李海生;陈英华;吴开波;张小卫;王建松
【摘 要】针对涡旋压缩机齿端面介质泄漏的特点，提出一种齿端面密封机构模型，通过齿端面开设的密封槽内安装自润滑材料密封条和弹簧，实现涡旋齿轴向间隙的密封。通过分析不同位置的密封条所受压差力情况，将密封条的工作状态分为无压差和有压差2种工况，分别建立密封机构的简化力学模型，通过密封条和动涡盘的受力分析，研究弹簧力、压差力和背压气体力3种载荷对密封机构工作过程的影响。结合受力分析结果，从密封槽深度、弹簧位移、背压腔直径等三方面，实现密封机构的结构设计，获得满足密封机构正常工作时的结构参数取值范围，为涡旋齿端面密封机构的设计提供了理论依据。%According to the leakage characteristics of the scroll tooth of scroll compressor, a mechanism model of sealing was presented in order to realize the sealing of axial clearance.The mechanism model consists of the seal element,and the seal element is made of self⁃lubricating materials and spring and is installed into the seal groove of scroll tooth.Through an⁃alyzing the differential pressure force of different positions, there are two kinds of working conditions for seal elem ent,in⁃cluding with differential pressure condition and without differential pressure condition.The simplified mechanical model of the sealing mechanism was established according to the different working conditions,respectively.Through force analysis of the seal element and the orbiting scroll,the working process of the sealing mechanism under the action of the spring force, pressure difference and back pressure force of the orbiting scroll was studied.The structure design of the sealing mechanism was discussed in the light of the force analysis results in order to insure the normal work of sealing mechanism,and the structural parameters’ ranges were obtained,including the spring displacement,the seal groove depth and the diameter of back pressure cavity.
【期刊名称】《润滑与密封》
【年(卷),期】2015(000)003
【总页数】4页(P13-16)
【关键词】涡旋压缩机;密封机构;密封条;压差力
【作 者】李海生;陈英华;吴开波;张小卫;王建松
【作者单位】中国矿业大学化工学院 江苏徐州221116;中国矿业大学化工学院 江苏徐州221116;中国矿业大学化工学院 江苏徐州221116;中国矿业大学化工学院 江苏徐州221116;中国矿业大学化工学院 江苏徐州221116
【正文语种】中 文
【中图分类】TH45;TH136
涡旋式压缩机是一种新型高效的容积式压缩机，与其他类型压缩机相比具有许多不可替代的优越性，现已广泛应用于制冷、空调、气体压缩、增压系统等领域［1－2］。目前，大多数涡旋压缩机在工作过程中采用油润滑，压缩气体通过油气过滤装置过滤后再输送到指定的工艺流程。但是，在一些工业过程中必须使用不被油污染的纯净压缩气体，无油润滑形式的涡旋压缩机产品应运而生，目前具有广泛的市场需求。
穿管器
无油涡旋压缩机在工作过程中，通常发生介质泄漏，主要是通过径向间隙的周向泄漏和通过轴向间隙的径向泄漏。大量的实践经验表明，轴向间隙的泄漏线较长，轴向间隙的泄漏
量远大于径向间隙。因此，如何解决轴向间隙泄漏问题成为研究的重点，研究人员通过分析间隙内介质流动特性，建立了符合工作实际的泄漏数学模型并计算泄漏量，尝试着提出了各种解决方案并付诸实践。李超等人［3］借助数值模拟研究了微间隙内表面粗糙度对介质泄漏的影响，提出了减小泄漏量的可行性措施。李海生等［4－5］提出了齿端面的2种可用密封模型，并对密封条的结构和材料进行了详细的描述。杨启超等［6］借助电涡流位移传感器实现了轴向间隙测量实验，提供了工作时间隙的可能变化范围。李文华和褚红艳［7］以气体流动的基本方程为基础建立了泄漏模型，进行了实验验证。刘兴旺等［8］提出了运用迷宫密封方法解决涡旋齿切向密封，并进行了可行性实验研究，实验检测方法具有一定的借鉴意义。Ishii等［9］提出了一种确定涡旋间隙的方法，有助于进一步研究间隙泄漏问题。
实现涡旋压缩机的齿端面密封，可以在动、静涡盘的涡旋齿顶部开设一定宽度的密封槽，将自润滑材料制成的密封条放置于密封槽中，从而实现轴向间隙的径向气体密封。目前，这一密封技术方案逐渐被得到广泛认可，已应用于无油润滑涡旋压缩机和汽车空调、车用增压器等的涡旋压缩机中。本文作者将重点分析由密封条和弹簧组成的密封机构的受力情况，进一步研究各种力载荷对密封机构零部件工作过程的影响，探索这种密封机构设计的
理论依据。
1 模型工作载荷
挂链涡旋齿工作过程中，依靠连续变化的容积腔实现气体的压缩过程。在无油涡旋压缩机齿端面开设密封槽，在槽内安装由自润滑性能良好的非金属材料制成的密封条和弹簧机构，用于阻止通过涡旋齿顶部轴向间隙的径向泄漏，减少摩擦功率损失，提高压缩机的工作效率。无论是动盘或是静盘，其齿端面密封条的工作状态会发生周期性的变化。
图1描述了在不同曲轴转角时刻，涡旋齿和密封条的位置变化关系。
图1 涡旋齿啮合过程中密封条压差力变化示意图Fig 1 Differential pressure force for seal element during scroll teethmeshing process
充退磁控制器选取了密封条4个不同位置作为研究对象，在曲轴旋转一周过程中，密封条承受载荷情况如表1所示。可以看出，密封条承受多种载荷作用力，压差力和弹簧力是影响密封条工作的主要载荷，压差力是保证密封效果的关键作用力，由于压缩腔大小、位置、压力等随着涡旋齿旋转运动发生变化，4个不同位置的密封条在工作过程中承受的载荷作用差异大，密封条光触媒滤网
治皮肤病的工作状态周期性变化。
表1 密封条各位置的压差力分析Table 1 Analysis of the differential pressure force at different position位_置_渐开线角度_压差力θ=0° θ=90° θ=180° θ起始___终止___=270°_A 10 35有 无 无 无B 170 195 有 无 无 有C 320 345 无 有 有 有D 505 530_____有_______________________________无 无_有
2 模型受力分析
上述分析可知，密封条工作过程中，压差力作用并不连续，而是周期性地作用于密封条。对密封条工作模型受力分析，应该依据压差力的作用分为两类，受力情况探讨如下。
2.1 无压差工况
在无压差工况下，密封条并不承受压差力载荷，密封条与槽内壁面两侧均具有侧间隙。在安装过程中，应该使密封条高于涡旋齿端部平面一定高度，保证密封条与涡旋盘底平面直接接触。密封条与涡旋齿不接触，主要受到底部弹簧力、轴向气体力和背压腔气体力，工作过程的简化力学模型及其受力如图2所示。
图2 无压差工况下受力分析示意图Fig 2 Force analysis without differential pressure
式中:k为弹簧的刚度，N/m;x1为弹簧的压缩量，m;p s为吸气压力，MPa;s为中心排气腔面积，m2;ε为压缩比;p t为涡旋齿节距，m;N为压缩腔数;θ为曲轴转角;D为背压腔直径，m;p(θ)为背压腔压力，MPa。
假定密封条与静涡旋齿底部直接接触。由图2可知，对动涡旋盘和密封条进行受力分析，可列出z方向的平衡方程分别为
式中:m1为动涡旋盘质量，kg;m2为密封条质量，kg;g为重力加速度，m/s2;F T1为无压差时密封条顶部支撑力，N。
2.2 有压差工况
对于有压差工况，由于存在压差力，密封条与低压一侧的槽内壁面直接接触形成侧间隙，密封条上下运动产生了摩擦力。同时，还应该考虑切向和法向气体力对密封条和涡旋齿的影响。工作过程的简化力学模型及其受力分析如图3所示。
图3 有压差工况下受力分析示意图Fig 3 Force analysis at differential pressure
密封条气体压差力:
密封条切向气体力:
密封条法向气体力:
ito粉
式中:x2为弹簧的压缩量，m;pi、pi+1为第i、i+1压缩腔压力，且pi＞pi+1，MPa;L ti为第i压缩腔的泄漏线长度，m;b为密封条宽度，m;h为涡旋齿高度，m;R b为渐开线基圆半径，m;F N(θ)为密封槽壁面的支持力，N;μ为摩擦因数。
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