回转式制冷压缩机 螺杆压缩机教材

第三章 第三章 回转式制冷压缩机第一节 第一节 概 述回转式制冷压缩机是工作容积作旋转运动的容积式压缩机。气体压缩和压力变化是依靠容积变化来实现的，而容积的变化又是通过压缩机的一个或几个转子在气缸里作旋转运动来达到的。与往复式压缩机不同的是，其容积在周期性地扩大和缩小的同时，空间位置也在不断变化。只要在气缸上合理地配置吸气和排气孔口，就可以实现吸气、压缩和排气等基本工作过程。 就气体压力提高的原理而言，回转式制冷压缩机与往复式制冷压缩机相同，都属于容积式压缩机，即都是通过工作容积的变化而使气体压力变化。就主要机件(转子)的运动形式而言，又与速度式压缩机相同，所以回转式制冷压缩机同时兼有上述两类机器的特点。由于回转式制冷压缩机没有往复运动机构，所以结构简单，体积小、重量轻、零部件少(特别是易损件少)，可靠性高。它运转时力矩变化小，动力平衡性好，转速高，振动小，输气脉动小，同时操作简便，易于实现自动化。回转式制冷压缩机的型式和结构类型较多，故有多种分类法。通常都按其结构元件的特征来区分和命名。目前广为使用的有螺杆式制冷压缩机、滚动转子式制冷压缩机和涡旋式制冷压缩机等，它们在各种冷冻、冷藏及空调装置中得到了日益广泛的应用。其中，制冷量在1.1kW以下时，滚动转子式制冷压缩机效率较好；制冷量在115kW范围内，涡旋式制冷压缩机效率最高；制冷量大于15kW时，螺杆式制冷压缩机效率最好。因此，回转式制冷压缩机的应用，已进入活塞式制冷压缩机的世袭领地。但是，回转式制冷压缩机也有它的缺点，主要是它的运动机件表面多呈曲面形状，这些曲面的加工及检测均较复杂，有的还需使用专用设备。其次是回转式制冷压缩机运动机件之间或运动机件与固定机件之间，常需保持一定的运动间隙，气体通过间隙势必引起泄漏，这就限制了回转式制冷压缩机达到较大的压力比，同时，为了不降低回转式制冷压缩机的效率，又必须控制运动间隙尽可能小，势必造成加工和装配精度较高。另外，由于转速高以及工作容积与吸、排气孔口周期性地通断，使螺杆式制冷压缩机噪声较高，故常需采用减噪消声措施。螺杆式压缩机又分为双螺杆和单螺杆压缩机。通常为简化起见，也称双螺杆压缩机为螺杆式压缩机。单螺杆压缩机，又称蜗杆压缩机，它由一根螺杆和两个星轮组成。它在很多方面与双螺杆压缩机类似，而且具有更加理想的力平衡性，故在国内外得到了较快的发展，不过目前在制冷方面使用还不广泛。第二节 螺杆式制冷压缩机工作原理及特点一、工作原理螺杆式(即双螺杆)制冷压缩机具有一对互相啮合、相反旋向的螺旋形齿的转子。其齿面凸起的转子称为阳转子，齿面凹下的转子称为阴转子。转子的齿相当于活塞，转子的齿槽、机体的内壁面和两端端盖等共同构成的工作容积，相当于气缸。机体的两端设有成对角线布置的吸、排气孔口。随着转子在机体内的旋转运动，使工作容积由于齿的侵入或脱开而不断发生变化，从而周期性地改变转子每对齿槽间的容积，来达到吸气、压缩和排气的目的。互相啮合的转子，在每个运动周期内，分别有若干个相同的工作容积依次进行相同的工作过程，这一工作容积，称为基元容积。它由转子中的一对齿面、机体内壁面和端盖所形成。只需研究其中一个工作容积的整个工作循环，就能了解压缩机工作的全貌。螺杆式制冷压缩机的运转过程从吸气过程开始，然后气体在密封的基元容积中被压缩，最后由排气孔口排出。阴、阳转子和机体之间形成的呈“V”字型的一对齿间容积(基元容积)的大小，随转子的旋转而变化，同时，其空间位置也不断移动。图31表示了基元容积的工作过程。(1)吸气过程转子旋转时，阳转子的一个齿连续地脱离阴转子的一个齿槽，齿间容积逐渐扩大，并和吸气孔口连通，气体经吸气孔口进齿间容积，直到齿间容积达到最大值时，与吸气孔口断开，齿间容积封闭，吸气过程结束，如图31(a)所示。值得注意的是，此时阳和阴转子的齿间容积彼此并不连通。 (2)压缩过程转子继续旋转，在阴、阳转子齿间容积连通之前，阳转子齿间容积中的气体，受阴转子齿的侵入先行压缩；经某一转角后，阴、阳转子齿间容积连通，形成“V”字形的齿间容积对(基元容积)，随两转子齿的互相挤入，基元容积被逐渐推移，容积也逐渐缩小，实现气体的压缩过程，如图31(b)所示。压缩过程直到基元容积与排气孔口相连通时为止，如图31(c)，此刻排气过程开始。(3)排气过程如图31(d)所示，由于转子旋转时基元容积不断缩小，将压缩后气体送到排气管，此过程一直延续到该容积最小时为止。随着转子的连续旋转，上述吸气、压缩、排气过程循环进行，各基元容积依次陆续工作，构成了螺杆式制冷压缩机的工作循环。从以上过程的分析可知，两转子转向互相迎合的一侧，即凸齿与凹齿彼此迎合嵌入的一侧，气体受压缩并形成较高压力，称为高压力区；相反，螺杆转向彼此相背离的一侧，即凸齿与凹齿彼此脱开的一侧，齿间容积在扩大形成较低压力，称为低压力区。此两区域借助于机壳、转子相互啮合的接触线而隔开，可以粗略地认为两转子的轴线平面是高、低压力区的分界面。另外，由于吸气基元容积内的气体随转子旋转，由吸气端向排气端作螺旋运动，因此吸气、排气孔口要成对角线布置，吸气孔口位于低压力区的端部，排气孔口位于高压力区的端部。二、 工作特点螺杆式制冷压缩机作为回转式制冷压缩机的一种，同时具有活塞式和动力式（速度式）两者的特点。1)与往复活塞式制冷压缩机相比，螺杆式制冷压缩机具有转速高，重量轻，体积小，占地面积小以及排气脉动低等一系列优点。2)螺杆式制冷压缩机没有往复质量惯性力，动力平衡性能好，运转平稳，机座振动小，基础可作得较小。3)螺杆式制冷压缩机结构简单，机件数量少，没有像气阀、活塞环等易损件，它的主要摩擦件如转子、轴承等，强度和耐磨程度都比较高，而且润滑条件良好，因而机加工量少，材料消耗低，运行周期长，使用比较可靠，维修简单，有利于实现操纵自动化。4)与速度式压缩机相比，螺杆式压缩机具有强制输气的特点，即排气量几乎不受排气压力的影响，在小排气量时不发生喘振现象，在宽广的工况范围内，仍可保持较高的效率。5)采用了滑阀调节，可实现能量无级调节。6)螺杆压缩机对进液不敏感，可以采用喷油冷却，故在相同的压力比下，排温比活塞式低得多，因此单级压力比高。7)没有余隙容积，因而容积效率高。螺杆式制冷压缩机尚存在以下缺陷：1)制冷剂气体周期性地高速通过吸、排气孔口，通过缝隙的泄漏等原因，使压缩机有很大噪声，需要采取消音减噪措施。2)螺旋形转子的空间曲面的加工精度要求高，需用专用设备和刀具来加工。3)由于间隙密封和转子刚度等的限制，目前螺杆式压缩机还不能像往复式压缩机那样达到较高的终了压力。近年来，螺杆式制冷压缩机发展很快，其制冷系数、噪声级等等指标已接近或达到活塞式压缩机的水平，在中等制冷量范围内的应用取得了信誉。而且机组逐渐更新，品种日益增加，制冷量向更低与更高的范围内延伸，不断地扩大了使用范围，并向不同的领域扩张，已发展成为制冷机的主要型式之一。为了保证螺杆式制冷压缩机的正常运转，必须配置相应的辅助机构，如润滑油的分离和冷却，能量的调节控制装置，安全，保护装置和监控仪表等。通常生产厂多将压缩机、驱动电机及上述辅助机构组装成机组，称为螺杆式制冷压缩机组。图32是一个单级螺杆式制冷压缩机组。它包括气路、油路、电路及能量调节装置等。螺杆式制冷压缩机由于喷油使制冷机的性能大大改善，故螺杆式制冷压缩机绝大部分为喷油式。喷油的优点如下：1)降低排气温度。2)减少工质泄漏，提高密封效果。3)增强对零部件的润滑，提高零部件寿命。4)对声能和声波有吸收和阻尼作用，可以降低噪声。5)冲洗掉机械杂质，减少磨损。但由于喷油量较大，所以螺杆装置中必须增设油的处理设备，如油分离器、油冷却器、油过滤器、油压调节阀和油泵等，这将增大机组的体积和复杂性。三、带经济器的螺杆式制冷压缩机螺杆式制冷压缩机虽具有单级压力比高的优点，但随着压力比的增大，泄漏损失急速地增加，因此，低温工况下运行时效率显著降低。为了扩大其使用范围，改善低温工况的性能，提高效率，可利用螺杆制冷压缩机吸气、压缩、排气单向进行的特点，在机壳或端盖的适当位置开设补气口，使转子基元容积在压缩过程的某一转角范围，与补气口相通，使系统中增设的中间容器内的闪发性气体通过补气口进入基元容积中。这样，单级螺杆压缩机按双级制冷循环工作，达到节能的效果。此增设的中间容器称为经济器。带经济器的制冷系统有一级节流与二级节流两种形式。图33(a)为带经济器的一级节流制冷系统图。来自贮液器D的制冷剂液体分为两支；一小支流经节流阀Gl降压，到经济器E中吸热而产生闪发性气体，经中间补气口进入正处在压缩初始阶段的基元容积中，与原有气体混合继续被压缩；另一支主流流过经济器E中盘形管放热而过冷，然后经节流阀G，节流进入蒸发器F中制冷。进入蒸发器的主流制冷剂液体只经一次节流，且节流前与进入补气口的气体存在温差t。系统的PH图如图33(b)所示。图34为带经济器的二级节流制冷系统。来自贮液器D的制冷剂液体，经节流阀G1至经济器E中，上部产生的闪发气体，通过补气口进入处在压缩阶段的基元容积中，与原有气体混合继续被压缩；下部的液体经节流阀G2第二次节流后，进入蒸发器F中制冷。进入蒸发器的制冷剂液体，经过二次节流，且二次节流前与进入补气口的气体的温度相同。无论是一次节流还是二次节流，都是使进入蒸发器的制冷剂过冷，因而制冷量增加。同时补气后使基元容积中气体质量增加，压缩功也有一定的增大。但增大速率比制冷量增加得慢，所以制冷系数提高，具有节能效果。节能效益的大小与工质性质及工况有关，用R502最好，其次是R12及R22，而R717最小；低温工况下的节能效果十分显著，当冷凝温度不变，蒸发温度越低时，其循环的制冷系数提高得越多。据有关文献介绍，对于蒸发温度在1540范围内的低温工况，制冷量增大1944，制冷系数提高730。另外，带经济器的螺杆制冷机有较宽的运转条件，单级压力比大，卸载运行时能实现最佳运行；加工基本与单级螺杆相同，制冷系统中阀门和设备增加不多，故目前应用越来越广泛。 第三节 螺杆式制冷压缩机的构造及工作参数一、 总体结构目前应用于制冷系统上的多为喷油式螺杆压缩机，且大都采用单级开启式结构形式。有些小型氟利昂螺杆压缩机采用半封闭式或全封闭式的结构。螺杆压缩机的结构如图35所示。它的主要组成部分是转子、机体、轴承、轴封、平衡活塞及能量调节装置等。(1)机壳由机体、吸气端座和排气端座组成，是压缩机的主要组成部分。机体2是连接各零部件的中心部件，它为各零部件提供正确的装配位置，保证阴、阳转子3和7在气缸内啮合，可靠地进行工作。其端面形状为形，这与两个啮合转子的外圆柱面相适应，使转子精确地装入机体内。在机体内壁面设有符合转子转角要求的径向吸气孔口9，保证转子在旋转中顺利实现吸气过程。供调节能量用的卸载活塞10和卸载滑阀12，可根据实际需要实现输气量调节。机体上还钻有回油孔，以便及时把润滑轴承、轴封和平衡活塞流出的油、以及二次油分离器和能量调节机构的回油等输送回气缸，随排气带走或停机后放掉。吸、排气端座是位于机体前后两端的密封连接件，它除作机体的端面密封外，更重要的是提供了阴、阳转子和支承转子的轴承装配位置；轴向的吸、排气孔口9和13以及压缩机与管道系统的连接安装位置。它也是压缩机气体输入和输出的重要通道。另外，吸气端座还容纳和支承着移动能量调节机构的卸荷油缸、平衡转子轴向力的平衡活塞和油缸、油腔、内油道及回油孔等；排气端座容纳和支承着轴封、滑阀位移腔、油腔、内油道及回油孔等。吸、排气端座的端面为平面，与转子的端面贴合形成端面密封，而与机体端平面的密封采用密封胶或O形环来达到的，连接用螺钉来实现。由于机体有内部喷油，可直接降低缸体内部温度，所以无需冷却水夹套，而是在机壳外设肋，既加强机壳强度，也附有散热作用。机壳常用灰铸铁如HT200等铸成。 (2)转子它是实现变容式压缩的主要部件，由阴、阳转子3和7组成，材料常用球墨铸铁如QT6003。转子齿形是用高精度的专用机床、专用刀具加工而成，是压缩机的关键零件之一。转子型线常为单边非对称摆线圆弧型线，阳转子4个齿，阴转子6个齿，以使两转子的抗弯强度大致相等。一般阳转子与电动机联接为主动转子，传递转矩，同时、通过啮合关系带动阴转子(从动转子)旋转。两转子的径向负荷由两对主轴承承担，阴转子的轴向负荷由一对角接触球轴承承担，阳转子的轴向负荷较大，由一对角接触球轴承和平衡活塞共同承担。 (3)轴承轴承是支承阴、阳转子，并保证转子高速旋转的零件。完成上述功能的这种轴承叫主轴承，其结构型式一般为滑动轴承。其次，转子在旋转并压缩气体时，会产生一种轴向推力，为了克服这种轴向力，还必须有推力轴承(滚动轴承)。这种轴承叫副轴承，它除克服转子旋转的轴向力之外，还可以承受部分径向力。所以，主、副轴承在螺杆式压缩机中必不可少，它们使转子始终处在正常工作位置。主轴承是经精密加工的钢背耐磨合金制成，有进油孔、油槽及泄油槽。正确地安装在吸、排气端座内，并用柱销固定位置。副轴承装在排气侧，在阴、阳转子上各装两只。为了保持转子的排气端面与排气端座之间有必要的间隙；在副轴承的一侧装有调整块。 (4)平衡活塞平衡活塞位于阳转子吸气端的主轴颈尾部，用来减轻由于排气侧与吸气侧之间的压力差，引起对主轴承端面的负荷，减轻副轴承所承受的轴向力。采用平衡活塞来平衡轴向力，可大大减小推力轴承的负荷和几何尺寸，节省金属消耗量。它是利用高压油注入活塞顶部的油腔内，产生与轴向力相反的压力，使轴向力得以平衡。 (5)轴封采用摩擦环式机械密封结构，采用标准产品装在主动转子靠联轴器的伸出端上，它是由随轴转动的动环与装在轴封盖上的静环以弹力相互摩擦作为径向密封，聚四氟乙烯及耐油橡胶O形环作为轴向密封。轴封的冷却及润滑均由高压油来完成。由于轴封是在较高的压力下工作，所用摩擦材料应具有足够的刚性和强度，常选用耐压强度较高的钢制动环，和弹性模数较大、导热性良好的石墨为静环，其密封口经研磨及抛光加工，使表面粗糙度达Ra0.2m以上，O形环对氨机用丁晴耐油橡胶，氟机用氯醇橡胶。 (6)能量调节机构由滑阀、油缸、油活塞、连接件、复位弹簧、四通换向阀(也可用四通电磁换向阀)、油管路及能量指示器等组成，它起调节制冷量的作用。由铸铁制成的滑阀装在转子与机体的下部衔接处，可以在与气缸轴线平行方向上，由卸载油缸中的活塞带动作往复运动。滑阀和阀杆是中空的，构成向气缸内喷油的输油管。输油管与活塞、油缸等相连。滑阀靠近压缩腔一侧钻有喷油孔，以便在压缩机工作时，向压缩腔喷入润滑油。滑槽底部开有导向槽，该槽与机体上的导向块配合，使滑阀平稳地往复运动。压缩机的径向排气口设在滑阀上，根据使用工况不同(即内压缩比不同)，分别设置几组滑阀，其上所开径向排气口与各工况下的容积比相对应，用户可根据使用工况选用其中一组滑阀装入机器上即可。利用滑阀可以实现制冷量的无级调节，冷量在10100的范围内，均可以使压缩机正常运转。能量调节是用改变滑阀位置来实现的，而滑阀的位置是由油活塞的位置决定。油活塞的位置则由四通阀控制，可由自动或手动来完成。滑阀移动时，装在滑阀导管内的螺旋机构将滑阀的移动变为指针的转动，指示出滑阀所处位置。故能量指示标牌数值仅表示滑阀位移百分数，并不代表能量的百分数。四通换向阀或四通电磁换向阀装在靠近压缩机的机架上，阀的一侧两个接头接进油与排油管，另一侧的两个接头接油缸的两端。(7)消声器噪声来源于压缩气体动力噪声、旋转噪声和电动机噪声等。最常用的消声方法是采用消声器。消声器有扩张室消声器。(共振腔式消声器)和吸收式消声器等。在螺杆制冷压缩机组中，采用共振腔式消声器安装在组合式多功能油分离器内，可以较大幅度降低排气噪声。同时，用于降低吸气噪声的吸气消声器装在吸气管道中，也具有较好的消声效果。二、转子及端面齿形螺杆式制冷压缩机的主要工作零件是一对具有螺旋形齿的阴、阳转子。转子的齿面又称型面。型面为螺旋形的空间曲面，两齿啮合，其型面的接触线为空间曲线。随着转子的旋转，接触线由吸入端向排出端推移，完成基元容积的吸入、压缩、排出的工作过程。所以接触线是基元容积的活动边界，它把齿间容积分成为两个不同的压力区，起到隔离基元容积的作用。垂直于转子轴线的端部平面与型面的截交线称为端面齿形(简称齿形)，是一条平面曲线，它作螺旋运动就形成了螺杆齿面。阴、阳转子齿形在端平面上啮合运动的啮合点轨迹，叫做齿形的啮合线，它也是平面曲线。显然，啮合线是接触线在端平面上的投影。为了保障螺杆式制冷压缩机的性能，螺杆齿形除应满足一般啮合运动的要求，保证转子连续稳定地运转外，还应满足以下几点基本要求：1)螺杆齿形在啮合过程中，要求压缩、排出和吸入区之间的气密，或称为横向气密性。这可通过确保接触线连续来保证。如前所述，在端平面上表现为啮合线应是连续封闭曲线；2)螺杆齿形在啮合过程中，应具有基元容积之间的气密性，或称为轴向气密性。这可通过啮合线的顶点与两螺杆外圆周交点重合来保证。3)两转子应具有尽可能短的接触线长度，以保证最小的总间隙面积。因为在实际压缩机中，型面往往并不接触，而保证一定间隙方，总间隙面积，即为转子实际接触线长度与间隙值的乘积。 4)螺杆齿形应具有较大的面积利用系数，以提高输气量。 此外，从制造、运转角度考虑，螺杆齿面要有足够的强度和刚度，以及良好的工艺性等。 螺杆式压缩机按照齿形的型线，可分为对称圆弧型线和非对称圆弧型线两种。前者制造较简单，后者则排量大、效率高。通常把齿顶中心线两边的齿形完全相同的型线，称为对称型线；反之，齿顶中心线两边的齿形不同的型线称为非对称型线。只在转子节圆的内侧或外侧一边具有型线，称为单边型线；节圆内外均具有型线则称为双边型线。在实际运用中，常采用圆弧、摆线以及椭圆等多段特殊曲段，组成螺杆式压缩机转子的各种型线。国产螺杆式制冷压缩机多采用单边不对称摆线圆弧型线，如图36所示。其中阴转子齿形型线由下列各段组成ab径向直线；bc圆弧，圆心在节圆上，半径R;cd伸长外摆线；d点；de-直线(修正段)；el圆弧，圆心在o2上，直径D2j。阳转子齿形型线由下列各段形成：fg正常外摆线，它与直线ab形成共轭；gh圆弧，圆心在节圆上，半径R,它与圆弧bc形成共轭；h点，它与外摆线cd形成共轭；hi缩短外摆线，它与点d形成共轭;ij正常外摆线，它与直线de形成共轭；jk圆弧，圆心在o1上，直径D1j，它与圆弧el形成共轭。 三、 输气量调节装置螺杆制冷压缩机常用滑阀调节能量，即在两个转子高压侧，装上一个能够轴向移动的滑阀，来调节能量和卸荷启动。滑阀调节能量的原理，是利用滑阀在螺杆的轴向移动，以改变螺杆的有效轴向工作长度，使能量在100和l0之间连续无级调节。能量调节主要与转子有效的工作长度有关。图37为滑阀的移动与能量调节的原理图。图(a)示出全负荷时滑阀的位置。当滑阀尚未移动时，滑阀的后缘与机体上滑阀滑动缺口的底边紧贴，滑阀的前缘则与滑动缺口的剩余面积组成径向排气口。此时，基元容积中，充气最大。由吸入端吸入的气体经转子压缩后，从排气口全部排出，其能量为100，如图37(b)实线所示。当高压油推动油活塞和滑阀向排出端方向移动时，滑阀后缘随之被推离固定的滑动缺口的底边，形成一个通向径向吸气孔口的、可为压缩过程中气体的泄逸孔道，如图37(c)所示，减少了螺杆的工作长度，即减少了吸入气体的基元容积，如图(b)中虚线所示，排出气体减少，而吸进的气体，未进行压缩(此时接触线尚未封闭)就通过旁通口进入压缩机的吸气侧，因此减少了吸气量和制冷剂的流量，起到了能量调节的作用。泄逸通道的大小取决于所需要的排气量大小。滑阀前缘与滑动缺口形成的排气口面积(即径向孔口)同时缩小，达到改变排气量的目的。此时，调节指示器指针指出相应的改变排量的百分比。当滑阀继续向排出端移动时，制冷量随排量的减少而连续地降低。因而能量便可进行无级调节。当泄逸孔道接近排气孔口时，螺杆工作长度接近于零，便能起到卸载启动的目的。能量调节分手动和自动，但控制的基本原理都是采用油驱动调节。该系统基本上由三部分构成：供油、控制和执行机构。供油机构有油泵及压力调节阀；控制机构有四通电磁阀或油分配阀；执行机构有滑阀、油活塞及油缸等。 (1)手动能量调节控制系统它是常用的调节系统，其工作原理如图38所示。当螺杆压缩机需要卸载时，转动油分配阀，使1，4接通，供油系统通过油泵D，将高压油经14管路向油缸左侧供油，高压油推动油活塞A向右侧移动，此时油活塞右侧的油被活塞挤压，经32孔道流入低压侧，进入压缩机，然后返回油箱E。油活塞A带动滑阀，离开机体上滑动缺口的底部，实现了减荷控 制。反之，若转动油分配阀，接通13和24，则高压油进入油活塞A的右侧，推动活塞左移，促成滑阀的反向动作，即实现增荷控制。手动操作的缺点是：需要操作人员严密控制，工人劳动强度增大，而且能量增减难以保证及时、准确。 (2)四通电磁阀控制系统该系统是采用四通电磁阀取代用人工操作的手动油分配阀，便于实现能量调节的半自动或自动控制，其控制系统见图39所示。减荷时，电磁阀D和C开启，由油泵3来的高压油，经电磁阀C被送到油活塞1左侧，推动活塞向右移动，带动滑阀向排气端移动，达到减少负荷的目的。同时，油活塞右移，油缸内的油经电磁阀D被排回油箱。增荷时，电磁阀B和A开启，油活塞1右侧获得高压油，活塞左移，得到增荷调节。需要滑阀停留在某一定位置时，只要在此位置不接通电磁阀或油分配阀即可。油缸两边的油既不能流进，也不能流出，滑阀此时不会，左右移动而处在一定位置上，即相应某一固定的能量。 第四节 螺杆式制冷压缩机的性能一、 输气系数输气系数也称容积效率，是换算到吸入状态时的实际排气量与理论排气量之比。输气系数表示压缩机转子齿间容积利用的程度，是衡量机器设计制造优劣的重要指标。对于螺杆式制冷压缩机，工况不同时，输气系数不同，大致为0.70.92，小输气量高压比时取下限，大输气量低压比时取上限。由于螺杆压缩机无进、排气阀和余隙容积，新齿形的应用和喷油使密封和冷却效果大大改善，故其输气系数比活塞式及其它类型的回转式压缩机都高，而且变化平坦。影响输气系数的因素主要有：1)泄漏 气体通过间隙泄漏，有外泄漏与内泄漏之分。外泄漏为高压气体向吸气管道或正在吸气的齿腔的泄漏；内泄漏为与吸气管隔离的基元容积间的泄漏。外泄漏才对容积效率有影响，而内泄漏只增加功耗。2)吸入损失 气体经吸入管道和孔口产生的动力损失，使吸入压力降低，减少了吸入气体的密度，相应地减少了压缩，机吸入的气体量。3)加热损失 转子和机体受到被压缩后高温气体的加热，具有比吸入气体高得多的温度。在吸气过程中，低温气体受到吸气管、转子、机体以及喷入油的加热而膨胀，相应减少了压缩机吸入的气体量。 4)封闭容积以及气体随转子旋转受到的离心力，也会影响气体吸入量。 影响容积效率的诸因素中，最主要的是泄漏。而泄漏的大小又与工况、喷油状态、圆周速度、齿形、间隙大小以及制造精度等有关。二、内压缩与功率 (1)内压缩与附加损失螺杆压缩机是无气阀的容积型回转式压缩机，吸排气孔口的启闭完全为几何结构所定，以控制吸气、压缩、排气和所需要的内压缩压力。当齿间容积与吸气孔口联通时，容积扩大而吸气；当与吸气孔口隔绝后，容积缩小，压力升高；而与排气孔口连通后，容积继续缩小而排气。故对于任一台螺杆压缩机，由于其结构已定，就具有固定的内容积比，这与活塞式压缩机是有很大区别的。气体的压缩是在基元容积与吸、排气孔口隔绝的转角范围内进行的，其间的压力称为内压缩压力。将基元容积与排气孔口连通瞬间的气体压力，称为内压缩终了压力，并将此值与吸气压力的比值，称为内压力比。称排气接管内的气体压力为外压力，外压力与吸气压力之比值称为外压力比。图310示出了齿间容积和压力随转角的变化关系。螺杆式制冷压缩机的内压力比，与外压力比可以相等，也可能不相等，这完全取决于压缩机的运行工况与设计工况是否相符合。螺杆压缩机的内压力比取决于孔口的位置，即取决于压缩机的固定容积比，而外压力比取决于运行。一般力求内压力比与外压力比相等或接近，以求高效率。因此，在吸气压力不变的情况下，螺杆式压缩机的示功图就可能有三种情况，如图311所示。第种情况：当外压力大于内压缩终了压力时，基元容积中的气体压力Pi小于外压力Pd，当两者连通的瞬时，排气孔口中的气体将迅速倒流入基元容积中，使其中的压力Pi突然上升至Pd，然后，随着基元容积的不断缩小，排出气体。此时要造成附加损失，如图中面积CGE所示。第种情况：当外压力小于内压缩终了压力时，连通的瞬间，在压力差(PiPd)的作用下，部分气体迅速地流至排气孔口中，使基元容积中的气体压力突降至Pd，然后由于基元容积的继续缩小，才将其余气体排出。但PiPd时也要产生附加损失，如图中面积CGE。第种情况：PiPd时，此时不存在附加损失。由此可见，内、外压力比不相等时，总是造成附加能量损失。内容积比为吸入基元容积的气体体积与压缩终了气体容积之比。因此，对于确定的螺杆压缩机，结构已定，则内容积比固定。内容积比确定后，内压力比也就确定了，因两者关系是：im (31)式中 m多方压缩指数。为了减少附加能量损失，应尽可能使内、外压力比相等，但工况是千变万化的，因此在螺杆制冷机系列产品中推荐了内容积比s为5，3.6，2.6的三种滑阀，以便用户根据工况来选用适当的内容积比滑阀。(2)绝热效率与指示效率 螺杆式压缩机的经济性常用绝热效率来表示。表征机器中机械功转变为输出气体的压力能的完善程度，其定义是： (32)式中 理论绝热压缩所需的功率(kW)； 压缩机的轴功率，即实际消耗功率(kW)。而 (33)其中 G压缩机实际制冷剂质量流量(kgh)； hdk在规定吸气状态下，等熵压缩到排气压力时的焓值(kJkg)； hso在压缩机规定吸入状态(吸气温度、吸气压力)下，制冷剂蒸气的焓值(kJkg)。通常0.720.85。影响的因素有：1)排出压力 只有在某一排出压力下；没有附加功损失，才能获得最佳的绝热效率。2)转速 动力损失与转速平方成正比，而泄漏损失随转速的增加而减少，因此在某一特定转速下仙达到最大值。3) 还与工质、制造质量等有关。也可用压缩机指示效率来评价压缩机内部工作过程的完善程度， (34)式中 Pi压缩机的指示功率，它等于轴功率减去机械摩擦功率。影响的主要因素是：1)动力损失 气体流动所产生的动力损失与螺杆转子外圆周线速度平方成正比。所以，随着圆周速度的提高，动力损失显著增加，i下降。2)泄漏损失 转速提高、泄漏面积减小(接触线长度减小或间隙尺寸减少)，均会使相对泄漏量减少，i提高。3)内、外压力比不等时的附加损失 压缩机排出压力Pd与内压缩终了压力Pi不等时，产生附加损失，使i降低。压缩机指示效率i与绝热效率之间关系为 (35)式中 m螺杆式压缩机的机械效率，通常为0.950.98。第五节 滚动转子式制冷压缩机一、工作原理及特点滚动转子式压缩机又称滚动活塞压缩机，或固定滑片压缩机，是回转式压缩机的一种。它是利用一个偏心圆筒形转子在气缸内转动来改变工作容积，以实现气体的吸入、压缩和排出，因而也属于容积式压缩机。图312为它的简图。在圆筒形气缸1内，偏心配置一个转子。转子是在偏心轮7上套装一个可以转动的套筒2而组成。转子围绕旋转中心O(与气缸中心重合)转动，转子的套筒2在气缸1的内表面上滚动，两者具有一条接触直线(实际上往往留有很小间隙)，这就是两圆柱面的切线。由此，气缸内表面与转子外表面之间构成一个月牙形空间，它的两端被气缸盖封闭，这就是气缸的工作腔，其位置随转子的转角而变化。在气缸的吸气孔与排气孔之间开有一个径向槽，槽中装有一个滑片4，滑片顶部装有弹簧5。当转子转动时，滑片作径向往复运动，而其下端始终紧贴在转子表面上。滑片将月牙形空间分成两个部分，一部分与吸气孔口6相通，称为吸气腔；另一部分通过排气阀3与排气腔相通，称为排气腔。当转子转动时，吸、排气腔的容积都在不断变化，吸气腔不断增大，排气腔不断缩小，当转子转到最高点时，吸气腔达最大值，而排气腔缩小为零。滚动转子式压缩机的工作容积中，基元容积由气缸内圆、转子外圆、滑片以及转子与气缸切线(点)构成。基元面积的位置与大小随切点位置而变，而切点又随转子作旋转运动。所以基元面积的大小是转子转角的函数。图313是滚动转子式压缩机工作过程示意图。图314是相应的基元容积及气体压力随转角的变化曲线。令切点T(或气缸与转子连心线OO1)在滑片位置为转角始点。随切点T顺着转子的旋转方向，在的范围内，基元面积扩大而不与任何孔口相通，则与该面积相应的容积称吸气封闭容积。此容积内气体的膨胀有可能达到比吸气更低的压力，压力变化曲线为12。一旦切点到达吸气孔口A点，基元面积与吸气孔口相通，其压力恢复到吸气压力Ps，压力变化曲线为23；在的范围内，基元面积不断扩大，不断从吸气孔口吸气，因此是吸气过程。若不计压力损失，基元面积内气体压力与吸气压力相同，其压力变化曲线为直线34。在时(切点T到达滑片位置)，基元面积达最大值。自转子转过第二转(=2)，在=22+时，因仍与吸气孔口相通，最大基元面积内气体因面积缩小，又部分地倒流回吸气腔，气体压力仍为A(直线45)，且在切点T越过吸气孔口前边缘点B（=2+）以后，基元面积与吸气孔口脱开，其内气体因面积的缩小而受到压缩，因此是压缩过程。转子继续转动，基元容积内气体压力升高，当切点T达到=2+时，其压力已稍高于排气孔口气体压力，当其压差足以克服排气阀阻力时，排气阀开始打开，压缩过程结束，压力增长曲线56。转角=2+4为排气过程，缩小的基元面积在开启的排气阀状态下，将压缩气体排出排气腔，若不计压力损失，这过程的气体压力恒为排气压力Pd(直线67)。一旦切点T达到排气孔口后边缘C(=4-)时，排气过程结束，此时相应的容积为余隙容积。该基元面积(处于排气压力)与其后的基元面积(处于吸气压力)经排气孔口相互联通，该基元容积内的压缩气体压力迅速降低，使排气阀关闭，排气过程结束。当余隙容积与低压基元容积连通时，余隙容积内高压气体(排气压力Pd)膨胀至吸气压力Ps，使吸入的气体减少，且此高压气体膨胀但不对转子作功，因而滚动转子式压缩机的余隙容积既影响排气量，又不能回收膨胀功，这是与其它压缩机所不同的，余隙容积膨胀的转角范围是=4-4-，压力变化曲线为78。当切点T达到排气孔口前边缘D时(=4-)，形成排气封闭容积。在=4-4的转角范围，排气封闭容积内残存的气体再度受到压缩，理论上其压力要达到无穷大，既要消耗功，又要损伤机件，实际上压力上升到一有限值，压力变化曲线为810。从以上分析可以看出，滚动转子压缩机转子每转两周(=4)，完成一个完整的工作循环，即一定量气体的吸气、压缩、排气是在曲轴的两转中完成的，但由于切点T或滑片的两侧，吸气和压缩、排气是同时进行的，因而实际上仍是每转一周完成吸气、压缩、排气循环一次。特征角、对压缩机的性能有影响，和角分别决定吸、排气封闭容积的大小；角直接影响排气量，它的存在使达最大基元面积(=2)后，基元面积在与吸气孔口相连通的情况下再次缩小(=22+)，产生吸气倒流；角表示余隙容积的大小，因此，在结构设计可能的前提下，、都应尽可能小。滚动转子式压缩机的特点是：1)结构简单，体积小，重量轻，同活塞式压缩机比较，体积可减小4050，重量也可减轻4050；2)零部件少，特别是易损件少，同时相对运动部件之间的摩擦损失少，因而可靠性较高；3)仅滑片有较小的往复惯性力，旋转惯性力可完全平衡，因此振动小，运转平稳；4)没有吸气阀，吸气时间长，余隙容积小，并且直接吸气，减小了吸气有害过热，所以其效率高。但其加工及装配精度要求高。近年来，在电冰箱中使用小型滚动转子压缩机的越来越多，而在空调器中有完全取代活塞式压缩机的趋势。二、结构目前生产的滚动转子式压缩机主要有两种形式：1)大型开启式压缩机，多用氨为工质，只有瑞士埃希尔韦斯公司生产；2)小型全封闭式压缩机，一般标准制冷量多为3kW以下，广泛应用于小型冷冻、冷藏与空调装置中。小型滚动转子压缩机分为卧式和立式两种。目前冰箱和冷柜中使用的是卧式，空调器中大都采用立式。如图315所示，吸气由机壳下部的接管直接进入气缸，吸气管上装有液体收集器，润滑油经下部弯管小孔被吸入气缸。高压气体直接排入机壳中。外壳还装有过载继电器，它的感应元件置于壳体内，内部无减振机构，而润滑系统靠离心和压差供油。目前，国内上海冰箱压缩机厂已从日本三菱公司引进技术，生产冰箱用滚动转子压缩机；西安庆安宇航设备公司从日本大金公司引进技术，生产空调用滚动转子压缩机。三、 输气量及轴功率的计算 (1)输气量的计算 滚动转子式压缩机的输气量也可按活塞式压缩机那样表示为 m3s (36)式中 qvt压缩机理论输气量，m3s；qVr压缩机实际输气量，m3s；输气系数。而理论输气量可用下式求得： (37)式中 R气缸内半径，m； L 气缸轴向长度，m； n转子的转速，rmin；相对偏心距eR，而e是偏心距，m。只要压缩机的主要参数，R，e，L，n确定下来，qvt便可求出。故qvr的计算主要是的计算。滚动转子式压缩机因余隙容积很小，而且吸气过程阻力很小(因吸气速度小，又无吸气阀)，因而输气系数比同容量的活塞式压缩机高20左右，试验也证明了这一点。滚动转子式压缩机的输气系数可以表示为如下的乘积： (38)其中分别称为容积系数、压力损失系数、加热系数及泄漏系数。现分别讨论如下：1)容积系数v同活塞式压缩机一样，也可按下式计算： (39)式中 c相对余隙容积；pk，po分别为冷凝压力和蒸发压力，MPa；k工质绝热指数。2)压力损失系数p压力损失系数可表示为 (310)它主要取决于吸气压力相对损失popo，而滚动转子式压缩机由于没有吸气阀故这一值很小，大约只有0.005左右，因此可以认为p1。3)加热系数t全封闭滚动转子式压缩机尽管是吸气管直接接至气缸而直接吸气，但由于机体全部浸在壳体中的高压、高温气体中，因此吸入气体流经通道及气缸仍被加热，加热系数很小。对于小型全封闭滚动转子式压缩机用试验方法得出如下经验公式：tATkB(TlTo) (311)其中TK，To及Tl是冷凝温度、蒸发温度及压缩机前吸气温度(K)，A，B为常数。通常，当压力比28时，t0.950.824)泄漏系数l泄漏系数在滚动转子式压缩机中具有重要的影响。这是由于其压缩腔间隙的长度较长，因此滚动转子式压缩机的泄漏系数比活塞式小得多，而且随间隙大小和润滑油量而变。当精心设计选用较小间隙值时，凡约在0.980.92之间，而当选用中等间隙时，随着to从5降至25，或者TK从30升至50，l约减小36。在设计时对于标准工况可近似取lv。或者当转速n50rs时，l0.820.92。利用上述讨论和给出的计算公式，即可计算小型全封闭滚动转子式压缩机的输气系数，但影响的因素较多，计算结果会有些出入，特别是对空调器所用滚动转子式压缩机，按以上式计算的输气系数偏小很多，这种压缩机的输气系数有些已高达0.9以上，所以有关滚动转子式压缩机输气系数的计算方法，还只能在实际试验研究中不断完善。 (2)压缩机效率与电动机功率实际压缩机由于能量损失功耗增加，常用压缩机的效率来鉴别压缩机的好坏。小型全封闭滚动转子式压缩机能量损失主要是电动机的电气损失，热力、气动损失及机械损失。总的能量损失可用电效率el表示，即理论压缩机所需功率PT与实际压缩机所需功率pel之比， elPTPel (312)像输气系数一样电效率也可表示为几个效率的乘积： el =itlmm0 (313)1)指示效率i 表示在压缩气体时气动损失及压缩过程热交换损失的相对大小。可近似用下式计算： (314)式中 v1吸入点气体比容，m3kg；压力比； psm,pdm吸、排气阀平均压力降，Pa； h1，h2压缩开始及终了时的比焓，kJkg； k工质的绝热指数。2)加热效率t 是表示吸气过程的加热损失。当吸入蒸气被加热时，被压缩气量减少，而指示功率不变，即单位压缩功随气体的绝对温度的增加而增加。计算时可近似取： t =t (315)3)泄漏效率l 表示气缸漏气引起的能量损失。泄漏效率接近于泄漏系数，即ll (316)4)机械效率m 机械摩擦损失主要取决于油和氟利昂混合物的粘性，即与混合物的温度、浓度有关。此量难以定量计算。对于中温全封闭滚动转子式压缩机m0.70.85；而冰箱压缩机m=0.40.7。高转速小制冷量压缩机m取小值，反之则取大值。5)电动机效率mo 电动机的电气损失主要为转子铁损和定子绕组铜损，而这些损失既与原始设计参数有关，又与电机运行工况、冷却介质、安装结构有关。通常mo可在下列范围谁取：小冰箱 mo0.65商用制冷机mo0.86)电效率el 全封闭滚动转子式压缩机的电效率是比较低的，通常el0.40.55。确定了电效率即可计算压缩机所需的功率。但选配内置电动机时不应按实际所需功率的大小来选配，而应考虑到内置电动机有一定的过载能力这个特点，故所选配电动机的名义功率比实际所需的功率应小一些。 第六节 涡旋式制冷压缩机一、工作原理涡旋式压缩机是回转式压缩机的一种。它发明于1905年，但直到80年代初才在日本首次应用到制冷及空调领域中。因此，目前还是一种较为新型的制冷压缩机。涡旋压缩机主要由两个涡旋盘相错180o对置而成，其中一个是固定涡旋盘，而另一个是旋转涡旋盘，它们在几条直线(在横截面上则是几个点)上接触并形成一系列月牙形容积。旋转涡旋盘由一个偏心距很小的曲柄轴驱动，绕固定涡旋盘平动，两者间的接触线在运转中沿涡旋曲面移动。它们之间的相对位置，借安装在旋转涡旋盘与固定部件间的十字滑环来保证。涡旋压缩机的工作过程如图316所示。吸气口设在固定涡旋盘的外侧面，由于曲柄的转动(顺时针)，气体由边缘吸入，并被封闭在月牙形容积内，随着接触线沿涡旋面向中心推进，月牙形容积逐渐缩小而压缩气体。而高压气体则通过固定涡旋盘上的轴向中心孔排出。图316(a)表示正好吸入完了的位置，图316(b)示出了涡旋外围为吸入过程，中间为压缩过程，中心处为排气过程，图316(c，d)示出了连续而同时进行着吸入和压缩过程。在曲柄轴的每一转中，都形成一个新的吸气容积，所以上述过程不断重复，依次完成。二、结构目前仅有小型全封闭及开启式两种机型。都以氟利昂为工质，主要应用在汽车空调及2.24.4kW的家用热泵型空调器中。图317示出了3.75kW全封闭涡旋式压缩机剖面图。压缩机主要由固定涡旋盘、旋转涡旋盘、十字滑环、曲轴、支架、机壳等组成。固定涡旋盘5和电动机定子安装在机壳内壁上。十字滑环18是上、下两面设置互相垂直的两对凸键的圆环，上面凸键装在旋转涡旋盘7背面的键槽内，下面的凸键装在支架10的键槽内。十字滑环的作用是防止旋转涡旋盘倾斜和自转。在旋转涡旋盘7下设有一个背压腔8，背压腔由旋转涡旋7底盘上的小孔引入中压气流自动充气，使气腔压力支撑着旋转涡旋盘，同时在旋转涡旋盘顶部装有可调轴向密封，使得旋转涡旋盘可以轴向移动这样便可补偿运行中的逐渐磨损，并且也能防止液击或压缩腔中润滑油过多时引起的过载。在曲柄销轴承处和曲轴通过支架的地方，装有转动密封，以保持背压腔与机壳之间的气密性。轴承的润滑油是利用排气压力和中间压力的压差，由密封壳体的底部经曲轴上加工的油道来供给的，并最终由背压腔流向压缩腔以润滑涡旋面，然后同压缩气体一起排出，在机壳中将油分离，然后流至底部。再者，在固定涡旋盘外有油流，由这里给涡旋盘摩擦部位供油。涡旋压缩机停止运转后会逆转，为此在固定涡旋盘上的吸气管内装有止逆阀。吸入气体从腔上部被直接导入涡旋板的四周，封在月牙形容积中，然后被压缩，并由固定涡旋盘的中心排入机壳内，最后由排气管19出。三、 特点 从结构及工作原理看，小型涡旋式压缩机具有如下的特点： 1)效率高 涡旋压缩机吸气、压缩、排气连续单向进行，直接吸气，因而吸入气体有害过热小；没有余隙容积中气体的膨胀过程，因而输气系数高。同时，两相邻压缩腔中的压差小，气体泄漏少。另外，旋转涡旋盘上所有接触线转动半径小，摩擦速度低，损失小，加之吸、排气阀流动损失小，因而效率高。2)力矩变化小、振动小、噪声低 涡旋压缩机压缩过程较慢，并可同时进行两三个压缩过程，机器运转平稳，而且曲轴转动力矩变化小；其次，气体基本连续流动，吸、排气压力脉动小。3)结构简单，体积小，重量轻，运动零部件少；没有吸、排气阀，易损件少，可靠性好 涡旋式压缩机同活塞式压缩机相比，体积小40，重量减轻15，效率高10，噪声低5dB(A)。但其制造需高精度的加工设备及精确的调心装配技术，这就限制了它的制造及应用。四、输气量和轴功率输气量涡旋式压缩机的实际输气量为 (327) 式中 Vs实际输气量，m3min; 输气系数，且=pTl； n转速，rmin。涡旋式压缩机的余隙对输气量无影响。相对于往复式压缩机而言，涡旋式压缩机无吸气阀，吸气压力损失小，故有较高的压力系数p。此外，中心室与吸气室通过中间压缩室隔开，余隙中的高温气体不会回流到吸气室加热吸入气体，加之转速高，因此温度系数T较高。泄漏量受轴向和径向间隙大小的影响，尤其是轴向间隙的影响较大，在输气系数中，泄漏 系数相对较小。一般讲涡旋式压缩机的输气系数较高。轴功率如不计压缩过程热交换、吸排气过程压力损失，并认为压缩机的内、外压力比相等，则指示功i可表示成： (328)式中 k气体绝热指数； n多变过程指数； ps吸气压力，kPa。当内、外压力比不等时，需考虑由此产生的附加功。当内压比i大于外压比o，即过压缩时的附加功；当内压比小于外压比，即压缩不足时的附加功。计及附加功(等容积膨胀功或等容积压缩功)，式(328)改写成： (329)式中：pd排气压力，kPa于是可获得指示功率Pi PiiVs60，kW (330)式中 Vs输气量，m3min。轴功率Pe PeiVs(60m)，kW (331)式中 m机械效率。 五、影响涡旋式压缩机性能的主要因素（一） （一） 电机输入功率造成全封闭式涡旋压缩机电机输入功率偏大的原因,在压缩机实际工作过程中是非常复杂的,但主要有:电机损耗过大,包括铜损、铁损,这与电机材料和加工工艺有关(本文不作详细分析);压缩机工作过程引起的功率消耗。从以上分析可知,影响涡旋压缩机性能的主要因素有:1、机械摩擦当压缩机工作时,动、定盘之间,防自转滑环与配合键槽之间,曲轴与各被驱动面(轴承)之间接触并发生相对滑动等,不可避免的产生摩擦损失。动盘与定盘之间的摩擦损失动、定盘间的摩擦损失,即是压缩机工作腔内的摩擦损失,若动定盘的涡旋线、齿顶、底面,或镜板面因加工精度、平面度、位置度等没有达到要求,则会在这些地方产生异常摩擦;或者压缩机整机含尘量较高,又或者固体尘埃(如焊渣、加工余屑等)颗粒直径过大也会造成压缩机工作腔内异常摩擦,严重时甚至影响压缩机正常工作。防自转滑环与各配合键槽之间的摩擦损失防自转滑环主要用于防止动盘的自转运动,在压缩机工作过程中,防自转滑环在机架和动盘上分别沿垂直方向上与键槽滑动配合,在滑动过程中产生滑动摩擦损失。若十字键或键槽的垂直度、平行度、光洁度、平面度超差较大时,则会增大摩擦,加大功耗。另外,因为对立式涡旋压缩机防自转滑环是直接与机架上的支撑面接触的,在运动过程中,也不可避免产生摩擦损失。曲轴与各驱动面间的摩擦损失电动机驱动力是通过曲轴转动,从而带动动盘旋转来完成吸气、压缩、排气的过程。由于曲轴中心线与滑动轴承的中心线重合是非常困难的,而且由于加工误差和装配误差的影响,轴和轴承常常是偏心的,由此而产生的摩擦损失也是必然的,另外止推轴承与主轴承内圈之间也存在摩擦损失。润滑油的影响以上各摩擦面、啮合面都必须有足够的润滑,才能保证压缩机安全、可靠、高效的工作。在制冷压缩机中,不论是强制冷却或是自然风冷,润滑油总是在降温后由上油孔或上油管进入各摩擦面,吸收十字环、工作腔、轴承等处的热,随高压气体经排气口排出,从而保证压缩机正常工作。但是如果润滑油量过多时,则会随排气进入系统且滞留在冷凝器、蒸发器等存油弯,影响两器换热,严重时会影响压缩