【正文】 總的說來，這次的畢業(yè)設計讓我對所學的機械設計的知識有了更深刻的理解，對機械制圖有 了更多的實踐，通過利用所學理論知識和所學軟件的操作，完成了本次的設計任務，為今后的工作打下了堅實的基礎。 因所學知識以及參考資料有限，外加設計經驗不足，本次設計或多或少存在一些缺點與不足。學會了獨立思考和運用所學知識，明白了有針對性的學習更有效率。在這次畢業(yè)設計中，我在大學所學的理論知識再一次得到了綜合運用，同時也涉及到了許多過去沒接觸過的知識，如本次設計的主題—— 渦旋式壓縮機 機構設計 ，雖然平時對空調已經司空見慣，但是當我開始設計時才發(fā)現(xiàn)空調的真實面目，通過老師的幫助并且查閱了許多資料后，才對渦旋式壓縮機有了粗略的了解；還有在本次設計其間所用的繪圖軟件的很多以前沒用過的功能也得到了運用，使得我更加了解和熟悉所用的繪圖軟件。 結果 通過對渦旋壓縮機主要零部件及其附件設計裝配完成后得到本次設計的渦旋壓縮機裝配圖，如圖 45,利用 UG 建模得到渦旋壓縮機的三維模型如圖 46,圖 47。 高壓渦旋壓縮機主要靠壓差供油，即潤滑油在壓縮氣體的一定壓差下，從油池將潤滑油壓入背壓腔，到達各個接觸表面，達到潤滑目的。采用聚四氟乙烯材料時密封條采用整體結構。 如果動渦盤上受到的軸向氣體作用力，傳遞到支架上安裝 的軸承，則壓縮機工作時，其壓縮腔頂部留有一定間隙，造成徑向氣體泄漏。 軸向間隙 軸向間隙的泄漏線長度比徑向泄漏線長度大得多，因此，軸向間隙的密封效果就比徑向間隙的密封效果重要得多。 ②在 tpRor ?2?時，徑向間隙值很大，渦旋壓縮機工作時，沿徑向間隙的切向氣體泄漏量明顯增加，容積效率下降，排氣溫度提高，渦旋壓縮機也不能正常工作。由于是滑動接觸，所以造成的功耗是比較小的。理論上講，動靜渦盤的側壁面沿徑向并不接觸，而是形成一個很小的間隙值，由于潤滑油及高速主軸旋轉的雙重作用，單位時間內通過徑向間隙的切向氣體泄露受到了限制。 潤滑是保證渦旋壓縮機可靠工作的重要環(huán)節(jié)，潤滑油除了潤滑軸承外還起到導熱及密封作用。 壓縮機的性能 壓縮機能否得到高的工作性能，在很大程度上取決于密封及潤滑的有效性。軸承是渦旋壓縮機的結構中不可或缺的一部分。 本設計中的渦旋壓縮機選擇結構簡單，容易制造，易裝配，體積小的十字環(huán)防自轉機構，通過對其淬火以及表面磷化處理后達到使用要求。只能承受徑向力 ,不能承受軸向力 ,不具有止推軸承的作用是它的不足之處。由此 ,偏心主軸與小曲柄銷構成了一個平面連桿機構 ,從而限制了動渦盤的自轉運動。 ④小曲柄銷 結構：小曲柄銷的軸頭部分位于支架上的軸孔中 ,曲柄銷位于動渦盤的曲柄銷孔中 ,同時使用的小曲柄銷有 l3 個 ,最常見的布置方式為圓周均布型。 注：圓柱銷不是單個使用 ,而是三個同時工作。與十字環(huán)結構相比 ,圓柱銷防自轉機構具有以下結構特點 : ,圓柱銷結構要求主軸偏心量取定值。 原理：當動渦旋體平動時，銷在孔內平動，回轉半徑 R。一般情況下，滾珠的個數(shù)以 820 個 為宜，如圖 42。 特點：結構簡單，易加工，可實現(xiàn)滾動支撐，減少磨損。 原理：動渦旋體平動時，鋼球可在孔內轉動。 特點：結構簡單，容易制造，易裝配，體積小，但是易磨損。十字聯(lián)接環(huán)上兩對凸臺分別與支架體和動渦盤可滑動槽連，如圖 41。經過圓弧修正后的旋壓縮機，可獲得較高的工作效率，圖 32即為排氣孔處的圓弧修正。在相同壓力比時，經圓弧修正后的渦旋壓縮機可設計成更加緊湊的結構。 圓弧修正后渦旋壓縮機的特點 充分減少了漸開線起始段構成的無用容積，即無修 正時形成 的余隙容 積。因為圓弧曲線是共軛曲線，因此，在漸開線的氣勢段用圓弧曲線進行修正是合適的。 阿基米德線 的修正 設計動、靜渦旋盤時，常對原始渦旋型線進行修正，以實現(xiàn)不同的目的，為了減少渦旋壓縮機的幾何尺寸，可以將渦旋體偏置于渦旋低端板上，也可以通過改變渦旋型線的布置來獲得比較小的壓縮機體積。 ④漸開線形狀取決于基圓的大小，在相同展角處，基圓的大小不同，其漸開線的曲率也不同。 阿基米德線 阿基米德線特征 根據漸開線的形成的過程，可知漸開線具有下列特征： ①發(fā)生線沿基圓滾過的長度，等于基圓上被滾過的圓弧長度； ②因發(fā)生線 Bk 即為漸開線在點 k 的法線。 ③一對嚙合點相嚙合時，嚙合點所在漩渦型面的切向平行，并且與通過渦旋型線特征性狀幾何中心之間連線方向相垂直。 ②當渦旋型面上一對共軛點相嚙合時，動、靜渦旋盤渦旋型線特征形狀幾何中心之間的距離，不隨主軸角變化。具體結構如圖所示。 40Cr 材料的 1100?A ,主軸設有φ 5mm 通油孔，為空心軸，取β= 則主軸的最小軸徑 mmn PAd )(2840 )1( 43430 ?????? ?。 圖 主軸 ①主軸結構尺寸的確定 主軸的材料選用渦旋壓縮機常采用的主軸材料 40Cr。 十字環(huán) 根據動渦盤上的鍵槽位置以及鍵槽尺寸，確定十字環(huán)的外徑為φ 160mm，內徑為φ 140mm， 4個凸臺高 8mm 寬 10mm，對稱布置，材料為 QT600。查相關資料 ,選擇連接螺釘為 M8 的六角頭螺釘 12 顆，則設置 12 個φ 9mm 螺紋通孔均布于靜渦盤上，根據螺釘?shù)某叽?，以及結構不干涉原則可確定放置通孔的臺階尺寸。具體結構尺寸如圖 21。 則小平衡鐵總重為： m2= ? ? 322 107][ ????????? = 確定渦旋壓縮機各重要零件的結構尺寸 動渦盤 利用基圓繪制漸開線渦盤得到最大外徑尺寸為Φ 192mm，取動渦盤外徑尺寸為Φ 210mm，渦旋體高 45mm，考慮到十字環(huán)的鍵槽深 5mm，取渦旋底盤厚 15mm，本設計采用的主軸形式為曲柄銷式，因此動渦盤上需有與曲柄銷配合的凸臺，取其尺寸內徑Φ50mm ，外徑Φ70mm ，高40mm 。 φ 10 的圓孔面積： r2=46mm 圓孔質量矩： 6 7 103 46= 剩余部分為： yS 11 2 7 103= yS= mm3 yS= ? ?33 37552sin32 ?? 得 α =176。 由軸的尺寸可知： la=100mm l1=mm l11=100mm l2=361mm OBA C 大平衡鐵的設計 m1的形狀為 : R=81mm, r 未知 ,厚度為 15mm。 根據電子計算機計算結果 及有關計算得 S平 = 平衡鐵的厚度 h平為： h 平 = （距離靠軸承部分的端板為 ） 則挖去的配重為 G 平 =[ + （ + ） 1] （ 2）動平衡 1．確定動盤的重心 通過合成法求得動盤的總重為 重心距齒端的距離為 . 2. 確定第一部分 3. （動渦旋、軸承、偏心軸）的重量及重心 軸承質量： 221g 重心距原點位置 F= 偏心軸： 重心距原點位置 86+236/2=70 F= 則作為第一部分（動渦旋、軸承、偏心軸）的重量為： +221+= 重心 距齒端距離為 （ ++） /= 4. 離心慣性力和慣性力矩的平衡 ma, m1, m11,m2, ror， r1, r11,r2,分別為第一部分，平衡鐵Ⅰ1，平衡鐵Ⅰ 11，平衡鐵Ⅱ的重量和偏心距。54`) ，內徑為45mm ，外徑為 88mm,該扇形中每隔 40176。其中心線于 Y軸夾角為 176。 0 0 1 7 4%972 1 7 6 0 2)1( mmVV sp ????? ? 壓縮機指示功 P1=,P2= 指示功 JPPVPLpi 121 ????????????????????????? 壓縮機的指示功率 00 060 ???? ii LnP 選擇電機轉 速 n=2840r/min，功率 （三）平衡計算 （ 1）動渦旋的靜平衡 1. 渦旋齒的重量 Gi 動渦旋的靜平衡采用去配重的方式進行 根據電子計算機計算結果 Si= Gi= = 40 247。 ???????? ? 考慮泄漏等因素的儲備因數(shù) ,對于渦旋壓縮機 , 其泄漏系數(shù)λ應不大于 8% %8%%10039。 基圓半徑 mmPa 2232 ??? ?? 因節(jié)距 P 由基圓半徑決定則重取 mma ? ,得到 mmP 23? 。/min，轉速為 2880rpm 則 每轉排氣量 ： Vs = 179。/min； 進口壓力 （絕對）； 出口壓力 （絕對）。當吸氣管道中的氣體帶有液滴時，不會直接導致壓縮腔液擊。立式全封閉低壓殼體腔渦旋壓縮機在制冷與空調系統(tǒng)中有著廣泛的應用。 3. 主要部件 設計 渦旋壓縮機的整體結構的選擇 本設計采用的是立式全封閉低壓殼體腔結構如圖 21。擴大變頻調速技術和人泵技術的應用。 2）通過壓縮過程模擬及優(yōu)化設計、采用新的材料與新的機構來減少機械摩擦損失、氣體泄漏損失、傳熱損失和氣流阻力損失，提高渦旋壓縮機的工作效率和工作可靠性。 縱觀國內外渦旋式壓縮機的研究發(fā)展現(xiàn) 狀、生產水平、以及市場的需求趨勢，今后的一段時間內，有關渦旋壓縮機研究動向可歸納為： 1）降低生產制造成本被列為研究工作的首要任務之一。 美國考普藍公司是生產制冷壓縮機的專業(yè)廠家，盡管壓縮機的研究開發(fā)起步晚，但現(xiàn)在已成為設計技術先進，生產規(guī)模最大的渦旋壓縮機生產廠家， 1996 年的產量達到二百多萬臺。日本松下電器公司生產出用于家用空調的小型全封閉渦漩式壓縮機，東芝公司推出了列車空調壓縮機，美國開地公司仔仔冷水機組上并聯(lián)使用渦旋壓縮機，以提高整機制冷量。從此，對渦漩式壓縮機的研究開發(fā)就成為壓縮機技術發(fā)展的熱點之一。 1981 年 ，日本三菱重工推出了 用于汽車空調的渦旋壓縮機。 進入本世紀 70 年代，由于能源危機加劇及數(shù)控技術的發(fā)展，給渦旋壓縮機的發(fā)展帶來了機遇。 此后近 70 年間，渦旋機械并沒有得到更深入的研究和發(fā)展。 展 渦旋壓縮機械的構思，是本世紀初期法國工程師克拉斯提出的，并與 1905 年取得美國專利權。擴寬應用范圍和適用領域，實現(xiàn)產品系列化。提高渦旋盤的生產效率，設計出更加緊湊與更加適宜于工業(yè)化生產的結構都是直接的措施。綜觀國內外渦旋壓縮機的研究開發(fā)現(xiàn)狀，生產制造水平以及市場需要趨勢，今后一段時間內，有關渦旋壓縮機的研究動向可歸納為 。 ⑧數(shù)碼渦旋壓縮機 Copeland Digital Scroll 可以全方位滿足以下系統(tǒng)應用：單蒸發(fā)器多聯(lián)機系統(tǒng)，風管送風系統(tǒng)，冷水機組系統(tǒng)及機房空調系統(tǒng)。與變頻系統(tǒng)存在制冷量階梯相比，數(shù)碼渦旋系統(tǒng)可以實現(xiàn)任何一點的冷量要求； ②在任何負荷點都具備出色的除濕性能 在低負荷范圍使室內達到濕度 70%以下的舒適要求； ③低噪音與低振動，壓縮機保持恒速運行，避免產生高頻噪音與振動； ④極高的可靠性：通過谷輪公司極其嚴格的測試條件，并保證15 年以上運行壽命； ⑤極佳的回油特性，壓縮機定速運行，即使在小負荷冷量時也