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时间:2020-03-23
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1、筇38卷第3媚涡旋压缩机涡旋盘的数值模拟研究郭仁宁“王若旭。冯新件2“r1.W&$^{n*』%々%:2mm&“^#☆≮EuP#$}%捕;月《mi自*#*目目《Ⅲ%n*《女mH*&*#.镕#%《女tI#t#÷☆十∞∞#目^P±*n女々t《∞M#,*女女《i*t口女*i女Ⅱ&Ⅱi,“A&自£g音々iKⅡ#*tⅧ∞《Ⅱ镕#*《±*4#"十ⅢH女gTO帖I2I女m#U目^女t‰}0254删4f20IIJ034)345m3涡旋式压缩机是~种n过去几十‘一ft得到r快速发展的新型托缩机械,其体秘小教率高.嘬爵低目前日在拒式孛弼领域占有绝对优势,
2、在车用空词领域也连渐艋示山强大的竞争,J涡旋压精机的研究主望借鉴技术比较成熟的维功活塞式、螺杆式等回转豫缩机模型,但是巾于涡旋压缩机工作特性比较复杂.各研究文献的侧重点巨不相同.分析也小能垒阿,所u至々j己法建立涡旋式压缩机统一的系统的数学模型。lq时由于实验条件和技术的限制,许多研究只跟于理沧丹析而没有具体的实验结果验证、本文利用ANSYS软件进行数值模拟,可以进步验证理论研究1模型的建立由于涡旋盘宴际形状复杂,涡圈是具有曲面边界的结构傩.因而在选择有限元单兀类型时,笔者选掸ANSYS中的Solid95单兀。采用自动网格划分方法对
3、满旋盘实体进行网格划分1.如图1所示。为了能够准确地反映涡旋盘的位移场和应力场.如果把整个涡盘的结构包括细微的倒角和蹦角等作为研究对象.然而这样全导致网格划分过密,不仅增加,汁苒赀用和T作借.而且细小的结构会导致网格形状变坏,增大计算温差,甚至碍豉整个计算结果失真、斟此,有必要埘一屿不承要的结构细化进行简化,“便更虾地进{r分析r作考虑到涡旋盘的端板与涡旋精厚度桕比较较厚,nL.一目I涡旋盘姑构的月格划分并H其周丽结恂起到了加强的作用.实际工况下变形很小,为了计算方便,将其假定为刚忭体.凡变形只发牛在涡旋齿P2约束条件及应力分析21
4、约束条什动涡旋靠在稳定工况下长时倒运行时,其上的温度分布比较均匀,故来考虑温度场的影响动涡旌闭死容积内的气体睢山是随曲柄转角变化的,在吸气过程结束的瞬间.作用于动涡旋盘内外表面的压力差最大,此时齿部的轴向变形及端板的变形也最大.故堆丈的分析确定为此[况根据装配关系假定枉保特最小油幢厚度的条什下+动满旋盘受静描礁盘下表惭的约束.认为端板周边上所卉的^在:向槛约求动幽旋盘端板r端Ⅲ(背音
5、:)由十受与其相邻零件}卞环的限制,,郛r九*j"6#8月*.教女Ⅱ,自自*m】23m,0化工机撇使其j{能做偏0叫转牛动.肉此认为动涡旋舡往z疗向被
6、r轴上的点约求.)^向被,轴r的点约求,22应力分析温腰载荷、惯性薮荷、各种气体力戟倚和接触力找荷是涡旋雎缩机】:作过程t{·主要承受的外力“。#中,气体轴向力,径向力切枷力以肚功睁涡盘之问的接触力和rI身重^尤为明品工作过程中,址丁涡旋盘外侧的吸气腔内的雎力为嗳气压力.一。悱气¨相通的中心腔内的压力为排气压力。祸旋鹾缩机枉实际1:况下,由于内外J.作腔雎力小耐.有城井mJ产事’t体槿向力.其大小从外侧吸气腔刮中心排气腔连渐增大。除r受到各种力的鼓荷迁要受到温腱的作』1l,温度与山的变化相像;巾下动静涡盘作HJ使压缩机产’I:3个压
7、缩腔.苴小力分别是P,=101kPa,P±=427kPa,n=I179MPa.采用以I‘爪力为裁荷边抖条件进{,有限儿分析。3结果殛分析相时于涡旋齿.端板壁厚夫得多,所以此时涡旋齿处的量力状卷可以近似于悬臂架在均布载荷下的罡力状卷,又加I:托此处几何突变.其掇部应力值必然较人。祸旋齿的头部处于岛压箍喊,卫为涡蕨断的边缘.所以拈齿头部的廊山协fl然最大,即此处为强度破坏的最危险点。其应力俯的大小直接影响动盘涡旋齿的强度及寿命。幽2足涡旋盘瞌力的Mises等效应力曲线.n心j田2涡旋盘筝蛀庄力田从图2中可以发现.涡旋盘的最^鹿力点(39
8、7MPa)发生在齿头都.此处为强度破坏的垠危险点,其腹力值的大小直接影响动盘涡旋齿的强度及寿命“。已知cucrMo台金铸铁的许用应20l】q^为300MPa,求得的垃人麻山远远小于此填.所“庄整个周期瞬时动忐[作丘上鞋小,涡旋盘强度满足1。作要求。圈3、罔4是涡旋盘上t,Y方向位移韭形网.从围中可以找出在气体力的作用下最太张向位移发生的位置。F一。=;’薹●r●国4涡旋盘y轴i向往移变形圉由于气体力n用杠r轴方向上.从而使功满旋产生弯曲蹙彤,其中以齿央部附近的变形量为最大,其值为124“m,萁泉各点平均在3—7“m之间。y轴方向撮太
9、轴向变形也发‘-在齿头部,为938“m.其余各点的平均变形量往7—8“n1之间相对1二涡旋齿。端板壁厚大得多.所以此时涡旋齿上的受力状态可认为近似于悬臂粱在均布载荷下的受力状态。粱的自由喘变形最大.所吼涡旋齿顶端的变形应为最^.并且最
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