董曉鋒，閆偉國，王珍，亓占豐，高博

(1.大連大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧大連 116622；2.松下壓縮機(jī)(大連)有限公司，遼寧大連 116033)

0 前言

渦旋壓縮機(jī)因具有零件少、振動(dòng)噪聲低和工作效率高等優(yōu)勢(shì)，得到越來越廣泛的應(yīng)用。渦旋盤作為壓縮機(jī)的核心部件，在流體作用下的變形規(guī)律和內(nèi)部溫度、壓力場(chǎng)分布，通過試驗(yàn)的方法難以獲得。因此，通過CFD分析方法來模擬計(jì)算渦旋盤工作過程中的變形規(guī)律和內(nèi)部流場(chǎng)的狀態(tài)分布已成為主要的研究方法之一。吳臻等人[1]建立了動(dòng)、靜渦旋盤三維流場(chǎng)數(shù)值模型，通過數(shù)值分析方法獲得渦旋盤內(nèi)部流場(chǎng)參數(shù)。彭斌等人[2]建立了無油渦旋壓縮機(jī)渦旋盤的數(shù)學(xué)模型，對(duì)比分析了渦旋盤內(nèi)流場(chǎng)在有泄漏和無泄漏兩種條件下的溫度、壓力變化規(guī)律。EMHARDT等[3]利用CFD方法對(duì)比分析了變壁厚渦旋膨脹機(jī)在同種介質(zhì)不同壓縮比下的內(nèi)部壓力和速度場(chǎng)分布。查海濱等[4-5]運(yùn)用大渦模擬和選取渦旋齒特征點(diǎn)等方法研究了不同主軸轉(zhuǎn)角下渦旋齒的變形規(guī)律，但是僅考慮了壓力對(duì)渦旋齒變形的影響。郭鵬程等[6]建立帶有徑向間隙和軸向間隙的渦旋盤三維模型，通過數(shù)值分析方法對(duì)渦旋盤的流場(chǎng)和性能進(jìn)行了模擬計(jì)算，分析了不同工況下的渦旋盤泄漏規(guī)律。王君等人[7-8]提出了一種可提高計(jì)算精度結(jié)構(gòu)化動(dòng)網(wǎng)格的生成方法，解決了渦旋盤流體域模擬過程中嚙合間隙處容易出現(xiàn)負(fù)體積的問題。李超等人[9]建立了渦旋盤楔形軸向泄漏間隙模型，分析了傾覆力矩對(duì)渦旋盤徑向泄漏的影響。劉濤和王永威[10]對(duì)變截面渦旋盤進(jìn)行了線性溫度場(chǎng)和流場(chǎng)分析，得到了兩種熱邊界載荷下渦旋盤的溫度分布。SUN等[11]驗(yàn)證分析了6種不同吸氣腔體積和渦旋齒嚙合角的改變對(duì)渦旋盤容積效率和質(zhì)量流率的影響。PEREIRA、DESCHAMPS[12]對(duì)渦旋盤在不同流體介質(zhì)、不同工況和不同幾何形狀等條件下產(chǎn)生的徑向和切向泄漏進(jìn)行了分析。劉國平等[13]通過劃分渦旋盤各壓縮腔施加邊界載荷，模擬分析了渦旋盤在穩(wěn)態(tài)壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)作用下的變形，總結(jié)其變形規(guī)律，但邊界條件過于理想化，將同一腔內(nèi)的壓力和溫度考慮為均勻分布。王建吉和劉濤[14]通過試驗(yàn)方式測(cè)得渦旋盤工作時(shí)內(nèi)部的壓力和溫度，再利用有限元方法分析了變截面渦旋盤在熱力耦合作用下的變形，此方式的試驗(yàn)過程較為復(fù)雜，且誤差較大。

上述研究中對(duì)渦旋盤內(nèi)部流場(chǎng)壓力和溫度分布規(guī)律研究較多，而對(duì)渦旋盤在流場(chǎng)作用下的變形情況研究較少。針對(duì)渦旋盤在工作過程中的變形難以測(cè)得的問題，本文作者建立了帶有軸向和徑向間隙的圓漸開線渦旋盤的三維流體域模型，運(yùn)用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)模擬計(jì)算了渦旋盤運(yùn)動(dòng)過程中內(nèi)部流場(chǎng)參數(shù)，得到任意主軸轉(zhuǎn)角下渦旋盤內(nèi)部壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)分布，并將流體域的計(jì)算結(jié)果直接施加到固體邊界上，對(duì)比分析了渦旋盤在僅受壓力場(chǎng)、僅受溫度場(chǎng)和熱力耦合作用下的應(yīng)力分布和變形，結(jié)合試驗(yàn)對(duì)模擬結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。同時(shí)提出了一種渦旋齒的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法，并對(duì)改進(jìn)后結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和變形進(jìn)行了模擬，總結(jié)其應(yīng)力分布和變形規(guī)律，可為渦旋盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供一定的理論依據(jù)。

1 控制方程及三維流場(chǎng)模型

1.1 控制方程

渦旋壓縮機(jī)的工作過程是靠動(dòng)、靜渦旋盤以一定偏心距相互嚙合形成密閉腔容積，而動(dòng)渦旋盤在曲軸的帶動(dòng)下繞靜渦旋盤作公轉(zhuǎn)平動(dòng)，使壓縮腔不斷向中心移動(dòng)的同時(shí)而容積逐漸減小來實(shí)現(xiàn)氣體壓縮過程。其中，各腔容積滿足方程:

(1)

式中：i為壓縮腔個(gè)數(shù)；θ為主軸轉(zhuǎn)角；P為節(jié)距；h為齒高。

渦旋盤內(nèi)部各腔壓力滿足方程:

(2)

各腔內(nèi)部溫度滿足方程:

(3)

式中:ps為吸氣壓力;Ts為吸氣溫度；k為等熵指數(shù)。

渦旋盤內(nèi)部流體控制方程，滿足質(zhì)量守恒方程:

(4)

動(dòng)量守恒方程:

(5)

能量守恒方程：

(6)

式中:ρF為單位體積上的質(zhì)量力;divP為單位體積上的應(yīng)力張量的散度。

1.2 三維流場(chǎng)CFD模型

采用等壁厚渦旋齒模型，渦旋齒型線由基圓漸開線構(gòu)成。以動(dòng)渦旋齒為例，外側(cè)渦旋型線方程為

內(nèi)側(cè)渦旋型線方程為

(8)

式中:Rb為基圓半徑;α為漸開線展角;t為齒厚。

渦旋盤三維流場(chǎng)模型如圖1所示，流體域主要包括五部分：進(jìn)氣管道，排氣管道，兩處渦旋齒的齒頂泄漏間隙和渦旋盤的壓縮流體區(qū)域，而它們之間通過建立交界面來實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的傳遞。

圖1 渦旋盤三維流場(chǎng)模型

壓縮機(jī)工作時(shí)，冷媒由進(jìn)氣口進(jìn)入流體域，經(jīng)過動(dòng)、靜渦旋齒之間的旋轉(zhuǎn)壓縮由排氣口排出。為防止動(dòng)、靜渦旋齒變形發(fā)生磨損，動(dòng)、靜渦旋齒之間設(shè)有0.1 mm的軸向間隙和徑向間隙。渦旋盤流體域的三維模型設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 渦旋盤流體域三維模型設(shè)計(jì)參數(shù)

為減少計(jì)算量并保證計(jì)算精度，采用不同的網(wǎng)格劃分方式對(duì)渦旋盤流體域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。進(jìn)氣管道和排氣管道區(qū)域?qū)W(wǎng)格的質(zhì)量要求較低，采用四面體網(wǎng)格單元；而中間流體區(qū)域和齒頂間隙區(qū)域需要根據(jù)動(dòng)渦旋齒的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行網(wǎng)格重構(gòu)，網(wǎng)格質(zhì)量要求較高，因而采用棱柱型網(wǎng)格單元。中間壓縮流體域的網(wǎng)格劃分為35層，而動(dòng)、靜渦旋齒之間的齒頂間隙網(wǎng)格各劃分為一層。流體域的網(wǎng)格劃分如圖2所示，其中網(wǎng)格單元數(shù)為1 000 826，節(jié)點(diǎn)數(shù)為546 616，網(wǎng)格平均質(zhì)量為0.896。

圖2 流體域網(wǎng)格劃分

壓縮機(jī)工作時(shí)，動(dòng)渦旋盤繞靜渦旋盤做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此需要運(yùn)用動(dòng)網(wǎng)格方法來實(shí)現(xiàn)流體域網(wǎng)格的變形和重構(gòu)。其中動(dòng)渦旋齒壁面的運(yùn)動(dòng)軌跡通過UDF來定義，將動(dòng)、靜渦旋齒壁面設(shè)定為無滑移的壁面，而動(dòng)網(wǎng)格采用Spring Smoothing與2.5DRemeshing相結(jié)合的方法。

計(jì)算過程中，渦旋盤內(nèi)部流體域的溫度和壓力隨著動(dòng)渦旋齒的移動(dòng)而發(fā)生變化。通過對(duì)流體的計(jì)算，可以得到壓縮機(jī)壓縮過程中動(dòng)、靜渦旋盤內(nèi)部流體的瞬態(tài)壓力和溫度，將該壓力和溫度施加到渦旋盤固體邊界上，可得到渦旋盤在該時(shí)刻的瞬態(tài)變形和瞬時(shí)應(yīng)力分布。

1.3 邊界條件設(shè)置

由于渦旋盤內(nèi)的冷媒介質(zhì)被壓縮發(fā)生相變的過程難以模擬，因此內(nèi)部流體的氣體模型采用理想氣體模型。由于動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)速較快，冷媒在渦旋盤內(nèi)的循環(huán)周期很短，與周圍環(huán)境的換熱量很少，因此將整個(gè)壓縮過程考慮為絕熱壓縮，忽略冷媒介質(zhì)與環(huán)境的換熱。其中，冷媒介質(zhì)采用R32。湍流模型采用RNGκ-ε模型，是考慮到流體在壓縮過程中會(huì)產(chǎn)生渦流。

在流體計(jì)算過程中，將進(jìn)氣口和排氣口設(shè)定為壓力入口和壓力出口，根據(jù)渦旋壓縮機(jī)實(shí)際工況設(shè)置如下參數(shù)：進(jìn)氣口的壓力為1.018 MPa,進(jìn)氣溫度為18.3 ℃，排氣口的壓力為3.472 MPa，轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。

2 渦旋盤流場(chǎng)分布

2.1 壓力場(chǎng)分布

圖3是主軸轉(zhuǎn)角分別在0°、120°和240°時(shí)各壓縮腔的壓力分布圖?？梢姡焊鲏嚎s腔的壓力呈中心對(duì)稱分布，且同一壓縮腔中的壓力分布較為均勻。主軸轉(zhuǎn)角為0°時(shí)，最外側(cè)壓縮腔閉合，吸氣結(jié)束，渦旋盤開始?jí)嚎s，此時(shí)最外側(cè)腔與中心腔的壓差最大。由于動(dòng)靜渦旋齒之間存在軸向和徑向泄漏間隙，使高壓腔中的流體向低壓腔泄漏，從而導(dǎo)致流體被重復(fù)壓縮，造成中心排氣腔的壓力進(jìn)一步升高。

圖3 渦旋盤工作腔壓力云圖

計(jì)算過程中，當(dāng)中心腔的壓力高于設(shè)定的排氣壓力時(shí),排氣口開始排氣，因此中心腔的壓力值會(huì)在排氣壓力上下浮動(dòng)，此過程中流體會(huì)發(fā)生回流，造成中心腔壓力和溫度的升高。

2.2 溫度場(chǎng)分布

圖4為不同主軸轉(zhuǎn)角下渦旋盤內(nèi)部的溫度云圖?？梢姡簻u旋盤運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，壓縮腔內(nèi)流體的溫度伴隨著壓力的升高而增大，各腔溫度呈中心對(duì)稱分布，但同一壓縮腔中溫度分布不均勻，是因?yàn)閴嚎s腔之間存在軸向和徑向泄漏間隙，使高壓腔中的一部分熱量向低壓腔傳播，導(dǎo)致嚙合間隙處的流體溫度升高。從高壓腔泄漏到低壓腔的流體，會(huì)隨著曲軸旋轉(zhuǎn)而進(jìn)行二次壓縮，造成中心腔內(nèi)熱量累積，使排氣溫度進(jìn)一步升高。由于腔內(nèi)流體速度分布不均勻和渦旋齒之間軸向泄漏間隙的存在，使溫度沿齒高方向存在變化。溫度場(chǎng)與壓力場(chǎng)相比，同一壓縮腔內(nèi)壓力分布均勻而溫度分布不均勻，說明溫度的傳播速度低于壓力的傳播速度。

圖4 渦旋盤工作腔溫度云圖

3 渦旋盤變形分析

3.1 網(wǎng)格劃分及邊界條件

動(dòng)渦旋材料采用HT300，其材料基本參數(shù)為：彈性模量130 GPa，泊松比0.27，密度7.3×103kg/m3，熱膨脹系數(shù)1.1×10-5/℃。對(duì)動(dòng)渦旋采用自動(dòng)劃分網(wǎng)格方法，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示，網(wǎng)格單元形狀以四面體為主。約束條件為限制渦旋盤端板底面的法向移動(dòng)，并將軸承座內(nèi)孔設(shè)為固定約束。

圖5 動(dòng)渦旋網(wǎng)格劃分

3.2 渦旋盤變形

流體與固體之間的數(shù)據(jù)是通過插值運(yùn)算的方法將流體的計(jì)算數(shù)據(jù)映射到與固體的交界面上，使渦旋盤壁面上的溫度和壓力直接來源于流場(chǎng)的模擬計(jì)算。另外，固體變形同時(shí)考慮渦旋盤端板在流體作用下的變形對(duì)渦旋齒變形的影響，從而保證渦旋齒變形量計(jì)算結(jié)果更接近于實(shí)際工作情況。

當(dāng)動(dòng)渦旋盤運(yùn)動(dòng)至與靜渦旋盤的齒頭發(fā)生脫嚙時(shí)，中心排氣腔與第一壓縮腔相通，此時(shí)壓縮過程結(jié)束，各腔內(nèi)的壓力和溫度都較高，渦旋齒的變形量也較大。圖6為動(dòng)渦旋盤在該時(shí)刻的壓力云圖，其中渦旋盤在熱力耦合作用下和僅受溫度作用下的最大應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在渦旋齒的齒頭底部，而僅受氣體力作用時(shí)的最大應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在渦旋齒中段的齒底處。

圖6 動(dòng)渦旋應(yīng)力云圖

圖7為動(dòng)渦旋齒底內(nèi)、外側(cè)型線從齒頭到齒尾的應(yīng)力變化曲線。可見：渦旋盤在受熱力耦合作用時(shí)，齒底內(nèi)外側(cè)的應(yīng)力變化趨勢(shì)幾乎相同，都是齒頭處的應(yīng)力值最大,但內(nèi)側(cè)的應(yīng)力值波動(dòng)高于外側(cè)，而齒底外側(cè)的最大應(yīng)力值高于內(nèi)側(cè)，其中最大值與最小值之間相差65 MPa。通過對(duì)比渦旋齒在受熱力耦合場(chǎng)作用、僅受溫度作用與僅受氣體力作用時(shí)的應(yīng)力值，得出溫度對(duì)渦旋齒應(yīng)力的影響高于氣體力。

圖7 渦旋齒應(yīng)力曲線

渦旋齒內(nèi)、外側(cè)壓力所形成的壓差導(dǎo)致渦旋齒產(chǎn)生變形。圖8為動(dòng)渦旋盤在3種情況下的變形云圖。可見：渦旋盤在熱力耦合作用下的最大變形發(fā)生在渦旋齒齒頭的齒頂部位，并且渦旋盤在溫度場(chǎng)作用下的變形遠(yuǎn)高于在僅受氣體力作用下的變形。由于渦旋齒內(nèi)側(cè)的壓力高于外側(cè)，所以渦旋齒呈向外傾斜的變形趨勢(shì)。

圖8 動(dòng)渦旋變形云圖

齒頂內(nèi)、外側(cè)型線的軸向變形和徑向變形曲線如圖9所示，可知：渦旋齒在受熱力耦合場(chǎng)作用下的變形量遠(yuǎn)高于在僅受氣體力作用時(shí)的變形量，說明溫度是引起渦旋齒變形的主要原因，并且齒頂外側(cè)變形量大于內(nèi)側(cè)。渦旋齒的軸向變形普遍高于徑向變形，說明渦旋盤在工作過程中主要發(fā)生軸向變形。在熱力耦合邊界條件下，渦旋齒的最大軸向變形量約為0.061 2 mm，最大徑向變形量約為0.027 3 mm，而在流體計(jì)算過程中，動(dòng)靜渦旋齒之間存在0.1 mm軸向間隙和徑向間隙，說明渦旋盤在工作過程中齒頂不會(huì)發(fā)生碰撞磨損，滿足工作穩(wěn)定性要求。

圖9 渦旋齒變形曲線

4 渦旋盤結(jié)構(gòu)改進(jìn)

由于渦旋齒在齒頭齒底處的應(yīng)力值較大，為了減小渦旋盤的最大應(yīng)力值、延長(zhǎng)渦旋盤使用壽命，在渦旋盤原有結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，提出了一種渦旋齒結(jié)構(gòu)改進(jìn)方式。采用雙圓弧修正法[15]對(duì)渦旋齒的齒頭處進(jìn)行加厚，但由于齒頭加厚后，渦旋盤運(yùn)動(dòng)到壓縮腔與中心排氣腔相通時(shí)，中心腔的排氣容積減小，造成冷媒在排氣過程中受到嚴(yán)重的節(jié)流阻礙，冷媒流速增加，引起冷媒在齒頭處會(huì)產(chǎn)生較大渦流，同時(shí)也會(huì)引起渦旋盤軸向泄漏的增加，造成壓縮機(jī)的效率降低，因此在齒頭齒頂處切削一部分圓弧，以增大中心排氣腔容積。圖10為齒頭改進(jìn)的二維圖，其中R1和R2為渦旋齒的兩段修正圓弧半徑，R3為切削圓弧，切削深度為10 mm。

圖10 渦旋齒改進(jìn)二維圖

用上述CFD分析方法對(duì)改進(jìn)后的渦旋盤的應(yīng)力分布和變形進(jìn)行了模擬計(jì)算，在模擬過程中，采用與渦旋盤改進(jìn)前相同的邊界條件和冷媒介質(zhì)。固體變形同樣模擬動(dòng)渦旋盤運(yùn)動(dòng)至開始排氣時(shí)刻的變形。圖11為改進(jìn)后渦旋盤在熱力耦合作用下的變形和應(yīng)力分布云圖，可見：與改進(jìn)前的渦旋盤相比較，齒頭改進(jìn)后的渦旋盤的最大應(yīng)力值減小了14.81 MPa，最大變形量減小約9.79×10-4mm。

圖11 改進(jìn)渦旋盤變形和應(yīng)力云圖

5 渦旋壓縮機(jī)性能試驗(yàn)

5.1 流場(chǎng)模擬結(jié)果驗(yàn)證

圖12為壓縮機(jī)性能試驗(yàn)平臺(tái)，其系統(tǒng)組成如圖13所示，試驗(yàn)平臺(tái)主要由蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、冷凝器和膨脹閥四部分組成。在壓縮機(jī)的進(jìn)氣口和排氣口處設(shè)有壓力表和溫度傳感器，用于監(jiān)測(cè)壓縮機(jī)工作時(shí)進(jìn)、排氣口的壓力和溫度。試驗(yàn)過程中將壓縮機(jī)與試驗(yàn)平臺(tái)聯(lián)接完成后，先對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行抽真空，充入了冷媒，再啟動(dòng)機(jī)組。

圖12 壓縮機(jī)性能試驗(yàn)平臺(tái)

圖13 壓縮機(jī)試驗(yàn)平臺(tái)組成

用軸向嚙合間隙為90～100 μm的動(dòng)靜渦旋盤裝配樣機(jī)來進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)中，平臺(tái)設(shè)置以下參數(shù)：蒸發(fā)器溫度7.2 ℃，冷凝器溫度54.4 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min，進(jìn)口壓力1.018 MPa,進(jìn)氣口溫度18.3 ℃，排氣口壓力3.472 MPa。通過對(duì)比壓縮機(jī)模擬計(jì)算排氣溫度與試驗(yàn)排氣溫度來驗(yàn)證模擬計(jì)算的正確性。待壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)后，試驗(yàn)結(jié)果如表2所示，得到壓縮機(jī)的實(shí)際排氣溫度為114.8 ℃。圖14為模擬計(jì)算的數(shù)據(jù)曲線圖，可知：模擬排氣溫度一開始呈不斷上升的趨勢(shì)，但隨著曲軸的旋轉(zhuǎn)，壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)后，溫度趨于一個(gè)穩(wěn)定值，該溫度保持在119 ℃左右。模擬排氣溫度比實(shí)際排氣溫度高4 ℃左右，是因?yàn)樵谡鎸?shí)工作條件下，渦旋盤內(nèi)部流體域極少部分熱量被周圍環(huán)境所吸收，而模擬計(jì)算過程忽略了流體域與周圍環(huán)境的熱量交換，將壓縮過程考慮為絕熱壓縮，導(dǎo)致模擬排氣溫度高于實(shí)際排氣溫度。模擬排氣壓力一開始波動(dòng)比較大，隨著壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)而逐漸趨于一個(gè)穩(wěn)定值。模擬進(jìn)氣壓力和進(jìn)氣溫度始終保持一個(gè)穩(wěn)定值。

表2 渦旋壓縮機(jī)試驗(yàn)結(jié)果

圖14 模擬參數(shù)曲線

5.2 固體變形驗(yàn)證

為驗(yàn)證動(dòng)渦旋盤的最大軸向變形約為0.061 2 mm，分別用嚙合間隙為50～60 μm和90～100 μm動(dòng)、靜渦旋盤來裝配樣機(jī)，然后以與模擬計(jì)算相同的工況條件進(jìn)行穩(wěn)定性試驗(yàn)，再將渦旋盤取出。取出的動(dòng)渦旋盤如圖15所示，發(fā)現(xiàn)嚙合間隙為50～60 μm的動(dòng)渦旋盤齒頂有明顯的磨損痕跡，而軸向間隙為90～100 μm的動(dòng)渦旋盤齒頂無磨損痕跡，表明動(dòng)渦旋盤在該工況下的最大變形量大于0.06 mm，間接證明模擬計(jì)算變形量的正確性。經(jīng)過試驗(yàn)結(jié)果與模擬計(jì)算結(jié)果的對(duì)比，驗(yàn)證了模擬計(jì)算可以在一定誤差范圍內(nèi)真實(shí)反映渦旋盤內(nèi)部流場(chǎng)的分布情況和渦旋齒變形情況，可以為渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)工作提供一定的理論依據(jù)。

圖15 動(dòng)渦旋磨損圖片

6 結(jié)論

(1)通過建立帶有泄漏間隙渦旋盤流體域的三維模型，結(jié)合動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)渦旋盤內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行模擬計(jì)算，得到任意時(shí)刻渦旋盤內(nèi)部流場(chǎng)壓力和溫度的分布情況，并結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證了模擬計(jì)算結(jié)果的正確性。

(2)通過對(duì)比渦旋盤流體域壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)的分布，得出軸向和徑向泄漏間隙對(duì)壓縮腔壓力分布均勻性的影響較小，而對(duì)溫度分布均勻性的影響較大。

(3)得到了動(dòng)渦旋盤在壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)耦合作用下的應(yīng)力分布和變形規(guī)律。其中，最大應(yīng)力發(fā)生在齒頭齒根處，最大變形發(fā)生在渦旋齒展角為560°處。從齒頭到齒尾，應(yīng)力值的波動(dòng)較大，最大差值為65 MPa。

(4)通過對(duì)比渦旋齒分別在受壓力場(chǎng)、溫度場(chǎng)和熱力耦合場(chǎng)作用下的應(yīng)力值和變形量，得出溫度升高是造成渦旋齒應(yīng)力值和變形量增大的主要原因。

(5)在相同邊界條件下，經(jīng)過模擬計(jì)算，改進(jìn)后的渦旋盤與原有結(jié)構(gòu)相比，最大應(yīng)力值和最大變形量都有所減小，證明改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)具有一定的優(yōu)越性。