【摘要】：以二階連續(xù)三段圓漸開線變截面組合型線動渦旋盤為研究對象,通過建立動渦旋盤的三維實體模型,借助ANSYS Workbench對其進行了模態(tài)分析,得到前六階固有頻率和各振型對應的各點綜合位移圖.在此基礎上以計算工況為危險工況對動渦旋盤進行了諧響應分析,得到渦旋齒在指定路徑上的變形及不同路徑上應力、應變隨頻率的變化規(guī)律,并與等截面渦旋齒的動態(tài)特性進行比較,定量給出了等、變截面渦旋盤的峰值響應,證明了變截面渦旋齒在動態(tài)特性方面的優(yōu)越性.
【圖文】：

７９＋２．８８５φ）ｓｉｎφ＋２．８８５ｃｏｓφｙ＝２．８８５ｓｉｎφ－（１０．８７９＋２．８８５φ）ｃｏｓ｛φ１．２實體模型的建立渦旋盤材料為碳鋼，密度為７８５０ｋｇ／ｍ３，彈性模量２００Ｐａ，泊松比０．３，組合型線三段漸開線基圓半徑分別為２．８８５、４．１５８、２．８８５ｍｍ，渦旋齒高４０ｍｍ，渦旋盤端板厚度１０ｍｍ．在ＵＧ中利用型線方程先得到平面曲線，再通過拉伸得到三維實體模型，其中齒端部分采用雙圓弧修正，如圖１所示．圖１動渦旋盤實體模型Ｆｉｇ．１Ｓｏｌｉｄｍｏｄｅｌｏｆｏｒｂｉｔｉｎｇｓｃｒｏｌｌｄｉｓｃ２有限元分析２．１網格劃分將實體模型導入ＡＮＳＹＳＷｏｒｋｂｅｎｃｈ中并進行修復處理，以防在導入過程中線面元素的丟失，影響動態(tài)特性的分析．網格劃分采用８節(jié)點的六面體三維等參元，即ＡＮＳＹＳ中的Ｓｏｌｉｄ４５單元，自由網格劃分，，網格單元數１５２３９，節(jié)點數２７９５０．２．２約束和載荷動渦旋盤背面的輪轂由于受十字滑塊等防自轉機構的約束，只能繞靜渦旋盤作公轉平動，軸向受到靜渦旋盤齒頂面的限制，同時輪轂與軸承接觸的內孔表面ｘ、ｙ方向的位移被限制，故約束內孔表面三個方向的位移為零．渦旋壓縮機是由動靜渦旋盤相互嚙合實現(xiàn)壓縮，由外而內依次形成吸氣腔、壓縮腔和排氣腔，腔的體積隨著主軸轉角的增大逐漸減小，最后在排氣腔等壓排出．在此過程中，壓縮腔的壓力逐漸增大，當主軸轉角為開始排氣角時，即壓縮腔與排氣腔相通的瞬間，腔體內壓力達到最大值，此時渦旋齒的受力也最大．故以此時的壓力為工況壓力來

圖２動渦旋盤前六階固有頻率及對應振型（ｍｍ）Ｆｉｇ．２Ｆｉｒｓｔｓｉｘｔｈ－ｏｒｄｅｒｎａｔｕｒａｌｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓａｎｄｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇｍｏｄｅｓｏｆｏｒｂｉｔｉｎｇｓｃｒｏｌｌｄｉｓｃ（ｍｍ）兩條路徑上的響應規(guī)律與具有相同基圓半徑（Ｒ＝２．８８５ｍｍ）和最終展角（θ＝５．５π）的等截面渦旋盤（見圖３）在相同載荷下的諧響應結果進行比較來說明變截面渦旋齒在動力學方面的優(yōu)越性．圖３等截面渦旋盤模型Ｆｉｇ．３Ｍｏｄｅｌｏｆｓｃｒｏｌｌｄｉｓｃｗｉｔｈｎｏｎ－ｖａｒｉａｎｔｃｒｏｓｓ－ｓｅｃｔｉｏｎ按所選擇的計算工況進行載荷施加．圖４為等、變截面渦旋齒在路徑１的變形圖（齒在軸向類似于懸臂梁，齒頂端變形最大，故在此只考慮路徑１）．由圖中可以看出，隨著壓力從吸氣腔到壓縮腔再到排圖４等、變截面渦旋齒在路徑１的變形Ｆｉｇ．４Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｓｃｒｏｌｌｐｒｏｆｉｌｅｓｗｉｔｈｖａｒｉａｎｔａｎｄｎｏｎ－ｖａｒｉａｎｔｃｒｏｓｓ－ｓｅｃｔｉｏｎｏｎｐａｔｈ１氣腔的逐漸增大，渦旋齒的變形也隨著增大，其中渦旋齒外圈的變形很小，而在排氣腔齒的變形趨勢急速增大；在兩種不同載荷相鄰處，渦旋齒對應部位也有較大變形，但這與齒頭部分相比較還是很�。谙嗤r下的等截面渦旋齒的變形明顯大于變截面，且最大變形達到０．１２６７ｍｍ，比變截面峰值大６３％，模擬結果與理論分析結果吻合．因此設計合理的渦旋齒的齒頭部分修正型線就顯得尤為重要，既要加強齒頭部分的剛度和強度，又要盡可能地增大容積效率．從圖５ａ等、變截面渦旋齒在路徑１上應力隨頻率變化的響

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