制冷压缩机4第四章-涡旋式制冷压缩机课件.pptx

1、机械工业出版社机械工业出版社第三版第三版第四章第四章 涡旋式制冷压缩机涡旋式制冷压缩机4.1工作原理、工作过程及特点工作原理、工作过程及特点4.2涡旋式压缩机的啮合原理与型线涡旋式压缩机的啮合原理与型线4.3结构结构4.4密封与防自转机构密封与防自转机构4.5热力过程热力过程4.6动力过程动力过程4.7安全保护安全保护工作原理、工作过程及特点4.1.1涡旋式压缩机的工作原理和工作过程1.工作原理 涡旋式压缩机的关键工作部件包括一个固定涡旋体(简称静盘)和与之啮合、相对运动的运动涡旋体(简称动盘),如图4-1、图4-2所示。动、静涡旋体的型线均是螺旋形,动盘相对静盘偏心并相差180对置安装,理论

2、上它们会在轴向的几条直线上接触(在横截面上则为几个点接触),涡旋体型线的端部与相对的涡旋体底部相接触,于是在动、静盘间形成了一系列月牙形空间,即基元容积。在动盘以静盘中心为旋转中心并以一定的旋转半径做无自转的回转平动时,外圈月牙形空间便会不断向中心移动,使基元容积不断缩小,同时在其外侧未封闭的基元容积则不断扩大。每个基元容积的变化过程是类似的,仅有相位角的差异。因此,每个基元容积在动盘的旋转过程中均做周期性的扩大与缩小,从而实现气体的吸入、压缩和排出。制冷剂气体从静盘外侧开设的吸气孔进入动、静盘间最外圈的月牙形空间,随着动涡旋体的运动,气体被逐渐推向中心空间,其容积不断缩小而压力不断升高,从而

3、实现了气体的压缩。在静盘顶部中心部位开有排气孔,当月牙形空间与中心排气孔相通时,高压气体被排出压缩机。工作原理、工作过程及特点图4-1运动涡旋体(动盘)图4-2固定涡旋体(静盘)工作原理、工作过程及特点2.工作过程 图4-3所示为涡旋式制冷压缩机的工作过程,在图4-3a所示位置动盘中心O2位于静盘中心O1的右侧,涡旋密封啮合线在左右两侧,a)=0b)=120c)=240d)=360e)=480f)=600g)=720h)=840i)=960j)=10801动涡旋体2静涡旋体3压缩腔4排气孔工作原理、工作过程及特点4.1.2涡旋式压缩机的特点 在制冷量相同的条件下,涡旋式压缩机与往复式压缩机及滚

4、动转子式压缩机相比具有许多优点,可概括为效率高、振动小、噪声低、可靠性及寿命高(图4-4)。图4-4涡旋式压缩机的结构与工作特点工作原理、工作过程及特点1.效率高涡旋式压缩机的吸气、压缩、排气过程是连续单向进行,因而吸入气体的有害过热小;相邻工作腔间的压差小,气体泄漏少;没有余隙容积中气体的膨胀过程,容积效率高,通常高达95%以上;动涡旋体上的所有点均以几毫米的回转半径做同步转动,所以运动速度低,摩擦损失小;没有吸气阀,也可以不设置排气阀,所以气流的流动损失小。涡旋式压缩机的效率比往复式约高10%。2.力矩变化小,振动小,噪声低因涡旋式压缩机的压缩过程较慢,一对涡旋体中几个月牙形空间可同时进行

5、压缩过程,故使曲轴转矩变化小,涡旋式的转矩仅为滚动转子式和往复式的1/10,压缩机运转平稳;又因为涡旋式压缩机吸气、压缩、排气是连续进行的,所以进排气的压力脉动很小,于是振动和噪声都小。工作原理、工作过程及特点3.结构简单、体积小、重量轻、可靠性高涡旋式压缩机与滚动转子式压缩机及往复式压缩机的零件数目之比为1 3 7,体积比往复式压缩机小40%,质量轻15%;又由于没有吸气阀和排气阀,易损零件少,加之有轴向、径向间隙可调的柔性机构,能避免液击造成的损失及破坏,即使在高转速下运行也保持高效率和高可靠性,其最高转速可达13000r/min。涡旋式压缩机的啮合原理与型线涡旋式压缩机的型线与压缩机的效

6、率、空间利用率、密封性以及加工成本密切相关。理论上,任何满足下列广义条件的共轭曲线均可作为涡旋式压缩机的型线:1)涡旋体工作表面上任意一点在另一涡旋体表面上有且仅有一点是其共轭点。2)当任意一对共轭点接触时,两涡旋体的中心偏移量为一常数(公转半径)。3)在两个啮合点处,与两个涡旋面相切的向量相互平行且垂直于两个涡旋体偏置的方向。利用此啮合条件,推导出涡旋式压缩机型线的通用控制方程为式中型线上点的角度;Rs垂直于两个型线共轭点的节点处的切向且平行于涡旋体偏置方向的向量;Rg起始于原点、平行于两个型线共轭点的节点处切向的向量。涡旋式压缩机的啮合原理与型线1.圆的渐开线方程 图4-6所示为圆的渐开线

7、。直线L沿某圆周做纯滚动时,直线上任一点A的轨迹AK,被称为圆的渐开线,称该圆是基圆,直线是发生线,r为基圆半径,为渐开线展角,?为渐开角,为渐开线初始角,渐开线方程为图4-6圆的渐开线旋体型线。涡旋式压缩机的啮合原理与型线2.涡旋体的渐开线方程 由于涡旋体应有一定的壁厚,涡旋内外壁由不同初始角+和-的渐开线构成,如图4-7所示,根据式(4-1)可写出涡旋体内外壁渐开线方程。内壁渐开线方程为外壁渐开线方程为涡旋式压缩机的啮合原理与型线图4-7涡旋体渐开线涡旋式压缩机的啮合原理与型线3.涡旋参数涡旋式压缩机主要的涡旋参数可归纳有基圆半径 r渐开线起始角涡旋体壁厚t=2r涡旋体节距P=2r涡旋体高

8、 h压缩腔室对数N涡旋圈数 m=N+1/4 根据渐开线的几何特征,其可以用创成法获得,如图4-8所示。在基圆1上任一点安装刀具4,当工件3(和图中的圆盘成一体)回转一周时,恰好工件(或刀具)也同时平移2r,将这种移动不断地进行下去,在工件上所得到的刀具中心的轨迹2便成为渐开线,刀具刀形的包络线也是渐开线。当圆盘做匀速转动,而刀具(铣刀)直径等于涡旋体节距与壁厚之差并沿x轴或y轴匀速移动时,即可切削出涡旋体。涡旋式压缩机的啮合原理与型线 图4-8圆的渐开线创成1基圆2刀具中心在工件上的轨迹3工件4刀具结构 4.3.1涡旋式压缩机的总体结构 图4-9涡旋式压缩机典型结构示意图 a)低压腔结构b)高

9、压腔结构1吸气管2定子3转子4固定涡旋盘5轴向浮动结构6隔板7排气管8曲轴9油泵10机架11下轴承支架12上轴承13下轴承14滑动销15运动涡旋盘16中间压力孔Pd排气压力Pm中间压力Ps吸气压力结构 图4-11在空调器中使用的全封闭 涡旋式压缩机结构1吸气管2排气孔3机壳4排气腔 5静涡旋体6排气通道7动涡旋体 8背压腔9电动机腔10机座 11电动机12润滑油池13曲轴 14、16轴承15密封17背压孔18十字连接环19排气管20吸气腔结构 图4-11所示为在空调器中使用的全封闭涡旋式压缩机结构,其壳体内压力为排气压力。制冷剂气体从机壳顶部吸气管1直接进入涡旋体四周,被封在最外圈月牙形空间的

10、气体,随着动涡旋体的回转平动而被内移压缩,压力逐渐升高,高压气体由静涡旋体5的中心排气孔2排入排气腔4,并通过排气通道6被导入机壳下部去冷却电动机11,并将润滑油分离出来,高压气体则由排气管19排出压缩机。采用排气冷却电动机的结构减少了吸气过热度,提高了压缩机的效率,又因机壳内是高压排出气体,使得排气压力脉动很小,因此振动和噪声都小。该机的主要结构仍然由静涡旋体、动涡旋体、曲轴、机座、十字连接环和机壳等组成。为了轴向力的平衡,在动涡旋体下方设有背压腔8,背压腔由动涡旋体上的背压孔17引入处于吸排气压力之间的中间压力,由背压腔8内气体压力形成的轴向力和力矩作用在动涡旋体的底部,以平衡各月牙形空间

11、内气体对动涡旋体所施加的轴向力和力矩,以便在涡旋体端部维持着最小的摩擦力和最小磨损的轴向密封。在曲柄销轴承处和曲轴通过机座处,装有转动密封15,以保持背压腔与机壳间的密封。结构结构 图4-12一台立式全封闭涡旋式压缩机的剖视图1、28排气孔2螺栓3静涡旋体4压缩室5动涡旋体6推力轴承7十字连接环8偏心套装置 9吸气管10排油孔11主轴承座12、14油孔13辅轴承座15电动机定子16电动机转子17曲轴18机壳19螺栓20曲轴的平衡块21油雾阻止板22偏心油道23油泵24下盖 25支脚26油池27润滑油29辅轴承30排油31曲轴的平衡块32动涡旋体轴销33主轴承34底板35吸气孔36端板37密封条

12、38工艺管39密封槽 40排气管41接线箱42上盖结构 图4-12所示为一台立式全封闭涡旋式压缩机的剖视图,其机壳内压力为吸气压力。该压缩机采用离心式油泵23供油,润滑油通过曲轴轴向的偏心油道22及曲轴17上的径向油孔分配到各润滑部位。为防止压缩机起动时油池中的油起泡形成的油雾大进入压缩室,在机壳下部设有油雾阻止板21,以保持油池的油量。采用轴向推力轴承6承受轴向力。偏心套装置8用以调整动静涡旋体的径向间隙。涡旋体轴向密封是通过在涡旋体端面安装的密封条37来完成。结构 图4-13一台卧式全封闭涡旋式压缩机1吸气管2滑动轴承3曲轴4电动机5滚珠轴承6摆线型油泵7油池 8排气管9双重排油抑制器10

13、轴向柔性密封机构11径向柔性密封机构 12动涡旋体13静涡旋体14机壳15排气阀结构 图4-13所示是一台卧式全封闭涡旋式压缩机,它适用于压缩机高度受到限制的机组。制冷剂气体直接由吸气管1进入涡旋体外部空间,经压缩后由排气孔通过排气阀15排入机壳,冷却电动机后经排气管8排出。该机的特点是:采用高压机壳以降低吸气过热并控制排气管中润滑油的排放;为防止自转采用十字连接环机构,它安装在动涡旋体与主轴承之间,轴向柔性密封机构10由止推环和一个波形弹簧构成,波形弹簧置于十字连接环内部。该机构可以防止液击,也可使动涡旋体型线端部采用的尖端沟槽密封更可靠;径向柔性密封机构11采用滑动轴套结构,在曲轴最上端端

14、面开有长方形孔,其内装有偏心轴承(即滑动轴套),并在孔的内部压一个弹簧,弹簧也与曲轴接触,使涡旋体的径向间隙保持在最小值,减少气体周向泄漏;润滑系统采用摆线型油泵6供油,通过曲轴中心上的孔供给各个需要润滑和密封的部位(偏心轴承、主轴承、涡旋体的压缩室等),解决了卧式压缩机润滑油进入各润滑部位的困难,也避免了排出的制冷剂含油过多;装有双重排油抑制器9,支承滚珠轴承5的隔板是带风扇形的板,含油雾的制冷剂气体高速撞击扇叶,油雾被分离,另外,在排气管上装有罩,制冷剂气体与罩相接触,油雾被黏附在罩上而被分离,进一步降低了排出气体的含油量;曲轴由滑动轴承2支承在动涡旋体的一端,另一端由滚珠轴承5支承,确保

15、了运行的平稳。结构 图4-14汽车空调用涡旋式压缩机1静涡旋体2机壳3排气阀4动涡旋体5径向柔性密封机构6平衡块7主轴承8曲轴9电磁离合器10辅轴承11轴封12轴承座13球形连接器结构 图4-14所示的汽车空调用涡旋式压缩机为开启式压缩机,由汽车的主发动机通过带轮驱动压缩机运转。制冷剂气体从吸气管进入由机壳2、动涡旋体4和轴承座12组成的吸气腔,然后经动、静涡旋体4、1的外圈进入月牙形工作腔,被压缩后经排气阀3排入排气腔,再通过排气管排出压缩机。为了使压缩机的重量轻,两个涡旋体采用铝合金制造,动涡旋体的涡旋体和内端面经硬质阳极发蓝处理,确保其耐磨性,静涡旋体的内端面镶嵌耐磨板,以防动涡旋体顶端

16、密封将其磨损。采用径向柔性密封机构5调节两个涡旋体间的径向间隙,以确保径向密封减少周向泄漏;球形连接器13一方面承受作用于动涡旋体上的轴向力,一方面防止动涡旋体的自转;设置排气阀是为了防止高压气体回流导致效率降低,及防止电磁离合器9脱开时曲轴倒转,也可以适应变工况运行;轴封11为双唇式,位于两个轴承之间,辅轴承10采用油脂润滑,主轴承7和涡旋体的润滑是依靠吸入气体内所含的润滑油。结构4.3.2CO2涡旋式压缩机进入21世纪以来,CO2制冷剂的应用成为研究热点,人们开发出了各种CO2涡旋式压缩机用于汽车空调、热泵热水器等领域。图4-15单级CO2涡旋式压缩机1排气管2固定涡旋体3运动涡旋体4机架

17、5电动机6油泵7十字连接环8吸气管9推力轴承10机壳结构图4-15所示为一台单级CO2涡旋式压缩机。其壳体中为吸气压力,CO2制冷剂由机壳10上的吸气管8进入壳体,在壳体中冷却电动机5,然后进入由固定涡旋体2和运动涡旋体3所组成的工作容积中被压缩,最后经排气管1排出压缩机。作用于运动涡旋体3上的轴向力由与运动涡旋体3一起运动的轴向推力轴承9承受,电动机5驱动曲轴,曲轴驱动运动涡旋体3运动,置于运动涡旋体3和固定涡旋体2之间的十字连接环7防止了运动涡旋体3的自转。由于机壳10中为吸气压力,压缩机由位于曲轴底端的油泵提供润滑。结构4.3.3喷气增焓涡旋式压缩机 喷气增焓技术就是为了解决空调器在寒冷

18、地区冬季制热时制热量不足、效率低下、排气温度过高等问题而开发出来的一种技术。图4-16所示为谷轮公司开发的喷气增焓涡旋式压缩机结构图。这种压缩机上开有一蒸气喷气口(辅助进气口),位于压缩过程中间的某个位置,可以将处于某一中间压力和中间温度的制冷剂气体引入压缩机。图4-16谷轮公司开发的喷气增焓涡旋式压缩机结构图结构 图4-17喷气增焓系统a)喷气增焓系统图 b)喷气增焓系统压焓图密封与防自转结构4.4.1泄漏与密封 压缩机的泄漏不但使输气量减少,而且也造成功率消耗的增加,涡旋式压缩机的泄漏还会导致排气温度的升高,因此,减少泄漏是提高涡旋式压缩机经济性和可靠性的有效方法。图4-18泄漏通道结构1

19、.泄漏途径 涡旋式压缩机的泄漏途径有两条:通过轴向间隙的径向泄漏;通过径向间隙的周向泄漏,如图4-18所示。2.泄漏长度 当工况一定时,泄漏量的大小与压缩腔室间的压差、动静涡旋体间的密封间隙值以及泄漏长度有关。从图4-18看出,径向泄漏是由于动、静涡旋体端面间存在轴向间隙而产生沿涡旋线端部的泄漏,其泄漏长度应是涡旋线长度,而通过各压缩腔室动静涡旋体啮合点间隙产生的周向泄漏长度则与涡旋体高度有关。图4-19所示是一对涡旋体的径向和周向泄漏质量流量的计算实例。由曲线可看出,当压缩腔转移至中心压缩室的转角位置时,泄漏量ql达最大值,尽管轴向间隙只是径向间隙的一半,但在大部分转角范围内,径向泄漏比周向

20、泄漏大,因为径向泄漏长度比周向泄漏长度长得多,故轴向密封机构更为重要。结构图4-19一对涡旋体的径向和周向泄漏质量流量的计算实例结构3.密封结构 涡旋式压缩机的密封分为轴向密封和径向密封两种,轴向密封机构阻止气体的径向泄漏,径向密封阻止气体的周向泄漏。主要的密封方式分为接触式密封和非接触式密封两种。接触式密封用于轴向密封,在涡旋壁端面开涡旋槽,其内嵌密封元件,使之与另一涡旋体的底表面紧密接触,达到密封的目的。密封元件一般为热压塑料或工程树脂,也可以是层状耐磨金属等。这种密封结构的特点是结构简单,且可用一般的加工方法控制涡旋体高度和轴向端面间隙,但存在密封元件的磨损、变形、可靠性等问题。非接触式

21、密封也称间隙密封,对轴向密封和径向密封均适用。其基本思想是严格控制泄漏间隙的大小,当间隙小到泄漏量占总气体量的份额足够小时,就相当于实现了密封。这种方法对零件的加工精度、装配精度和检验要求很高,设备投资和制造成本也相应较高。结构4.4.2轴向浮动结构和径向柔性结构涡旋式压缩机原理与结构的动画,可扫码观看。该压缩机同时具有轴向浮动结构和径向柔性结构。1.轴向浮动结构 轴向浮动结构(详见后续本章轴向力平衡部分)是涡旋式压缩机能够进入大规模产业化的一个重要因素。它不但解决了轴向密封问题,而且也解决了轴向力的平衡问题,同时还具有较好的工况变化适应能力、磨损自补偿能力、抵御液击和杂质的能力,以及降低加工

22、和装配精度、降低制造成本等一系列的优点。2.径向柔性结构 径向柔性结构不但解决了径向密封问题,而且还具有轴向浮动结构类似的诸多优点。其基本思想是可变化(具有柔性)的曲轴旋转半径,从而保证动盘壁面与静盘的良好接触,以达到密封的目的。但需要注意的是采用径向柔性的限制是动盘的旋转惯性力应大于气体力,否则动、静盘将在气体力的作用下克服惯性力而脱离啮合,导致压缩机不能正常工作。结构 图4-20单圆曲柄轴径向密封1动涡旋体2静涡旋体3密封接触点4轴承间隙5运动半径6曲柄半径7曲柄轴8轴承9曲柄销 图4-21偏心轴套式径向密封机构1偏心轴套2曲柄销3曲轴结构 图4-22滑动衬套机构1滑动衬套2曲柄销3离心力

23、4气体力5弹簧6曲轴结构4.4.3防自转机构为了使动涡旋体相对于静涡旋体做回转平动,必须依靠防自转机构。防自转机构的形式有多种,这里只介绍几种常用结构。图4-23a和b所示为一种得到广泛应用的十字连接环,底面的一对滑块D、C与机座上的一对滑槽G、H配合,上面的一对滑槽A、B与动涡旋体底面的一对滑块E、F配合,共形成四对摩擦副。图4-23b所示是十字连接环机构运动简图,O1是曲轴中心,O2是曲柄销中心,O2绕O1旋转,O1与O2间的距离是旋转半径R,机座为静坐标系O1XY,十字连接环为动坐标系O1XY,O1是两对滑块中心线交点,动涡旋体的牵连运动即是十字连接环相对于机座的运动,是沿Y轴方向的往复

24、直线运动,动涡旋体的相对运动是动涡旋体相对于十字连接环的运动,为沿X轴方向的往复直线运动,因此动涡旋体不能自转,只能相对于静涡旋体做平动。根据刚体平动的性质,动涡旋体上的任一点都与O2有形状相同的运动轨迹(轨迹是旋转半径为R的圆)和相等的速度及加速度。该结构的缺点是,对十字滑块和十字滑槽的垂直度要求很高,又因存在四对滑动摩擦副,摩擦力和磨损也较大。十字连接环是一种最常见的结构。结构 图4-23得到广泛应用的十字连接环 a)结构示意图b)运动简图结构2.球形联轴器 图4-24a所示的球形联轴器,是由两块几何形状完全相同的孔板以一定的偏心距将钢球卡嵌在一起组合而成,两孔板中的一块为可动孔板3,它被

25、紧固在动涡旋体的背面,另一块固定孔板1固定在机座上,钢球与两孔板形成的橄榄腔之间有微小间隙,使钢球在孔板内可以转动,钢球沿孔板布满一周,为提高联轴器的承载能力,在安装位置允许的情况下钢球数量尽可能多些。图4-24b所示是钢球运动简图,示出曲轴转角从0转至180的两个极限位置。从图中可看出,当曲轴偏心距为R时,钢球移动的距离也应是R,那么动孔板移动的距离应为2R,因此钢球直径应为R,孔板的孔径应为2R,才能实现正常的运动。该结构既有防自转功能,又起推力轴承的作用,但对其制造精度和装配精度要求极高。结构 图4-24球形联轴器 a)结构简图b)运动简图 1固定孔板2钢球3可动孔板结构3.圆柱销联轴器

26、 图4-25所示是圆柱销联轴器防自转机构的原理图。圆柱销3的上端插入动涡旋体的相应圆孔中,圆柱销的下部分则伸入到机座2相应的圆孔6中。曲轴5带动动涡旋体运动,圆柱销便限制在圆孔6中运动,起到防自转的作用。当曲轴半径为R时,通常取圆柱销的直径为2R,机座圆孔的直径则为4R,圆柱销的个数最少是三个,采用六个圆柱销可以使机构运转得更平稳。圆柱销在圆孔6中的运动可以是沿孔壁滚动,也可以沿孔壁滑动,主要取决于圆柱销上端与动涡旋体上插入孔的配合松紧程度,或者圆柱销上端紧固,下端在圆孔6中滑动,或者下端沿圆孔6内壁滚动,而上端在动涡旋体孔中滑动,因此圆柱销避免不了滑动,这会引起圆柱销与孔的磨损比较严重。结构

27、 图4-25圆柱销联轴器防 自转机构的原理图 1动涡旋体2机座3圆柱销 4曲柄销5曲轴6圆孔热力过程4.5.1基本几何关系与工作容积变化 将两个相同涡旋参数的涡旋体中的一个旋转180,再平移R=0.5(P-2t)=r(-2)的距离,使两涡旋体相互相切接触,可以形成若干对月牙形空间,这就是涡旋式压缩机的压缩室容积。图4-26所示的圈数为3.25时形成的三对月牙形面积,规定将三对月牙形面积构成的压缩室由最内向外排定序号为、室,压缩室容积应为其投影面积(月牙形面积)与涡旋体高度的乘积,故首先求投影面积。图4-26两涡旋体构成的压缩室投影面积热力过程1.渐开线与基圆所围面积图4-27渐开线与基圆间所围

28、面积则渐开线与基圆所围面积为热力过程2.各压缩室的投影面积及压缩室容积 首先求编号为的投影面积和压缩室容积,若动涡旋体相对于静涡旋体的回转角为,如图4-28所示,的投影面积A2是面积AL2和面积AS2之差,其中则的投影面积A2为引入涡旋体节距P和涡旋体壁厚t,编号为的一对压缩室容积为热力过程图4-28压缩室投影面积计算热力过程图4-29中心室投影面积计算图热力过程图4-30两基圆间面积热力过程由式(4-8)可看出,压缩室容积V是动涡旋体转角的函数,如图4-31所示给出V-曲线,再参看图4-26可知,=0时第室容积完全闭合(若压缩腔数不为整数时,=时第室容积完全闭合),=2时第室变为第室,即V=

29、V2()=V3(=2),当=*时第室与第室连通,开始排气,此时的排气容积V*=V1(*)+V2(*),但V1(*)是第室残留气体的容积,即涡旋式压缩机的余隙容积,因它没有向吸气腔的膨胀过程,故不影响压缩机的容积效率。3.吸气容积Vs当动涡旋体转角=0时,最外圈压缩室容积定义为吸气容积,若涡旋式压缩机有N对压缩腔,吸气容积按式(4-8)计算,式中的i=N,=0,则吸气容积为热力过程图4-31压缩室容积随转角的变化曲线热力过程4.5.2输气量1.理论容积输气量qVt理论容积输气量应为吸气容积与压缩机转速的乘积,其单位为m3/h,即 qVt=60nVs=60nP(P-2t)(2N-1)h (4-13

30、)2.实际容积输气量qVa实际容积输气量应为理论容积输气量与容积效率的乘积,其单位为m3/h,即 qVa=VqVt (4-14)3.容积效率V涡旋式压缩机容积效率的定义与往复式压缩机相同,即 V=VpTl (4-15)但是,涡旋式压缩机的余隙容积很小,位于最内腔的排气孔不与吸气腔连通,没有余隙容积中气体的膨胀过程,故容积系数V=1;因为涡旋式压缩机没有吸气阀,吸气为吞吸式,吸气压力损失很小,所以压力系数p=1;又因涡旋式压缩机的吸气腔在最外侧,吸气加热也不大,可近似认为温度系数T=1;因此影响容积效率的因素只剩泄漏系数l了,由于涡旋式压缩机各圈压缩室间的压力差不大,于是泄漏量较小且为内泄漏,在

31、密封完善时泄漏更小。综上所述,可以看出涡旋式压缩机的容积效率均在0.95以上,这是其他容积式压缩机不能与之相比的优点。热力过程4.5.3内压缩1.压力随转角变化曲线及p-V图 从图4-31可知,压缩室容积随转角在变化,而压缩室容积的变化又导致室内气体压力的变化,即压力也随转角变化,图4-32所示为p-曲线和V-曲线。图4-32中的1是最外圈动静涡旋体间的月牙形空间形成最大容积时的转角。当曲轴转角从0到2时,最外圈敞开的月牙形空间逐渐封闭,完成吸气过程。在此过程中,敞开容积在1时(012)存在一个最大值Vmax,即当01时,敞开容积由小变大,称为吸气阶段,用线段0-1表示,当12时,敞开容积由大

32、变小直至闭合,称为吸气闭合阶段,用线段1-2表示,吸气过程中吸气压力应为常量,但由于敞开容积闭合时,容积的变化大于此时溢出的气体体积,故当=2时,闭合容积内的气体压力略高于吸气压力(约高4%),吸气过程压力线为d-a-a;再转过2,室容积被压缩并变为室,用线段2-3表示,随着的增加,气体继续被压缩,用线段3-4表示,压力线是a-b,这是压缩过程,当=*时,室与室连通,压缩过程结束,将开始排气,容积曲线上的线段4-5是室与室中的残留气体混合所致;接下来是排气过程,容积线是5-6,压力线是b-c,排气过程一直延续至下一个=*时才结束,另一个排气过程又开始了。随着曲轴的旋转,吸气、压缩、排气周而复始

33、进行,且吸气和排气过程是连续的。热力过程2.容积比与内容积比容积比Vi()是指吸气容积Vs与任意转角下的各压缩室容积Vi()之比,可表示为内容积比是指吸气容积与压缩终了时的容积之比,即当没有排气阀时,压缩终了时的容积是V2(*),将式(4-8)和式(4-12)代入式(4-17)可得内容积比的计算式,即当有排气阀时,压缩终了时的容积是V1(*),内容积比为热力过程3.压缩比与内压缩比任意转角时各压缩室中气体压力与吸气压力之比为压缩比,压缩比与容积比的关系可根据过程方程得到,即压缩终了压力与吸气压力之比为内压缩比,它与内容积比的关系是式中n压缩过程多方指数。将内容积比的计算式式(4-18)代入式(

34、4-21)得到热力过程若压缩机的吸、排气压力已知,即压缩比已知,则可根据上式求出压缩腔室对数N及涡旋圈数m(m=N+1/4),且压缩比越高,圈数越多,涡旋体的加工越困难,因而通常单级压缩比不超过8。图4-33排气开始角的确定热力过程排气开始角是指转角=*时压缩机进入排气阶段。带有排气阀和不带排气阀时的*值是不同的:1)当冷却工艺过程要求制冷工况大致不变时,为了避免气阀中的压力损失,可以不设置排气阀,只有排气角为*的排气孔,此时排气角应满足第压缩室与中心压缩室连通时,室的压力达到排气压力。排气角又取决于刀具对涡旋线的过切情况,图4-33所示为这种过切情况,图中P点为刀具外圆与动涡旋内壁渐开线的交

35、点,刀具将动涡旋切削了一部分,如图4-33中阴影线所围面积,P点是刀具与动涡旋外壁渐开线的交点,刀具也将静涡旋切削了一部分,如图4-33中画有点的面积所示,当动涡旋体旋转过程中,动、静涡旋体的外壁与动、静涡旋体内壁的啮合点移至P及P点时,则第压缩室与中心压缩室连通,这时的曲轴转角即为排气开始角*。根据几何方法可得到*的计算式为热力过程4.5.4排气孔口的流速排气孔口位于静涡旋体的中心,它的面积和形状与渐开线起始角、涡旋体起始端型线修正形状、涡旋体高度等有关。为了减少气体的流动损失,通常希望排气孔口气体马赫数在0.3左右,因此要求有足够的排气孔口面积。设排气孔口面积为A,假定排气过程中气体不受压

36、缩,并在匀速运转条件下,理想气体的流速可按不可压缩流体的连续方程求解,即应满足式中V与排气孔口连通时压缩室的容积;v排气孔口流速。将容积V按式(4-11)代入上式即可得到排气流速热力过程4.5.5功率1.理论功率Pts涡旋式压缩机理论循环的吸、排气过程均为可逆绝热的流动过程,压缩过程为等熵过程。理论比功为式中h(*)、hs0排气时和吸气时气体的比焓,单位为J/kg;wts理论比功,单位为J/kg。理论功率为式中qma理论质量输气量,单位为kg/h;Pts理论功率,单位为kW。热力过程2.指示功率Pi图4-34理论循环及欠压缩和过压缩热力过程大多数涡旋式压缩机没有排气阀,属于所谓的强制排气。这种

37、情况下,就存在压缩机排气开始瞬间工作容积内的气体压力与排气腔或排气管道内的压力pdk不相等的可能,出现所谓的等容积压缩(也称欠压缩)或等容积膨胀(也称过压缩)。由指示图4-34看出,由于p(*)pdk,无论是等容压缩过程或等容膨胀过程都产生附加的能量损失(图中阴影部分的面积)。因实际循环中各个过程均为不可逆过程,还存在“过压缩”或“欠压缩”造成的附加能量损失,故涡旋式压缩机输入功率需增加Pi。指示功率为热力过程3.轴功率Pe和电功率PelPe是输入压缩机曲轴的功率,Pel是输入压缩机电动机的功率,详细的计算可参阅第2章有关内容。4.5.6性能系数性能系数为压缩机的制冷量0与压缩机的输入功率之比

38、。对于开启式压缩机对于封闭式压缩机动力过程4.6.1切向力及阻力矩 作用于涡旋体上的气体力如图4-36所示,其最终效果是作用于曲轴等运动机构上,形成垂直于曲轴轴线并沿旋转方向的切向力Ft及力矩Mt、垂直于曲轴轴线并沿旋转半径方向的径向力Fr及力矩Mr、沿曲轴轴线方向的轴向力Fa及力矩Ma。压缩机动力计算的目的是在热力计算的基础上,计算、分析作用在压缩机关键零部件上的各种作用力,为后续的零部件结构设计和强度计算奠定基础。图4-36作用于涡旋体上的气体力1动涡旋体2动盘质心3支架4曲轴5十字连接环动力过程1.切向力图4-37所示为、室中的气体压力对压缩室内外壁的作用分布情况,在、室间动涡旋体型线上

39、受力而引起的在回转半径方向1-1截面上的作用力如图4-37所示,其作用力大小应等于压力差p1-p2和1-1截面积A的乘积,即式中A1-1截面积,A=R11h。由几何关系可知动力过程 图4-37压缩室内外壁上的气体压力及径向力分布 a)压缩室内外壁上的气体压力b)径向力分布这就是在转角位置时,、室间压力差所产生的垂直于回转半径方向的切向力,以此类推,得到i和i+1室间压力差所产生的垂直于回转半径方向的切向力(作用在i-i截面)为动力过程2.切向力矩和自转力矩因总切向力作用在O-O连线的中点,而旋转中心在O点,故总切向力对旋转中心O产生切向力矩Mt(),力矩的方向是逆旋转方向,所以称为阻力矩,它的

40、大小为摩擦力矩也属于阻力矩,但因数值较小可以忽略,故总阻力矩就等于切向力矩,将式(4-32)代入式(4-33)后得到总阻力矩为动力过程总切向力还会产生一个使动涡旋体绕其中心O自转倾向的力矩,在此称为自转力矩,其大小为3.径向力相邻压缩室之间的压差引起的沿曲柄半径方向的力是径向力,它仅作用在宽度为两倍基圆半径的中心带上,作用面积为2rh,平行于曲轴偏心方向作用于曲柄销(图4-37b),径向力的合力为由式(4-36)可以看出,因为作用面积小,故径向力也很小,可以忽略不计。动力过程4.6.2轴向力及其平衡气体压力作用在涡旋体端板上产生的作用力是轴向力Fa,因为每个月牙形压缩腔内的气体压力不同,作用面

41、积也不同,所以轴向力也是转角的函数。1.轴向力计算式关于轴向力的受力面积计算,可以参考热力过程一节中压缩室投影面积的求取方法,本节不再重复,但有所区别的是,考虑涡旋壁厚所受的轴向力,可取渐开线起始角为0。若动涡旋体背面压力为吸气压力时,其轴向力为若动涡旋体背面压力不是吸气压力,而是高压或某中间压力pb,则轴向力为其中,A1应根据式(4-9)中0*或*2和R2r或R2r的不同情况选用计算公式,而i=pi/pb。动力过程2.轴向力的平衡 轴向力有使动涡旋体脱离静涡旋体沿轴向移动的趋势,造成泄漏增加,影响压缩机效率;轴向力也是造成涡旋体摩擦磨损加剧的原因,因此必须对轴向力进行平衡。其平衡方法有:(1

42、)采用推力轴承在动涡旋体的背面装设推力轴承来承受轴向力,但在动涡旋体顶端应装有密封条以补偿端面的磨损,如图4-12中的6和37所示。(2)采用背压可调推力机构图4-38所示为背压可调推力机构原理:动涡旋体底板外周留有 几十微米的间隙,使其处于机座与静涡旋体之间,于是动涡旋体的背面形成一个背压腔,通过动涡旋体上开的小孔导入中压气体,在中间压力的作用下,动涡旋体被推向静涡旋体。因此涡旋体顶部间隙可被控制在很小的范围内,而不受公差和安装力矩的影响,并能随运转压力的变化适当地由中间压力来调节对静涡旋体的压力,以便在较宽的压力范围内减少机械摩擦损失;它还可以确保压缩机起动和停车时的稳定性;当压缩室内由于

43、液体制冷剂或油等不可压缩流体进入使负荷突然增大时,动静涡旋体可立即在轴向分开,防止液击现象。动力过程图4-38背压可调推力机构原理(3)在动涡旋体背面装弹簧如图4-13中的10所示,该弹簧可以自动补偿磨损,但因弹簧力不能随工况的变化而改变,而使轴向力的平衡不能处于最佳状态。(4)在动涡旋体背面施加油压该方法也不能根据工况的变化适当地调整油压,以致轴向力的平衡不能处于最佳状态。以上各种方法中,(1)和(2)使用较多。动力过程4.6.3倾覆力矩由图4-36还可以看出,作用在动涡旋体上的切向力和径向力由作用于轴承上的支反力平衡,轴承径向支反力等于旋转惯性力Frx与径向力Fr之差,即轴承切向支反力为F

44、bt=Ft于是Fbr与Fr、Fbt与Ft均构成使动涡旋体产生倾斜运动的倾覆力矩Mo,即绕t轴的力矩为Mot=Fbrhr-Frhp动力过程4.6.4旋转惯性力、惯性力矩及其平衡涡旋式压缩机的动涡旋体绕曲轴旋转中心运动时,由于偏心的存在而产生旋转惯性力及惯性力矩,它们将导致压缩机的振动,故应给予平衡,以确保压缩机平稳运转。因为动涡旋体的质量中心取决于涡旋体圈数的分布,并不在曲柄销中心上,为了能在曲轴上平衡动涡旋体的惯性力,必须首先用一部分平衡质量将动涡旋体的质心位置转移到曲柄销中心,即转移至动涡旋体的基圆中心,实现动涡旋体的静平衡。图4-39惯性力一次平衡示意图动力过程(1)动涡旋体的质心位置在图

45、4-39中,动涡旋体的质心位置用积分方法求取,具体的求取过程书中给予省略,这里仅给出质心坐标(xm,ym)的计算式,即式中?渐开线终端展角,单位为rad。(2)动涡旋体的质量动涡旋体的质量应为涡旋体在x、y坐标轴上的投影面积A与涡旋体高度h和涡旋体材料密度的乘积,其中投影面积等于动力过程(3)一次平衡质量一次平衡质量必须保证使涡旋体的质心位置移至动涡旋的基圆圆心,动涡旋体质心与动涡旋基圆圆心的距离是在图4-39中,设一次平衡质量为m0,与基圆圆心的距离为R0,则(4)旋转惯性力经一次平衡后,动涡旋体的质心位置已在基圆圆心上(即在曲柄销中心),质心与旋转中心的距离为旋转半径R,而动涡旋体的总质量

46、应为涡旋体质量m1、一次平衡质量m0、动涡旋体底板质量m2及动涡旋体轴承质量m3的和,即 m=m1+m0+m2+m3(4-44)则旋转惯性力为Frx=mR2(4-45)动力过程2.二次平衡动涡旋体的总质量由几部分质量形成,其各部分质量的旋转惯性力并不作用在同一平面内,为使整体运动机构得以平衡,可以采取设置两个平衡质量的方法,既能使惯性力平衡,又能使惯性力矩平衡,这就是二次平衡。图4-40所示为二次平衡原理,平衡质量m0和m0应满足下列条件:图4-40二次平衡原理动力过程 (1)惯性力平衡 Frx0=Frx0+Frx+Frx4 (4-46)其中 Frx0=m0R02 Frx0=m0R02 Frx

47、4=m4R2式中Frx4曲柄销产生的惯性力;m4曲柄销的质量。(2)惯性力矩平衡 Frx0e+Frx0 f=Frxa+Frx4d (4-47)对平衡条件式(4-46)、式(4-47)联立求解,就可以求出二次平衡质量m0和m0。安全保护 压缩机保护的目的在于当出现过载(过热、过电流)、超压、缺相(三相压缩机)等各种异常情况时及时切断电源,确保压缩机不出现大的故障或报废。涡旋式压缩机属于全封闭压缩机,其自身所具有的保护较少,多依靠设置在制冷系统中的保护装置或保护功能。有关压缩机的外部保护装置在活塞式压缩机部分已有详细介绍,本节仅介绍一些涡旋式压缩机的保护要求。1.电源保护 当出现以下情况时,保护系

48、统应动作切断压缩机电源:1)电源电压过高或过低,超出压缩机工作电压范围。2)严重的相间不平衡,超出压缩机的许用范围。2.高低压保护 为保证压缩机的吸、排气压力不超标,应在系统中设置高低压压力开关,根据压缩机的工作压力范围设定其动作值。当运转中压力超出设定值时,压力开关动作,切断压缩机电源起保护作用。应注意在起动时或制热运转时有可能造成压力开关误动作,影响压缩机的正常功能。因此,在电路设计时应采取相应的措施。安全保护3.过电流保护 过电流保护用于当电压过低或超载时保护压缩机不因电流过大而发生故障。过电流保护一般采用过电流继电器,其中热继电器依靠电流产生的热量而动作,因其成本比较低而得到广泛应用。

49、但其动作迟缓,精度及可靠性较差,使用时应特别注意其动作电流的设定。而水银式或电磁感应式继电器使用效果较好,但成本也较高。对于三相压缩机要特别注意,过电流保护的设计应使三相中任意一相的电流过大时均能起保护作用,现实中不乏因保护不完善致使压缩机烧毁的先例。4.过热保护 某些压缩机出厂时自带有一外置式的温度保护器,装在壳体的上表面,保护压缩机不因过热而出现故障。需要注意的是,壳体温度过高实际上是压缩机内部温度过高的表现,因此保护壳体温度实际上是对压缩机的间接保护。该保护器应稳妥地接入控制电路中,并确保温控器所感受到的壳体温度不受其他因素影响。安全保护5.再起动保护 压缩机起动时高、低压部分应处于压力

50、平衡状态,其压力差应小于0.05MPa,否则压缩机将可能因带载起动而出现故障。因此,除除霜转至制热外,压缩机自停机至再次起动前必须有3min以上的延迟时间。6.缺相和逆相保护 本功能只适用于三相压缩机。三相压缩机在缺相运转时将因三相间的严重不平衡导致压缩机的工作电流很大,特别是缺相起动时,因形不成旋转磁场使压缩机不能起动而类似于堵转。这两种情况下的电流将远远大于压缩机的许用工作电流,导致电动机的温度急剧上升而烧损。压缩机的旋转方向是固定的,在反向旋转时将因润滑系统失效等原因造成一系列的问题。因此,对于三相压缩机的缺相和逆相也均应有可靠的保护。可在系统中加装同时具备缺相和逆相保护功能的逆相保护器