渦旋式微型壓縮機(jī)的優(yōu)化設(shè)計

渦旋式微型壓縮機(jī)的優(yōu)化設(shè)計

1空氣微型壓縮機(jī)的應(yīng)用近年來，由于納米微觀加工技術(shù)的發(fā)展，小型車輛的研究和開發(fā)變得容易。隨之微型泵等流體機(jī)械的研究開發(fā)日益興盛,日趨實(shí)用化。另一方面,對于實(shí)現(xiàn)微型空氣壓縮系統(tǒng)與微型制冷機(jī)必不可少的實(shí)用性微型壓縮機(jī)至今尚未實(shí)現(xiàn)。有關(guān)微型壓縮機(jī)的研究還不多,Fujiwara先生開發(fā)出了具有獨(dú)立的閥裝置,活塞直徑1mm的往復(fù)式微型壓縮機(jī)排氣壓力達(dá)到100kPa(gauge)。還有,Ooi提出了將壓電調(diào)節(jié)器用于活塞驅(qū)動的可以實(shí)現(xiàn)微型化的往復(fù)式壓縮機(jī)?？梢哉f往復(fù)式壓縮機(jī)與其他類型相比泄漏面積小,是適合微型壓縮機(jī)的類型。但是,往復(fù)式壓縮機(jī)在結(jié)構(gòu)上必須要有閥裝置,還有,間隙容積直接影響到性能,所以,微型化越是深入實(shí)現(xiàn)越是困難。因此,在本研究中,考慮到空氣微型調(diào)節(jié)器的驅(qū)動源,關(guān)注在結(jié)構(gòu)上不再需要閥裝置,很難受到間隙容積影響的渦旋式壓縮結(jié)構(gòu),以開發(fā)渦旋部直徑1～3mm,吸氣容積在0.5mm3以下的渦旋式微型空氣壓縮機(jī)為目的。在本報告中,首先通過理論分析進(jìn)行微型壓縮機(jī)的性能預(yù)測,特別是對于微型壓縮機(jī)的性能,作為最重要因素的內(nèi)部間隙所導(dǎo)致的泄漏,通過考慮到稀薄氣體效應(yīng)的泄漏模型進(jìn)行計算。另外,對驅(qū)動渦旋式微型壓縮機(jī)的裝置也進(jìn)行了研究。2理論分析2.1不同流體的分類如果流動場的代表尺寸接近氣體分子的平均自由行程,流體不能再作為通常的流體力學(xué)的連續(xù)流來使用,必須將流體作為稀薄氣體流來使用。表示其稀薄氣體程度的無因次數(shù)是取氣體分子的平均自由行程和流體代表尺寸之比的克努森數(shù)(Knudsennumber),如式(1)所示。流體根據(jù)這個值,可以像表1那樣進(jìn)行分類。式中,K是氣體的熱容比,M是馬赫數(shù),Re是雷諾數(shù)。稀薄氣體效應(yīng)開始顯現(xiàn)的Kn=0.01～0.1的范圍,作為連續(xù)流的假設(shè)是成立的,但是,是必須考慮固體壁面滑差率的領(lǐng)域,被稱為“滑動流”。Kn=10以上的范圍,氣體分子間的相互作用沒有問題,是通過對固體壁面的沖突作用被控制的領(lǐng)域,被稱為“自由分子流”。Kn=0.1～10的范圍,是滑動流和自由分子流的中間領(lǐng)域,被稱為“過渡流”,是分子間的沖突頻率、分子和固體壁面上的沖突頻率達(dá)到相同程度的流體?？諝鈺r的代表長度和克努森數(shù)的關(guān)系、把壓力作為參數(shù)如圖1所示。根據(jù)圖可以知道,壓力在大氣壓以上,代表尺寸在1μm以上,克努森數(shù)在0.1～0.001的范圍,流體是滑動流或者是連續(xù)流。2.2管摩擦系數(shù)和滑動流對于微型壓縮機(jī)來說,內(nèi)部間隙中泄漏損耗的影響最為重要,而且是非常大的問題。本研究用截面積固定的流路中有摩擦的絕熱流體的法諾流體模型計算內(nèi)部泄漏流量。如圖2所示。分析模型流路由壓力Pup、溫度Tup的上流側(cè)空間、沒有摩擦的尖細(xì)噴嘴、微小間隙δ的截面積固定的直線摩擦流路(長度lf)、壓力Pdn的下流側(cè)空間構(gòu)成。用于分析連續(xù)流時法諾流的管摩擦系數(shù)使用針對二維槽的下式。在式(2)中,ρ是密度[kg/m3],u是流速[m/s],δ是間隙[m],μ是粘度[Pa·s]。對于雷諾數(shù)的代表長度用水力直徑2δ,由于間隙非常小,Re=2000以下,泄漏流形成層流。另一方面,間隙在幾μm左右時,根據(jù)圖1,泄漏流不作為連續(xù)流,必須作為稀薄氣體流使用。在滑動流的范圍,氣體可以看作近似連續(xù)流,但是,在壁面上具有有限的速度。這種壁面上的速度在下式中,可以用一次滑動邊界條件(Thefirst-orderslipboundarycondition)表示。式中,δ是接線方向運(yùn)動量轉(zhuǎn)換系數(shù)(tangentialmomentumaccommodationcoefficient),這個值因工作流體、壁面材質(zhì)或者面的加工而有所不同,但是,大致取0.8～1.0的值。在本研究中,因?yàn)楹唵?所以δ=1。如果用式(3)的一次滑動邊界條件,在達(dá)爾西·惠斯巴哈公式中,管摩擦系數(shù)可以如下式表示。式中,對于克努森數(shù)的代表長度使用與雷諾數(shù)相同的水力直徑2δ。通過由以上求得的相對于滑動流的管摩擦系數(shù)應(yīng)用于法諾流,計算滑動流領(lǐng)域的泄漏流。2.3轉(zhuǎn)速60hs時的壓力在本研究中,作為微型壓縮機(jī)的性能,把關(guān)閉排氣管時排氣腔中的最高壓力定義為作用壓力,根據(jù)這個值評價性能。作為計算例,相對于軸回轉(zhuǎn)角,搭接間距w=300μm,齒厚b=150μm,齒高h(yuǎn)=300μm,間隙=1μm,轉(zhuǎn)速60Hz時的壓縮腔內(nèi)的壓力變化如圖3所示。圖中θ=810°～1170°的范圍相當(dāng)于本來的排氣過程,但是,由于排氣管被關(guān)閉不再進(jìn)行排氣過程,所以,即便是在排氣腔內(nèi)也持續(xù)壓縮工作在θ=1000°附近達(dá)到最高壓力(黑點(diǎn)),這個壓力就作為作用壓力。2.4設(shè)患者的演化模型在渦旋形狀參數(shù)中,齒型開端角1.09[rad]與終端角5.59[rad]固定,這時的匝數(shù)約為2.5,內(nèi)部容積比約為2.57。工作流體為空氣(熱容比1.4,氣體常數(shù)287.1J/(kg·K)),吸入溫度293.15K,密度1.2kg/m3,壓力101.3kPa(abs),吸入狀態(tài)中的空氣平均自由行程為0.065μm。3分析的結(jié)果3.1間隙相同量的間隙在泄漏流量的評價中,將考慮壁面上的滑動時與沒有滑動時的作用壓力進(jìn)行比較,(1)在只給出軸向間隙(Ca)時,(2)在只給出半徑方向間隙(Cr)時以及(3)給出與兩者間隙相同量的間隙時,使間隙發(fā)生變化時的作用壓力如圖4所示。這里的渦旋形狀參數(shù),搭接間距w=300μm,齒厚b=150μm,齒高h(yuǎn)=300μm,旋轉(zhuǎn)頻率為60Hz。根據(jù)圖,與把泄漏流作為連續(xù)流相比時(實(shí)線),還是滑動流時(虛線)作用壓力小,間隙越小兩者的差越大,這是因?yàn)殚g隙越小,克努森數(shù)就越大,作為稀薄氣體的影響就越強(qiáng)的緣故。因此,間隙越小,稀薄氣體效應(yīng)的影響越是不能忽視,在必須縮小泄漏間隙的微型壓縮機(jī)中,對于泄漏流的計算來說必須考慮稀薄氣體效應(yīng)的影響。在以下的理論分析中,進(jìn)行考慮到壁面上滑動泄漏流量計算。3.2齒厚與壓力的關(guān)系將搭接間距w固定,改變齒厚與齒高,求作用壓力達(dá)到最大的渦旋形狀。作為一例,在=300μm時,改變齒厚時的作用壓力的變化如圖5所示。在這里,齒高h(yuǎn)對3個種類(200,300,400μm)進(jìn)行了研究。還有,間隙為Cr=Ca=1μm。根據(jù)圖,對于齒厚的變化,與齒高無關(guān),齒厚在接近150μm時,作用壓力達(dá)到最大值,齒厚在最大值以下時,因泄漏摩擦流路的齒厚變薄,泄漏流量增大,導(dǎo)致性能降低,齒厚在150um以上時,因吸氣容積的減少泄漏的影響相對性地增大,同樣導(dǎo)致性能降低。在搭接間距w=50～500μm的范圍內(nèi),進(jìn)行與圖5相同的計算,求出作用壓力達(dá)到最大的齒厚,結(jié)果如圖6所示。在=50～500μm的范圍內(nèi),與齒高無關(guān),齒厚約是搭接間距一半的厚度時,作用壓力達(dá)到最大。那時的吸氣容積和最大作用壓力的關(guān)系如圖7所示。就像圖中顯示的那樣,在同樣的吸氣容積中,齒高越低,作用壓力越高,即如果把吸氣容積作為基準(zhǔn),就像圖8所示的那樣,為了能增加齒厚,還是降低齒高,增大渦旋直徑能降低泄漏損耗,帶動性能的提高。3.3最大作用壓力和轉(zhuǎn)速對于性能而言,泄漏是控制性的因素時,如果增加轉(zhuǎn)速,就能減少泄漏損耗,提高性能。搭接間距w=300μm,齒厚b=150μm,齒高h(yuǎn)=300um時的最大作用壓力和轉(zhuǎn)速的關(guān)系如圖9所示。間隙顯示3個種類(Cr=Ca=1.2、3μm)。間隙在1μm(實(shí)線)時,因轉(zhuǎn)速的增加,可以看到作用壓力大幅度地提高,但是,間隙在2μm(虛線)和3μm(點(diǎn)劃線)時,因轉(zhuǎn)速增加而產(chǎn)生的作用壓力只是略有提高。間隙十分鐘,轉(zhuǎn)速的增加對提高性能是有效的,但是,間隙不能縮小時,轉(zhuǎn)速增加的效果差,幾乎不能期待因高速回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的性能提高。4層壓式壓電調(diào)節(jié)器在老式的渦旋式壓縮機(jī)的驅(qū)動裝置中,采用了電機(jī)與偏心裝置以及歐氏環(huán)等防止自轉(zhuǎn)裝置的組合,但是,我們認(rèn)為這些很難做到小型、微型化。在本研究中,對以小型、微型化為前提的用于渦旋式微型壓縮機(jī)的驅(qū)動裝置進(jìn)行了研究。對渦旋式壓縮機(jī)的驅(qū)動所必需的回轉(zhuǎn)運(yùn)動可以分解成二軸相互垂直的正弦波和余弦波的直線運(yùn)動。作為微調(diào),通過使用將這種直線運(yùn)動驅(qū)動源用于各種各樣的微型機(jī)器的層壓式壓電調(diào)節(jié)器,可以實(shí)現(xiàn)驅(qū)動裝置的小型、微型化。但是,層壓式壓電調(diào)節(jié)器發(fā)生力非常強(qiáng),而發(fā)生變位從幾μm～20μm,非常小,例如,由于搭接間距300μm,齒厚150μm時的旋轉(zhuǎn)半徑為75μm,所以,對調(diào)節(jié)器來說,可以求出最低150μm的行程,但是,在層壓式壓電調(diào)節(jié)器單體中,得不到必要的行程。本研究通過在試制中的驅(qū)動裝置上,通過使用利用杠桿原理的彈性鉸鏈的變位擴(kuò)大裝置,力求解決這種問題。5滑動流對薄荷流的影響利用考慮到稀薄氣體效應(yīng)影響的泄漏模型,對渦旋式微型壓縮機(jī)進(jìn)行了理論分析?？s小間隙時,在稀薄氣體的初期階段的壁面