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涡旋式流体机械

阅读:700发布:2021-06-15

专利汇可以提供涡旋式流体机械专利检索,专利查询,专利分析的服务。并且一种涡旋式 流体 机械,涉及液体机械技术领域,它的静涡旋元件和动涡旋元件的涡卷的节线方程为:其中:Rg(φ)=F(φ)+G(φ)-H(φ)Rs(φ)=∫Rg(φ)dφF(φ)=α0·n·φn-1式中π/2≤φ≤φe,φe为节线最终展 角 ,5π≤φe≤7.5π;A、B、C、D、E、a、b、c、d、e为常数,3.8π≤A≤5π,2A<B≤(2A+π),1≤C≤50,0.05≤D≤2;5D≤E≤20D,6π≤a≤8π,2a<b≤(2a+4π),1≤c≤50,0.05≤d≤2;5d≤e≤16d,1≥n>0.8,a0>0其取值按圆的渐开线 基圆 半径取。本实用新型与 现有技术 相比可使得其涡旋元件的涡卷壁强度合理分布,涡卷壁可做得更高,涡旋元件的直径更小、面积利用率高。,下面是涡旋式流体机械专利的具体信息内容。

1、一种涡旋式流体机械,它包括有静涡旋元件、动涡旋元件、驱动轴、 防自转机构和机架组件,所述静涡旋元件和动涡旋元件的涡卷的节线方程 为:
P = Rs ( φ ) · e j ( φ ) + Rg ( φ ) · e j ( φ + π 2 )
其特征在于:
Rg(φ)=F(φ)+G(φ)-H(φ)
Rs(φ)=∫Rg(φ)dφ
F(φ)=a0·n·φn-1
G ( φ ) = E C · tan 2 [ ( φ - A ) / B ] + D
H ( φ ) = e c · tan 2 [ ( φ - a ) / b ] + d
所述各式中π/2≤φ≤φe,φe为节线最终展,5π≤φe≤7.5π; A、B、C、D、E、a、b、c、d、e为常数,3.8π≤A≤5π,2A<B≤(2A+ π),1≤C≤50,0.05≤D≤2;5D≤E≤20D,6π≤a≤8π,2a<b≤(2a+4π),1 ≤c≤50,0.05≤d≤2;5d≤e≤16d,1≥n>0.8,a0>0其取值按圆的渐开线 基圆半径取。
2、根据权利要求1所述的涡旋式流体机械,其特征在于:所述动涡 旋元件的涡卷内圈的壁厚大于外圈的壁厚。

说明书全文

                       技术领域

发明涉及一种流体机械技术领域,尤其是一种具有涡旋元件的流体机 械。

                       背景技术

涡旋式流体机械的构思始于法国工程师Cruex发明的旋转式发动机, 具体内容见美国专利No,802,182,其实它的工作原理也就是现在人们所称 涡旋式流体机械的工作原理。至今,涡旋流体机械装置的技术已是一种公 知技术。涡旋流体机械一般包括静涡旋元件、动涡旋元件、支架、偏心轴 及防自转机构。把相互啮合的动、静涡旋元件以一定的相位差,径向位移 组装后,可以形成至少一对封闭的月牙形容积腔。当动涡旋绕静涡旋作一 定半径的圆周轨道运动时,这些封闭的容积腔相应地扩大或缩小,从而实 现流体的吸入——压缩或膨胀——排出的过程。

下面参照附图说明涡旋式流体机械的工作原理。图1a中11为静涡旋元 件,12为动涡旋元件,动涡旋元件在主轴的驱动和防自转机构的相位保持 下作相对于静涡旋的平面圆周轨道运动。如图1a~图1c所示为吸气及压缩 的过程,气体进入腔内如图1a所示,最外圈工作腔随主轴的转动而张开; 当主轴转到一定的位置就会形成一对封闭容积腔室,吸气刚刚结束时,如 图1b所示,形成一对封闭容积,该对封闭容积称为吸气容积或行程容积 Vs;当主轴继续旋转则封闭腔变小即为压缩过程,如图1c所示;当封闭的 容积腔刚和排气孔相通时的容积,称为排气容积Vd,如图1d所示;图1d 至图1f显示排气开始至排气结束的过程,至此,图1a至图1f显示了涡旋 式压缩机的一个工作周期。

行程容积Vs和排气容积Vd之比称为内容积比εv,排气刚开始气体压 Pd与吸气刚结束气体压力Ps之比称为内压比εp。

如图2所示为一个静涡旋元件的轴向截面图,习惯上称轴向拉伸构成涡 卷外壁的曲线2a为外型线,外型线可为一条或多条,同样称2b为内型线, 内型线亦可为一条或多条,只要满足啮合条件即可。

气体压缩机在实际工作中对气体的压缩循环有三种方式,分别是理想循 环,即压缩机的内压比εp等于设计工况的压力比,欠压缩循环即内压比ε 小于设计工况的压力比,过压缩循环即内压比εp大于设计工况的压力比。 压缩机的实际循环越接近理想循环越能节省功耗,由于这样的原因,设计 涡旋压缩机和设计其它容积式压缩机一样尽量做到内压比等于设计工况的 压力比。然而由于涡旋压缩机加工工艺的复杂性以及传统型线(如圆的渐开 线、代数螺线等)的缺陷,普通的涡旋式压缩机能达到的内压比仅为3:1 左右,但制冷系统和气动系统的空气源所需的压力比范围却是5:1至10: 1甚至更高。理论上为提高涡旋压缩机压力比可增加涡卷圈数而达到,如图 3a~图3b所示的涡旋元件。但实际上涡卷圈数过多会导致压缩机内部传热 性能恶化,从而增加功耗,此外由于加工误差的累积,圈数越多,加工过 程越为复杂和困难,精度更难以保证。实践证明,涡旋式压缩机涡卷圈数 为3圈左右工作性能好,此处不作论述。现在涡旋式压缩机中,为了使实 际循环接近理想循环,采用的办法是在排气孔处加一个排气,此办法相 对无排气阀能节省功耗但却带来气流的脉动,增加压缩机的噪音和振动, 也不是种很理想的办法。

压缩机的排气量,通常是指压缩机单位时间内最后排出的气体换算到初 始吸气状态的气体容积。在转速一定的情况下,增加排气量意味着增大行程 容积,在涡旋式压缩机的设计中通常是加高涡卷壁,加大回转半径或是加 大涡旋元件直径。由于受到加工精度及强度的限制,加高涡卷壁仅能在很 小的范围内加高;加大回转半径则会给旋转惯性力及其力矩的平衡带来麻 烦,在较小的范围内加大回转半径可以,过大的回转半径会使整机的设计 难以进行;加大涡旋元件的直径实际上就是增加涡卷圈数,上面已讲述了 这种方法的缺陷之处。

为了解决增加涡旋式压缩机的排气量及提高压力比这两个问题,人们找 到了不少的办法,这些办法中,其静涡旋元件和动涡旋元件涡卷的节线满 足下列通用节线方程:

P = Rs ( φ ) · e j ( φ ) + Rg ( φ ) · e j ( φ + π / 2 )

上述节线方程的物理意义可见于《涡旋压缩机啮合理论及通用型线控 制议程》(刊号为ISSN 1006-2971/CN21-1176/TH《压缩机技术》1998年第 2期的第12-13页)。对该节线方程的应用不同,按该方程确定的静涡旋元 件和动涡旋元件的涡卷的形状和结构就会影响涡旋式压缩机的排气量及压 力比。其中最为有效的是中国专利“涡卷容积式流体位移装置”(专利号: ZL93109629.4,)披露的一种涡卷容积式流体位移装置,其结构如图4a~4d 所示。其中图4a、图4b为工作时动、静涡旋元件的啮合的轴向截面图, Hs为低压区,该区压强等于吸气压强,ts为最外圈涡卷壁厚,Hd为高压区, 该区压强近似等于设计压强也就是排气压强;td为最内圈涡卷壁厚,图4c 是动涡旋元件轴向截面图,图4d是静涡旋元件截面图,图5是该专利涡旋 型线的示意图。通过图5可显示出最外一圈的型线是按圆的渐开线方法设 计使得压缩机行程容积达到设计要求,最内的一圈使压缩机的行程容积比 得到满足;而中间部分,外型线是用一圈符合啮合条件的曲线abc替代了三 圈渐开线型线,从而使涡卷的螺旋圈数在3圈左右,同样内型线用一圈曲 线def代替了三圈渐开线使得圈数为3圈左右。其实这种方法就是圆的渐开 线方法增加涡卷圈数使压缩机排量增大及内压比接近设计值,然后裁掉中 间2圈或更多圈型线,以一圈符合啮合条件的光滑曲线把内、外两段型线 连接起来,使涡卷圈数较为合理,从而克服了过多圈数的涡卷加工困难和 性能不良等问题。可以说至今这种方法在大排量、高压比的涡旋式压缩机 设计中是较为理想的一种。从图4、图5可以看出,按上述专利设计的涡旋 元件外圈和最内圈是和圆的渐开线设计一样,由于这样的原因,按圆的渐 开线设计涡旋元件存在的一些弊端,该专利依然没有完全克服。按圆的渐 开线设计的涡旋元件的涡卷壁壁厚是相等的,故最内圈及最外圈涡卷壁的 强度也是近乎相等的。如图4a所示,最外圈封闭腔Hs的压强等于吸气压 强,与外层的压差几近等于零,所以对涡卷壁强度的要求很低;而最内圈 封闭腔Hd的压强等于排气压强,是压缩机内部压强最高、温度最高的地方, 与相邻腔的压差也是最大,对涡卷壁强度的要求也最大。从上面的分析可 知,上述专利和按圆的渐开线设计的涡旋元件一样存在涡卷壁强度分布不 好的情况,也就是说其内圈壁厚和外圈壁厚的分布不好。

下面就图6a~图6c简单分析一下按圆的渐开线以及上述专利设计增强 内圈涡卷壁强度的途径及其弊端,图6a~图6c是简单的内圈涡卷壁的示意 图,Pd为最内圈封闭腔的压强,而Pd-1是相邻腔的压强,从受力性质来看 涡卷壁类似悬壁梁,强度要求最高的是根部,从多次的实验结果得知内圈 涡卷壁的断裂是从根部开始。要使涡卷壁不断裂,通常采取的办法是降低 涡卷壁的高度,假设如图6a时,内圈涡卷壁断裂,hb<ha,另一种办法是 加厚涡旋壁的壁厚,即tc>ta。然而上述这两种措施在设计大排量或高压比 的涡旋压缩机时存在较大的问题。在实验中,一台壁厚为5.5,高55的涡 旋元件内圈涡卷壁发生断裂,当高度降至50依然断裂,最后降至45才通 过了耐久性实验。假设动、静涡旋元件除涡卷壁高度外其他参数没有改变, 则压缩机排气量则下降了约18%,如若要使排量与设计要求相符,那就得 增大涡旋元件,亦增加涡卷圈数,涡旋元件的增大也使整个压缩机外型尺 寸增大,对整机设计带来不利。通过加厚涡卷壁厚来增强内圈强度同时也 存在同问题,增加内圈的壁厚时也增加了外圈的壁厚,为达到相同行程容 积要增大涡卷盘直径。在实验用的压缩机其它参数不变,仅把壁厚从5.5变 为6,排气量减少了5%左右,而且壁厚从5.5变为6,内圈涡卷壁强度依然 不够;除了排气量减少了外,涡卷壁厚加厚还使动涡旋元件回转质量增加, 给惯性力及惯性力矩的平衡带来更大的难度。从上述分析可见,涡卷壁强 度分布不好从而使外型尺寸过大是上述专利的一个主要缺点。

上述的问题,即过多的圈数、涡卷壁强度分布不合理等是大排量、高 压比涡旋式压缩机设计、制造的关键问题,以至于现在很多相关专业资料 预言涡旋式压缩机在应用于制冷系统仅能单机达20力,而应用于空压机 仅是1m3/min以下(即行程容积约400cm3),事实上,现在单机头行程容 积400cm3以上的涡旋压缩机世界上也少有批量生产。

                        发明内容

本实用新型的目的就是提供一种制造大排量、高压比的涡旋式流体机 械,它可使得其涡旋元件的涡卷壁强度合理分布,涡卷壁可做得更高,涡 旋元件的直径更小、其面积利用率高。

为实现上述目的,本实用新型所采用的方案是:它包括有静涡旋元件、 动涡旋元件、驱动轴、防自转机构和机架组件这些与现有技术相同的零部 件,其静涡旋元件和动涡旋元件的涡卷的节线方程为:

P = Rs ( φ ) · e j ( φ ) + Rg ( φ ) · e j ( φ + π / 2 )

其中:Rg(φ)=F(φ)+G(φ)-H(φ)

G ( φ ) = E C · tan 2 [ ( φ - A ) / B ] + D

F(φ)=a0·n·φn-1

Rs(φ)=∫Rg(φ)dφ

H ( φ ) = e c · tan 2 [ ( φ - a ) / b ] + d

式中π/2≤φ≤φe,φe为节线最终展,5π≤φe≤7.5π;A、B、 C、D、E、a、b、c、d、e为常数,3.8π≤A≤5π,2A<B≤(2A+π),1≤C ≤50,0.05≤D≤2;5D≤E≤20D,6π≤a≤8π,2a<b≤(2a+4π),1≤c≤50, 0.05≤d≤2;5d≤e≤16d,1≥n>0.8,a0>0其取值按圆的渐开线基圆半 径取。    

上述动涡旋元件的涡卷内圈的壁厚最好大于外圈的壁厚。

采用上述技术方案,本实用新型与现有技术相比具有如下有益效果:

制造大排量、高压比的涡旋气体压缩机时,可使得其涡旋元件的涡卷 壁强度合理分布,涡卷壁可做得更高,涡旋元件的直径更小、其面积利用 率高。以圆的渐开线为型线,动涡旋元件直径为260毫米、动涡旋元件的 公转半径为7.5毫米的涡旋气体压缩机为例,现有技术的涡旋气体压缩机, 其行程容积为400毫升,壁厚为6毫米,涡旋元件的涡卷壁高为45毫米, 其动涡旋元件的涡卷壁厚为等壁厚,涡卷圈数为4圈,内压比为4.0;采用 本实用新型技术方案的涡旋气体压缩机,其行程容积为533毫升,动涡旋 元件涡卷外圈的平均壁厚为5.5毫米、涡卷内圈最小壁厚为7.6毫米,涡卷 壁高52毫米,涡卷圈数为3圈,内压比为4.0。

                    附图说明

图1a~图1f是涡旋式气体压缩机的工作原理图。

图2是涡旋式气体压缩机静涡旋元件轴向截面示意图。

图3a、图3b为多圈数动涡旋元件的结构示意图。

图4a~图4d是现有技术的涡旋元件结构示意图。

图5是现有技术的涡旋元件的涡卷型线结构示意图。

图6a~图6c是涡旋元件的涡卷壁强度分析示意图。

图7a~图7c是本实用新型实施例中涡旋元件的轴向结构示意图。

图8是本实用新型实施例中涡旋元件的径向截面示意图。

图9是本实用新型实施例的结构示意图。

                       具体实施方式

下面结合附图实例对本实用新型作进一步详述:

本实用新型的实施例为涡旋式气体压缩机,图9所示,该机包括有静 涡旋元件1,动涡旋元件2,防自转机构3,机架4,驱动轴5,它们相互间 的连接关系与现有技术相同。

其中静涡旋元件1和动涡旋元件2的涡卷形状由下列节线方程决定:

P = Rs ( φ ) · e j ( φ ) + Rg ( φ ) · e j ( φ + π / 2 )

其中:Rg(φ)=F(φ)+G(φ)-H(φ)

Rs(φ)=∫Rg(φ)dφ

F(φ)=a0·n·φn-1

G ( φ ) = E C · tan 2 [ ( φ - A ) / B ] + D

H ( φ ) = e c · tan 2 [ ( φ - a ) / b ] + d

上式中取其节线的最终展角φe=7π,即选取涡卷圈数约3圈、则π/2 ≤φ≤7π;a0的数值按圆的渐开线的基圆半径取值,即a0=4.5。其它参 数值的选取以使节线圆滑为目的,通过采用计算模拟的方式取得A=4.3π、 B=9.1π、C=1、D=0.15、E=1、a=7.5π、b=16.1π、c=1、d=0.17、e=1.1、 n=1。由此取值得:

F(φ)=4.5

G ( φ ) = 1 tan 2 [ ( φ - 4.3 π ) / 9.1 π ] + 0.15

H ( φ ) = 1.1 tan 2 [ ( φ - 7.5 π ) / 16.1 π ] + 0.17

Rg ( φ ) = 4.5 + 1 tan 2 [ ( φ - 4.3 π ) / 9.1 π ] + 0.15 - 1.1 tan 2 [ ( φ - 7.5 π ) / 16.1 π ] + 0.17

Rs ( φ ) = { 4.5 + 1 tan 2 [ ( φ - 4.3 π ) / 9.1 π ] + 0.15 - 1.1 tan 2 [ ( φ - 7.5 π ) / 16.1 π ] + 0.17 }

静涡旋元件1的涡卷内外型线可将上式和选取的公转半径Ror=7.5代入 下列公知的静涡旋元件的涡卷型线通用方程即可求得:

静涡旋元件1的涡卷壁内型线Pn=(Rs(φ)+Ror/2)ej(φ)+Rg(φ)ej(φ+x/2)

静涡旋元件1的涡卷壁外型线Pw=(Rs(φ)-Ror/2)ej(φ+π)+Rg(φ)ej(φ+3x/2)

动涡旋元件2的涡卷内、外型线的形状根据共轭要求即可由静涡旋元 件的涡卷型线方程确定。按上述型线方程加工制成的静涡旋元件1和动涡 旋元件2的形状如图7a和图7b所示,静涡旋元件1和动涡旋元件2的啮 合形状如图7c所示,涡旋元件的径向截面如图8所示。

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