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        渦旋壓縮機(jī)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性研究*

        2016-12-24 16:38:40劉興旺鄭國(guó)林
        化工機(jī)械 2016年5期
        關(guān)鍵詞:變形

        劉興旺 鄭國(guó)林

        (1. 蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院;2. 蘭州理工大學(xué)溫州泵閥工程研究院)

        渦旋壓縮機(jī)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性研究*

        劉興旺**1,2鄭國(guó)林1

        (1. 蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院;2. 蘭州理工大學(xué)溫州泵閥工程研究院)

        針對(duì)渦旋壓縮機(jī)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)軸承壽命短的工程難題,建立了動(dòng)渦旋盤受力模型,分析了動(dòng)渦旋盤所受的各種氣體力和力矩,得到了一個(gè)周期內(nèi)氣體力和力矩隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的規(guī)律。在此基礎(chǔ)上建立了小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)受力模型,研究分析了小曲拐的動(dòng)力特性和變形規(guī)律,分析了軸承壽命隨小曲拐軸徑和數(shù)目變化的規(guī)律。結(jié)果表明:小曲拐的變形量較大,導(dǎo)致小曲拐軸承局部受力增大,壽命減小;同時(shí)作用的小曲拐數(shù)目增加或其軸徑增大都有利于延長(zhǎng)小曲拐軸承壽命。

        渦旋壓縮機(jī) 小曲拐 防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu) 變形 軸承壽命

        渦旋壓縮機(jī)具有體積小、重量輕、吸排氣連續(xù)平穩(wěn)、振動(dòng)小、噪聲低及耗能小等優(yōu)點(diǎn),被廣泛應(yīng)用于空調(diào)制冷、動(dòng)力工程及交通運(yùn)輸?shù)阮I(lǐng)域[1~3]。高轉(zhuǎn)速渦旋壓縮機(jī)還可大幅度提高排氣量,更受業(yè)界青睞。帶軸承的小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)由于摩擦損耗小,近年來(lái)被廣泛用于高轉(zhuǎn)速渦旋壓縮機(jī)中。

        國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了大量研究,趙嫚等研究了小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的工作原理、小曲拐數(shù)目的合理選取和分布,指出小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)是按平行四邊形原理運(yùn)動(dòng),采用3個(gè)小曲拐均勻分布的防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)具有良好的工作性能[4];劉振全等將小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為平行四連桿機(jī)構(gòu),通過(guò)對(duì)其動(dòng)力分析證實(shí)它比半周受力的防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)受力減少了一半,是一種精度高、性能好的防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)[5];李超等研究了小曲拐的受力和運(yùn)動(dòng)平衡方程,分析了小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性和小曲拐的變形,指出周向均勻分布的小曲拐越多動(dòng)渦旋盤與小曲拐的受力情況將越好,小曲拐的最大變形發(fā)生在上下兩端,最大應(yīng)力發(fā)生在上下兩端和中間退刀槽部分[6,7]。

        上述研究集中于對(duì)小曲拐的研究。而在使用過(guò)程中發(fā)現(xiàn)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)軸承壽命較短,嚴(yán)重影響到渦旋壓縮機(jī)的整機(jī)可靠性。筆者為揭示原因,對(duì)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性進(jìn)行了研究,著重分析計(jì)算了小曲拐的受力變形和小曲拐軸承的最小壽命,所得結(jié)論為小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

        1 動(dòng)渦旋盤受力分析與計(jì)算

        筆者以一樣機(jī)作為研究對(duì)象,該樣機(jī)主要參數(shù)如下:基圓半徑a=3.5mm、漸開線起始展角α=48.3°、壓縮腔對(duì)數(shù)n=3、漸開線展開圈數(shù)N=3.25、渦旋齒高度h=40mm、曲軸回轉(zhuǎn)半徑r=5.1mm、吸氣壓力ps=40kPa、吸氣結(jié)束角θs=90°、開始排氣角θ*=255°。

        如圖1所示,作用在動(dòng)渦旋盤上的主要?dú)怏w力和力矩如下:軸向氣體力Fa、切向氣體力Ft、徑向氣體力Fr、傾覆力矩Mt和自轉(zhuǎn)力矩Mr。

        圖1 動(dòng)渦旋盤受力

        1.1軸向氣體力

        沿偏心軸軸線方向施加在動(dòng)渦旋盤上的軸向氣體力使動(dòng)渦旋盤軸向脫離靜渦旋盤,增大了軸向間隙,導(dǎo)致徑向氣體泄漏量增加,軸向氣體力為:

        (1)

        式中Pt——漸開線節(jié)距;

        S——中心壓縮腔軸向力作用面積;

        θ——曲柄轉(zhuǎn)角;

        ρ1——中心壓縮腔的壓力比;

        ρ3——第3個(gè)壓縮腔的壓力比;

        ρi——第i個(gè)壓縮腔的壓力比。

        1.2切向氣體力

        沿偏心軸切線方向施加在動(dòng)渦旋盤上的氣體力稱為切向氣體力,其值為:

        (2)

        式中h——渦旋齒高度。

        1.3徑向氣體力

        徑向氣體力驅(qū)使動(dòng)渦旋盤中心向靜渦旋盤中心靠近,使徑向間隙擴(kuò)大,通過(guò)徑向間隙的切向泄漏量增加,徑向氣體力值為:

        Fr=2ahps(ρ1-1)

        (3)

        式中a——基圓半徑。

        1.4傾覆力矩

        由于切向氣體力與徑向氣體力的合力的作用點(diǎn)與驅(qū)動(dòng)動(dòng)渦旋盤運(yùn)動(dòng)的曲柄的作用點(diǎn)不在同一個(gè)垂直于軸線的平面內(nèi),因此引起動(dòng)渦旋盤傾覆,其傾覆力矩值為:

        (4)

        式中h1——Fr和Ft作用力平面與主軸驅(qū)動(dòng)力作用平面間的距離。

        1.5自轉(zhuǎn)力矩

        由于切向氣體力是作用在動(dòng)渦旋盤基圓中心和靜渦旋盤基圓中心的連線中點(diǎn)上,因此產(chǎn)生了使動(dòng)渦旋盤繞主軸偏心線轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩,該力矩稱為自轉(zhuǎn)力矩,其值為:

        (5)

        代入樣機(jī)參數(shù),求得曲柄轉(zhuǎn)角回轉(zhuǎn)360°時(shí)動(dòng)渦旋盤所受各種氣體力和力矩隨曲柄轉(zhuǎn)角θ的變化曲線,如圖2~4所示。

        圖2 Fa、Ft、Fr隨曲柄轉(zhuǎn)角θ變化曲線

        圖3 傾覆力矩Mt隨曲柄轉(zhuǎn)角θ變化曲線

        圖4 自轉(zhuǎn)力矩Mr隨曲柄轉(zhuǎn)角θ變化曲線

        由以上計(jì)算結(jié)果分析可知:徑向氣體力為一定值;軸向氣體力和切向氣體力隨曲柄轉(zhuǎn)角的增大先增大后減小,當(dāng)θ=θ*時(shí)值最大;傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩隨曲柄轉(zhuǎn)角的增大先減小再增大后減小,當(dāng)θ=θ*時(shí)有最大值;軸向氣體力、切向氣體力、傾覆力矩較大,必將影響小曲拐的受力和小曲拐軸承的壽命。

        2 小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動(dòng)力特性

        圖5為小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)剖視圖,小曲拐的上下兩端均采用角接觸球軸承并分別安裝在動(dòng)渦旋盤和機(jī)架上,3個(gè)小曲拐周向均勻分布。

        圖5 小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)剖視圖

        圖6為3個(gè)小曲拐的平面裝配圖,O1為主軸中心,O2為曲柄銷中心,A、B、C為3個(gè)小曲拐在支架體上的中心,D、E、F為小曲拐在動(dòng)渦旋盤上的中心。

        2.1小曲拐受力分析

        動(dòng)渦旋盤所受的氣體力會(huì)傳遞到小曲拐上,小曲拐所受的主要作用力和力矩如圖7所示。

        小曲拐自身的離心慣性力Fci,軸向氣體力Fai,小曲拐與動(dòng)渦旋盤重力的合力Gi,徑向氣體力與動(dòng)渦旋盤離心慣性力的合力Fpi,機(jī)架對(duì)小曲拐的軸向支持力Fni,機(jī)架對(duì)小曲拐的徑向支持力Fzi,自轉(zhuǎn)力矩Mri,傾覆力矩Mti,摩擦力矩Mfi。Fci、Fpi、Fzi均沿著小曲拐的徑向方向且與主軸的偏心線相平行。

        圖6 小曲拐平面裝配圖

        圖7 小曲拐受力分析

        根據(jù)上述受力分析,建立小曲拐的力的平衡方程,由ΣFy=0可得:

        Fpi-Fzi-Fci=0

        (6)

        由ΣFz=0可得:

        Fni-Fai-Gi=0

        (7)

        2.2小曲拐變形分析

        小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的變形主要是彎曲變形,可以簡(jiǎn)化為如圖8所示的懸臂梁。AB段為機(jī)架側(cè)的軸段,CD段為動(dòng)渦旋盤側(cè)的軸段。由于各零件加工裝配精度不同和運(yùn)行后的磨損量不同,任意工作瞬間,同時(shí)作用的小曲拐數(shù)分為3種情況,即只有一個(gè)小曲拐受力,同時(shí)有兩個(gè)小曲拐受力,3個(gè)小曲拐同時(shí)受力。

        圖8 小曲拐簡(jiǎn)化的懸臂梁

        Fai與Gi的合力F1,其大小為:

        (8)

        式中z——同時(shí)作用的小曲拐數(shù)目。

        Fpi、Fci與摩擦力三者的合力F2,其值為:

        (9)

        式中Mf——總摩擦力矩;

        m2——?jiǎng)訙u旋盤質(zhì)量;

        Rf——總摩擦力矩作用力臂。

        自轉(zhuǎn)力矩等效作用力F3為:

        (10)

        式中Rr——自轉(zhuǎn)力矩作用力臂。

        小曲拐的變形可分為如圖9所示的AB、BC、CD3段求解疊加。

        圖9 小曲拐懸臂梁求解圖

        對(duì)于AB段B點(diǎn)所在截面的慣性矩IB為:

        (11)

        式中d1——AB段軸軸徑。

        以B點(diǎn)所在截面為作用面,則AB段軸所受的總力矩M1為:

        M1=Mt+F1l2-F2l3+F3l3

        (12)

        B點(diǎn)所在截面的最大撓度ωB為:

        (13)

        式中E——彈性模量。

        B點(diǎn)所在截面的最大截面轉(zhuǎn)角θB為:

        (14)

        把BC段梁作為B端固定的懸臂梁。C點(diǎn)所在截面的慣性矩IC為:

        (15)

        式中d2——BC段軸軸徑。

        以C點(diǎn)所在截面為作用面,則BC段軸所受的總力矩M2為:

        M2=Mt-F2l3+F3l3

        (16)

        C點(diǎn)所在截面的最大撓度為:

        (17)

        其次,把原BC桿看作是整體向下位移ωB且轉(zhuǎn)動(dòng)了θB的懸臂梁。C點(diǎn)所在截面的最大豎直和最大水平變形量分別為:

        (18)

        (ωC)H=(ωC)H1+l2θB

        (19)

        忽略F1對(duì)D點(diǎn)所在截面的變形,把CD桿作為一端固定的懸臂梁。D點(diǎn)所在截面的慣性矩ID為:

        (20)

        D點(diǎn)所在截面的最大撓度為:

        (21)

        原CD梁變形量由C點(diǎn)所在截面與D點(diǎn)所在截面變形量疊加,則D點(diǎn)所在截面的最大豎直變形量與最大水平變形量分別為:

        (ωD)V=(ωD)V1+(ωC)V

        (22)

        (ωD)H=(ωC)H

        (23)

        代入?yún)?shù)求得在同時(shí)作用的小曲拐數(shù)不同的條件下小曲拐的最大變形量(表1)。

        表1 不同數(shù)目小曲拐受力時(shí)小曲拐的變形量

        動(dòng)渦旋盤齒頂與靜渦旋盤底部的軸向間隙數(shù)量級(jí)在0.01mm,由以上計(jì)算結(jié)果可知,小曲拐的變形量較大,勢(shì)必導(dǎo)致動(dòng)渦旋盤齒頂與靜渦旋盤底部的軸向間隙增大,引起徑向泄漏量增加。小曲拐的變形還會(huì)使動(dòng)渦旋盤的傾覆加劇,導(dǎo)致小曲拐軸承局部受力劇增,磨損增加,以致其壽命縮短。周向均勻分布的小曲拐越多,動(dòng)渦旋盤對(duì)單個(gè)小曲拐的作用力和力矩減小,單個(gè)小曲拐的變形量顯著減小,這將有利于防止動(dòng)渦旋盤的傾覆,使小曲拐軸承受力均勻,有利于延長(zhǎng)其壽命。

        2.3小曲拐軸承壽命

        樣機(jī)中小曲拐軸承采用同時(shí)能承受軸向力和徑向力的角接觸球軸承,選取了7000B系列的角接觸球軸承,軸承受力如圖10所示。

        圖10 軸承受力

        傾覆力矩等效作用力與自轉(zhuǎn)力矩等效作用力的合力:

        (24)

        式中Rt——傾覆力矩作用力臂。

        機(jī)架對(duì)軸承的支持力Fk、軸承徑向動(dòng)載荷Fqr、軸承軸向動(dòng)載荷Fqa、當(dāng)量動(dòng)載荷P分別為:

        Fk=Fq-F2

        (25)

        Fqr=Fkcosα

        (26)

        Fqa=Fksinα+F1

        (27)

        P=fp(XFqr+YFqa)

        (28)

        式中fp——載荷系數(shù);

        X——徑向動(dòng)載荷系數(shù);

        Y——軸向動(dòng)載荷系數(shù)。

        軸承基本額定壽命Lk:

        (29)

        式中Cr——基本額定動(dòng)載荷;

        ft——溫度系數(shù);

        v——主軸轉(zhuǎn)速;

        ε——壽命系數(shù)。

        代入算例參數(shù),計(jì)算可得上下軸段小曲拐軸承的最小壽命,并繪制了軸承壽命與上軸承軸徑關(guān)系曲線圖和軸承壽命與下軸承軸徑關(guān)系曲線圖(圖11、12)。

        圖11 上軸承壽命隨軸徑變化曲線

        圖12 下軸承壽命隨軸徑變化曲線

        分析圖11、12可知:小曲拐軸徑確定時(shí),同時(shí)作用的小曲拐數(shù)目增加,小曲拐軸承壽命增大,這是由于小曲拐數(shù)目增加,單個(gè)小曲拐受到的傾覆力矩和氣體力減小,小曲拐軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P減小,根據(jù)式(29),P減小,Cr、ft、ε、v不變,可知此時(shí)小曲拐軸承壽命Lk增大;同時(shí)作用的小曲拐數(shù)目確定時(shí),小曲拐軸徑增大,小曲拐軸承壽命增大。這是由于小曲拐軸徑增大,與之配合軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr增大,根據(jù)式(29)Cr增大,P、ft、ε、v不變,可知此時(shí)小曲拐軸承壽命Lk增大。

        3 結(jié)論

        3.1同時(shí)作用的小曲拐數(shù)越多,動(dòng)渦旋盤對(duì)單個(gè)小曲拐的作用力和力矩減小,單個(gè)小曲拐的變形量顯著減小,可有效防止動(dòng)渦旋盤的傾覆,使小曲拐軸承受力均勻,壽命延長(zhǎng)。

        3.2小曲拐的變形量較大,導(dǎo)致動(dòng)渦旋盤傾覆加劇,進(jìn)而使小曲拐軸承局部受力劇增使其磨損加劇,縮短了小曲拐軸承壽命。

        3.3小曲拐的軸徑增大,小曲拐軸承額定動(dòng)載荷增大,有利于延長(zhǎng)小曲拐軸承壽命。

        3.4同時(shí)作用的小曲拐數(shù)目增加,小曲拐軸承所受當(dāng)量載荷減小,有利于延長(zhǎng)小曲拐軸承壽命。

        [1] 唐景春,左承基.降低汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)排氣溫度的結(jié)構(gòu)分析[J].中國(guó)機(jī)械工程,2012,23(2):248~250.

        [2] 王立存,陳進(jìn),張賢明,等.基于泛函的制冷渦旋壓縮機(jī)變壁厚渦旋型線理論及形狀優(yōu)化[J].中國(guó)機(jī)械工程,2010,21(16):1989~1901.

        [3] 馮健美,屈宗長(zhǎng).渦旋壓縮機(jī)的發(fā)展優(yōu)勢(shì)和關(guān)鍵技術(shù)[J].中國(guó)機(jī)械工程,2002,13(19):1706~1708.

        [4] 趙嫚,劉振全,劉興旺,等.渦旋壓縮機(jī)多個(gè)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的研究[J].壓縮機(jī)技術(shù),2006,(1):5~7.

        [5] 劉振全,趙嫚,李超.渦旋壓縮機(jī)曲柄銷防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)分析[J].蘭州理工大學(xué)學(xué)報(bào),2006,32(4):53~55.

        [6] 李超,鄭尚書,趙嫚,等.渦旋壓縮機(jī)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)動(dòng)力特性分析[J].中國(guó)機(jī)械工程,2014,25(2):236~241.

        [7] 李超,單彩俠,余鵬飛,等.渦旋壓縮機(jī)小曲拐防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力特性[J].蘭州理工大學(xué)學(xué)報(bào),2008,34(1):50~53.

        StudyofDynamicCharacteristicsofAnti-rotationMechanismofMini-crankinScrollCompressor

        LIU Xing-wang1,2, ZHENG Guo-lin1

        (1.CollegeofPetrochemicalEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050,China; 2.WenzhouResearchInstituteofPumpandValve,LanzhouUniversityofTechnology,Wenzhou325105,China)

        Considering the poor servicing life of mini-crank’s anti-rotation mechanism in the scroll compressor, a force model of the moving scroll disc was established and various gas forces and moment in the moving scroll disc were analyzed to reach a rule that gas forces and moment vary with the rotation angle of the main axis in a period; and on this basis, a model of the mini-crank’s anti-rotation mechanism was established to analyze both dynamic characteristics and deformation of the mini-crank, including the rule that bearing life changes with the variation of both mini-crank’s shaft diameter and number. The results show that, larger crank deformation can result in the increase of local stress on the mini-crank’s bearing and a reduced lifetime; and increasing the number or the shaft diameter of the mini-cranks can extend its servicing life.

        scroll compressor, mini-crank, anti-rotation mechanisam,deformation, bearing life

        *國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51265026),浙江省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(Y1080079)。

        **劉興旺,男,1970年11月生,副教授。甘肅省蘭州市,730050。

        TQ051.21

        A

        0254-6094(2016)05-0622-06

        2015-11-27,

        2016-08-15)

        聲明

        本刊現(xiàn)入編“萬(wàn)方數(shù)據(jù)——數(shù)字化期刊群”和“中國(guó)核心期刊(遴選)數(shù)據(jù)庫(kù)”,作者著作權(quán)使用費(fèi)與本刊稿酬一次性給付,不再另行發(fā)放。作者如不同意將文章入編,投稿時(shí)敬請(qǐng)說(shuō)明。

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