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新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)是在傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的基礎(chǔ)上，對彈簧、滑片結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)而得到的。這種新型壓縮機(jī)去除了彈簧、直線滑片變成了弧形葉片，葉片的兩端分別鉸接于缸體和與滾動(dòng)活塞固接的鉸接支座上，從而使滑片與滾動(dòng)活塞、滑片與滑片槽之間的滑動(dòng)摩擦變成為葉片鉸接頭與鉸鏈支座及缸體上鉸接槽間的旋轉(zhuǎn)摩擦。通過對新型葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的簡化機(jī)構(gòu)、主要零部件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析可見，由于它們結(jié)構(gòu)的不同、主要零部件受力不同，使得它們的運(yùn)動(dòng)規(guī)律也不相同：葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的隔離葉片作平面旋轉(zhuǎn)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)，比傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)滑片的變加速直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)要好。下面介紹主要零部件的有限元進(jìn)行分析。
傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)滾動(dòng)活塞的相對角速度很小，一般僅為偏心輪軸旋轉(zhuǎn)角速度的10%左右，而葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的滾動(dòng)活塞的相對角速度比傳統(tǒng)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)大出12倍以上。還有當(dāng)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速較高時(shí)，隔離葉片和滾動(dòng)活塞的擺角、角速度和角加速度的最大、最小值所對應(yīng)的傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角也是不變的。但是，當(dāng)傳動(dòng)軸的角速度為5500r/min和8500r/min時(shí)滾動(dòng)活塞和鉸接葉片的角速度和角加速度的曲線較陡，由此可見滾動(dòng)活塞和鉸接葉片的角速度和角加速度的變化激烈，這種變化對壓縮機(jī)的機(jī)械性能、使用壽命和可靠性影響很大。因此，本文通過利用有限元分析軟件ANSYS對葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)零部件進(jìn)行應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核，結(jié)合以前的運(yùn)動(dòng)分析和耐久性試驗(yàn)，分析找出主要零部件潛在的可靠性問題及其原因，尋找應(yīng)對策略和解決辦法，以提高壓縮機(jī)的效率、機(jī)械性能、可靠性和經(jīng)濟(jì)性。
葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)部件是隔離葉片和鉸接支座。經(jīng)計(jì)算它們的慣性力和摩擦力相對氣體壓力很小，所以不考慮零件本身的慣性力和摩擦力的影響，只分析在靜態(tài)氣壓作用下的應(yīng)力分布和強(qiáng)度校核。下面利用ANSYS對葉片鉸接滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的隔離葉片和鉸鏈支座進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析。前處理：通過SOLIDWORKS創(chuàng)建隔離葉片的幾何實(shí)體，將模型存為DES文件格式，把該模型通過ANSYS內(nèi)置的IDES轉(zhuǎn)換過濾器輸入到ANSYS中。隔離葉片的幾何實(shí)體如圖所示。隔離葉片的材料為楊氏模量E=206Xe11Pa及泊松比0.3。從ANSYS單元庫中選2-D的PLANE42單元和3-D的SOLID45單元。接著進(jìn)行網(wǎng)格劃分：先指示ANSYS程序?qū)Ω綦x葉片的末端截面自動(dòng)劃分單元網(wǎng)格，再對可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的部位進(jìn)行細(xì)化，劃分單元類型選擇為PLANE42；再利用ANSYS程序的體掃掠(Extrude)功能掃掠貫穿整個(gè)隔離葉片使其生成單元，單元類型為SOLID45，為四邊形網(wǎng)格、六面體單元。劃分結(jié)果為：節(jié)點(diǎn)數(shù)10832個(gè)，單元數(shù)9776個(gè)，隔離葉片的網(wǎng)格劃分模型如圖所示。加載和求解：ANSYS程序中使用的載荷包括邊界條件喲束、支承等)和其外部、內(nèi)部載荷。
考慮隔離葉片只受氣體力的作用，因此在葉片的上表面施加排氣壓力為1.5MPa下表面施加吸氣壓力為0.2MPa隔離葉片的兩鉸接端的圓弧面施加對稱邊界條件Z向約束。結(jié)構(gòu)分析中，對稱邊界條件指平面外移動(dòng)和平面內(nèi)旋轉(zhuǎn)設(shè)置，隔離葉片與前后缸蓋接觸的兩個(gè)端面加垂直于端面方向位移的約束。隔離葉片加載后模型見圖。完成對隔離葉片的建模和加載后，便可進(jìn)入ANSYS求解器開始求解。求解器運(yùn)行結(jié)束后，在POST1后處理程序中查看結(jié)果。隔離葉片的變形如圖所示，等效應(yīng)力分布如圖所示。隔離葉片的材料為Cr12的力學(xué)性能：名義屈服極限60-198MPa、抗拉強(qiáng)度極限365MPa。通過應(yīng)力分析可以看出：最大的應(yīng)力在隔離葉片上表面施加的載荷為1.5MPa與隔離葉片后端的圓柱狀頭部與缸體鉸接之間的倒圓角處，其值為41.183MPa可見隔離葉片靜態(tài)只受氣壓作用時(shí)應(yīng)力最大處的安全系數(shù)是4.5，這證明了隔離葉片在只受靜態(tài)氣體壓力作用的條件下是較安全的。由此可見，隔離葉片的損壞不是由于靜態(tài)氣體壓力的緣故，但是隔離葉片的圓柱狀頭部與缸體鉸接的倒圓角處是應(yīng)力敏感區(qū)。
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