压缩机弹簧设计与试验分析

陈雄辉

摘 要： 变频压缩机受力情况复杂，为了保证压缩机的可靠性，压缩弹簧具有重要作用。本文基于压缩弹簧的工作特性，对滑片所受的最小弹簧力进行计算，根据相关参数对最大排量26cc压缩机压簧结构进行设计，并通过弹簧疲劳强度校核和压缩机可靠性验证，证明本设计可靠可行。

关键词：压缩弹簧;结构设计;疲劳强度校核;可靠性

1 问题的提出

泵弹簧是滚动转子式压缩机泵体的重要零件之一。由于转子式压缩机使用压缩弹簧具有寿命长，成本低等优点，因此国内外许多压缩机厂家都采用压簧结构。尤其是对于变频压缩机，转速在很大范围内变化，弹簧的受力情况很恶劣，压缩弹簧更具有不可替代的优越性。同时，泵弹簧的质量如何，直接影响压缩机的可靠性。泵弹簧的失效原因有两种情况：（1） 过载失效。由于设计缺陷，弹簧在高应力下工作，造成弹簧断裂或松弛。（2）疲劳失效。由于设计不当和材料问题，如表面脱碳、裂紋、内部存在非金属夹质物等因素造成弹簧早期疲劳断裂，或在腐蚀介质中工作，使弹簧产生腐蚀疲劳失效。

根据压缩机结构及压缩弹簧的特点，在保证压缩机可靠性、性能、噪声振动等要求的前提下，拟在最大排量压缩机上采用圆柱螺旋压缩弹簧。

2 压缩弹簧的工作特性分析

压簧工作时有一最小长度Lmin和最大长度Lmax，压并高度Hb=n+1.5d （其中d为弹簧丝直径，n为弹簧有效圈数），弹簧自由长度为Lo，（Lmax-Lmin）/Lo越大，表明弹簧的工作情况越恶劣，为保证弹簧工作的可靠性，在现有泵体结构上设计弹簧将十分困难。首先Lmin不能太小，而且Lmin>Hb，如果Lo增加，则Hb也会增加，则Lo必须相应的增加以保证可靠性。而Lmin取决于滑片的高度H和滑片尾部弹簧槽的深度△H以及气缸壁厚δ。对于我公司现有的压缩机，滑片高度和气缸内径已限定，不可改变，这将导致对于一定工作容积（即气缸的内径Di和滚子的外径do一定）的泵体，所需的弹簧的最大长度将越大，则弹簧槽的深度就越大，这样气缸弹簧孔的深度就越大。这势必导致滑片两侧的密封面长度就越小，达到一定限度时，将会影响压缩机的工作性能。同时，自由长度的增加将会增加Hb的增加，而d/Hb 值的大小也是压缩弹簧设计时要考核的一个重要指标。

根据压缩机的结构特点，现有压缩机容积改变是通过改变滚子外径和曲轴偏心量来达到的，工作容积越大，则滚子外径越小，由上述分析可知，对弹簧设计更加不利。如果通过改变气缸的高度来改变压缩机工作容积的大小，则对弹簧的设计更加有利，但这样对生产线的改动较大，周期长，成本高，目前不宜采用。

综上所述，对工作容积小的压缩机设计压簧要比工作容积大的压缩机容易，而且可靠性高。因此，对工作容积最大26cc压缩进行改进设计，使之适用于压缩弹簧，并可以覆盖小排量机型，达到提高压缩机可靠性及降低成本的目的。

3 滑片所受的最小弹簧力计算

压缩机在运动过程中，滑片受到横向气体力（垂直滑片运动方向）、纵向气体力（沿滑片运动方向）、弹簧力及滑片自身的惯性力。

作用在滑片纵向的力有两端的气体力、弹簧力、滑片惯性力等。

压缩机在运转过程中，由于滑片两侧分别是吸气腔和排气腔，因此压差很大。气体从滑片与滚子之间的接触面的泄漏将直接影响压缩机的性能。因此，要保证滑片端部在滚子的任意转角φ都必须紧贴于滚子的外表面，这就要求有足够的弹簧力F作用，使滑片纵向压向滚子外表面的力恒大于零，即∑F>0。

设滑片上部作用有气体压力Pd，下部因与滚子外圆接触，假定接触点在滑片厚度b的中央，即一半作用气体压力P1（吸气腔压力）、另一半作用气体压力P2（排气腔压力）。

也就是要保证在以下三种情况下（1）式成立：

（1） 压缩机未运转时，气体力、惯性力均为0，式（1）为：弹簧力F>0

也就是说，压缩机未运转，只要弹簧在最长的工作状况下，F>0 。即保证转角

φ=180°时F>0即可，即弹簧初始力大于零。

（2） 压缩机已开始运转，但高低压尚未形成，计算最小弹簧力Fmin 。

这时Pb、P2、P1均等于零

s1满足式（2）要求。因此对于最大排量26cc压缩机，圆柱螺旋泵弹簧均满足疲劳强度的要求。

6压缩机可靠性验证

按以上设计方案，装配压缩弹簧结构的机型，进行性能测试及可靠性试验。试验结果均合格。

7 结论

通过以上设计计算及试验验证，最大排量26cc压缩机采用压缩弹簧结构满足使用要求。

参考文献

[1]《机械设计手册》，化学工业出版社，成大先主编，1999.5

[2]《制冷压缩机》，机械工业出版社，缪道平、吴业正主编，2001.2