導(dǎo)語：轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機管理論文一文來源于網(wǎng)友上傳，不代表本站觀點，若需要原創(chuàng)文章可咨詢客服老師，歡迎參考。

摘要：

在分析工作原理與運動機構(gòu)的基礎(chǔ)上，建立了轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的力學(xué)分析模型。針對電動功率為1kw的R410A房間空調(diào)器用轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的動力性能進行了分析，分析結(jié)果表明：轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機比較適合處理HFC類制冷工質(zhì)；轉(zhuǎn)缸的摩擦損失較大，克服此缺點將是提高該壓縮機效率的關(guān)鍵所在。

關(guān)鍵詞：壓縮機；空調(diào)器；動力性能；R410A

HFC類制冷劑不含氯原子，會使壓縮機潤滑性能降低，因此在開發(fā)新一代R410A旋轉(zhuǎn)壓縮時，要求運動機構(gòu)簡單，滑板的滑動速度和承受的壓力差盡可能低，以保證機器具有較高的可靠性和效率。根據(jù)這一思路，二十世紀(jì)90年代末開發(fā)出了轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機[1]。本文旨在建立轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的力學(xué)模型，并對其力學(xué)特性進行分析。

1轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機

與傳統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)壓縮機相比，轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的最大特點是省去了滑板，氣缸隨滾動活塞一起轉(zhuǎn)動，其基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。它主要由帶偏心輪的主軸、滾動活塞、轉(zhuǎn)動氣缸和缸殼等四個基本零件組成，氣缸同心地裝入缸殼內(nèi)孔中，其外表面為圓形，內(nèi)表面呈橢圓形（腰形孔），套在偏心輪上的滾動活塞安裝在氣缸內(nèi)孔中，吸、排氣孔分別對稱地布置在氣缸內(nèi)孔短軸兩側(cè)的氣缸端蓋上。結(jié)構(gòu)上做成主軸中心Os與氣缸中心Oc的距離等于主軸的偏心距，活寒半徑理論上等于氣缸內(nèi)孔的半短軸。這樣一來，活塞外表面與氣缸內(nèi)表面之間就出現(xiàn)兩個對稱的切點，將氣缸內(nèi)孔分為兩部分，即吸氣腔和壓縮腔。主軸帶動活塞旋轉(zhuǎn)時，活塞撥動氣缸體在缸殼內(nèi)孔中繞其軸線轉(zhuǎn)動，由于結(jié)構(gòu)尺寸的保證，氣缸相對其中心線轉(zhuǎn)動的速度僅為主軸轉(zhuǎn)速的一半，于是活塞相對氣缸內(nèi)孔作往復(fù)運動，使吸氣腔和壓縮腔的容積連續(xù)發(fā)生變化。

圖1基本結(jié)構(gòu)

轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機制工作過程如圖2所示。在θ=π時，滾動活塞中心Op與氣缸中心Oc重合，這時活塞對氣缸的推動力矩為0，此時會出現(xiàn)"卡死"現(xiàn)象，即此時活塞無法撥動氣缸轉(zhuǎn)動。為了能夠連續(xù)運轉(zhuǎn)，這種機構(gòu)理論上要求兩缸或多缸錯開一定角度布置。

圖2工作過程

2運動與受力分析

2.1工作腔的幾何關(guān)系

轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的幾何關(guān)系如圖3所示，由于OcOs=OsOp1,于是氣缸繞其中心的轉(zhuǎn)角ψ與主軸轉(zhuǎn)角之間θ的關(guān)系為：

ψ=θ/2（1）

從圖1可以看出，氣缸內(nèi)孔長軸的長度L為：

L=2（2e+rp）(2)

式中e--主軸中心偏離氣缸中心的距離

rp--滾動活塞的半徑，理論上等于氣缸內(nèi)孔的半短軸

圖3運動機構(gòu)的幾何關(guān)系

由圖4可知，滾動活塞中心Op1在OcXcYc坐標(biāo)系中的坐標(biāo)為：

式中r--偏心輪的旋轉(zhuǎn)半徑，即r=e

滾動活塞中心Op1與氣缸中心Oc之間的距離s1為：

將θ=0即滾動活塞片于止點作為位移計算的參考位置，則滾動活塞的位移為：

s=2r-s1=2r[1-cos(θ/s)](5)

滾動活塞的行程為：

S=4r=4e（6）

吸氣腔容積為：

Vs=2rpHs=4eHrp[1-cos(θ/2)]（7）

式中H--氣缸軸向高度

圖4作用于氣缸體上的側(cè)向力

最大吸氣容積為：

Vsmax=2rpHs=8eHrp(8)

壓縮腔的容積為：

Vc=Vsmax-Vs=4eHrp[1+cos(θ/2)](9)

壓縮機的理論容積流量為：

qVth=VsmaxnZ=8eHrpnZ(10)

式中n--主軸的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)

Z--氣缸數(shù)

假設(shè)壓縮腔內(nèi)的壓縮過程為多方過程，則其內(nèi)的壓力Pc為：

式中Ps--吸氣壓力

m--多方壓縮指數(shù)

2.2運動分析

轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機中，只有主軸、氣缸和滾動活塞三個運動件。通過上述分析可知，主軸和氣缸均繞其中心作勻速轉(zhuǎn)動，主軸繞Os的轉(zhuǎn)動角度速度為ω（=nπ/30）,氣缸繞Oc的轉(zhuǎn)動角速度ωc為：

ω=ω/2（12）

滾動活塞的運動為復(fù)合運動：相對運動為繞偏心輪中心的轉(zhuǎn)動，牽連運動為繞主軸中心的轉(zhuǎn)動，絕對運動為繞主軸旋轉(zhuǎn)中心的轉(zhuǎn)動。

若以氣缸體為參照物，滾動活塞沿氣缸內(nèi)孔作往復(fù)運動，其沿氣缸內(nèi)孔滑動的速度為：

滾動活塞沿氣缸內(nèi)孔滑動的加速度為：

滾動活塞沿氣缸內(nèi)孔滑動的平均速度為：

2.3受力分析

（1）作用于滾動活塞的氣體力如圖5（a）所示，以滾動活塞與氣缸的切點為界，滾動活塞的兩半部分分別處于吸氣腔和壓縮腔中，氣體力顯然是沿著氣缸長袖方向作用的，于是作用于滾動活塞1的氣體力為：

作用于滾動活塞2的氣體力為：

圖5滾動活塞的受力分析

（2）氣缸體的受力分析

如圖4所示，作用于氣缸體的力有：與滾動活塞之間的支反力Fn1、Fn2及其摩擦力Ft1、Ft2；氣缸體與周圍潤滑油膜之間產(chǎn)生的粘性摩擦力矩有：外表面處的力矩Mcp，端面處的力矩Mct。建立沿氣缸內(nèi)孔軸線方向的力平衡方程為：

式中Ft1、Ft2--Fn1、Fn2作用處的摩擦力，且Ft1=fFn1,Ft2=fFn2

f--滾動活塞與氣缸內(nèi)壁間的摩擦系數(shù)，其推薦值見文獻[2]

于是可將式（18）整理為

假設(shè)氣缸與缸殼之間的環(huán)形縫隙內(nèi)充滿潤滑油，且潤滑油作穩(wěn)態(tài)層流的旋轉(zhuǎn)運動，則作用于氣缸外表面的粘性摩擦阻力矩為：

式中μ--潤滑油的粘度

rc--氣缸體外半徑

r2--缸殼內(nèi)半徑

氣缸體下端面與缸蓋平面構(gòu)成推力軸承并承受氣缸體的重量，假定此軸承處于邊界潤滑狀態(tài)，則摩擦力矩為[3]：

式中f1--摩擦系數(shù)

Wc--氣缸體的重量

r0--氣缸體平均內(nèi)半徑

（3）滾動活塞的受力分析

如圖5（b）所示，作用于滾動活塞的力有：氣體力、與氣缸體間的約束力及摩擦力；滾動活塞與周圍潤滑油膜之間產(chǎn)生的粘性摩擦力矩有：內(nèi)表面處的力矩Mpi,端面處的力矩Mpt。

滾動活塞的運動為繞偏心輪中心和繞主軸中心兩個轉(zhuǎn)動復(fù)合而成，于是滾動活塞繞主軸中心形成的摩擦力矩為：

Mpts=f2Wpe(22)

式中f2--摩擦系數(shù)

Wp--滾動活塞重量

滾動活塞繞偏心輪中心形成的摩擦力矩為；

式中rpi--滾動活塞內(nèi)半徑

轉(zhuǎn)子與偏心輪構(gòu)成一軸頸軸承，則此處的摩擦力矩為：

式中ωp--滾動活塞相對運動角速度

rc--偏心輪半徑

le--偏心輪長度

δe--軸承間隙

建立滾動活塞繞自身中心軸線轉(zhuǎn)動的動力學(xué)方程為：

Ipωp=Ftrp+Mpi-Mpt(25)

式中Ip--滾動活塞的轉(zhuǎn)動慣量

ωp--滾動活塞的角加速度

用數(shù)值方法求解上式可以求出滾動活塞1、2的相對角速度ωp1、ωp2的變化規(guī)律，具體步驟見文獻[4]。

（4）主軸的受力分析

作用于滾動活塞上的氣體力和約束力通過活塞與偏心輪間的油膜傳遞到偏心輪上構(gòu)成壓縮機的阻力矩，阻力矩的分析見后。除了偏心輪外表面處的摩擦力矩Mpi外，作用于主軸上的力矩還有支撐軸承處的粘性摩擦力矩Ms和原動機的驅(qū)動力矩Mm，Mm由原動機的特性確定。根據(jù)典型軸頸軸承粘性摩擦力矩的計算公式，則：

式中rs--主軸半徑

lb--軸承的長度

δb--軸承的間隙

2.4慣性力及其平衡

雙缸壓縮機有兩套氣缸-活塞組件，主軸的兩個偏心輪錯開180°，兩個氣缸互呈90°，故它們產(chǎn)生的離心力大小相等、方向相反，對于整機而言，旋轉(zhuǎn)慣性力得到了完全平衡。但兩偏心輪的旋轉(zhuǎn)慣性力未作用在同一直線上，從而構(gòu)成旋轉(zhuǎn)慣性力矩，因此轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機仍需加平衡重以平衡其慣性力矩，其平衡重大小及加裝位置與全封閉雙缸壓縮機相同，詳見文獻[4]。

3阻力矩

氣體力形成的阻力矩如圖5所示，對于雙缸壓縮機，氣體力產(chǎn)生的阻力矩為：

(27)

(2)約束力形成的阻力矩：氣缸體對滾動活塞的約束力通過滾動活塞傳遞到主軸的偏心輪上，構(gòu)成壓縮機的工作阻力，其形成的阻力矩為：

(28)

(3)總阻力矩：壓縮機的總阻力矩為：

(29)

式中Mf--主軸的總摩擦阻力矩，

4機械摩擦損失

前面分析了轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機中各摩擦部位位產(chǎn)生的力矩，對應(yīng)的機械摩擦損失計算公式列于表1中。

表1機械摩擦損失的計算公式

摩擦部位損失的計算公式算例

絕對值（w）相對值（%）

氣缸外表面

氣缸端面

滾動活塞外表面

滾動活塞內(nèi)表面

滾動活塞端面

支撐軸承Mcpω/2

Mctω/2

FtV

Mpi(ω-ωp)

Mptsω+Mpteωp

Msω18.4

34.8

20.7

2.1

9.8

16.118

34

20

2

10

16

5分析模型的應(yīng)用

利用以上建立的分析模型，對電機功率為1KW的房間空調(diào)用轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機進行分析。壓縮機的技術(shù)參數(shù)為；rp=21mm,H=9.2mm,re=11mm,e=2.9mm,Vsmax=9.0cm3。工質(zhì)為R410A。分析工況為：冷凝溫度45℃，蒸發(fā)溫度13℃，過冷度0℃，過熱度10℃，壓縮機轉(zhuǎn)速2700r/min。

圖6為氣體形成的阻力矩隨主軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，從圖中可以看出，該曲線的變化周期為π；阻力矩的波動幅度較小，約為0.5N·m。另一方面，該轉(zhuǎn)缸機構(gòu)無往復(fù)運動件，旋轉(zhuǎn)慣性力可以完全平衡。這樣可使轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的振動保持在較低的水平上。

圖6氣體力形成的阻力矩

圖7示出滾動活塞與氣缸之間的約束力隨主軸轉(zhuǎn)角的變化。從圖中可以看出，該約束力在0～60N之間波動，其值相對較小。另一方面，滾動活塞與氣缸之間為滾動線接觸，因此在處理R410A時的磨損會較小。

圖7滾動活塞與氣缸之間的約束力

壓縮機各摩擦部位產(chǎn)生的機械損失列于表1中。從表中可以看出，轉(zhuǎn)缸產(chǎn)生的機械摩擦損失較大，約占總損失的一半，因此，降低轉(zhuǎn)缸的機械摩擦損失將是進一步改善壓縮機效率的關(guān)鍵。

6結(jié)論

本文建立的轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的動力學(xué)分析模型可用于實際產(chǎn)品的研究與開發(fā)。

利用該模型對房間空調(diào)用轉(zhuǎn)缸壓縮機進行全面分析，分析結(jié)果表明：

(1)轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機沒有滑板，所有運動件都作滾動或轉(zhuǎn)動，振動和磨損均比較小，因此，它比較適合處理HFC類制冷工質(zhì)，有望發(fā)展成為新一代環(huán)保房間空調(diào)用壓縮機。

(2)轉(zhuǎn)缸旋轉(zhuǎn)壓縮機的運動副多，機械摩擦損失大，因此降低機械摩擦損失特別是轉(zhuǎn)缸的損失，將是進一步改善壓縮機效率的關(guān)鍵。

參考文獻

1KiyoshiSawaietal.DynamicAnalysisofNewVolumetricCompressorwithRotatingCylinderandPiston.ProceedingsofFifteenInternationalCompressorEngineeringConferenceatPurdueUniversity,USA.,2000:777～784

2郁永章.容積壓縮機技術(shù)手冊（第25章）.北京：機械工業(yè)出版社，2000

3盛敬超.工程流體力學(xué).北京：機械工業(yè)出版社，1988

4馬國遠.滾動活塞式壓縮機的動力計算.[臺機]機械月刊，1995；（5）：214～220