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1、第三章 第三章 回轉式制冷壓縮機 第一節(jié) 第一節(jié) 概 述 回轉式制冷壓縮機是工作容積作旋轉運動的容積式壓縮機。氣體壓縮和壓力變化是依靠容積變化來實現(xiàn)的，而容積的變化又是通過壓縮機的一個或幾個轉子在氣缸里作旋轉運動來達到的。與往復式壓縮機不同的是，其容積在周期性地擴大和縮小的同時，空間位置也在不斷變化。只要在氣缸上合理地配置吸氣和排氣孔口，就可以實現(xiàn)吸氣、壓縮和排氣等基本工作過程。 就氣體壓力提高的原理而言，回轉式制冷壓縮機與往復式制冷壓縮機相同，都屬于容積式壓縮機，即都是通過工作容積的變化而使氣體壓力變化。就主要機件(轉子)的運動形式而言，又與速度式壓縮機相同，所以回轉式制冷壓縮機

2、同時兼有上述兩類機器的特點。 由于回轉式制冷壓縮機沒有往復運動機構，所以結構簡單，體積小、重量輕、零部件少(特別是易損件少)，可靠性高。它運轉時力矩變化小，動力平衡性好，轉速高，振動小，輸氣脈動小，同時操作簡便，易于實現(xiàn)自動化。回轉式制冷壓縮機的型式和結構類型較多，故有多種分類法。通常都按其結構元件的特征來區(qū)分和命名。目前廣為使用的有螺桿式制冷壓縮機、滾動轉子式制冷壓縮機和渦旋式制冷壓縮機等，它們在各種冷凍、冷藏及空調裝置中得到了日益廣泛的應用。其中，制冷量在1.1kW以下時，滾動轉子式制冷壓縮機效率較好；制冷量在1~15kW范圍內，渦旋式制冷壓縮機效率最高；制冷量大于15kW時，螺桿式制冷

3、壓縮機效率最好。因此，回轉式制冷壓縮機的應用，已進入活塞式制冷壓縮機的世襲領地。 但是，回轉式制冷壓縮機也有它的缺點，主要是它的運動機件表面多呈曲面形狀，這些曲面的加工及檢測均較復雜，有的還需使用專用設備。其次是回轉式制冷壓縮機運動機件之間或運動機件與固定機件之間，常需保持一定的運動間隙，氣體通過間隙勢必引起泄漏，這就限制了回轉式制冷壓縮機達到較大的壓力比，同時，為了不降低回轉式制冷壓縮機的效率，又必須控制運動間隙盡可能小，勢必造成加工和裝配精度較高。另外，由于轉速高以及工作容積與吸、排氣孔口周期性地通斷，使螺桿式制冷壓縮機噪聲較高，故常需采用減噪消聲措施。 螺桿式壓縮機又分為雙螺桿和單螺

4、桿壓縮機。通常為簡化起見，也稱雙螺桿壓縮機為螺桿式壓縮機。單螺桿壓縮機，又稱蝸桿壓縮機，它由一根螺桿和兩個星輪組成。它在很多方面與雙螺桿壓縮機類似，而且具有更加理想的力平衡性，故在國內外得到了較快的發(fā)展，不過目前在制冷方面使用還不廣泛。 第二節(jié) 螺桿式制冷壓縮機工作原理及特點 一、工作原理 螺桿式(即雙螺桿)制冷壓縮機具有一對互相嚙合、相反旋向的螺旋形齒的轉子。其齒面凸起的轉子稱為陽轉子，齒面凹下的轉子稱為陰轉子。轉子的齒相當于活塞，轉子的齒槽、機體的內壁面和兩端端蓋等共同構成的工作容積，相當于氣缸。機體的兩端設有成對角線布置的吸、排氣孔口。隨著轉子在機體內的旋轉運動，使工作容積由

5、于齒的侵入或脫開而不斷發(fā)生變化，從而周期性地改變轉子每對齒槽間的容積，來達到吸氣、壓縮和排氣的目的。 互相嚙合的轉子，在每個運動周期內，分別有若干個相同的工作容積依次進行相同的工作過程，這一工作容積，稱為基元容積。它由轉子中的一對齒面、機體內壁面和端蓋所形成。只需研究其中一個工作容積的整個工作循環(huán)，就能了解壓縮機工作的全貌。 螺桿式制冷壓縮機的運轉過程從吸氣過程開始，然后氣體在密封的基元容積中被壓縮，最后由排氣孔口排出。陰、陽轉子和機體之間形成的呈“V”字型的一對齒間容積(基元容積)的大小，隨轉子的旋轉而變化，同時，其空間位置也不斷移動。圖3—1表示了基元容積的工作過程。 (1)吸氣

6、過程 轉子旋轉時，陽轉子的一個齒連續(xù)地脫離陰轉子的一個齒槽，齒間容積逐漸擴大，并和吸氣孔口連通，氣體經吸氣孔口進齒間容積，直到齒間容積達到最大值時，與吸氣孔口斷開，齒間容積封閉，吸氣過程結束，如圖3—1(a)所示。值得注意的是，此時陽和陰轉子的齒間容積彼此并不連通。 (2)壓縮過程 轉子繼續(xù)旋轉，在陰、陽轉子齒間容積連通之前，陽轉子齒間容積中的氣體，受陰轉子齒的侵入先行壓縮；經某一轉角后，陰、陽轉子齒間容積連通，形成“V”字形的齒間容積對(基元容積)，隨兩轉子齒的互相擠入，基元容積被逐漸推移，容積也逐漸縮小，實現(xiàn)氣體的壓縮過程，如圖3—1(b)所示。壓縮過程直到基元容積與排氣孔口相連通

7、時為止，如圖3—1(c)，此刻排氣過程開始。 (3)排氣過程 如圖3—1(d)所示，由于轉子旋轉時基元容積不斷縮小，將壓縮后氣體送到排氣管，此過程一直延續(xù)到該容積最小時為止。 隨著轉子的連續(xù)旋轉，上述吸氣、壓縮、排氣過程循環(huán)進行，各基元容積依次陸續(xù)工作，構成了螺桿式制冷壓縮機的工作循環(huán)。 從以上過程的分析可知，兩轉子轉向互相迎合的一側，即凸齒與凹齒彼此迎合嵌入的一側，氣體受壓縮并形成較高壓力，稱為高壓力區(qū)；相反，螺桿轉向彼此相背離的一側，即凸齒與凹齒彼此脫開的一側，齒間容積在擴大形成較低壓力，稱為低壓力區(qū)。此兩區(qū)域借助于機殼、轉子相互嚙合的接觸線而隔開，可以粗略地認為兩轉子的軸線平面是

8、高、低壓力區(qū)的分界面。另外，由于吸氣基元容積內的氣體隨轉子旋轉，由吸氣端向排氣端作螺旋運動，因此吸氣、排氣孔口要成對角線布置，吸氣孔口位于低壓力區(qū)的端部，排氣孔口位于高壓力區(qū)的端部。 二、 工作特點 螺桿式制冷壓縮機作為回轉式制冷壓縮機的一種，同時具有活塞式和動力式（速度式）兩者的特點。 1)與往復活塞式制冷壓縮機相比，螺桿式制冷壓縮機具有轉速高，重量輕，體積小，占地面積小以及排氣脈動低等一系列優(yōu)點。 2)螺桿式制冷壓縮機沒有往復質量慣性力，動力平衡性能好，運轉平穩(wěn)，機座振動小，基礎可作得較小。 3)螺桿式制冷壓縮機結構簡單，機件數量少，沒有像氣閥、活塞環(huán)等易損件，它的主要摩擦件

9、如轉子、軸承等，強度和耐磨程度都比較高，而且潤滑條件良好，因而機加工量少，材料消耗低，運行周期長，使用比較可靠，維修簡單，有利于實現(xiàn)操縱自動化。 4)與速度式壓縮機相比，螺桿式壓縮機具有強制輸氣的特點，即排氣量幾乎不受排氣壓力的影響，在小排氣量時不發(fā)生喘振現(xiàn)象，在寬廣的工況范圍內，仍可保持較高的效率。 5)采用了滑閥調節(jié)，可實現(xiàn)能量無級調節(jié)。 6)螺桿壓縮機對進液不敏感，可以采用噴油冷卻，故在相同的壓力比下，排溫比活塞式低得多，因此單級壓力比高。 7)沒有余隙容積，因而容積效率高。 螺桿式制冷壓縮機尚存在以下缺陷： 1)制冷劑氣體周期性地高速通過吸、排氣孔口，通過縫隙的泄漏等原因，

10、使壓縮機有很大噪聲，需要采取消音減噪措施。 2)螺旋形轉子的空間曲面的加工精度要求高，需用專用設備和刀具來加工。 3)由于間隙密封和轉子剛度等的限制，目前螺桿式壓縮機還不能像往復式壓縮機那樣達到較高的終了壓力。 近年來，螺桿式制冷壓縮機發(fā)展很快，其制冷系數、噪聲級等等指標已接近或達到活塞式壓縮機的水平，在中等制冷量范圍內的應用取得了信譽。而且機組逐漸更新，品種日益增加，制冷量向更低與更高的范圍內延伸，不斷地擴大了使用范圍，并向不同的領域擴張，已發(fā)展成為制冷機的主要型式之一。為了保證螺桿式制冷壓縮機的正常運轉，必須配置相應的輔助機構，如潤滑油的分離和冷卻，能量的調節(jié)控制裝置，安全，保護

11、裝置和監(jiān)控儀表等。通常生產廠多將壓縮機、驅動電機及上述輔助機構組裝成機組，稱為螺桿式制冷壓縮機組。圖3—2是一個單級螺桿式制冷壓縮機組。它包括氣路、油路、電路及能量調節(jié)裝置等。 螺桿式制冷壓縮機由于噴油使制冷機的性能大大改善，故螺桿式制冷壓縮機絕大部分為噴油式。噴油的優(yōu)點如下： 1)降低排氣溫度。 2)減少工質泄漏，提高密封效果。 3)增強對零部件的潤滑，提高零部件壽命。 4)對聲能和聲波有吸收和阻尼作用，可以降低噪聲。 5)沖洗掉機械雜質，減少磨損。 但由于噴油量較大，所以螺桿裝置中必須增設油的處理設備，如油分離器、油冷卻器、油過濾器、油壓調節(jié)閥和油泵等，這將增大機組的體積和復

12、雜性。 三、帶經濟器的螺桿式制冷壓縮機 螺桿式制冷壓縮機雖具有單級壓力比高的優(yōu)點，但隨著壓力比的增大，泄漏損失急速地增加，因此，低溫工況下運行時效率顯著降低。為了擴大其使用范圍，改善低溫工況的性能，提高效率，可利用螺桿制冷壓縮機吸氣、壓縮、排氣單向進行的特點，在機殼或端蓋的適當位置開設補氣口，使轉子基元容積在壓縮過程的某一轉角范圍，與補氣口相通，使系統(tǒng)中增設的中間容器內的閃發(fā)性氣體通過補氣口進入基元容積中。這樣，單級螺桿壓縮機按雙級制冷循環(huán)工作，達到節(jié)能的效果。此增設的中間容器稱為經濟器。 帶經濟器的制冷系統(tǒng)有一級節(jié)流與二級節(jié)流兩種形式。圖3—3(a)為帶經濟器的一級節(jié)流制冷系統(tǒng)圖。

13、來自貯液器D的制冷劑液體分為兩支；一小支流經節(jié)流閥Gl降壓，到經濟器E中吸熱而產生閃發(fā)性氣體，經中間補氣口進入正處在壓縮初始階段的基元容積中，與原有氣體混合繼續(xù)被壓縮；另一支主流流過經濟器E中盤形管放熱而過冷，然后經節(jié)流閥G，節(jié)流進入蒸發(fā)器F中制冷。進入蒸發(fā)器的主流制冷劑液體只經一次節(jié)流，且節(jié)流前與進入補氣口的氣體存在溫差△t。系統(tǒng)的P—H圖如圖3—3(b)所示。 圖3—4為帶經濟器的二級節(jié)流制冷系統(tǒng)。來自貯液器D的制冷劑液體，經節(jié)流閥G1至經濟器E中，上部產生的閃發(fā)氣體，通過補氣口進入處在壓縮階段的基元容積中，與原有氣體混合繼續(xù)被壓縮；下部的液體經節(jié)流閥G2第二次節(jié)流后，進入蒸發(fā)器F中制冷

14、。進入蒸發(fā)器的制冷劑液體，經過二次節(jié)流，且二次節(jié)流前與進入補氣口的氣體的溫度相同。無論是一次節(jié)流還是二次節(jié)流，都是使進入蒸發(fā)器的制冷劑過冷，因而制冷量增加。同時補氣后使基元容積中氣體質量增加，壓縮功也有一定的增大。但增大速率比制冷量增加得慢，所以制冷系數提高，具有節(jié)能效果。節(jié)能效益的大小與工質性質及工況有關，用R502最好，其次是R12及R22，而R717最?。坏蜏毓r下的節(jié)能效果十分顯著，當冷凝溫度不變，蒸發(fā)溫度越低時，其循環(huán)的制冷系數提高得越多。據有關文獻介紹，對于蒸發(fā)溫度在－15～－40℃范圍內的低溫工況，制冷量增大19％~44％，制冷系數提高7％~30％。 另外，帶經濟器的螺桿制冷機

15、有較寬的運轉條件，單級壓力比大，卸載運行時能實現(xiàn)最佳運行；加工基本與單級螺桿相同，制冷系統(tǒng)中閥門和設備增加不多，故目前應用越來越廣泛。 第三節(jié) 螺桿式制冷壓縮機的構造及工作參數 一、 總體結構 目前應用于制冷系統(tǒng)上的多為噴油式螺桿壓縮機，且大都采用單級開啟式結構形式。有些小型氟利昂螺桿壓縮機采用半封閉式或全封閉式的結構。 螺桿壓縮機的結構如圖3—5所示。它的主要組成部分是轉子、機體、軸承、軸封、平衡活塞及能量調節(jié)裝置等。 (1)機殼 由機體、吸氣端座和排氣端座組成，是壓縮機的主要組成部分。機體2是連接各零部件的中心

16、部件，它為各零部件提供正確的裝配位置，保證陰、陽轉子3和7在氣缸內嚙合，可靠地進行工作。其端面形狀為∞形，這與兩個嚙合轉子的外圓柱面相適應，使轉子精確地裝入機體內。在機體內壁面設有符合轉子轉角要求的徑向吸氣孔口9，保證轉子在旋轉中順利實現(xiàn)吸氣過程。供調節(jié)能量用的卸載活塞10和卸載滑閥12，可根據實際需要實現(xiàn)輸氣量調節(jié)。機體上還鉆有回油孔，以便及時把潤滑軸承、軸封和平衡活塞流出的油、以及二次油分離器和能量調節(jié)機構的回油等輸送回氣缸，隨排氣帶走或停機后放掉。 吸、排氣端座是位于機體前后兩端的密封連接件，它除作機體的端面密封外，更重要的是提供了陰、陽轉子和支承轉子的軸承裝配位置；軸向的吸、排氣孔口

17、9和13以及壓縮機與管道系統(tǒng)的連接安裝位置。它也是壓縮機氣體輸入和輸出的重要通道。另外，吸氣端座還容納和支承著移動能量調節(jié)機構的卸荷油缸、平衡轉子軸向力的平衡活塞和油缸、油腔、內油道及回油孔等；排氣端座容納和支承著軸封、滑閥位移腔、油腔、內油道及回油孔等。吸、排氣端座的端面為平面，與轉子的端面貼合形成端面密封，而與機體端平面的密封采用密封膠或O形環(huán)來達到的，連接用螺釘來實現(xiàn)。 由于機體有內部噴油，可直接降低缸體內部溫度，所以無需冷卻水夾套，而是在機殼外設肋，既加強機殼強度，也附有散熱作用。 機殼常用灰鑄鐵如HT200等鑄成。 (2)轉子 它是實現(xiàn)變容式壓縮的主要部件，由陰、陽轉子3

18、和7組成，材料常用球墨鑄鐵如QT600—3。轉子齒形是用高精度的專用機床、專用刀具加工而成，是壓縮機的關鍵零件之一。轉子型線常為單邊非對稱擺線——圓弧型線，陽轉子4個齒，陰轉子6個齒，以使兩轉子的抗彎強度大致相等。一般陽轉子與電動機聯(lián)接為主動轉子，傳遞轉矩，同時、通過嚙合關系帶動陰轉子(從動轉子)旋轉。兩轉子的徑向負荷由兩對主軸承承擔，陰轉子的軸向負荷由一對角接觸球軸承承擔，陽轉子的軸向負荷較大，由一對角接觸球軸承和平衡活塞共同承擔。 (3)軸承 軸承是支承陰、陽轉子，并保證轉子高速旋轉的零件。完成上述功能的這種軸承叫主軸承，其結構型式一般為滑動軸承。其次，轉子在旋轉并壓縮氣體時，會產生

19、一種軸向推力，為了克服這種軸向力，還必須有推力軸承(滾動軸承)。這種軸承叫副軸承，它除克服轉子旋轉的軸向力之外，還可以承受部分徑向力。所以，主、副軸承在螺桿式壓縮機中必不可少，它們使轉子始終處在正常工作位置。 主軸承是經精密加工的鋼背耐磨合金制成，有進油孔、油槽及泄油槽。正確地安裝在吸、排氣端座內，并用柱銷固定位置。副軸承裝在排氣側，在陰、陽轉子上各裝兩只。為了保持轉子的排氣端面與排氣端座之間有必要的間隙；在副軸承的一側裝有調整塊。 (4)平衡活塞 平衡活塞位于陽轉子吸氣端的主軸頸尾部，用來減輕由于排氣側與吸氣側之間的壓力差，引起對主軸承端面的負荷，減輕副軸承所承受的軸向力。采用平衡活

20、塞來平衡軸向力，可大大減小推力軸承的負荷和幾何尺寸，節(jié)省金屬消耗量。它是利用高壓油注入活塞頂部的油腔內，產生與軸向力相反的壓力，使軸向力得以平衡。 (5)軸封 采用摩擦環(huán)式機械密封結構，采用標準產品裝在主動轉子靠聯(lián)軸器的伸出端上，它是由隨軸轉動的動環(huán)與裝在軸封蓋上的靜環(huán)以彈力相互摩擦作為徑向密封，聚四氟乙烯及耐油橡膠O形環(huán)作為軸向密封。 軸封的冷卻及潤滑均由高壓油來完成。由于軸封是在較高的壓力下工作，所用摩擦材料應具有足夠的剛性和強度，常選用耐壓強度較高的鋼制動環(huán)，和彈性模數較大、導熱性良好的石墨為靜環(huán)，其密封口經研磨及拋光加工，使表面粗糙度達Ra＝0.2／μm以上，O形環(huán)對氨機用丁晴

21、耐油橡膠，氟機用氯醇橡膠。 (6)能量調節(jié)機構 由滑閥、油缸、油活塞、連接件、復位彈簧、四通換向閥(也可用四通電磁換向閥)、油管路及能量指示器等組成，它起調節(jié)制冷量的作用。 由鑄鐵制成的滑閥裝在轉子與機體的下部銜接處，可以在與氣缸軸線平行方向上，由卸載油缸中的活塞帶動作往復運動?；y和閥桿是中空的，構成向氣缸內噴油的輸油管。輸油管與活塞、油缸等相連?；y靠近壓縮腔一側鉆有噴油孔，以便在壓縮機工作時，向壓縮腔噴入潤滑油?；鄣撞块_有導向槽，該槽與機體上的導向塊配合，使滑閥平穩(wěn)地往復運動。 壓縮機的徑向排氣口設在滑閥上，根據使用工況不同(即內壓縮比不同)，分別設置幾組滑閥，其上所開徑向排

22、氣口與各工況下的容積比相對應，用戶可根據使用工況選用其中一組滑閥裝入機器上即可。 利用滑閥可以實現(xiàn)制冷量的無級調節(jié)，冷量在10％～100％的范圍內，均可以使壓縮機正常運轉。 能量調節(jié)是用改變滑閥位置來實現(xiàn)的，而滑閥的位置是由油活塞的位置決定。油活塞的位置則由四通閥控制，可由自動或手動來完成?；y移動時，裝在滑閥導管內的螺旋機構將滑閥的移動變?yōu)橹羔樀霓D動，指示出滑閥所處位置。故能量指示標牌數值僅表示滑閥位移百分數，并不代表能量的百分數。 四通換向閥或四通電磁換向閥裝在靠近壓縮機的機架上，閥的一側兩個接頭接進油與排油管，另一側的兩個接頭接油缸的兩端。 (7)消聲器 噪聲來源于壓縮氣體動力

23、噪聲、旋轉噪聲和電動機噪聲等。最常用的消聲方法是采用消聲器。消聲器有擴張室消聲器。(共振腔式消聲器)和吸收式消聲器等。 在螺桿制冷壓縮機組中，采用共振腔式消聲器安裝在組合式多功能油分離器內，可以較大幅度降低排氣噪聲。同時，用于降低吸氣噪聲的吸氣消聲器裝在吸氣管道中，也具有較好的消聲效果。 二、轉子及端面齒形 螺桿式制冷壓縮機的主要工作零件是一對具有螺旋形齒的陰、陽轉子。轉子的齒面又稱型面。型面為螺旋形的空間曲面，兩齒嚙合，其型面的接觸線為空間曲線。隨著轉子的旋轉，接觸線由吸入端向排出端推移，完成基元容積的吸入、壓縮、排出的工作過程。所以接觸線是基元容積的活動邊界，它把齒間容積分成為兩

24、個不同的壓力區(qū)，起到隔離基元容積的作用。 垂直于轉子軸線的端部平面與型面的截交線稱為端面齒形(簡稱齒形)，是一條平面曲線，它作螺旋運動就形成了螺桿齒面。陰、陽轉子齒形在端平面上嚙合運動的嚙合點軌跡，叫做齒形的嚙合線，它也是平面曲線。顯然，嚙合線是接觸線在端平面上的投影。 為了保障螺桿式制冷壓縮機的性能，螺桿齒形除應滿足一般嚙合運動的要求，保證轉子連續(xù)穩(wěn)定地運轉外，還應滿足以下幾點基本要求： 1)螺桿齒形在嚙合過程中，要求壓縮、排出和吸入區(qū)之間的氣密，或稱為橫向氣密性。這可通過確保接觸線連續(xù)來保證。如前所述，在端平面上表現(xiàn)為嚙合線應是連續(xù)封閉曲線； 2)螺桿齒形在嚙合過程中，應具有基元容

25、積之間的氣密性，或稱為軸向氣密性。這可通過嚙合線的頂點與兩螺桿外圓周交點重合來保證。 3)兩轉子應具有盡可能短的接觸線長度，以保證最小的總間隙面積。因為在實際壓縮機中，型面往往并不接觸，而保證一定間隙δ方，總間隙面積，即為轉子實際接觸線長度與間隙值δ的乘積。 4)螺桿齒形應具有較大的面積利用系數，以提高輸氣量。 此外，從制造、運轉角度考慮，螺桿齒面要有足夠的強度和剛度，以及良好的工藝性等。 螺桿式壓縮機按照齒形的型線，可分為對稱圓弧型線和非對稱圓弧型線兩種。前者制造較簡單，后者則排量大、效率高。通常把齒頂中心線兩邊的齒形完全相同的型線，稱為對稱型線；反之，齒頂中心線兩邊的齒

26、形不同的型線稱為非對稱型線。只在轉子節(jié)圓的內側或外側一邊具有型線，稱為單邊型線；節(jié)圓內外均具有型線則稱為雙邊型線。 在實際運用中，常采用圓弧、擺線以及橢圓等多段特殊曲段，組成螺桿式壓縮機轉子的各種型線。 國產螺桿式制冷壓縮機多采用單邊不對稱擺線—圓弧型線，如圖3—6所示。其中陰轉子齒形型線由下列各段組成ab—徑向直線；bc—圓弧，圓心在節(jié)圓上，半徑R;cd—伸長外擺線；d—點；de--直線(修正段)；el—圓弧，圓心在o2上，直徑D2j。 陽轉子齒形型線由下列各段形成：fg—正常外擺線，它與直線ab形成共軛；gh—圓弧，圓心在節(jié)圓上，半徑R,它與圓弧bc形成共軛；h—點，它與外擺線cd形

27、成共軛；hi—縮短外擺線，它與點d形成共軛;ij—正常外擺線，它與直線de形成共軛；jk—圓弧，圓心在o1上，直徑D1j，它與圓弧el形成共軛。 三、 輸氣量調節(jié)裝置 螺桿制冷壓縮機常用滑閥調節(jié)能量，即在兩個轉子高壓側，裝上一個能夠軸向移動的滑閥，來調節(jié)能量和卸荷啟動。 滑閥調節(jié)能量的原理，是利用滑閥在螺桿的軸向移動，以改變螺桿的有效軸向工作長度，使能量在100％和l0％之間連續(xù)無級調節(jié)。 能量調節(jié)主要與轉子有效的工作長度有關。圖3—7為滑閥的移動與能量調節(jié)的原理圖。圖(a)示出全負荷時滑閥的位置。當滑閥尚未移動時，滑閥的后緣與機體上滑閥滑動缺口的底邊緊貼，滑閥的前緣則與滑

28、動缺口的剩余面積組成徑向排氣口。此時，基元容積中，充氣最大。由吸入端吸入的氣體經轉子壓縮后，從排氣口全部排出，其能量為100％，如圖3—7(b)實線所示。當高壓油推動油活塞和滑閥向排出端方向移動時，滑閥后緣隨之被推離固定的滑動缺口的底邊，形成一個通向徑向吸氣孔口的、可為壓縮過程中氣體的泄逸孔道，如圖3—7(c)所示，減少了螺桿的工作長度，即減少了吸入氣體的基元容積，如圖(b)中虛線所示，排出氣體減少，而吸進的氣體，未進行壓縮(此時接觸線尚未封閉)就通過旁通口進入壓縮機的吸氣側，因此減少了吸氣量和制冷劑的流量，起到了能量調節(jié)的作用。泄逸通道的大小取決于所需要的排氣量大小?；y前緣與滑動缺口形成的

29、排氣口面積(即徑向孔口)同時縮小，達到改變排氣量的目的。此時，調節(jié)指示器指針指出相應的改變排量的百分比。 當滑閥繼續(xù)向排出端移動時，制冷量隨排量的減少而連續(xù)地降低。因而能量便可進行無級調節(jié)。當泄逸孔道接近排氣孔口時，螺桿工作長度接近于零，便能起到卸載啟動的目的。 能量調節(jié)分手動和自動，但控制的基本原理都是采用油驅動調節(jié)。該系統(tǒng)基本上由三部分構成：供油、控制和執(zhí)行機構。供油機構有油泵及壓力調節(jié)閥；控制機構有四通電磁閥或油分配閥；執(zhí)行機構有滑閥、油活塞及油缸等。 (1)手動能量調節(jié)控制系統(tǒng) 它是常用的調節(jié)系統(tǒng)，其工作原理如圖3—8所示。當螺桿壓縮機需要卸載時，轉動油分配閥，使1，4接

30、通，供油系統(tǒng)通過油泵D，將高壓油經1～4管路向油缸左側供油，高壓油推動油活塞A向右側移動，此時油活塞右側的油被活塞擠壓，經3～2孔道流入低壓側，進入壓縮機，然后返回油箱E。油活塞A帶動滑閥，離開機體上滑動缺口的底部，實現(xiàn)了減荷控 制。反之，若轉動油分配閥，接通1～3和2～4，則高壓油進入油活塞A的右側，推動活塞左移，促成滑閥的反向動作，即實現(xiàn)增荷控制。 手動操作的缺點是：需要操作人員嚴密控制，工人勞動強度增大，而且能量增減難以保證及時、準確。 (2)四通電磁閥控制系統(tǒng) 該系統(tǒng)是采用四通電磁閥取代用人工操作的手動油分配閥，便于實現(xiàn)能量調節(jié)的半自動或自動控制，其控制系統(tǒng)見圖3—9所示。

31、 減荷時，電磁閥D和C開啟，由油泵3來的高壓油，經電磁閥C被送到油活塞1左側，推動活塞向右移動，帶動滑閥向排氣端移動，達到減少負荷的目的。同時，油活塞右移，油缸內的油經電磁閥D被排回油箱。 增荷時，電磁閥B和A開啟，油活塞1右側獲得高壓油，活塞左移，得到增荷調節(jié)。需要滑閥停留在某一定位置時，只要在此位置不接通電磁閥或油分配閥即可。油缸兩邊的油既不能流進，也不能流出，滑閥此時不會，左右移動而處在一定位置上，即相應某一固定的能量。 第四節(jié) 螺桿式制冷壓縮機的性能 一、 輸氣系數 輸氣系數也稱容積效率，是換算到吸入狀態(tài)時的實際排氣量與理論排氣量之比。輸氣系數表示壓縮

32、機轉子齒間容積利用的程度，是衡量機器設計制造優(yōu)劣的重要指標。 對于螺桿式制冷壓縮機，工況不同時，輸氣系數不同，大致為0.7～0.92，小輸氣量高壓比時取下限，大輸氣量低壓比時取上限。 由于螺桿壓縮機無進、排氣閥和余隙容積，新齒形的應用和噴油使密封和冷卻效果大大改善，故其輸氣系數比活塞式及其它類型的回轉式壓縮機都高，而且變化平坦。 影響輸氣系數的因素主要有： 1)泄漏 氣體通過間隙泄漏，有外泄漏與內泄漏之分。外泄漏為高壓氣體向吸氣管道或正在吸氣的齒腔的泄漏；內泄漏為與吸氣管隔離的基元容積間的泄漏。外泄漏才對容積效率有影響，而內泄漏只增加功耗。 2)吸入損失 氣體經吸入管道和孔口產生

33、的動力損失，使吸入壓力降低，減少了吸入氣體的密度，相應地減少了壓縮，機吸入的氣體量。 3)加熱損失 轉子和機體受到被壓縮后高溫氣體的加熱，具有比吸入氣體高得多的溫度。在吸氣過程中，低溫氣體受到吸氣管、轉子、機體以及噴入油的加熱而膨脹，相應減少了壓縮機吸入的氣體量。 4)封閉容積以及氣體隨轉子旋轉受到的離心力，也會影響氣體吸入量。 影響容積效率的諸因素中，最主要的是泄漏。而泄漏的大小又與工況、噴油狀態(tài)、圓周速度、齒形、間隙大小以及制造精度等有關。 二、內壓縮與功率 (1)內壓縮與附加損失 螺桿壓縮機是無氣閥的容積型回轉式壓縮機，吸排氣孔口的啟閉完全為幾何結構所定，以

34、控制吸氣、壓縮、排氣和所需要的內壓縮壓力。當齒間容積與吸氣孔口聯(lián)通時，容積擴大而吸氣；當與吸氣孔口隔絕后，容積縮小，壓力升高；而與排氣孔口連通后，容積繼續(xù)縮小而排氣。故對于任一臺螺桿壓縮機，由于其結構已定，就具有固定的內容積比，這與活塞式壓縮機是有很大區(qū)別的。 氣體的壓縮是在基元容積與吸、排氣孔口隔絕的轉角范圍內進行的，其間的壓力稱為內壓縮壓力。將基元容積與排氣孔口連通瞬間的氣體壓力，稱為內壓縮終了壓力，并將此值與吸氣壓力的比值，稱為內壓力比。稱排氣接管內的氣體壓力為外壓力，外壓力與吸氣壓力之比值稱為外壓力比。圖3—10示出了齒間容積和壓力隨轉角的變化關系。 螺桿式制冷壓縮機的內壓力比，與

35、外壓力比可以相等，也可能不相等，這完全取決于壓縮機的運行工況與設計工況是否相符合。螺桿壓縮機的內壓力比取決于孔口的位置，即取決于壓縮機的固定容積比，而外壓力比取決于運行。一般力求內壓力比與外壓力比相等或接近，以求高效率。因此，在吸氣壓力不變的情況下，螺桿式壓縮機的示功圖就可能有三種情況，如圖3—11所示。第Ⅰ種情況：當外壓力大于內壓縮終了壓力時，基元容積中的氣體壓力Pi小于外壓力Pd，當兩者連通的瞬時，排氣孔口中的氣體將迅速倒流入基元容積中，使其中的壓力Pi突然上升至Pd，然后，隨著基元容積的不斷縮小，排出氣體。此時要造成附加損失，如圖中面積CGE所示。 第Ⅲ種情況：當外壓力小于內壓縮終

36、了壓力時，連通的瞬間，在壓力差(Pi—Pd)的作用下，部分氣體迅速地流至排氣孔口中，使基元容積中的氣體壓力突降至Pd，然后由于基元容積的繼續(xù)縮小，才將其余氣體排出。但Pi>Pd時也要產生附加損失，如圖中面積CGE。 第Ⅱ種情況：Pi＝Pd時，此時不存在附加損失。 由此可見，內、外壓力比不相等時，總是造成附加能量損失。 內容積比為吸入基元容積的氣體體積與壓縮終了氣體容積之比。因此，對于確定的螺桿壓縮機，結構已定，則內容積比固定。內容積比ε確定后，內壓力比也就確定了，因兩者關系是： τi＝εm (3—1) 式中 m——多方

37、壓縮指數。 為了減少附加能量損失，應盡可能使內、外壓力比相等，但工況是千變萬化的，因此在螺桿制冷機系列產品中推薦了內容積比s為5，3.6，2.6的三種滑閥，以便用戶根據工況來選用適當的內容積比滑閥。 (2)絕熱效率與指示效率 螺桿式壓縮機的經濟性常用絕熱效率來表示。表征機器中機械功轉變?yōu)檩敵鰵怏w的壓力能的完善程度，其定義是： (3—2) 式中 —理論絕熱壓縮所需的功率(kW)； —壓縮機的軸功率，即實際消耗功率(kW)。 而 (3—3)

38、 其中 G—壓縮機實際制冷劑質量流量(kg／h)； hdk—在規(guī)定吸氣狀態(tài)下，等熵壓縮到排氣壓力時的焓值(kJ／kg)； hso—在壓縮機規(guī)定吸入狀態(tài)(吸氣溫度、吸氣壓力)下，制冷劑蒸氣的焓值(kJ／kg)。 通常＝0.72～0.85。影響的因素有： 1)排出壓力 只有在某一排出壓力下；沒有附加功損失，才能獲得最佳的絕熱效率。 2)轉速 動力損失與轉速平方成正比，而泄漏損失隨轉速的增加而減少，因此在某一特定轉速下仙達到最大值。 3) 還與工質、制造質量等有關。 也可用壓縮機指示效率來評價壓縮機內部工作過程的完善程度，

39、 (3—4) 式中 Pi—壓縮機的指示功率，它等于軸功率減去機械摩擦功率。 影響的主要因素是： 1)動力損失 氣體流動所產生的動力損失與螺桿轉子外圓周線速度平方成正比。所以，隨著圓周速度的提高，動力損失顯著增加，ηi下降。 2)泄漏損失 轉速提高、泄漏面積減小(接觸線長度減小或間隙尺寸減少)，均會使相對泄漏量減少，ηi提高。 3)內、外壓力比不等時的附加損失 壓縮機排出壓力Pd與內壓縮終了壓力Pi不等時，產生附加損失，使ηi降低。 壓縮機指示效率ηi與絕熱效率之間關系為

40、 (3—5) 式中 ηm——螺桿式壓縮機的機械效率，通常為0.95—0.98。 第五節(jié) 滾動轉子式制冷壓縮機 一、工作原理及特點 滾動轉子式壓縮機又稱滾動活塞壓縮機，或固定滑片壓縮機，是回轉式壓縮機的一種。它是利用一個偏心圓筒形轉子在氣缸內轉動來改變工作容積，以實現(xiàn)氣體的吸入、壓縮和排出，因而也屬于容積式壓縮機。圖3—12為它的簡圖。在圓筒形氣缸1內，偏心配置一個轉子。轉子是在偏心輪7上套裝一個可以轉動的套筒2而組成。轉子圍繞旋轉中心O(與氣缸中心重合)轉動，轉子的套筒2在氣缸1的內表面上滾動，兩者具有一條接觸直線(實際上往往留有很小間隙)，這就是兩圓柱面的切線。由此，氣缸內

41、表面與轉子外表面之間構成一個月牙形空間，它的兩端被氣缸蓋封閉，這就是氣缸的工作腔，其位置隨轉子的轉角而變化。在氣缸的吸氣孔與排氣孔之間開有一個徑向槽，槽中裝有一個滑片4，滑片頂部裝有彈簧5。當轉子轉動時，滑片作徑向往復運動，而其下端始終緊貼在轉子表面上?；瑢⒃卵佬慰臻g分成兩個部分，一部分與吸氣孔口6相通，稱為吸氣腔；另一部分通過排氣閥3與排氣腔相通，稱為排氣腔。當轉子轉動時，吸、排氣腔的容積都在不斷變化，吸氣腔不斷增大，排氣腔不斷縮小，當轉子轉到最高點時，吸氣腔達最大值，而排氣腔縮小為零。 滾動轉子式壓縮機的工作容積中，基元容積由氣缸內圓、轉子外圓、滑片以及轉子與氣缸切線(點)構成?；?/p>

42、積的位置與大小隨切點位置而變，而切點又隨轉子作旋轉運動。所以基元面積的大小是轉子轉角φ的函數。 圖3—13是滾動轉子式壓縮機工作過程示意圖。圖3—14是相應的基元容積及氣體壓力隨轉角的變化曲線。令切點T(或氣缸與轉子連心線OO1)在滑片位置為轉角始點。隨切點T順著轉子的旋轉方向，在的范圍內，基元面積擴大而不與任何孔口相通，則與該面積相應的容積稱吸氣封閉容積。此容積內氣體的膨脹有可能達到比吸氣更低的壓力，壓力變化曲線為1～2。一旦切點到達吸氣孔口A點，基元面積與吸氣孔口相通，其壓力恢復到吸氣壓力Ps，壓力變化曲線為2—3；在的范圍內，基元面積不斷擴大，不斷從吸氣孔口吸氣，因此是吸氣過程。若不計

43、壓力損失，基元面積內氣體壓力與吸氣壓力相同，其壓力變化曲線為直線3～4。在時(切點T到達滑片位置)，基元面積達最大值。 自轉子轉過第二轉(φ=2π)，在φ=2π~2π+β時，因仍與吸氣孔口相通，最大基元面積內氣體因面積縮小，又部分地倒流回吸氣腔，氣體壓力仍為A(直線4～5)，且在切點T越過吸氣孔口前邊緣點B（φ=2π+β）以后，基元面積與吸氣孔口脫開，其內氣體因面積的縮小而受到壓縮，因此是壓縮過程。 轉子繼續(xù)轉動，基元容積內氣體壓力升高，當切點T達到φ=2π+θ時，其壓力已稍高于排氣孔口氣體壓力，當其壓差足以克服排氣閥阻力時，排氣閥開始打開，壓縮過程結束，壓力增長曲線5～6。轉角φ=2

44、π+θ~4π~γ為排氣過程，縮小的基元面積在開啟的排氣閥狀態(tài)下，將壓縮氣體排出排氣腔，若不計壓力損失，這過程的氣體壓力恒為排氣壓力Pd(直線6~7)。一旦切點T達到排氣孔口后邊緣C(φ=4π-γ)時，排氣過程結束，此時相應的容積為余隙容積。該基元面積(處于排氣壓力)與其后的基元面積(處于吸氣壓力)經排氣孔口相互聯(lián)通，該基元容積內的壓縮氣體壓力迅速降低，使排氣閥關閉，排氣過程結束。當余隙容積與低壓基元容積連通時，余隙容積內高壓氣體(排氣壓力Pd)膨脹至吸氣壓力Ps，使吸入的氣體減少，且此高壓氣體膨脹但不對轉子作功，因而滾動轉子式壓縮機的余隙容積既影響排氣量，又不能回收膨脹功，這是與其它壓縮機所不

45、同的，余隙容積膨脹的轉角范圍是φ=4π-γ~4π-δ，壓力變化曲線為7—8。 當切點T達到排氣孔口前邊緣D時(φ=4π-δ)，形成排氣封閉容積。在φ=4π-δ~4π的轉角范圍，排氣封閉容積內殘存的氣體再度受到壓縮，理論上其壓力要達到無窮大，既要消耗功，又要損傷機件，實際上壓力上升到一有限值，壓力變化曲線為8—10。 從以上分析可以看出，滾動轉子壓縮機轉子每轉兩周(φ=4π)，完成一個完整的工作循環(huán)，即一定量氣體的吸氣、壓縮、排氣是在曲軸的兩轉中完成的，但由于切點T或滑片的兩側，吸氣和壓縮、排氣是同時進行的，因而實際上仍是每轉一周完成吸氣、壓縮、排氣循環(huán)一次。特征角α、β、γ、δ對壓縮機的性

46、能有影響，α和δ角分別決定吸、排氣封閉容積的大??；β角直接影響排氣量，它的存在使達最大基元面積(φ=2π)后，基元面積在與吸氣孔口相連通的情況下再次縮小(φ=2π~2π+β)，產生吸氣倒流；γ角表示余隙容積的大小，因此，在結構設計可能的前提下，α、β、γ、δ都應盡可能小。 滾動轉子式壓縮機的特點是：1)結構簡單，體積小，重量輕，同活塞式壓縮機比較，體積可減小40％～50％，重量也可減輕40％～50％；2)零部件少，特別是易損件少，同時相對運動部件之間的摩擦損失少，因而可靠性較高；3)僅滑片有較小的往復慣性力，旋轉慣性力可完全平衡，因此振動小，運轉平穩(wěn)；4)沒有吸氣閥，吸氣時間長，余隙容積小，

47、并且直接吸氣，減小了吸氣有害過熱，所以其效率高。但其加工及裝配精度要求高。 近年來，在電冰箱中使用小型滾動轉子壓縮機的越來越多，而在空調器中有完全取代活塞式壓縮機的趨勢。 二、結構 目前生產的滾動轉子式壓縮機主要有兩種形式：1)大型開啟式壓縮機，多用氨為工質，只有瑞士埃希爾韋斯公司生產；2)小型全封閉式壓縮機，一般標準制冷量多為3kW以下，廣泛應用于小型冷凍、冷藏與空調裝置中。 小型滾動轉子壓縮機分為臥式和立式兩種。目前冰箱和冷柜中使用的是臥式，空調器中大都采用立式。如圖3—15所示，吸氣由機殼下部的接管直接進入氣缸，吸氣管上裝有液體收集器，潤滑油經下部彎管小孔被吸入氣缸。高壓氣體

48、直接排入機殼中。外殼還裝有過載繼電器，它的感應元件置于殼體內，內部無減振機構，而潤滑系統(tǒng)靠離心和壓差供油。 目前，國內上海冰箱壓縮機廠已從日本三菱公司引進技術，生產冰箱用滾動轉子壓縮機；西安慶安宇航設備公司從日本大金公司引進技術，生產空調用滾動轉子壓縮機。 三、 輸氣量及軸功率的計算 (1)輸氣量的計算 滾動轉子式壓縮機的輸氣量也可按活塞式壓縮機那樣表示為 m3／s (3—6) 式中 qvt——壓縮機理論輸氣量，m3／s； qVr——壓縮機實際輸氣量，m3／s； λ——輸氣系數。 而理論輸氣量可用下式求得

49、： (3—7) 式中 R——氣缸內半徑，m； 　L ——氣缸軸向長度，m； 　n——轉子的轉速，r／min； ε——相對偏心距ε＝e／R，而e是偏心距，m。 只要壓縮機的主要參數，R，e，L，n確定下來，qvt便可求出。故qvr的計算主要是λ的計算。 滾動轉子式壓縮機因余隙容積很小，而且吸氣過程阻力很小(因吸氣速度小，又無吸氣閥)，因而輸氣系數比同容量的活塞式壓縮機高20％左右，試驗也證明了這一點。 滾動轉子式壓縮機的輸氣系數可以表示為如下的乘積： (3—8) 其中分別稱

50、為容積系數、壓力損失系數、加熱系數及泄漏系數?，F(xiàn)分別討論如下： 1)容積系數λv同活塞式壓縮機一樣，也可按下式計算： (3—9) 式中 c——相對余隙容積； pk，po——分別為冷凝壓力和蒸發(fā)壓力，MPa； k——工質絕熱指數。 2)壓力損失系數λp 壓力損失系數可表示為 (3—10) 它主要取決于吸氣壓力相對損失△po／po，而滾動轉子式壓縮機由于沒有吸氣閥故這一值很小，大約只有0.005左右，因此可以認為λp＝1。 3)加熱系數λt 全封閉滾動轉子

51、式壓縮機盡管是吸氣管直接接至氣缸而直接吸氣，但由于機體全部浸在殼體中的高壓、高溫氣體中，因此吸入氣體流經通道及氣缸仍被加熱，加熱系數很小。對于小型全封閉滾動轉子式壓縮機用試驗方法得出如下經驗公式： λt＝ATk－B(Tl－To) (3—11) 其中TK，To及Tl是冷凝溫度、蒸發(fā)溫度及壓縮機前吸氣溫度(K)，A，B為常數。 通常，當壓力比τ＝2～8時，λt≈0.95～0.82 4)泄漏系數λl 泄漏系數在滾動轉子式壓縮機中具有重要的影響。這是由于其壓縮腔間隙的長度較長，因此滾動轉子式壓縮機的泄漏系數比活塞式小得多，而且隨間隙大

52、小和潤滑油量而變。當精心設計選用較小間隙值時，凡約在0.98～0.92之間，而當選用中等間隙時，隨著to從5℃降至－25℃，或者TK從30℃升至50℃，λl約減小3％～6％。在設計時對于標準工況可近似取λl＝λv?；蛘弋斵D速n＝50r／s時，λl＝0.82—0.92。 利用上述討論和給出的計算公式，即可計算小型全封閉滾動轉子式壓縮機的輸氣系數，但影響λ的因素較多，計算結果會有些出入，特別是對空調器所用滾動轉子式壓縮機，按以上式計算的輸氣系數偏小很多，這種壓縮機的輸氣系數有些已高達0.9以上，所以有關滾動轉子式壓縮機輸氣系數的計算方法，還只能在實際試驗研究中不斷完善。 (2)壓縮機效率與電

53、動機功率 實際壓縮機由于能量損失功耗增加，常用壓縮機的效率來鑒別壓縮機的好壞。 小型全封閉滾動轉子式壓縮機能量損失主要是電動機的電氣損失，熱力、氣動損失及機械損失?？偟哪芰繐p失可用電效率ηel表示，即理論壓縮機所需功率PT與實際壓縮機所需功率pel之比， ηel＝PT／Pel (3—12) 像輸氣系數一樣電效率也可表示為幾個效率的乘積： ηel =ηiηtηlηmηm0 (3—13) 1)指示效率ηi 表示在壓縮氣體時氣動損失及壓縮

54、過程熱交換損失的相對大小?？山朴孟率接嬎悖? (3—14) 式中 v1——吸入點氣體比容，m3／kg； ε——壓力比； △psm,△pdm——吸、排氣閥平均壓力降，Pa； h1，h2——壓縮開始及終了時的比焓，kJ／kg； k——工質的絕熱指數。 2)加熱效率ηt 是表示吸氣過程的加熱損失。當吸入蒸氣被加熱時，被壓縮氣量減少，而指示功率不變，即單位壓縮功隨氣體的絕對溫度的增加而增加。計算時可近似?。? ηt =λt

55、 (3—15) 3)泄漏效率ηl 表示氣缸漏氣引起的能量損失。泄漏效率接近于泄漏系數，即 ηl＝λl (3—16) 4)機械效率ηm 機械摩擦損失主要取決于油和氟利昂混合物的粘性，即與混合物的溫度、濃度有關。此量難以定量計算。對于中溫全封閉滾動轉子式壓縮機ηm＝0.7~0.85；而冰箱壓縮機ηm=0.4~0.7。高轉速小制冷量壓縮機ηm取小值，反之則取大值。 5)電動機效率ηmo 電動機的電氣損失主要為轉子鐵損和定子繞組銅損，而這些損失既與原始設計參數有關，又與電機運行工況、冷卻介質、安裝結構有關。

56、通常ηmo可在下列范圍誰?。? 小冰箱 ηmo≤0.65 商用制冷機ηmo≤0.8 6)電效率ηel 全封閉滾動轉子式壓縮機的電效率是比較低的，通常ηel≈0.4~0.55。確定了電效率即可計算壓縮機所需的功率。但選配內置電動機時不應按實際所需功率的大小來選配，而應考慮到內置電動機有一定的過載能力這個特點，故所選配電動機的名義功率比實際所需的功率應小一些。 第六節(jié) 渦旋式制冷壓縮機 一、工作原理 渦旋式壓縮機是回轉式壓縮機的一種。它發(fā)明于1905年，但直到80年代初才在日本首次應用到制冷及空調領域中。因此，目前還是一種較為新型的制冷壓

57、縮機。 渦旋壓縮機主要由兩個渦旋盤相錯180o對置而成，其中一個是固定渦旋盤，而另一個是旋轉渦旋盤，它們在幾條直線(在橫截面上則是幾個點)上接觸并形成一系列月牙形容積。 旋轉渦旋盤由一個偏心距很小的曲柄軸驅動，繞固定渦旋盤平動，兩者間的接觸線在運轉中沿渦旋曲面移動。它們之間的相對位置，借安裝在旋轉渦旋盤與固定部件間的十字滑環(huán)來保證。 渦旋壓縮機的工作過程如圖3—16所示。吸氣口設在固定渦旋盤的外側面，由于曲柄的轉動(順時針)，氣體由邊緣吸入，并被封閉在月牙形容積內，隨著接觸線沿渦旋面向中心推進，月牙形容積逐漸縮小而壓縮氣體。而高壓氣體則通過固定渦旋盤上的軸向中心孔排出。圖3—16(a

58、)表示正好吸入完了的位置，圖3—16(b)示出了渦旋外圍為吸入過程，中間為壓縮過程，中心處為排氣過程，圖3—16(c，d)示出了連續(xù)而同時進行著吸入和壓縮過程。在曲柄軸的每一轉中，都形成一個新的吸氣容積，所以上述過程不斷重復，依次完成。 二、結構 目前僅有小型全封閉及開啟式兩種機型。都以氟利昂為工質，主要應用在汽車空調及2.2～4.4kW的家用熱泵型空調器中。 圖3—17示出了3.75kW全封閉渦旋式壓縮機剖面圖。壓縮機主要由固定渦旋盤、旋轉渦旋盤、十字滑環(huán)、曲軸、支架、機殼等組成。固定渦旋盤5和電動機定子安裝在機殼內壁上。十字滑環(huán)18是上、下兩面設置互相垂直的兩對凸鍵的圓環(huán)，上面凸鍵裝

59、在旋轉渦旋盤7背面的鍵槽內，下面的凸鍵裝在支架10的鍵槽內。十字滑環(huán)的作用是防止旋轉渦旋盤傾斜和自轉。在旋轉渦旋盤7下設有一個背壓腔8，背壓腔由旋轉渦旋7底盤上的小孔引入中壓氣流自動充氣，使氣腔壓力支撐著旋轉渦旋盤，同時在旋轉渦旋盤頂部裝有可調軸向密封，使得旋轉渦旋盤可以軸向移動這樣便可補償運行中的逐漸磨損，并且也能防止液擊或壓縮腔中潤滑油過多時引起的過載。 在曲柄銷軸承處和曲軸通過支架的地方，裝有轉動密封，以保持背壓腔與機殼之間的氣密性。軸承的潤滑油是利用排氣壓力和中間壓力的壓差，由密封殼體的底部經曲軸上加工的油道來供給的，并最終由背壓腔流向壓縮腔以潤滑渦旋面，然后同壓縮氣體一起排出，在機

60、殼中將油分離，然后流至底部。再者，在固定渦旋盤外有油流，由這里給渦旋盤摩擦部位供油。渦旋壓縮機停止運轉后會逆轉，為此在固定渦旋盤上的吸氣管內裝有止逆閥。 吸入氣體從腔上部被直接導入渦旋板的四周，封在月牙形容積中，然后被壓縮，并由固定渦旋盤的中心排入機殼內，最后由排氣管19出。 三、 特點 從結構及工作原理看，小型渦旋式壓縮機具有如下的特點： 1)效率高 渦旋壓縮機吸氣、壓縮、排氣連續(xù)單向進行，直接吸氣，因而吸入氣體有害過熱??；沒有余隙容積中氣體的膨脹過程，因而輸氣系數高。同時，兩相鄰壓縮腔中的壓差小，氣體泄漏少。另外，旋轉渦旋盤上所有接觸線轉動半徑小，摩擦速度低，損失

61、小，加之吸、排氣閥流動損失小，因而效率高。 2)力矩變化小、振動小、噪聲低 渦旋壓縮機壓縮過程較慢，并可同時進行兩三個壓縮過程，機器運轉平穩(wěn)，而且曲軸轉動力矩變化??；其次，氣體基本連續(xù)流動，吸、排氣壓力脈動小。 3)結構簡單，體積小，重量輕，運動零部件少；沒有吸、排氣閥，易損件少，可靠性好 渦旋式壓縮機同活塞式壓縮機相比，體積小40％，重量減輕15％，效率高10％，噪聲低5dB(A)。 但其制造需高精度的加工設備及精確的調心裝配技術，這就限制了它的制造及應用。 四、輸氣量和軸功率 ①輸氣量 渦旋式壓縮機的實際輸氣量為 (3—27)

62、 式中 Vs——實際輸氣量，m3／min; λ——輸氣系數，且λ=λpλTλl； n——轉速，r／min。 渦旋式壓縮機的余隙對輸氣量無影響。相對于往復式壓縮機而言，渦旋式壓縮機無吸氣閥，吸氣壓力損失小，故有較高的壓力系數λp。此外，中心室與吸氣室通過中間壓縮室隔開，余隙中的高溫氣體不會回流到吸氣室加熱吸入氣體，加之轉速高，因此溫度系數λT較高。泄漏量受軸向和徑向間隙大小的影響，尤其是軸向間隙的影響較大，在輸氣系數中，泄漏 系數相對較小。一般講渦旋式壓縮機的輸氣系數較高。 ②軸功率 如不計壓縮過程熱交換、吸排氣過程壓力損失，并認為壓縮機的內

63、、外壓力比相等，則指示功ωi可表示成： (3—28) 式中 k——氣體絕熱指數； n——多變過程指數； ps——吸氣壓力，kPa。 當內、外壓力比不等時，需考慮由此產生的附加功。當內壓比τi大于外壓比τo，即過壓縮時的附加功；當內壓比小于外壓比，即壓縮不足時的附加功。計及附加功(等容積膨脹功或等容積壓縮功)，式(3—28)改寫成： (3—29) 式中：pd——排氣壓力，kPa 于是可獲得指示功率Pi Pi＝ωiVs／60，kW

64、 (3—30) 式中 Vs——輸氣量，m3／min。 軸功率Pe Pe＝ωiVs／(60ηm)，kW (3—31) 式中 ηm——機械效率。 五、影響渦旋式壓縮機性能的主要因素 （一） （一） 電機輸入功率 造成全封閉式渦旋壓縮機電機輸入功率偏大的原因,在壓縮機實際工作過程中是非常復雜的,但主要有:電機損耗過大,包括銅損、鐵損,這與電機材料和加工工藝有關(本文不作詳細分析);壓縮機工作過程引起的功率消耗。從以上分析可知,影響渦旋壓縮機性能的主要因素有: 1、機械摩擦 當壓縮機工作時

65、,動、定盤之間,防自轉滑環(huán)與配合鍵槽之間,曲軸與各被驅動面(軸承)之間接觸并發(fā)生相對滑動等,不可避免的產生摩擦損失。 ①動盤與定盤之間的摩擦損失 動、定盤間的摩擦損失,即是壓縮機工作腔內的摩擦損失,若動定盤的渦旋線、齒頂、底面,或鏡板面因加工精度、平面度、位置度等沒有達到要求,則會在這些地方產生異常摩擦;或者壓縮機整機含塵量較高,又或者固體塵埃(如焊渣、加工余屑等)顆粒直徑過大也會造成壓縮機工作腔內異常摩擦,嚴重時甚至影響壓縮機正常工作。 ②防自轉滑環(huán)與各配合鍵槽之間的摩擦損失 防自轉滑環(huán)主要用于防止動盤的自轉運動,在壓縮機工作過程中,防自轉滑環(huán)在機架和動盤上分別沿垂直方向上與鍵槽滑

66、動配合,在滑動過程中產生滑動摩擦損失。若十字鍵或鍵槽的垂直度、平行度、光潔度、平面度超差較大時,則會增大摩擦,加大功耗。另外,因為對立式渦旋壓縮機防自轉滑環(huán)是直接與機架上的支撐面接觸的,在運動過程中,也不可避免產生摩擦損失。 ③曲軸與各驅動面間的摩擦損失 電動機驅動力是通過曲軸轉動,從而帶動動盤旋轉來完成吸氣、壓縮、排氣的過程。由于曲軸中心線與滑動軸承的中心線重合是非常困難的,而且由于加工誤差和裝配誤差的影響,軸和軸承常常是偏心的,由此而產生的摩擦損失也是必然的,另外止推軸承與主軸承內圈之間也存在摩擦損失。 ④潤滑油的影響 以上各摩擦面、嚙合面都必須有足夠的潤滑,才能保證壓縮機安全、可靠、高效的工作。在制冷壓縮機中,不論是強制冷卻或是自然風冷,潤滑油總是在降溫后由上油孔或上油管進入各摩擦面,吸收十字環(huán)、工作腔、軸承等處的熱,隨高壓氣體經排氣口排出,從而保證壓縮機正常工作。但是如果潤滑油量過多時,則會隨排氣進入系統(tǒng)且滯留在冷凝器、蒸發(fā)器等存油彎,影響兩器換熱,嚴重時會影響壓縮