,使得滚动转子式压缩机滑动的耐久性得到保证。第一节 工作原

15、理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 图3-13R290滚动转子式压缩机的供油设计第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 (2)R290滚动转子式压缩机其具有可燃性,这是目前限制R290大规模推广应用的主要因素。因此,R290的滚动转子式压缩机设计有一些值得注意的地方:1)压缩机的优化设计。出于安全性的考虑,在保证性能的前提下,要尽可能实现减少制冷系统中R290的充注量。在压缩机设计时,针对壳体和空腔结构、电动机和泵体结构方面进行优化,以提高压缩机的效率,同时降低运转时滚动转子式压缩机内部的制冷剂量。2)设计低油量的压缩机。在系统运转过程中,由于R290与润滑油的相溶性极好

16、,压缩机中的制冷剂主要是溶解在润滑油中,这些溶解的制冷剂停滞在压缩机中,不会参与系统循环。因此,要减少压缩机内的制冷剂含量,首先要减少R290压缩机的润滑油量,也就是要设计低油量的滚动转子式压缩机。滚动转子式压缩机在封入较少的润滑油时,压缩机油池内的油面会大幅降低,这时需要提升曲轴的供油能力和保证滑片的供油,实现滚动转子式压缩机在更低的油面状况下正常运行,并能实现润滑和供油的能力。图3-13所示为R290滚动转子式压缩机的供油设计。第一节 工作原理、结构特点及发展状况3.1.3发展状况 3)润滑油的选择和开发。R290 与润滑油有着良好的互溶性,会使润滑油黏度下降,因此,在选择滑油时,不仅要关

17、注润滑油本身的黏度值,更应关注润滑油溶解了R290 后的溶解黏度值,合适的溶解黏度值能提高压缩机的性能和延长压缩机的使用寿命。此外,不同的油品溶于R290的溶解度和溶解黏度也会影响到换热器的换热性能,因此,有必要开发出一款适用于R290制冷剂的综合性能优异的润滑油产品。第三章 滚动转子式制冷压缩机主要热力性能第二节第二节 主要热力性能3.2.1气缸工作容积的变化规律图3-14滚动转子式压缩机的运动机构示意图图3-14所示是滚动转子式压缩机的运动机构示意图。为了研究方便起见,做如下假定:滑片只做上下往复运动;不计滑片的厚度,与转子的接触点始终在坐标轴上移动;不计排气阀下面排气孔所占的容积。第二节

18、 主要热力性能3.2.1气缸工作容积的变化规律1.滑片的运动规律因为滑片将气缸分隔为吸气容积与排气容积两部分,所以滑片是构成气缸工作容积的主要零件,它的运动规律影响气缸工作容积的变化。将滑片的位移看成是接触点A离开最高位置点B的距离x,如图3-14所示,连接AB、AO1、OO1的粗实线恰与往复式压缩机中的曲柄连杆机构相似,OO1是偏心距e,相当于曲柄连杆机构中的曲柄半径,O为旋转中心,O1相当于曲柄销中心,AO1是转子半径r,相当于连杆大小头孔中心距,接触点A相当于连杆小头。当气缸内圆半径为R时,滑片位移为第二节 主要热力性能3.2.1气缸工作容积的变化规律x=R-(3-1)其中,可由几何关系

19、中求得,即式中曲柄转角,规定转子在最上端位置时的转角=0。令e/r=,e/R=,经换算后得到滑片的位移为滑片的速度为第二节 主要热力性能3.2.1气缸工作容积的变化规律滑片的加速度为式中转子的角速度,=2n/60,单位为rad/s;n转子的转速,单位为r/min。第二节 主要热力性能2.气缸容积变化规律气缸工作容积Vp应是气缸内壁与转子外圆间形成的月牙形面积Ap与转子长度L的乘积,由图3-14的几何关系可知 Vp=(R2-r2)L(3-5)因为滑片将气缸工作容积Vp分为吸气容积Vs和压缩容积Vd两部分,而Vs和Vd均随转角在变化,这里Vs=AsL(3-6)式中Ax伸入气缸中的滑片所占据的面积,

20、若不计滑片的厚度,Ax=0,考虑滑片的厚度时因为 Vp=Vs+Vd所以压缩容积Vd应为 Vd=Vp-Vs(3-8)第二节 主要热力性能按照式(3-6)和式(3-8)可求出Vs和Vd随转角的变化。图3-15所示为量纲一的值Vs/(R2L)和Vd/(R2L)的变化曲线。可以看出:转角在030及330360范围内,Vs和Vd随转角的变化极小,变化值大约仅有气缸工作容积的0.5%,因此滚动转子式压缩机的余隙容积很小;应该使进排气口尽量接近气缸顶端,孔口宽度不宜过大,吸气口前边缘角及排气口后边缘角在3035范围时对输气量的影响不明显;相对偏心距越大,Vs/(R2L)和Vd/(R2L)的值越大,说明气缸利

21、用率越高。图3-15吸气容积与压缩容积变化曲线第二节 主要热力性能3.2.2输气量及其影响因素滚动转子式压缩机的理论容积输气量应为气缸工作容积与转速的乘积,即 qVt=60nVp(3-9)式中qVt理论容积输气量,单位为m3/h;n转速,单位为r/min。滚动转子式压缩机的实际容积输气量也可用往复式压缩机的方法表示为 qVa=VqVt(3-10)V=VpTlh(3-11)式中qVa实际容积输气量,单位为m3/h;V容积效率,表征气缸工作容积的利用程度,反映由于余隙容积、吸气阻力、吸气加热、气 体泄漏和吸气回流造成的容积损失,用式(3-11)计算。1.容积系数V2.压力系数p3.温度系数T4.泄

22、漏系数l5.回流系数h第二节 主要热力性能3.2.3压缩过程滚动转子式压缩机的吸气、压缩、排气等工作过程是在转子旋转两圈中完成的,压缩过程是在转子转至吸气口前边缘时开始,即在=2+时开始压缩,压缩过程期间容积与压力的关系应满足过程方程,设定压缩过程指数为多方指数n,则有式中V转角为时的基元容积值,单位为m3;V压缩开始瞬时(=2+)的基元容积值,单位为m3;p转角为时基元容积内的气体压力值,单位为MPa;ps0吸气压力,单位为MPa。第二节 主要热力性能随着转角的增加,压缩容积内的气体压力p增加,压力和容积随转角的变化曲线如图3-4所示,在不计排气阀阻力的情况下,气体压力p等于排气压力pdk时

23、,排气阀打开,开始排气过程,此时对应的转角为排气开始角,可用式(3-15)通过试凑法求出。因此,对应于转角的气体压力为根据式(3-6)、式(3-7)、式(3-8)和式(3-14),经运算后得到第二节 主要热力性能3.2.4功率及效率滚动转子式压缩机的功率及效率的定义与物理意义和往复式压缩机一样,但是在计算式和效率的数值上略有出入。1.等熵功率等熵功率Pts单位为kW,其计算式可表示为式中hs0压缩机吸气状态下气体的比焓,单位为kJ/kg;hdk压缩机排气状态下气体的比焓,单位为kJ/kg;qma实际质量输气量,单位为kg/h;qVa实际容积输气量,单位为m3/h;vs0压缩机吸气状态下气体的比

24、体积,单位为m3/kg。第二节 主要热力性能2.指示功率及指示效率指示功率Pi单位为kW,它可表示为式中i指示效率,它反映了滚动转子式压缩机中的气体流动损失、热交换损失及泄漏损失;压缩比,=pdk/ps0;实际压缩比,=(pdk+pd)/(ps0-ps);等熵指数;n多方压缩过程指数。第二节 主要热力性能3.机械效率m机械效率反映了机械摩擦损失的大小,其中包括滑动轴承摩擦损失、滑片运动摩擦损失、惯性力不平衡产生的附加损失及机构损失(诸如油泵供油耗功可计入机构损失)等。机械效率的高低主要取决于油和制冷剂的黏度及运动副的间隙值,很难给出计算表达式。通常对于中温全封闭滚动转子式压缩机,m=0.750

25、.85;而冰箱用滚动转子式压缩机,m=0.400.70。第二节 主要热力性能4.电动机效率mo及电效率el图3-16不同制冷量时电效率与压缩比的变化关系第二节 主要热力性能4.电动机效率mo及电效率el图3-17功率损失分配比例第二节 主要热力性能3.2.5热力计算举例例试计算一台滚动转子式压缩机在高温工况下的制冷量、压缩机功率和COP值。(1)主要结构参数气缸直径D=0.054m;气缸高度L=0.0293m;转子直径D2=0.04364m;相对余隙容积c=1.2%;转速n=2980r/min。(2)制冷剂的选取使用制冷剂R22。(3)计算工况参考GB/T 157652014房间空气调节器用全

26、封闭型电动机压缩机的工况为蒸发温度7.2,冷凝温度54.4,吸气温度18.3,液体温度46.1。(4)制冷循环各点参数在计算工况下,制冷循环各点参数值见下表。第二节 主要热力性能3.2.5热力计算举例(5)热力计算1)单位制冷量q0 q0=h1-h4=158.18kJ/kg2)单位理论功wts wts=h2-h1=32.79kJ/kg3)理论输气量Vh Vh=60nL(R2-r2)=4.16m3/h4)取=1.194,由式(3-12)得 V=1-c(pk/p0)1/-1=0.97835)压力系数p=16)取温度系数T=0.857)取泄漏系数l=0.94,回流系数h=18)容积效率V V=VpT

27、lh=0.7817第二节 主要热力性能3.2.5热力计算举例9)压缩比 =pk/p0=3.4310)质量输气量qm qm=VVh/v1=2.2510-2kg/s11)制冷量0 0=qmq0=3.56kW12)等熵功率Pts Pts=qmwts=738W13)取=1.194,ps=0,pd=0.1pdk由式(3-18),则第二节 主要热力性能14)取机械效率 m=0.9515)取电动机效率 mo=0.7816)电效率el el=immo=0.57417)输入电功率Pel Pel=Pts/el=1285W18)COP值 COP=0/Pel=2.8第三章 数控机床的机械结构动力学分析及主要结构参数第

28、三节第三节 动力学分析及主要结构参数3.3.1转子的受力分析1.气体力图3-18滚动转子受力分析图图3-19作用于滚动转子上的气体力合力及阻力矩随转角的变化曲线第三节 动力学分析及主要结构参数2.阻力矩 由图3-18中看出,因为气体力合力的作用线不通过旋转中心O,而是通过转子几何中心O1至AT的垂线,它距旋转中心的距离为l,因此构成力矩Mg,该力矩的方向与压缩机的旋转方向相反,是压缩机阻力矩的主要组成部分,其单位为Nm;转子与气缸之间还存在旋转摩擦力,因该力对旋转中心产生旋转摩擦力矩Mf,其方向也是逆旋转方向,故也是阻力矩的组成部分。阻力矩M可表示为 M=Mg+Mf(3-20)综上看出,虽然M

29、f为定值,但是Mg是转角的函数,所以阻力矩依然随转角在变化,正如图3-19所示,其峰值也是出现在排气开始之时。图3-19中阻力矩曲线M-与横坐标间所围面积代表电动机旋转一圈对压缩机做的功,当测得M-曲线时,可用曲线所围面积A来计算压缩机的轴功率Pe,即第三节 动力学分析及主要结构参数式中 Pe轴功率,单位为kW;A曲线M-所围面积,单位为mm2;m横坐标比例尺,单位为rad/mm;mf纵坐标比例尺,单位为N/mm。第三节 动力学分析及主要结构参数3.飞轮矩 滚动转子式压缩机的驱动力矩Md通常是常量,但阻力矩随转角在变化,因此瞬时的驱动力矩与阻力矩并不相等,从而使曲轴产生角加速度a,并满足 Md

30、-M=Ja(3-22)式中J旋转质量惯性矩,单位为kgm2。曲轴角加速度的存在会导致曲轴旋转速度的不均匀,引起曲轴的振动乃至机体和机壳的振动,欲使压缩机运转平稳,就应尽量减少角加速度,这就需要通过加大J来解决,通常要求旋转不均匀度1/100。4.旋转惯性力及力矩的平衡 由于滚动转子对旋转中心存在偏心距,故转子旋转时产生旋转惯性力,其大小不变而方向指向偏心方向且随转子旋转,可以采用平衡质量加以平衡。图3-20a所示为单缸机旋转惯性力及力矩的平衡方法,转子的偏心质量为mx,偏心距为rx,旋转惯性力Frx为 Frx=mxrx2(3-23)若平衡质量加在电动机转子的一侧,则会产生不平衡力矩,因而平衡质

31、量应加装在电动机转子的两端,从而保证既可消除不平衡力,又不产生不平衡力矩,也就是应该满足第三节 动力学分析及主要结构参数根据式(3-24)可求得两块平衡质量分别为第三节 动力学分析及主要结构参数双缸机的平衡方法如图3-20b所示,静平衡应满足 m1r1+m4r4=m2r2+m3r3(3-26)动平衡应满足 m1r1L12+m3r3L32=m2r2L22+m4r4L42(3-27)因为 m1r1=m2r2 m3r3=m4r4 第三节 动力学分析及主要结构参数 图3-20单缸机旋转惯性力及力矩的平衡方法 a)单缸机的平衡b)双缸机的平衡第三节 动力学分析及主要结构参数3.3.2滑片的受力分析1.气

32、体力作用于滑片两侧面的气体压力差与滑片侧面面积的乘积形成气体力,它使滑片承受弯曲载荷而产生变形。其值为式中x滑片伸入气缸中的长度,也就是滑片的往复位移,可用式(3-2)计算。由式(3-29)可看出,作用于滑片上的气体力随转角而变化,作用方向由高压侧指向低压侧。2.纵向作用力从图3-21看出,滑片承受的纵向作用力有滑片弹簧力Fs、滑片往复运动惯性力Fj、作用于滑片下部端面气体压力产生的气体力、滑片上部与机壳相通造成的背压力pb产生的气体力等。为了保证滑片始终与滚动转子接触,滑片弹簧的弹簧力必须满足第三节 动力学分析及主要结构参数2.纵向作用力从图3-21看出,滑片承受的纵向作用力有滑片弹簧力Fs

33、、滑片往复运动惯性力Fj、作用于滑片下部端面气体压力产生的气体力、滑片上部与机壳相通造成的背压力pb产生的气体力等。为了保证滑片始终与滚动转子接触,滑片弹簧的弹簧力必须满足式中,右边第一项是滑片下部端面气体力,近似认为下部端面的气体压力p和ps0的作用各占一半,气体力的大小随转角而变化;第二项是背压力产生的气体力,背压力pb的值与压缩机的结构有关,机壳为吸气压力时,pb等于ps0,机壳为排气压力时,pb等于pdk,滑片上部空间自成封闭空间时,在滑片侧面开一道槽,使滑片在上部空间某一转角范围内与气缸的压缩腔相通,则pb等于某一常值压力p=180,pb越高,所需弹簧力越小,弹簧和气缸外形尺寸可以越

34、小;第三项是往复惯性力Fj,它的大小和方向均随转角而变化,当Fj的方向向上时,会造成滑片脱离转子的倾向,由于滑片的重量较轻,故惯性力的值不大,往往可以忽略。另外还有滑片与滑片槽间的往复摩擦力及滑片与转子间的切向摩擦力,前者阻止滑片的往复运动,但数值很小,后者对滑片产生弯矩,但也很小。第三节 动力学分析及主要结构参数3.3.3主要结构参数滚动转子式压缩机的主要结构参数有:气缸直径D、气缸(或转子)的轴向长度L、转子偏心距e及相对气缸长度=L/D。1.主要结构参数间的关系由式(3-5)可推出气缸直径D的表达式为上式反映了气缸直径D与量纲为一的参量和间的关系,相对偏心距的大小决定了气缸与转子直径比,

35、相对气缸长度值决定了气缸的长径比,当已确定了压缩机的设计工况和制冷量时,通过热力计算可以求出压缩机的理论输气量,进而计算出气缸工作容积,再根据选取的和值,就可以得到所需要的气缸直径了。第三节 动力学分析及主要结构参数2.相对偏心距和相对气缸长度对压缩机性能的影响 相对偏心距和相对气缸长度对压缩机性能的影响主要表现在滚动转子和滑片受力的变化及压缩腔向吸气腔泄漏量的变化。值大说明气缸的长度相对来说较长,因转子所受到的气体力Fg和滑片侧面所受到的气体力Fgl均与气缸长度L成正比,所以Fg和Fgl均随值的增加而增加,气体通过气缸和转子切点间隙及滑片和转子接触点间隙的周向泄漏也与气缸的轴向长度成正比,因

36、此值越大,泄漏量越大。相对偏心距影响气缸的有效利用率,从气缸容积V与气缸工作容积Vp之比B的表达式可以清楚地看出,即越大,B值越小,即气缸有效利用率越高;另外,值也影响气体力的大小,值大说明偏心距大,则滑片的行程长,作用于滑片上的气体力就增加,但是从式(3-19)可以知道,作用于转子上的气体力却减少了;同时,对应于大的值可以有较短的泄漏圆周长,减少了周向泄漏。从以上分析中看出,选择较小的值和较大的值对于全封闭滚动转子式压缩机的性能是有好处的。第三节 动力学分析及主要结构参数4.关于间隙 滚动转子式压缩机的主要间隙有:滚动转子与端盖间的端面间隙;滚动转子与气缸间的径向间隙;滑片与端盖间的端面间隙

37、;滑片与滑片槽间的侧面间隙。这些间隙值直接关系到泄漏量、摩擦功率与磨损、运动部件的振动和噪声等。间隙大则泄漏量大,能效比就低,间隙小会使摩擦功率上升,磨损加剧,甚至会导致烧粘,因此存在最佳间隙值。图3-22所示是100W的滚动转子式压缩机间隙值对能效比影响的曲线,当滚动转子与端盖间的间隙值与气缸长度之比1/L为410-4时,能效比最大,滑片与滑片槽间的间隙值与气缸长度之比2/L为210-3时,能效比最高。通常这些间隙值由试验得出。另外,轴与轴承间的间隙也很重要,因为该间隙的大小会影响到端面间隙的变化。为了确保轴承间隙,往往建议轴和轴承的刚性不要过大。第三节 动力学分析及主要结构参数图3-221

38、00W的滚动转子式压缩机间隙值对能效比影响的曲线a)转子与端盖间的间隙影响b)滑片与滑片槽之间的间隙影响第三章 数控机床的机械结构振动与噪声第四节第四节 振动与噪声3.4.1振动源与噪声源1.振动源由于全封闭滚动转子式压缩机的主轴承或气缸体和电动机的定子均与全封闭机壳直接刚性连接,因此曲轴转矩变化引起的曲轴扭转振动成为压缩机的振动源,并直接造成机壳的振动;曲轴包括转子的旋转不平衡惯性力也使轴产生振动,并直接导致压缩机和机壳的振动;另外,压力脉动产生的激振力通过气缸、轴承和滚动转子作用于曲轴等部件,进一步导致机壳的振动,特别是2kHz以上的高频振动部分更是压力脉动造成的。2.噪声源全封闭滚动转子

39、式压缩机的噪声却是各种源的噪声合成,按机理可分为:1)电磁噪声。电磁噪声主要表现在500Hz以下的低频噪声,它是由电磁力引起的定子和转子间夹持机构的振动而产生的。而这种电磁力又因定子中的基波磁场和定子与转子中的谐波磁场的各种电磁失衡所加剧,低频噪声给人们带来极不舒服的感觉。2)制冷剂气流噪声。它是1kHz以上的高频噪声。由于气流脉动导致压缩机的振动并直接造成机壳的振动,机壳振动的二次效应就是噪声。气体从排气阀排出时产生的流体噪声也占有很大的比重。第四节 振动与噪声3)机械噪声。包括曲轴振动引起的噪声,其噪声频率是转子旋转频率的整数倍。排气阀片与阀座及升程限制器间的敲击声、滑片与滑片槽间的敲击声

40、、滑片端部与滚动转子间的敲击声,它们均产生2kHz以上的突发性噪声,因为它们的频率高,只有耳朵很灵敏时才能听到,因此对整机噪声影响较小。4)摩擦噪声。还有由于压缩机运动部件的相对滑动(如轴与轴承间、滚动转子与气缸间、滑片与滑片槽间等)产生的摩擦噪声,其频率范围为1.62kHz。3.4.2消减振动和噪声的措施从振动源和噪声源的分析中可知,轴的振动是全封闭滚动转子式压缩机噪声和振动的主要来源,而机壳是振动与噪声的辐射面,因而首先应消除轴的振动,继而对机壳进行改造,是减振降噪的主要措施。此外,气流脉动的衰减也不容忽视。第四节 振动与噪声1.提高曲轴的动力平衡性能 曲轴的动力平衡性能除满足力的平衡及力

41、矩的平衡外,还应满足一阶振型状态下的平衡,图3-23所示的平衡系统中,平衡质量m1、m2、m3应满足下列方程按上述方程求得的平衡质量可以大大改善曲轴旋转时产生的变形,从图3-24中看出改善前曲轴转速为9000r/min时的最大挠度是140m,改善后仅为3m。力平衡 力矩平衡 一阶振兴平衡第四节 振动与噪声2.严格控制曲轴的旋转不均匀度 尽量减少电动机驱动力矩与压缩机负荷力矩的差异,使压缩机负荷力矩的变化趋于均匀,增加旋转质量的惯性矩,从而控制曲轴的扭转振动。3.机壳的优化设计 可以用激光全息摄影及振幅和相位光谱测定仪对机壳表面振动进行详细研究,再在有限元计算机壳振动特性分析的基础上,对机壳的刚

42、性、机壳的形状及机壳的材料做改进。例如采用非对称形机壳,为增加机壳的刚性,可将主轴承制成圆环形法兰与机壳全部固定焊接,机壳封头改为球面,机壳中间筒体的边缘尽量靠近主轴承与机壳的连接处等。4.消减气流压力脉动 因脉动的气流不仅产生使机壳和管道振动的激振力,也是压缩机的噪声源,故设置排气脉动衰减器,消减压力脉动是降噪减振的有效手段之一。图3-25所示为较简单的脉动衰减器,它包括一个空腔3及一个连接排气孔1和空腔3的导入通道2,构成亥姆霍兹共鸣器,增加空腔3的体积或改变导入通道2的尺寸,都可以改善衰减效果。图3-26所示为一种新型扩张室式衰减器,它被安装在图3-7中件号12的位置上,与辅轴承制成一体

43、,其特点是添加了侧面消声孔,以消除36006000Hz高频带噪声,亥姆霍兹共鸣器消除250630Hz的低频带噪声,与两级扩张室式衰减器共同完成全频带的消声效果。第四节 振动与噪声图3-23曲轴平衡系统图3-24曲轴改进前后的变形 a)改进前b)改进后第四节 振动与噪声图3-25较简单的脉动衰减器1排气孔2导入通道3空腔图3-26一种新型扩张室式衰减器a)普通型b)改良型1排气孔2侧面分孔式消声器3亥姆霍兹式消声器第四节 振动与噪声5.降低电磁噪声 对于500Hz以下的低频噪声,可以利用气隙间电磁失衡的均匀化来降低。气隙是由于曲轴与电动机定子之间的偏心和倾斜引起的,偏心量对电磁噪声的影响比倾斜量

44、的影响大,故通过控制偏心量降低低频噪声;另外,电磁噪声与轴和电动机转子的固有频率有关,改变其固有频率以避开500Hz左右的共振频率,可改变电磁噪声的频谱,降低电磁噪声;也可通过改变定子槽数来改变频谱分布。6.降低机械噪声 除去减少轴的振动是降噪的关键外,如何降低突发性噪声和机械摩擦噪声也不应忽视。改进气阀结构、严格控制运动副间的间隙值、保持润滑面良好的润滑状态,也是降噪的有效手段。第四节 振动与噪声7.降低停机过程中的振动和噪声 人们希望压缩机的振动和噪声无论在稳定工作阶段还是停机过程中都是最低值。但是,在电动机电源切断后压缩机曲轴停止转动的过程中,会出现曲轴反转的情况,使振动和噪声增加。当曲

45、轴开始第次反转时,曲轴转角在190240范围内,此时压缩侧的缸内气体压力较高,阻力矩较大,加之制冷剂又具有较高的压力,使曲轴强烈反转并使曲轴通过上止点位置,导致强烈的振动和噪声;当曲轴第一次反转的转角在240310范围内时,因阻力矩较小,并且大部分制冷剂已排出气缸,故曲轴反转较弱,不能使轴通过上止点,振动和噪声较弱;当曲轴第一次反转时的曲轴转角为310360时,曲轴在上止点位置前瞬时停止,摩擦状态由动摩擦转为静摩擦,此时反转力矩非常小,不足以克服曲轴的静摩擦力矩,曲轴突然停止转动,也就不会再有振动。通过上述分析可知,若想停机时振动小,就必须掌握好切断电动机电源时曲轴的瞬时转角,即应通过切断控制

46、系统控制在弱反转或突然停止的转角范围内切断电动机电源,以减少振动和噪声。第四节 振动与噪声8.有源噪声控制降噪方法(Active Noise Control)近年来迅速发展起来的有源噪声控制技术,以其在低频范围具有消声量大、体积小并且不会造成气体阻力损失等特点,受到声学界的重视,为低频噪声控制开辟了一条新途径。消声器、脉动衰减器等消声方法,通常被称为被动噪声控制(Passive Noise Control)。有源噪声控制也称主动噪声控制,是采用“反噪声”来抵消原发噪声,根据两列相干声波的混合产生干涉,使声能得到增强或减弱的原理,由一列与原声波幅值相等、相位相反的声波(即反声波),对原声波进行干

47、涉抵消,达到降噪的目的。图3-27所示为有源噪声控制的基本系统,原发噪声经噪声传感器接收后送入信息处理器,未被抵消的噪声经残余信号传感器接收也被送入信息处理器,处理器对两个信号分析处理后,发出驱动信号给二次声源(反噪声源),使其产生能与原发噪声相干涉抵消的反噪声。图3-28所示是对压缩机机壳振动的有源控制试验系统,加速度计检测压缩机机壳的振动信号及麦克风拾得的噪声信号均被送入信号处理器,与音频发生器送来的正弦信号进行分析比较,发出的驱动信号经功率放大器送给压电陶瓷激发器,使其作为反振动源产生与机壳振动波相干涉抵消的反向振动波,消减振动。第四节 振动与噪声图3-27有源噪声控制的基本系统图3-2

48、8对压缩机机壳振动的有源控制试验系统1压电陶瓷激发器2麦克风3功率放大器4信号处理器5音频信号发生器6压缩机7加速度计第三章 数控机床的机械结构摆动转子式压缩机第五节第五节 摆动转子式压缩机3.5.1概述 在20世纪70年代,摆动转子式压缩机曾经一度被采用过。由于尺寸较大,加工较为复杂,20世纪80年代以后,摆动转子式压缩机就很少使用。进入20世纪90年代,随着替代HCFC的研究进一步深入,发现摆动转子式压缩机能够承受更大的压力差,在使用替代工质时,比滚动转子压缩机有明显的优势,又重新被重视。此外,摆动转子式压缩机还可用作空气压缩机。采用摆动转子机构的真空泵(即滑阀真空泵)也被普遍应用。3.5

49、.2工作原理摆动转子式压缩机与滚动转子式压缩机的主要区别是:滚动转子式压缩机中,滚动转子与滑板是两个独立的零件,滑板靠背部的作用力压在滚动转子上,而在摆动转子式压缩机中,滚动转子与滑板做成整体,是一个零件,称为摆动转子,其内部结构如图3-29所示。第五节 摆动转子式压缩机 在气缸体1内装有摆动转子2,它由滚环和摆杆两部分组成,如图3-30所示。滚环套在主轴的偏心轮上,主轴的旋转中心与气缸的几何中心重合。摆杆能在圆柱形导轨5中自由地上下摆动,并且随导轨左右摆动。滚环与气缸之间的月牙形空间被摆动转子分成A、B两个气腔,圆柱形导轨5两侧的气缸体上分别配置有吸、排气孔4和6,A腔与吸气孔4相通,B腔与

50、排气孔6相通。当主轴逆时针转动时,滚环沿气缸内表面滚动,A腔容积逐渐增大,气体不断被吸入;B腔容积逐渐缩小,腔内气体被压缩,压力不断升高,当压力升高到一定值时,推开位于排气孔口之上的气阀开始排气,当滚环到达图3-30中气缸内表面最上位置(即上止点)时,A腔容积最大,而B腔完成排气后瞬时消失,此时整个月牙形空间充满吸入的气体。转子再继续转动时,B腔再次出现,容积不断增大而吸入气体;A腔容积缩小,使上一转吸入的气体受到压缩,从而使压缩机的工作过程连续不断地进行。由于A、B两个腔同时工作,因此主轴每转一转,压缩机都完成一个工作循环。图3-31所示为摆动转子式第五节 摆动转子式压缩机图3-29摆动转子