《双层滑片回转运动机构力学特性(共4页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《双层滑片回转运动机构力学特性(共4页).doc（4页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上双层滑片回转运动机构力学特性摘要建立双层滑片运动机构的力学模型，并全面分析其力学特性。能过分析发现，与机械摩擦损失相比，双层滑片之间相对运动产生的粘性摩擦损失很小，可以忽略不计；采用双层滑片能够明显改善滑片端部的密封效果，减轻滑片的摩擦磨损，但滑片应力有所增加，强度有所降低；厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。从增加强度和便于加工的角度考虑，优化出双层滑片机构厚度比的适宜值。关键词：滑片机构；力学特性；压缩机符号表E-材料的弹性模量 pa-小室a的压力 -气缸型线矢径e-气缸型线升程pb-滑片背部压力 -转角或极角Fn-端部约束力 ph-滑
2、片后基元压力 F-F滑片中心线的位置角Ft-端部摩擦力 pq-滑片前基元压力 R-R滑片中心线的位置角f1、f2-滑片与气缸、 r-转子半径 -剪切应力转子间的摩擦系数 R1、R2-侧面约束力 -转子的角速度下标H-滑片轴向长度 R1、R2-侧面摩擦力 c-气缸h-滑片径向长度 RG-滑片质心距转动中心距离 F-F滑片 L-滑片伸出槽外的长度 R0-滑片F与R间的支反力 R-R滑片m-滑片质量 r-滑片端部圆弧半径 -滑片M0-滑片F与R间的力矩 -滑片倾角 p-压力 -材料的泊松比1 引言滑片回转运动机构具有结构简单、运转平稳等优点，广泛用于压缩机、液压泵、真空泵及发动机等机械13。滑片运动
3、机构的主要缺点是滑片与气（液）缸内壁之间存在较大的摩擦和磨损，严重阻碍其工作寿命及机械效率的提高。作者研制出的双层滑片回转运动机械可以在改善滑片端部密封效果的同时，明显地降低滑片的摩擦和磨损4。图1示意出双层滑片压缩机的结构原理，转子上的每个滑片槽内都安放两块重叠而又可以相对自由滑动的滑片，转子旋转时，滑片靠离心惯性力甩向气缸内壁，这两块滑片的端部都与气缸内壁保持接触，形成两端密封线。由于两滑片端部均有圆弧过渡，则使两滑片端部内侧形成一个小室a，通过滑片在气缸壁上刮油和两滑片接合缝隙的泄漏，在压缩机起动很短时间内小室a就会充满润滑油，在滑片端部两道密封线之间形成油封，高压侧的气体必须克服此油封
4、后才能泄漏到低压侧，这样就大大降低了滑片端部的泄漏损失。同时气缸壁对滑片端部的正约束力也由两块滑片一起随，减少了正约束力的幅值，使滑片端部的磨损均匀，磨损量降低。 1-转子 2-气缸 3-滑片 4-吸气口 5-排气阀图1 双层滑片压缩机的结构简图处于同一滑片槽中的两块滑片，以转子旋转方向为基准，靠前一块称为上层滑片（简称滑片F），靠后一块称为下层滑片（简称滑片R），滑片F与R的厚度比是设计双层滑片机构的关键。本文在建立力学模型的基础上，全面分析双层滑片运动机构力学特性，优化出双层滑片机械厚度比的适宜值。 2 受力及摩擦分析2.1 受力分析图2是双层滑片机构的隔离体受力分析图。滑片F和R是面接触
5、，它们之间的约束力可简化为作用在质心处的一个集中力和一个力矩，方向如图2所示为正，反之为负。气缸型线采用简谐型线5，即（）=r+esin2。以双层滑片分界线与气缸内表面交点所处的角度作为滑片的位置角。 图 2 双层滑片机构的隔离体受力分析图 按照库仑摩擦定律，滑片与气缸及滑片槽之间的摩擦力等于其间的正约束力与摩擦系数的乘积。滑片周围流体对其产生的粘性阻力很小，可以忽略。根据达朗伯原理，分别对滑片F 及R建立+X、+Y方向的力平衡方程以及对滑片质心G的力矩平衡方程。于是 式中：；FeYF=-mFr2sin；FeYR=-mRr2sin；FrF=-mFafF；FrR=-mRarR；FkF=-2mFR
6、f ；FkR=-2mRrR；FbF=pbBFH；FbR=pbBRH；FdF=(pq+pa)BFH/2；FdR=(ph+pa)BRH/2；FpF=pqLFH；FpR=phLRH；F=tg-1esin2F/(F)；aF=F+sin-1rsin/(F)；R= tg-1esin2R/(R)；aR=R+sin-1rsin/(R)。 滑片的运动速度r和加速度ar惯性力及气体力的分析详见文献5。用高斯消去法对式（1）进行求解，可求出滑片F、R的端部与缸壁之间的法向反力及其它约束力与力矩。2.2 摩擦损失的比较 滑片端部与气缸内表面之间相对运动产生的摩擦损失为 Lt=f1FnF(F)+FnR(R) (2) 滑
7、片与滑片槽之间相对运动产生的摩擦损失为： Ls=f2(R1rR+R2rF) (3) 滑片背部空间的高压润滑油通过滑片F与R接合面的缝隙泄漏到端部，进而泄漏到工作基元中，其间的相对运动会产生粘性摩擦损失。假定滑片在运动过程中不发生倾斜，此间隙泄漏流动可近似按无限大平行板缝隙的层流流动处理，于是由粘性摩擦力引起的功率损失可以解析求出5。 通过对实际机器的分析发现，滑片端部摩擦损失最大，约占总损失的87.1%；其次是侧面摩擦损失，约占总损失的12.6%；双层滑片之间相对运动产生的粘性摩擦损失最小，约占总损失的0.3%，因此，在双层滑片的工程分析中可以忽略由粘性造成的摩擦损失。 3 厚度比对滑片摩擦及
8、磨损的影响3.1 对滑片端部摩擦及磨损的影响图3（a）3(c)是厚度比为1：3、2：3及3：3的双层滑片和相同厚度单层滑片的端部约束力比较。从图中看出，双层滑片机构中的滑片F及R端部约束力FnF及FnR都远小于单滑片的端部约束力Fn，FnF的变化趋势与Fn基本相同。双层滑片机构的端部约束力之和FnF+FnR（图中虚线），在转角=090时，其值几乎与单滑片的端部约束力Fn相等；在=90180时，FnF+FnR却明显小于Fn，FnF+FnR的最大值比Fn的最大值约小15%，这说明采用双层滑片机构可以明显降低滑片端部约束力及相应的摩擦力，减少滑片端部的摩擦损失及磨损。造成FnF+FnR与Fn变化差异
9、的主要原因是：在=090时，滑片向外伸出，滑片背部空间逐渐扩大而不断地吸入润滑油，这时滑片F与R之间缝隙的泄漏压差较小，微弱的泄漏使滑片背压略有减小，致使FnF+FnR略小于Fn；在=90180时，滑片向内缩入，背部空间逐渐缩小，润滑油不断地被挤出，这时由于缝隙泄漏的存在，油在挤压过程中背压上升幅度比单滑片机构明显减小，即降低了滑片压向气缸壁的推动力，致使FnF+FnR明显小于Fn；在接近180时，滑片运动速度趋于零，它对背压腔中润滑油的挤压作用很小，缝隙泄漏比较微弱，使FnF+FnR与Fn的差别逐步减小而趋于一致。 图3 滑片端部约束力随转子转角的变化当双层滑片机构的厚度比由小变大时，即滑片
10、F与R的厚度由相差悬殊变化至相等时，FnF逐渐增大而FnR却逐渐减小，其值由相差较大逐渐趋于一致，而FnF+FnR基本保持不变，端部摩擦损失都略有增加。表1是在设计条件下双层滑片机构受力和摩擦损失的比较，从表中可以看出厚度比对使滑片端部的受力、摩擦和磨损几乎不产生影响，虽然降低厚度比可以使滑片端部的受力、摩擦和磨损有所改善，但改善的幅度却在计算误差之内。表1 滑片受力及摩擦损失的比较双层滑片厚度比或单滑片（FnFFnR）max或（Fn）max(N)端部摩擦损失（W）（R1）max(N)(R2)max(N)侧面摩擦损失（W）1：32：33：3单滑片241.38241.36241.36277.40
11、123.68123.84123.95134.86519.54527.97533.61578.38127.86130.99133.16134.2317.7517.9318.0519.86 3.2 对滑片侧面摩擦及磨损的影响 图4a3c是厚度比为1：3、2：3及3：3双层滑片的侧面约束力（虚线）和相同厚度单层滑片的侧面约束力（实线）比较。从图中可以看出，双层滑片的尾部约束力R2的变化情况和单滑片的尾部约束力R2d基本一致，而双层滑片的前部约束力R1的绝对值却始终小于单层滑片的前部约束力R1d，特别是R1的最大值偏离R1d的最大值较大， 这说明采用双层滑片机构可以降低滑片侧面约束力及相应的摩擦力，减
12、少滑片侧面的摩擦损失及磨损。 图4 滑片侧面约束力随转子转角的变化另外双层滑片机构的厚度比由小变大时，即F、R滑片的厚度由相差悬殊变化到相等时，R1和R2、以及侧面摩擦损失都略有增加（见表1）。例如，厚度比由1：3变为3：3时，R1的最大值增加约2.7%。R2的最大值增加约4.1%；平均侧面摩擦损失增加约1.7%。因此，降低厚度比可以使滑片侧面的受力、摩擦和磨损有所改善。4 厚度比对滑片强度的影响4.1 厚度比对滑片接触强度的影响将滑片端部圆弧与气缸内壁的接触看作是两个轴线平等的圆柱相互接触，其间的最大接触应力5为 将式（4）变形为式中，它只与接触物体的材料性质有关。 当KH一定时，大小直接反
13、映接触应力H的大小，称之为等效接触应力。 通过对实际双层滑片和相同厚度单层滑片的最大等效接触应力分析比较发现，厚度比由小变大时，双层滑片机构R滑片的最大等效接触应力略有增加，其值虽然都小于单滑片的最大等效接触应力，但比较接近；双层滑片机构F滑片的最大等效接触应力有所降低，厚度比为1：3、2：3及3：3时，F滑片的最大等效接触应力分别为单层滑片的1.25、1.14、1.06倍。这说明双层滑片机构的厚度比由小变大时，其抗接触能力增加。 4.2 厚度比对滑片弯曲强度的影响 双层滑片机构中，滑片F与R随着转达子转动产生相对运动的位移很小，因此可以认为二者始终是面接触。当滑片F伸出部分随前基元的横向气体
14、压力时，此气体压力又通过滑片F与R的接触面传递给滑片R，只要滑片R不出现弯曲与剪切失效，滑片F就不会出现失效，因此双层滑片机构的弯曲强度取决于滑片R的弯曲应力。 作用于滑片R上的弯矩与剪力，如图2b所示，近似认为FpF通过接合面传递到滑片R上， 端部摩擦力较小在强度分析中不予考虑，则危险截面A-A的弯曲应力及剪切应力分别为 通过对实际双层滑片和相同厚度单层滑片的最大弯曲应力及剪切应力分析比较发现，厚度比为1：3、2：3及3：3时，最大弯曲应力分别为单层滑片的1.34、2.1及3.0倍；最大剪切应力分别为单层滑片的1.09、1.36及1.63倍。这说明厚度比由小变大时，弯曲应力及剪切应力急剧增加
15、，强度急剧降低。 通过以上分析可知，厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。因此从增加强度的角度出发。双层滑片机构宜采用较小厚度比，但这又受到较薄滑片最小厚度的限制，因为滑片厚度太小会使其加工难以实现。综合考虑，厚度比为1：3的双层滑片机构是比较合理的结构。 5 结论利用建立的力学模型全面分析了双层滑片运动机构的力学特性，结论如下：滑片端部摩擦损失最大，侧面摩擦损失次之，双层滑片接合面处相对运动产生的粘性摩擦损失很小，忽略粘性损失几乎不影响计算精度。双层滑片运动机构能够改善滑片端部的密封效果，同时又降低了滑片约束力的幅值、减轻滑片的摩擦磨损，但使滑片应力有所增加，强度有
16、所降低。厚度比对双层滑片的受力及摩擦磨损影响很小，只对强度产生较大影响。厚度比由小变大时，滑片的强度急剧降低。从增加强度和便于加工的角度考虑，双层滑片机构宜采用的厚度比为1：3。 参考文献1 邓定国，束鹏程，回转压缩机（修订本）.北京：机械工业出版社，1989：1671942 Thomas Edwards, The controlled rotary vane gas-handling machine, In R.Cohen: Proceedings of the 1988 International Compressor Engineering Conference at Purdue, USA: Purdue University, 1988:4074153 黎克英，陆祥生，叶片式液压泵和马达，北京：机械工业出版社，1993：1351544 马国远， 郁永章，双滑片回转运动机构，中国专利.65 马国远，电动汽车空调用双工作腔滑片压缩机的开发与研究，博士学位论文，西安交通大学，1998 专心-专注-专业