梯形截面渦旋壓縮機(jī)的型線(xiàn)設(shè)計(jì)及泄漏特性

吳嘉浩 宋 霞 施駿業(yè)，2 陳江平,2

(1 上海交通大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200240；2 上海市高效冷卻系統(tǒng)工程技術(shù)中心 上海 200240)

渦旋壓縮機(jī)因體積小、效率高的優(yōu)點(diǎn)被廣泛應(yīng)用于汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)。電動(dòng)汽車(chē)整車(chē)熱管理系統(tǒng)的復(fù)雜度遠(yuǎn)高于傳統(tǒng)燃油車(chē)，對(duì)渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)提出全新要求。除了制冷工況，渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)工況還包括制熱工況、電池預(yù)熱或冷卻工況及除霜工況等[1]。因此，增大排氣容量是渦旋壓縮機(jī)重要設(shè)計(jì)方向之一[2-3]。

渦旋型線(xiàn)直接決定了渦旋壓縮機(jī)的排量大小[4]。目前，增大排量的渦旋型線(xiàn)改動(dòng)方法有兩類(lèi):1)齒端修正；2)主工作渦旋齒型線(xiàn)改動(dòng)[5]。吳昊等[6]提出使用對(duì)稱(chēng)圓弧加直線(xiàn)的齒端修正方法可以通過(guò)延后脫嚙角增大中心壓縮腔容積從而提高渦旋壓縮機(jī)排量。劉國(guó)平等[7]認(rèn)為對(duì)稱(chēng)圓弧類(lèi)修正方法雖然增大排量但排氣溫度也過(guò)高，提出了非對(duì)稱(chēng)單圓弧修正方法，可以實(shí)現(xiàn)排氣溫度不變下增大壓縮機(jī)排量。

主工作渦旋齒型線(xiàn)的改動(dòng)方案可分為兩種：增加齒高的等壁厚型線(xiàn)和選用變壁厚型線(xiàn)[8]。等壁厚型線(xiàn)是目前應(yīng)用最廣泛的型線(xiàn)，此類(lèi)型線(xiàn)的排量與齒高成正比。通過(guò)增加齒高來(lái)增大排量的方法具備操作簡(jiǎn)單的優(yōu)勢(shì)，因?yàn)槌X高外等壁厚型線(xiàn)的其他參數(shù)均無(wú)需改動(dòng)，但也存在渦齒斷裂的風(fēng)險(xiǎn)[9]。變壁厚型線(xiàn)與等壁厚型線(xiàn)相比，體積利用系數(shù)更大，即相同排量體積更緊湊，是車(chē)用渦旋壓縮機(jī)的最新設(shè)計(jì)方案。Liu Yangguang等[10]推導(dǎo)了變基圓型線(xiàn)方程的兩種形式，為設(shè)計(jì)加工奠定了理論基礎(chǔ)。郝勝利等[11]對(duì)同款電動(dòng)車(chē)用渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行變壁厚和等壁厚的對(duì)比研究，發(fā)現(xiàn)變壁厚渦旋壓縮機(jī)的排量和制冷量均有顯著提升，分別為7.90%、15.55%。但變壁厚型線(xiàn)的節(jié)距隨漸開(kāi)角變化，無(wú)法使用成本較低的展成法加工，加工成本顯著提高[12-13]。

現(xiàn)有提升排量的渦旋型線(xiàn)設(shè)計(jì)方法主要關(guān)注于二維平面上的型線(xiàn)方程，三維空間的設(shè)計(jì)方法較少。本文基于軸向變壁厚圓漸開(kāi)線(xiàn)提出一種新型大排量渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)方法，并分析型線(xiàn)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)排量的影響。同時(shí)，利用經(jīng)實(shí)驗(yàn)校正的仿真模型，研究型線(xiàn)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)內(nèi)泄漏特性的影響，從而確定合理的設(shè)計(jì)參數(shù)范圍，同時(shí)為后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)。

1 設(shè)計(jì)方法

1.1 型線(xiàn)方程

梯形截面渦旋壓縮機(jī)的渦齒壁厚從基板到齒頂沿軸線(xiàn)方向線(xiàn)性降低，因此其縱剖面為梯形。如圖1(a)所示，定義渦齒的側(cè)壁與軸線(xiàn)形成的夾角為拔模角β(°)，其與齒高Hs(mm)、渦齒齒頂端壁厚Ts1(mm)和渦齒基板端壁厚Ts2(mm)的關(guān)系式為：

圖1 梯形截面渦齒幾何參數(shù)定義

(1)

梯形截面渦旋壓縮機(jī)使用的動(dòng)靜盤(pán)渦齒形狀完全一致。如圖2所示，梯形截面渦旋壓縮機(jī)工作時(shí)動(dòng)靜渦盤(pán)沿軸線(xiàn)相向組裝，動(dòng)渦盤(pán)齒頂與靜渦盤(pán)基板貼合，靜盤(pán)齒頂也與動(dòng)渦盤(pán)基板貼合，動(dòng)靜渦盤(pán)側(cè)壁嚙合形成工作腔室，工作腔室的容積隨曲軸轉(zhuǎn)角增加逐漸減小，從而壓縮工作腔內(nèi)的制冷劑。

圖2 梯形截面渦旋壓縮機(jī)截面圖

與常規(guī)的渦旋壓縮機(jī)渦齒不同的是，在端蓋至機(jī)架方向上，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的靜盤(pán)渦齒壁厚遞減，而動(dòng)盤(pán)渦齒壁厚卻遞增。因此，在梯形截面渦旋壓縮機(jī)的同一齒高剖切面觀察，動(dòng)盤(pán)和靜盤(pán)的渦齒壁厚并不相同。在動(dòng)盤(pán)基底，動(dòng)盤(pán)渦齒比靜盤(pán)渦齒薄；在靜盤(pán)基底，動(dòng)盤(pán)渦齒厚于靜盤(pán)渦齒。

梯形截面渦旋壓縮機(jī)渦盤(pán)型線(xiàn)方程屬于三維圓漸開(kāi)線(xiàn)，設(shè)計(jì)參數(shù)如圖1所示，包括基圓半徑Rb(mm)、拔模角β、渦齒基板端壁厚Ts2、齒高Hs、圓漸開(kāi)線(xiàn)起始角φs(rad)、圓漸開(kāi)線(xiàn)結(jié)束角φe(rad)。

對(duì)于靜渦齒，內(nèi)壁和外壁的型線(xiàn)方程為：

(2)

(3)

動(dòng)渦齒的型線(xiàn)方程為：

(4)

(5)

式中：坐標(biāo)參數(shù)有兩個(gè)下標(biāo)，第一個(gè)表示渦盤(pán)的是否運(yùn)動(dòng)，f代表靜盤(pán)，m代表動(dòng)盤(pán)；第二個(gè)下標(biāo)表示渦齒內(nèi)外壁，i代表內(nèi)壁，o代表外壁。φ為圓漸開(kāi)線(xiàn)展開(kāi)角，rad；α為圓漸開(kāi)線(xiàn)偏置角，rad，即初始時(shí)刻發(fā)生線(xiàn)與x軸的夾角。參數(shù)αf為靜盤(pán)偏置角，rad；αm為動(dòng)盤(pán)偏置角，rad。與軸向高度的關(guān)系為：

(6)

(7)

式中：Θ=φe-θ-π/2，其中θ(rad)為曲軸轉(zhuǎn)角。引入Θ的目的是令θ=0時(shí)動(dòng)靜渦齒的嚙合位置恰好位于渦齒的末端。

由此可生成如圖3所示的梯形截面渦齒的三維模型。

圖3 梯形截面渦盤(pán)三維模型

1.2 容積公式

曲線(xiàn)積分法[14]通過(guò)回轉(zhuǎn)半徑和嚙合點(diǎn)坐標(biāo)可以計(jì)算得到梯形截面渦旋壓縮機(jī)的各工作腔投影面積。回轉(zhuǎn)半徑Ror(mm)公式為：

Ror=Rbπ-(Ts2-Hstanβ)

(8)

嚙合點(diǎn)方程為：

φk,fi=φk,mi=φe-θ-(2k-2)π

(9)

φk,fo=φk,mo=φe-θ-(2k-1)π

(10)

吸氣腔投影面積As(mm2)、壓縮腔投影面積Ac(mm2)及排氣腔投影面積Ad(mm2)的計(jì)算公式如下：

(11)

(12)

(13)

Vi=AiHs(i=s,c,d)

(14)

排量Vdisp(mm3)和內(nèi)容積比Vr計(jì)算公式分別為：

Vdisp=2πHsRbRor(2φe-3π)

(15)

(16)

式中：φk為嚙合點(diǎn)對(duì)應(yīng)的圓漸開(kāi)線(xiàn)展開(kāi)角，rad；θ*為排氣角，rad;φis為圓漸開(kāi)線(xiàn)內(nèi)壁起始角，rad；下標(biāo)s、c、d分別表示吸氣腔、壓縮腔、排氣腔。

1.3 泄漏面積

渦旋壓縮機(jī)內(nèi)泄漏通道可分為徑向泄漏和軸向泄漏[4]。由于型線(xiàn)隨軸向高度發(fā)生變化，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的泄漏面積與等壁厚渦旋壓縮機(jī)存在差異，如圖4所示。

圖4 梯形截面與等壁厚渦旋壓縮機(jī)的泄漏截面對(duì)比

對(duì)于徑向泄漏，泄漏截面由矩形變?yōu)槠叫兴倪呅危?jì)算公式與等壁厚渦旋壓縮機(jī)的相同。

Af=δfHs

(17)

式中：δf為徑向泄漏寬度,mm。對(duì)于軸向泄漏，泄漏截面形狀不變，但軸向泄漏長(zhǎng)度δr(mm)發(fā)生變化，按照上頂面的泄漏面積計(jì)算。

(18)

2 泄漏模型

為研究泄漏特性，需要建立泄漏仿真模型。現(xiàn)有渦旋壓縮機(jī)的泄漏模型主要有4種: 等熵流動(dòng)模型、不可壓縮黏性流模型、可壓縮絕熱黏性流模型和準(zhǔn)一維模型[15]。本文采用等熵流動(dòng)模型，因?yàn)榇四Ｐ蜔o(wú)需迭代計(jì)算，具有計(jì)算速度快的優(yōu)點(diǎn)。

現(xiàn)有研究[16-18]一般都采用隱式方法求解泄漏量，即先建立耦合泄漏模型在內(nèi)的熱力學(xué)仿真模型，迭代計(jì)算得到各個(gè)曲軸轉(zhuǎn)角對(duì)應(yīng)的各工作腔的溫度和壓力，再將泄漏通道兩端工作腔室的溫度和壓力代回式(19)和式(20)所示的泄漏模型，計(jì)算得到泄漏質(zhì)量流量。本文使用如圖5所示零維熱力學(xué)仿真模型。

圖5 熱力學(xué)仿真模型流程圖

(19)

(20)

3 實(shí)驗(yàn)方法

對(duì)使用R134a制冷劑的車(chē)用渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行性能實(shí)驗(yàn)，關(guān)鍵參數(shù)如表1所示。按照GB/T 5773—2016《容積式制冷劑壓縮機(jī)性能試驗(yàn)方法》[19]規(guī)定，X法采用第二制冷劑量熱計(jì)法，二次制冷劑用HCFC123，Y法采用制冷劑液體流量計(jì)法。

表1 實(shí)驗(yàn)用渦旋壓縮機(jī)參數(shù)

實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的設(shè)計(jì)如圖6所示，該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要由蒸發(fā)器、冷凝器、過(guò)冷器、電子膨脹閥、油分離器組成。

1蒸發(fā)器；2過(guò)冷器；3加熱器；4量熱器；5電子膨脹閥；6流量計(jì)；7過(guò)濾器；8水罐；9視液鏡；10干燥器；11冷凝器；12油分離器；13渦旋壓縮機(jī)；14制冷機(jī)組。

臺(tái)架通過(guò)調(diào)節(jié)電加熱器1控制過(guò)冷器水溫從而調(diào)節(jié)系統(tǒng)過(guò)冷度，類(lèi)似地電加熱器2用于控制蒸發(fā)器吸氣溫度。通過(guò)調(diào)節(jié)水流量進(jìn)一步調(diào)節(jié)冷凝器中的水溫，同時(shí)調(diào)節(jié)電子膨脹閥開(kāi)度，從而實(shí)現(xiàn)調(diào)節(jié)壓縮機(jī)排氣壓力。實(shí)驗(yàn)時(shí)先設(shè)定壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度、吸氣壓力、排氣壓力，然后通過(guò)布置的傳感器測(cè)定計(jì)算壓縮機(jī)排氣溫度、質(zhì)量流量及電功率。實(shí)驗(yàn)臺(tái)精度分析如表2所示。

表2 實(shí)驗(yàn)不確定度分析

參考國(guó)標(biāo)GB/T 22068—2018《汽車(chē)空調(diào)電動(dòng)壓縮機(jī)總成》[20]設(shè)定實(shí)驗(yàn)工況。6種工況下的轉(zhuǎn)速如表3所示，其它條件均相同：吸氣壓力為300 kPa,吸氣過(guò)熱度為10 ℃，排氣壓力為1 500 kPa,過(guò)冷度為5 ℃。

表3 實(shí)驗(yàn)工況

4 結(jié)果分析

首先使用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)校核拔模角為0°的梯形截面渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)仿真模型，然后使用仿真模型研究拔模角對(duì)梯形截面渦旋壓縮機(jī)的幾何特性和泄漏特性的影響。除拔模角和渦齒頂端壁厚以外，仿真機(jī)型的其他參數(shù)基本與實(shí)驗(yàn)機(jī)型相等，渦齒齒根壁厚Ts2為3.104 mm,具體參數(shù)如表4所示。仿真工況也與實(shí)驗(yàn)工況完全一致。

表4 梯形截面渦旋壓縮機(jī)參數(shù)

4.1 模型校核

由于泄漏模型與熱力學(xué)模型是耦合的，熱力學(xué)模型中在迭代過(guò)程中使用了泄漏模型，而泄漏量計(jì)算則以熱力學(xué)模型的計(jì)算結(jié)果作為輸入，因此可以通過(guò)校核熱力學(xué)仿真模型來(lái)提高泄漏量計(jì)算的準(zhǔn)確度[18]。

本文使用的零維熱力學(xué)模型可以通過(guò)校核壓縮機(jī)功率、質(zhì)量流量及排氣溫度提升精度[14,16]。利用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)校核熱力學(xué)仿真模型，如圖7～圖9所示，排氣溫度、壓縮機(jī)功率以及質(zhì)量流量的相對(duì)誤差分別為8%、8%和12%。

圖7 排氣溫度的實(shí)驗(yàn)值與仿真值對(duì)比

圖8 壓縮機(jī)功率的實(shí)驗(yàn)值與仿真值對(duì)比

圖9 質(zhì)量流量的實(shí)驗(yàn)值與仿真值對(duì)比

4.2 排量對(duì)比分析

圖10所示為不同拔模角對(duì)應(yīng)的排量、平均壁厚及回轉(zhuǎn)半徑的變化。排量和回轉(zhuǎn)半徑與拔模角均為線(xiàn)性遞增關(guān)系，平均壁厚與拔模角為線(xiàn)性遞減關(guān)系。當(dāng)拔模角為3°時(shí)，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的排量取得最大值，達(dá)到32.27 cm3，比等壁厚渦旋壓縮機(jī)(β=0°)提升了19.5%。拔模角從0°增至3°，公轉(zhuǎn)半徑從4.75 mm增至5.68 mm，平均壁厚從3.104 mm降至2.176 mm。這可以理解為梯形截面壓縮機(jī)通過(guò)降低平均壁厚來(lái)增加體積利用系數(shù)從而增加排量。而公轉(zhuǎn)半徑增加的原因是動(dòng)靜渦盤(pán)的嚙合線(xiàn)與電機(jī)出軸形成的夾角(數(shù)值上等于拔模角)增加。對(duì)于常規(guī)的等壁厚渦齒，動(dòng)靜渦盤(pán)的嚙合線(xiàn)與電機(jī)出軸平行，而梯形截面渦旋壓縮機(jī)的動(dòng)渦盤(pán)需相對(duì)于電機(jī)出軸徑向偏出。

圖10 不同拔模角下排量、平均壁厚及回轉(zhuǎn)半徑的變化

相比于等壁厚增大排量的方法(增加齒高或減少壁厚)，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的優(yōu)點(diǎn)為在保證強(qiáng)度校核的前提下仍可降低平均壁厚，提高體積利用系數(shù)。由于發(fā)生在渦齒末端的渦齒齒根疲勞彎曲折斷是渦齒的主要失效原因之一，此處提及的強(qiáng)度校核以渦齒齒根強(qiáng)度為基本設(shè)計(jì)準(zhǔn)則[21]。文獻(xiàn)[21]通過(guò)有限元仿真擬合得到最小計(jì)算安全系數(shù)nσmin(α,r,Hs)的簡(jiǎn)化計(jì)算公式，過(guò)渡圓角半徑r(mm)與拔模角關(guān)系為r=Hstanβ。選擇實(shí)驗(yàn)用渦旋壓縮機(jī)渦齒為基準(zhǔn)渦齒，最小安全系數(shù)比定義為增大排量后渦齒的最小安全系數(shù)與基準(zhǔn)渦齒的最小安全系數(shù)的商，與渦旋壓縮機(jī)排量的關(guān)系如圖11所示。

圖11 不同增大排量方法的最小安全系數(shù)比與排量關(guān)系

盡管梯形截面渦齒的斷面面積小于基準(zhǔn)渦齒，但梯形截面的設(shè)計(jì)相當(dāng)于通過(guò)增加過(guò)渡圓角來(lái)保證強(qiáng)度校核，因?yàn)檫^(guò)渡圓角可以提高側(cè)面支撐從而提高渦齒強(qiáng)度[22]。而且梯形截面渦齒與的基準(zhǔn)渦齒齒根厚度一致，因此最小安全系數(shù)比大于1，說(shuō)明梯形截面的強(qiáng)度高于基準(zhǔn)渦齒，可以保證強(qiáng)度校核。而減少壁厚和增加齒高的等壁厚渦齒最小安全系數(shù)比小于1，強(qiáng)度均低于基準(zhǔn)渦齒，未能通過(guò)強(qiáng)度校核。

4.3 泄漏特性研究

內(nèi)泄漏是渦旋壓縮機(jī)性能衰減的重要原因之一。理論上動(dòng)靜渦盤(pán)完全嚙合，但在實(shí)際工作過(guò)程中，由于渦齒兩端分別為吸氣腔和排氣腔，溫度相差數(shù)十度，渦齒不可避免發(fā)生熱應(yīng)變；同時(shí)渦盤(pán)受到傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩的影響，動(dòng)靜渦盤(pán)擠壓也會(huì)產(chǎn)生力應(yīng)變。受到熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力的共同影響，動(dòng)靜渦盤(pán)之間出現(xiàn)縫隙，在相鄰的工作腔之間發(fā)生制冷劑從高壓腔向低壓腔的輸運(yùn)現(xiàn)象。

由于泄漏質(zhì)量流量隨曲軸轉(zhuǎn)角呈非線(xiàn)性變化，不同時(shí)刻不同通道的泄漏質(zhì)量流量差異較大。為了更好對(duì)比不同拔模角的渦旋壓縮機(jī)的泄漏特性，定義內(nèi)泄漏率為泄漏質(zhì)量流量的時(shí)均值與實(shí)際吸氣質(zhì)量流量之比[17]，泄漏率越高，壓縮機(jī)的效率越低。

渦旋壓縮機(jī)的工作腔室可分為吸氣腔、壓縮腔和排氣腔，在不同階段的各工作腔的相鄰腔室并不相同，據(jù)文獻(xiàn)統(tǒng)計(jì)徑向泄漏通道和切向泄漏通道各有十余種，不便逐一對(duì)比。本文按照泄漏通道兩側(cè)的工作腔進(jìn)行化簡(jiǎn)，得到3類(lèi)泄漏通道，每類(lèi)又可按泄漏方向細(xì)分出兩個(gè)子類(lèi)，徑向和切向，如表5所示內(nèi)泄漏特性分析對(duì)象簡(jiǎn)化為6種泄漏通道。

表5 泄漏通道分類(lèi)

4.3.1 工作腔壓力變化曲線(xiàn)對(duì)比

由于梯形截面渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)壓縮比不隨拔模角改變，如圖12所示，拔模角為3°的梯形截面渦旋壓縮機(jī)各腔室工作壓力與等壁厚渦旋壓縮機(jī)差異較小。

圖12 梯形截面渦旋壓縮機(jī)和等壁厚渦旋壓縮機(jī)工作腔壓力變化對(duì)比

4.3.2 不同泄漏通道的泄漏特性

圖13所示為以等壁厚渦旋型線(xiàn)為比較基準(zhǔn)，梯形截面渦旋壓縮機(jī)在不同拔模角下內(nèi)泄漏率的變化趨勢(shì)。對(duì)于等壁厚渦旋壓縮機(jī)，三類(lèi)徑向泄漏通道s-c、c-c及c-d的徑向泄漏率分別為7.62%、1.92%和11.67%，可以看出c-d的徑向泄漏比s-c和c-c都更嚴(yán)重。根據(jù)切向泄漏面積公式(18)，c-d泄漏線(xiàn)是型線(xiàn)修正部分，展開(kāi)角比排氣角θd更小，c-d的切向泄漏面積相比于s-c和c-c更小。如表6所示，c-d的壓差高于s-c和c-c，據(jù)式(19)壓比對(duì)泄漏率的影響更顯著，因此c-c的徑向內(nèi)泄漏率最低，c-d的徑向內(nèi)泄漏率最高。

圖13 不同拔模角下內(nèi)泄漏率的變化

表6 泄漏通道兩端工作腔壓差(單位：kPa)

4.3.3 拔模角對(duì)泄漏率的影響

由圖13可知，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的壓縮腔與吸氣腔、排氣腔與壓縮腔的壓比幾乎不隨拔模角變化。拔模角從0.5°增至3°，各通道徑向泄漏率升高。以等壁厚渦旋型線(xiàn)為比較基準(zhǔn)，拔模角為3°時(shí)，總徑向內(nèi)泄漏率上升0.86%。根據(jù)式(16)和式(17)，三類(lèi)徑向泄漏通道的平均泄漏面積分別上升2.82%、2.83%、1.42%；內(nèi)泄漏率分別增加0.24%、0.04%、0.57%，可見(jiàn)c-d對(duì)拔模度的敏感度遠(yuǎn)高于s-c和c-c。對(duì)于切向泄漏量而言，三類(lèi)通道的切向泄漏面積相同，切向泄漏量完全取決于相鄰腔室的壓比。以等壁厚渦旋壓縮機(jī)為例，三類(lèi)切向泄漏通道s-c、c-c及c-d的切向泄漏率分別為1.14%、0.34%和3.53%，c-d的切向泄漏率最高。拔模角從0.5°增至3°，各通道切向泄漏率下降，最多分別下降0.12%、0.03%、0.37%。因此從徑向泄漏和切向泄漏的角度出發(fā)，泄漏通道c-d均為密封設(shè)計(jì)重點(diǎn)。例如可以考慮在c-d部分適當(dāng)加粗密封條，或使用迷宮密封設(shè)計(jì)；另外，還可增加渦齒在型線(xiàn)修正部分的壁厚，從而減少泄漏面積。

5 結(jié)論

本文首先提出一種增大渦旋壓縮機(jī)排量的型線(xiàn)設(shè)計(jì)方法，建立將幾何模型和泄漏模型耦合在內(nèi)的仿真模型，并對(duì)仿真模型進(jìn)行實(shí)驗(yàn)校核。對(duì)不同拔模角的梯形截面渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行仿真計(jì)算，以等壁厚渦旋壓縮機(jī)為比較基準(zhǔn)，研究排量變化和泄漏特性，得到結(jié)論如下：

1)梯形截面渦旋壓縮機(jī)使用的型線(xiàn)實(shí)質(zhì)是壁厚隨齒高變化的一組關(guān)于拔模角的等基圓的圓漸開(kāi)線(xiàn)，當(dāng)拔模角為0°時(shí)即為等壁厚渦齒幾何模型。

2)相比于等壁厚渦旋壓縮機(jī)增大排量的方法(增加齒高或減少壁厚)，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的優(yōu)點(diǎn)為在保證齒根強(qiáng)度校核的前提下仍可降低平均壁厚，提高體積利用系數(shù)。控制其他幾何參數(shù)不變，當(dāng)拔模角為3°時(shí)，梯形截面渦旋壓縮機(jī)的排量達(dá)到32.27 cm3，增加19.5%。

3)相比于切向泄漏，拔模角對(duì)梯形截面壓縮機(jī)的徑向泄漏影響更大。對(duì)于徑向泄漏，平均泄漏面積隨拔模角上升而上升，最大增加2.83%。對(duì)于切向泄漏，平均泄漏面積與拔模角無(wú)關(guān)。

4)梯形截面渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)泄漏特性與等壁厚渦旋壓縮機(jī)接近，具有良好的應(yīng)用前景。研究發(fā)現(xiàn)拔模角增加，徑向泄漏率增加而切向泄漏率下降，總體幅度不超過(guò)2%。此外由于壓縮腔與排氣腔的壓差較大，泄漏通道c-d為梯形截面渦旋壓縮機(jī)密封設(shè)計(jì)重點(diǎn)。