制冷壓縮機第三章一、十一節(jié)

1、第三章 往復(fù)式制冷壓縮機 第三章第三章第三章 第一節(jié) 基本結(jié)構(gòu)和工作原理 第三章第三章第三章 總體結(jié)構(gòu)和主要零部件 第三章第三章第三章 機體機體：壓縮機的機身，用來安裝和支承其他零 部件及容納潤滑油。 傳動機構(gòu)傳動機構(gòu)：用于傳遞動力，包括曲柄、連扦和 活塞等部件。 配氣機構(gòu)配氣機構(gòu)：保證壓縮機實現(xiàn)吸氣、壓縮、排氣 過程的配氣部件，包括吸、排氣閥片，閥板和 氣閥彈簧等。 潤滑油系統(tǒng)潤滑油系統(tǒng)：對壓縮機各傳動摩擦耦合件進行 潤滑的輸油系統(tǒng)，包括油泵，油過濾器，油壓 調(diào)節(jié)部件。 卸載機構(gòu)卸載機構(gòu)：它是對壓縮機汽缸進行卸載、調(diào)節(jié) 冷量、便于啟動的機構(gòu)，包括卸載油缸、油活 塞、推桿、頂針和轉(zhuǎn)環(huán)等部件。

2、軸封裝置軸封裝置：密封曲軸穿出機體處的間隙，防止 泄漏，包括拖板、彈簧、橡膠圈和石墨環(huán)。 往復(fù)式壓縮機的工作循環(huán) 第三章第三章第三章 壓縮過程 排氣過程 膨脹過程 吸氣過程 膨脹過程膨脹過程：活塞運動到上止點時， 由于壓縮機結(jié)構(gòu)及制造工藝等原因， 汽缸中仍有一些空間，該空間的容積 稱余隙容積。排氣過程結(jié)束時，余隙 容積中的氣體為高壓氣體?；钊_始 向下移動時，排氣閥關(guān)閉，吸氣腔內(nèi) 的低壓氣體不能立即進入汽缸，此時 余隙容積內(nèi)的高壓氣體因容積增加而 壓力下降，直至汽缸內(nèi)氣體壓力降至 稍低于吸氣腔內(nèi)氣體壓力，即將開始 吸氣過程時為止。 第二節(jié) 熱力性能 第三章第三章第三章 第三章第三章第三章 余隙

3、容積 氣閥彈簧力 氣體與缸壁及活塞間的熱交換和摩擦 氣體泄漏損失 潤滑油和吸入濕蒸汽的影響 實際循環(huán)與理論循環(huán)的差異 一 . 往復(fù)式壓縮機的實際循環(huán) 第三章第三章第三章 壓縮機具有相同吸、排氣壓力，吸氣溫度和汽缸工作容積； 與理論循環(huán)相比，實際循環(huán)多一個膨脹過程； 在吸、排氣時存在壓力損失和壓力波動，在整個工作過程中氣體同氣缸、活塞間有 熱量交換和摩擦，在氣缸與活塞間隙及吸、排氣閥之間還有氣體泄漏。 實際循環(huán)和理論循環(huán)的比較 實際循環(huán)：1-2-3-4-1 理論循環(huán)：a-b-c-d-a 第三章第三章第三章 1、容積效率 2、指示功率和指示效率 3、機械效率和軸效率 4、電動機效率和電效率 5、壓

4、縮機熱力性能計算舉例 6、壓縮機的排氣溫度 二 . 影響性能參數(shù)的因素 第三章第三章第三章 容積效率容積效率又稱輸氣系數(shù)，為壓縮機實際輸氣量 與理論輸氣量之比，是衡量汽缸空間利用程度的 指標(biāo)。 vt va v q q lTpv 容積效率 （1）單級壓縮機的容積效率 1、 其中，容積系數(shù)v、壓力系數(shù)p、溫度系數(shù)T、泄漏系數(shù)l 第三章第三章第三章 活塞式制冷壓縮機的實際工作中，吸入的制冷 劑蒸氣容積并不等于活塞排量。原因是： 壓縮機結(jié)構(gòu)上不可避免存在余隙容積； 吸、排氣閥阻力；氣閥部分及活塞環(huán)與氣缸壁之間的 氣體內(nèi)部泄漏； 吸氣過程中氣體與氣缸壁之間的熱交換等。 容積效率 因此，實際輸氣量永遠(yuǎn)小于

5、理論輸氣量 (活塞排量)，兩 者之間的比值稱為壓縮機的容積效率（輸氣系數(shù)）容積效率（輸氣系數(shù)），其大 小反映了實際工作過程中存在的諸多因素對壓縮機輸氣量 的影響，也表示了壓縮機氣缸工作容積的有效利用程度， 通?？捎萌莘e系數(shù)v、壓力系數(shù)p、溫度系數(shù)T、泄漏系數(shù) l 的乘積來表示 。 容積系數(shù)v 壓力系數(shù)p 溫度系數(shù)T 泄漏系數(shù)l 可直接從P-V示功圖求得 不能從P-V示功圖直接求得 第三章第三章第三章 它們都與壓縮機的運行工況有關(guān) 汽缸工作容積Vp 上、下止點之間汽缸工作室的容積,即活塞移動一個行程掃 過的容積。 余隙容積Vc 相對余隙容積c 余隙容積與氣缸工作容積之比。 第三章第三章第三章 相

6、關(guān)術(shù)語 S D V p 4 2 （2-1） 活塞在排氣過程結(jié)束時與閥板及排氣孔之間形成的空隙容 積。主要由活塞處于上止點時，活塞頂面與閥板底面間容積 、第一道活塞環(huán)以上環(huán)形空間、氣閥通道三部分容積組成。 pcVVc/ 第三章第三章第三章 壓縮機的吸排氣過程 實際循環(huán)：1-2-3-4-1 理論循環(huán)：a-b-c-d-a 1）容積系數(shù)：反映余隙容積對壓縮機輸氣量影響 由于余隙容積的存在，工作過程中出現(xiàn)了膨脹過程，占據(jù)了一定的氣缸工作容積， 使部分活塞行程失去吸氣作用，導(dǎo)致壓縮機吸氣量減少，即壓縮機實際輸氣量減少。 pp p p v V V V VV V V 1 第三章第三章第三章 定義式： 計算式：

7、 ) 1(1 1 m v c （根據(jù)多變膨脹過程方程計算，由3-6式簡化而來。） （3-1） （3-7） （吸氣容積損失V是由余隙容積內(nèi)高壓氣體的膨脹引起。） 膨脹過程：35 設(shè)過程的多變膨脹指數(shù)m為定值（常數(shù)），則 第三章第三章第三章 （3-6） )1)(1 1 0 3 m s ddk v P PP c m s ddk c c P PP V VV 1 0 3 )( 1)( 1 0 3 m s ddk c P PP VV 將上式代入式（3-1）： 略去排氣壓力損失Pd3,則式（3-6）可簡化為式（3-7）： 第三章第三章第三章 （3-7）),()11 1 mcfc m v 可見， 主要與壓力比

8、、相對余隙容積c和多變膨脹指數(shù)m有關(guān)。 0s dk P P 式中，壓力比 v 縮小c會受壓縮機結(jié)構(gòu)、工藝和氣閥通流能力限制； c值還和壓縮機結(jié)構(gòu)參數(shù)S、D有關(guān)， S、D 大的壓縮機易獲得較小的c值?，F(xiàn)代中小型壓縮機c值約為1.56%，低溫機取小值。 當(dāng)達(dá)到一定數(shù)值時， ，故有10，對低溫制冷系統(tǒng)采用多級壓縮實現(xiàn)高壓比。 m值取決于制冷劑種類和膨脹過程中氣體與接觸壁面的熱交換情況，隨熱交換的方向和強 度而不斷變化。計算 時m假定為常數(shù)。 0 v v 同種制冷劑的m和n 在同一循環(huán)中不相等， 。對氨壓縮機，m=1.101.15 ， n =1.201.30；對氟利昂壓縮機，m=0.951.05， n

9、 =1.051.18。增強對汽缸 臂面的冷卻，多變膨脹線斜率變陡， m增大，對提高 有利。 第三章第三章第三章 對膨脹過程，m應(yīng)根據(jù)示功圖，取等端點膨脹過 程的多變膨脹指數(shù)值： （3-8） 對壓縮過程，其多變過程指數(shù)n 亦應(yīng)取等端點 過程指數(shù)值。 按等端點多變過程指數(shù)畫出的示功圖，其面積略 小于實際示功圖。計算實際循環(huán)指示功時，可按 等功法求取壓縮或膨脹過程的不變的等功過程指 數(shù)，稱等功多變過程指數(shù)。 nm v 多變膨脹和壓縮過程指數(shù)m和n 的取值 第三章第三章第三章 3-5：出現(xiàn)排氣 閥延遲關(guān)閉，高壓 側(cè)氣體從排氣腔向 汽缸倒流，等端點 膨脹過程指數(shù)變小 ，容積效率下降。 p主要受 的影響，

10、c的影響是次要的 。隨 和c的增大，p下降； 對氨壓縮機， =0.030.05; 對 氟里昂壓縮機， =0.060.08。 2）壓力系數(shù)：反映吸氣阻力造成的吸氣量損失 壓縮機吸氣過程中，吸氣閥開啟時要克服氣閥彈簧力，且氣體流過氣閥時，通道截面較小， 流速較高產(chǎn)生一定的流動阻力，使吸氣過程中氣缸內(nèi)壓力P1恒低于吸入管中的壓力P s0 。要使氣 缸內(nèi)的壓力升高到P s0 ，則要損失一部分活塞行程，使壓縮機實際吸氣量減少。 1 V V V V p 0 1 s s P P v p c 1 1 第三章第三章第三章 定義式： 計算式： 根據(jù)多變壓縮過程方程計算，令壓縮過程指數(shù)等于1。令c=0，得到近似式（

11、3-10） : 0 1 s s P P 吸氣終了相對壓力損失； 01ss PP : 101 PPP ss 吸氣壓力損失； （3-2） （3-9） 01ss PP 01ss PP 01ss PP （吸氣容積損失V”是由于吸氣終了汽缸壓力不等于Ps0所引起，一般 。）01s PP 3）溫度系數(shù)：反映吸氣過程中因氣體預(yù)熱對 輸氣量的影響 吸氣過程中，吸入氣體不斷地受到所接觸的各種壁面加熱，使氣體溫度升高，比容增大，從而 使吸入氣體量減少。折算到吸氣狀態(tài)，小于實際吸入氣體的容積。吸入氣體與壁面的熱交換是一個 復(fù)雜過程，與制冷劑種類、壓比、汽缸尺寸、壓縮機轉(zhuǎn)速、汽缸冷卻情況等因素有關(guān)。T大小還與 壓縮機

12、運行工況有關(guān)，其數(shù)值不能從示功圖上直接求得，通常用經(jīng)驗公式計算。 V Vx t 對全封閉壓縮機 對順流立式壓縮機 第三章第三章第三章 定義式： 經(jīng)驗公式： T0蒸發(fā)溫度，K ； Tk冷凝溫度，K ； T1吸氣終了溫度，K ； 吸氣過熱度，K； a：反映T1隨Tk變化的系數(shù)，a=1.01.15,隨壓縮機尺寸減小， a值趨近1.15； b：反映壓縮機向周圍空氣散熱對T1的影響。b=0.250.8。當(dāng)壓縮機尺寸較大，向外界散熱強度較弱 （機殼自由空氣冷卻）時，b取較大值。 baT T T T k s T 0 1 0 （3-3） Vx折算容積； V”實際吸入氣體容積。 k lT TT /0 （3-12

13、） （3-13） 第三章第三章第三章 溫度系數(shù)隨工況的變化關(guān)系 4）泄漏系數(shù)：反映壓縮機工作過程中由泄漏引起 的對輸氣量的影響 壓縮機泄漏主要是由于活塞環(huán)與氣缸壁面之間的不密封，吸、排氣閥關(guān) 閉不及時或不嚴(yán)密，造成制冷劑蒸氣從高壓側(cè)泄漏到低壓側(cè)，從而引起輸氣 量下降。泄漏量大小與壓縮機制造質(zhì)量、磨損程度、氣閥設(shè)計、壓差大小等 因素有關(guān)。 x y l V V 第三章第三章第三章 定義式： 推薦值：99. 097. 0 l l的數(shù)值不能從示功圖上直接求得，但氣缸內(nèi)制冷劑泄漏會引起示功圖中過程線的變化。 壓縮過程中，若高壓腔蒸氣因排氣閥不嚴(yán)密漏入氣缸，則壓縮線變陡；若蒸氣通過氣缸和 吸氣閥的不嚴(yán)密處

14、由氣缸漏出，則曲線變平坦，膨脹過程相反。 要減少泄漏損失，必須注意氣閥的設(shè)計、制造和安裝質(zhì)量，防止發(fā)生延遲關(guān)閉引起的蒸氣 倒流。 （3-4） 第三章第三章第三章 （Vp：單缸理論排量） 容積效率與壓縮機的運轉(zhuǎn)工況和結(jié)構(gòu)設(shè)計有關(guān)。即其不僅與壓縮機本身結(jié)構(gòu)及所用制冷劑性質(zhì)有關(guān)， 且與運行工況有關(guān)。不同類型壓縮機，使用不同的制冷劑，及在不同工作條件下，容積效率數(shù)值不同 。 容積效率特性曲線（的影響） a）在不同的余隙容積c時，小型封閉式壓縮機的容積效率隨壓力比的變化關(guān)系，它 隨 c和的增大而減??； b) 在不同的單缸理論排量Vp時，開啟式壓縮機的容積效率隨壓力比的變化關(guān)系。 容積效率特性曲線（n的影

15、響） 第三章第三章第三章 1：余隙容積造成的v減量； 2， 3 ：吸氣閥壓力損失和由此轉(zhuǎn)化 的熱量對制冷劑加熱造成的v減量； 4 ， 5：制冷劑受熱和泄漏造成的 v減量。 轉(zhuǎn)速增加， 1基本不變； 2， 3 隨轉(zhuǎn)速的上升急劇增大； 4 ， 5隨轉(zhuǎn) 速的增加而減小。總合起來，在額定轉(zhuǎn)速nn時容積系數(shù)最大，比這個轉(zhuǎn)速大或小時，v值都要下 降。由此可見，氣閥通流能力是壓縮機轉(zhuǎn)速提高過程中影響容積效率的主要因素。 n 第三章第三章第三章 雙級壓縮機的容積效率 雙機雙級壓縮 q其容積效率定義與單機壓縮機相同。對雙級壓縮的 每一級，容積效率計算方法與單機壓縮機相同，亦可 用經(jīng)驗公式計算。 單機雙級壓縮 q

16、高壓級與低壓級汽缸在同一臺壓縮機上，在確定容 積效率時，采用可比的容積效率（總?cè)莘e效率）。即 壓縮機行程容積按總缸數(shù)計算，以便與同樣缸數(shù)、尺 寸和轉(zhuǎn)速的單級壓縮機具有可比性。 （2） 第三章第三章第三章 雙機雙級壓縮的容積效率 1085. 094. 0 /1 int n dk vh p p 1 1 . 0 085. 094. 0 /1 0 int n s vl p p 對高壓級 對低壓級 ：中間壓力。中間壓力有最佳值，近似為 ； n：壓縮多變過程指數(shù)。對NH3，n=1.28；對R22，n=1.18。 （3-14） （3-15） dks PPP 0int int P 經(jīng)驗公式 第三章第三章第三章

17、 單機雙級壓縮的容積效率 （3-16） mtmav qq qma：實際輸氣量； qmt：按全部汽缸求得的理論輸氣量。 定義式： 試驗表明：單機雙級壓縮機的可比容積效率在壓比上升 時，起初幾乎不變，壓比達(dá)到相當(dāng)高數(shù)值后，才開始較 明顯降低。而單級壓縮機的容積效率隨壓比增加，約成 直線下降。 第三章第三章第三章 壓縮機實際工作過程與理想工作過程的區(qū)別， 也影響到它的耗功。如吸、排氣時壓力損失、 運動機械的摩擦、壓縮過程偏離等熵壓縮過程 等，均使壓縮機的耗功增大； 為了提高壓縮機運行經(jīng)濟性，有必要分析影響 壓縮機功耗的各種因素，從中找出提高效率的 途徑 。 壓縮機的功率和效率 第三章第三章第三章 直

18、接用于完成氣缸中工作循環(huán)所消耗的功稱為指示功。 單位時間內(nèi)所有消耗的指示功，稱為壓縮機的指示功率。理 想循環(huán)中壓縮1kg制冷劑所消耗的功與實際循環(huán)中所消耗功 的比值，稱為壓縮機的指示效率，用i表示 。 理論功率： 指示功率： 100060 i i inW P 指示效率： i ts iam tsam i ts i P P wq wq W W （2-16） （2-15） 100060 ts ts inW P （2-7） 指示功率和指示效率 2、 Wts：等熵壓縮過程的理論循環(huán)功，J； Wi：每個氣缸或工作容積的實際循環(huán)指示功，J； 第三章第三章第三章 指示功率指示功率Pi取決于壓縮機的汽缸數(shù)、轉(zhuǎn)速

19、和每一循環(huán)的指示功,可根據(jù) 制冷壓縮機的質(zhì)量輸氣量qma、等熵壓縮比功wts和指示效率i計算決定。 i ts iam tsam i ts i P P wq wq W W （2-16） （3-17） 對順流開啟式制冷壓縮機：i的計算經(jīng)驗公式見式（3-18）； 對其它小型氟利昂壓縮機： i = 0.650.8; 其中，對家用全封閉式壓縮機， i = 0.60.85，壓力比較大工況下取較低值。 指示功率 6 )0( 10 6 . 3 i sdkma i hhq P (kW) 由式 得 0sdkts hhw wts 蒸汽的等熵壓縮比功, J/kg ； hdk和hs0 壓縮機出口和進口處蒸汽的比焓, J

20、/kg。 第三章第三章第三章 壓縮機的指示效率也可以用圖表查取。 指示功率圖表 第三章第三章第三章 影響指示效率的因素 壓力比 相對余隙容積c 相對流動損失0 溫度系數(shù)T 泄漏系數(shù)l 影響指示功率和指示效率的因素有壓 縮比，吸排氣過程的壓力損失，相對 余隙容積，吸氣預(yù)熱程度及制冷劑泄 漏等； 當(dāng)較低時，i因較大的相對流動損 失0而下降；當(dāng)較大時，i又因T和l 的減少而趨??； c較大意味著余隙容積中氣體數(shù)量較 多，其壓縮和膨脹過程的不可逆損失 較大， i 隨c 的增大而下降。 第三章第三章第三章 壓縮機運轉(zhuǎn)時，需克服機械摩擦，如各軸承和軸頸之間的摩 擦，活塞、 活塞環(huán)和氣缸壁之間的摩擦等。消耗在

21、克服壓 縮機各運動部件之間摩擦 阻力的功率，包括潤滑油泵消耗的 功率，稱為壓縮機的摩擦功率，用Pm表示。 壓縮機運轉(zhuǎn)中，消耗在其軸上的功率應(yīng)為指示功率和摩擦功 率之和，稱為壓縮機的軸功率，用Pe表示。 壓縮機的軸功率必然大于指示功率，兩者之比值稱為機械效 率，用m表示，用于評定壓縮機摩擦損耗的大小程度 。 機械效率 mi i e i m PP P P P （3-19） 機械效率和軸效率 3、 第三章第三章第三章 往復(fù)摩擦功率Pmp （包括活塞、活塞環(huán)與氣缸壁之間的摩擦損失） 旋轉(zhuǎn)摩擦功率Pmr （包括軸承、軸封的摩擦損失及驅(qū)動潤滑油泵的功率） 摩擦功率 一般情況下，Pmp約占6070，Pmr占

22、3040%，隨壓縮機軸承直徑 的加大和轉(zhuǎn)速提高， Pmr迅速增加，甚至超過Pmp； 實驗證明，摩擦功率和壓縮機的結(jié)構(gòu)、潤滑油的溫度和轉(zhuǎn)速有關(guān)，幾 乎與壓縮機的運行工況無關(guān)。摩擦功率可以通過測定空載下壓縮機的軸 功率求得，也可以通過機械效率來計算。制冷壓縮機的機械效率一般在 0.80.9之間； 潤滑油的溫度變化通過自身的粘度而影響摩擦功率Pm的大小。開始Pm 隨潤滑油溫度t1上升而下降，但當(dāng)t1超過一定范圍，過低的粘度將惡化摩 擦表面潤滑條件，使摩擦損失顯著增加，甚至引起事故。 第三章第三章第三章 機械效率m與壓力比之間的關(guān)系曲線是： 冷凝溫度一定，m隨增大而下降。這是因為增大，指示功率減少而摩

23、擦功率幾 乎保持不變，從而導(dǎo)致m下降； 機械效率 第三章第三章第三章 選用合適的汽缸間隙，對主軸承和連桿進行 最優(yōu)化設(shè)計，適當(dāng)減少活塞環(huán)數(shù)； 選用合適的潤滑油，調(diào)節(jié)其溫度，使?jié)櫥?在各種工況下維持正常的粘度； 加強曲軸、曲軸箱等零件的剛度，合理提高 其加工和裝配精度，降低摩擦表面粗糙度等。 提高機械效率的途徑 第三章第三章第三章 軸效率 圖（3-17）顯示開啟式和半封閉式壓縮機的軸效率隨壓 力比的變化關(guān)系。 e在低壓力比范圍內(nèi)的降低主要由于 指示效率下降所至。 （2-18） mi e ts e P P 軸效率 軸效率e為等熵壓縮理 論功率Pts與軸功率Pe之比 ，是衡量壓縮機軸功率有 效利用

24、程度的指標(biāo)，用于 評價主軸輸入功率的利用 完善程度，適用于開啟式 壓縮機 。 電效率el 開啟式壓縮機的外置電動機通過傳動裝置帶動運轉(zhuǎn)，其動力經(jīng)濟性往 往由軸效率衡量，而封閉式壓縮機內(nèi)置電動機的轉(zhuǎn)子直接裝在壓縮機 主軸上，其動力經(jīng)濟性由電效率衡量。 電動機效率 mo mo 與電動機類型、額定功率及負(fù)載功率大小有關(guān)； 單相和三相的內(nèi)置電動機在名義工況下， mo =0.600.95，對大功率 電動機取上限，小功率電動機取下限； 單相電動機的效率低于三相電動機的效率。 第三章第三章第三章 電動機效率和電效率 4、 00memmi el e e i i ts el ts el P P P P P P

25、P P 第三章第三章第三章 電動機效率特性曲線 單相和三相內(nèi)置電動機在名義工況下，其 mo 范圍一般在0.600.95之間，對 大功率電動機取上限，小功率電動機取下限。與三相電動機相比，單相電動 機的 mo 較差。 第三章第三章第三章 制冷壓縮機電動機的工作特點是輸出功率隨負(fù)荷、電壓和季節(jié)的變化有較大波動。 因此要求壓縮機在最大和最小功率工況范圍內(nèi)運行時，其 mo 變化不大，并在名義工 況下具有最大值； 上圖為幾臺內(nèi)置電動機的 mo 特性曲線，橫坐標(biāo)是不同工況下的電功率與名義電功 率之比。其中2和3線較好符合上述對 mo 特性的要求。 電動機效率特性曲線 a：t0=-25 tk=30 b：t0

26、=5 tk=50 工況：工況： 第三章第三章第三章 電效率特性曲線 上圖為全封閉壓縮機電效率el隨壓力比的變化趨勢?？梢娫诩矣帽淙忾] 壓縮機中，輸入功率平均只有1/3得到有效利用；在商用制冷設(shè)備中，此比例也 只有1/31/2。 第三章第三章第三章 壓縮機熱力性能計算舉例 例3-1（p30） 已知一臺半封閉式制冷壓縮機的主要參數(shù)為： 汽缸直徑： D=0.06m； 活塞行程： S=0.05m； 汽缸數(shù) ： i=2； 相對余隙容積： c=2.5%； 制冷劑 ： R22、 R134a； 求該壓縮機在低溫工況下的熱力性能。 5、 第三章第三章第三章 圖中Psm 、Pdm分別表示平均吸氣壓力損失和平均

27、排氣壓力損失。 第三章第三章第三章 性能系數(shù) 一定工況下壓縮機的制冷量與所消耗功率之比，又稱單 位輸入功率制冷量。 COP 單位軸功率制冷量 ，適用于開啟式壓縮機 EER 單位電功率制冷量，又稱能效比 ，適用于封閉式壓縮機 (2-23)e e ts tse P P P Q P Q COP 00 el el ts tsel P P P Q P Q EER 00 (2-24) Pts 壓縮機消耗的理論功率，kW； 理論制冷系數(shù)。 第三章第三章第三章 壓縮機的排氣溫度 降低容積效率，增加能耗； 降低潤滑油粘度，磨損軸承； 促使制冷劑和潤滑油熱分解，生成對壓縮機 有害的游離碳、酸類和水分； 導(dǎo)致活塞卡

28、住及燒毀內(nèi)置電動機； 降低全封閉壓縮機的使用壽命。 6、 排氣溫度過高的危害 因此，必須限制壓縮機的排氣溫度。對NH3和R22，排 氣溫度應(yīng)低于150；對R134a，排氣溫度應(yīng)低于130。 第三章第三章第三章 第三章第三章第三章 限制單級壓比，對高壓力比采用多級壓縮中間冷卻實現(xiàn)； 運行中防止冷凝壓力過高，蒸發(fā)壓力過低等故障； 降低吸排氣阻力，以減小汽缸中實際壓力比； 加強對壓縮機的冷卻，削弱對吸入制冷劑的加熱，以降低 吸氣終了制冷劑溫度和多變壓縮過程指數(shù)； 對低溫制冷壓縮機采用直接向吸氣管噴入液態(tài)制冷劑； 提高封閉式壓縮機內(nèi)置電動機效率，減少電動機發(fā)熱量； 合理選用制冷劑。 如何降低排氣溫度

29、（排氣溫度取決于壓力比、吸排氣阻力損失、吸氣終了溫度和多變壓縮 過程指數(shù)。） 第三章第三章第三章 運行特性 在規(guī)定的工作范圍內(nèi)運行時，壓縮機的制冷量 和功率隨工況變化的關(guān)系。 運行特性曲線（按運行特性繪制的曲線） 根據(jù)使用的制冷工質(zhì)，以曲線形式繪制的制冷 量和功率隨蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的變化曲線。 每張運行曲線圖上有兩組曲線，一組為輸入功 率（Pel 或Pe 或Pi ），一組為制冷量，距此可 求得不同工況下的制冷量和輸入功率。 1.運行特性曲線 三.往復(fù)式制冷壓縮機的運行 特性曲線和運行界限 第三章第三章第三章 同一系列制冷壓縮機的運行特性曲線 見圖 3-24，3-25，3-26 第三章第三章第

30、三章 制冷量隨蒸發(fā)溫度降低 而降低，隨冷凝溫度升高 而降低； 輸入功率隨冷凝溫度的 升高而升高； 輸入功率隨蒸發(fā)溫度變 化的規(guī)律較復(fù)雜。 對某一冷凝壓力，理論循環(huán)指 示功率先隨蒸發(fā)壓力的降低而 升高，以后隨蒸發(fā)壓力的降低 而降低。此規(guī)律同樣反映在實 際循環(huán)指示功率、軸功率和電 功率上,只是最大指示功率、軸 功率或電功率對應(yīng)的蒸發(fā)溫度 不同（式3-22）。 運行特性曲線的用途 根據(jù)設(shè)計的額定蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、制冷工 質(zhì)，機組類型，了解壓縮機在設(shè)定工況下的制 冷量及輸入功率; 計算性能系數(shù)（制冷量和輸入功率之比）; 計算排熱量（制冷量和輸入功率之和, 忽略壓 縮機向環(huán)境的散熱量，參見式2-14）

31、; 了解動態(tài)條件下的壓縮機性能變化。 第三章第三章第三章 2.運行界限 定義：定義：壓縮機運行時蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的界限。 用途：用途： 查詢壓縮機的適用范圍 確定使用壓縮機的方式 其中線條: 1-2、5-6受限于最低和 最高蒸發(fā)溫度 2-3受限于最高排氣溫度 3-4受限于最大壓力差 4-5受限于最高冷凝溫度 第三章第三章第三章 圖圖3-27 一臺開啟式一臺開啟式R22制冷壓縮機的運行界限制冷壓縮機的運行界限 t0 比澤爾單機雙級壓縮機的運行界限 受單級壓縮機的運行界限限制，為達(dá)到更低的蒸發(fā)溫度，需要用雙級壓縮 機或復(fù)疊式壓縮機 與單級半封閉式制冷壓縮機相比，單機雙級壓縮機的最低蒸發(fā)溫度下降。

32、 對R22下降不顯著，對R404A和R507下降明顯。 第三章第三章第三章 測定方法：實驗測量 通過全性能試驗直接測定，測定不少于3個冷凝 溫度、 5個蒸發(fā)溫度下的制冷量、輸入功率等。 執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn)： GB/T 5773-2004容積式制冷壓縮機性能試驗方法 壓縮機制冷量 輸入功率（開啟式壓縮機為軸功率，封閉式壓縮機為電功率） 單位功率制冷量 3. 運行特性曲線的測定 第三章第三章第三章 A 第二制冷劑量熱器法 B 滿液式制冷劑量熱器法 C 干式制冷劑法量熱器法 D1 吸氣管路制冷劑氣體流量計法 D2 排氣管路制冷劑氣體流量計法 F 制冷劑液體流量計法 G 水冷冷凝器量熱器法 J 制冷劑氣體冷卻法

33、 K 壓縮機排氣管道量熱器法 （所有實驗均應(yīng)包括兩種試驗方法稱X法和Y法） 測試方法 第三章第三章第三章 國標(biāo)GB/T 5773-2004推薦了九種試驗方法： 量熱器法 測得某一過程制冷劑放出或吸收的熱量，然后用 此熱量除以這一過程的焓差，來獲得制冷劑的質(zhì)量流 量，即壓縮機輸氣量，再乘以規(guī)定工況下的單位質(zhì)量 制冷量，得到壓縮機制冷量。 流量計法 用流量計直接測得制冷劑液體或氣體的質(zhì)量流量， 然后乘以規(guī)定工況的單位質(zhì)量制冷量，得出壓縮機在 規(guī)定工況下的制冷量。 第三章第三章第三章 根據(jù)熱平衡法，建立第二制冷劑冷凝與壓縮機輸 送的制冷劑蒸發(fā)之間的能量平衡關(guān)系，確定壓縮 機在不同實驗工況下的制冷量，

34、并換算成規(guī)定工 況下制冷量。 即利用電加熱產(chǎn)生的熱量來平衡蒸發(fā)器產(chǎn)生的冷 量，根據(jù)量熱器中的熱平衡關(guān)系，求出制冷壓縮 機實測吸排氣狀態(tài)下制冷劑流量，然后再按規(guī)定 工況對流量進行修正計算，得到制冷壓縮機在規(guī) 定工況下的制冷量。 第二制冷劑量熱器法實驗原理 第三章第三章第三章 測試參數(shù)第三章第三章第三章 壓縮機吸氣壓力、吸氣溫度 壓縮機排氣壓力、排氣溫度 量熱器出口制冷劑氣體壓力、溫度 閥前的制冷劑液體壓力、溫度 量熱器環(huán)境溫度 第二制冷劑壓力 輸入量熱器的電加熱功率 壓縮機輸入功率 電參數(shù)：電參數(shù)： 電壓、頻率、功率因素、單位輸入功率； 工況參數(shù)：工況參數(shù)： 吸氣壓力、排氣壓力、吸氣溫度、過冷溫

35、度、 環(huán)境溫度； 量熱器參數(shù)：量熱器參數(shù)：量熱器加熱功率、量熱器環(huán)境溫度、量熱器表面溫度、第二制冷劑 壓力、第二制冷劑溫度； 其它參數(shù)：其它參數(shù)： 排氣溫度、壓縮機表面溫度。 第二制冷劑量熱器法原理圖第三章第三章第三章 量熱器由一組直接蒸發(fā)盤管作蒸發(fā)器，它被懸置在一隔熱壓力容器上部，電加熱器安裝在容器底部并被 容器中的第二制冷劑（R11或R12）浸沒著。制冷劑流量由膨脹閥調(diào)節(jié)。全性能試驗時，電加熱器通電，第 二制冷劑液體蒸發(fā)，高溫蒸汽將蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑加熱蒸發(fā)。放出熱量的第二制冷劑蒸汽冷凝后流入量熱 器底部，再一次吸收電加熱器的熱量，成為高溫蒸汽，如此周而復(fù)始變化，使蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑不斷蒸發(fā)。

36、hg2量熱器出口處制冷劑蒸氣比焓，J/kg （由Pg2和tg2確定） hf2膨脹閥進口處制冷劑液體比焓，J/kg （由Pf2和tf2確定） hg1在規(guī)定工況下進入壓縮機的制冷劑蒸氣的比焓，J/kg hf1在規(guī)定工況下冷凝器出口處制冷劑液體的比焓，J/kg v1進入壓縮機的制冷劑蒸氣實際比容，m3/kg （由Pg1和tg1確定） vg1在規(guī)定工況下進入壓縮機的制冷劑蒸氣比容，m3kg logP h hg1hg2hf1hf2 g1 g2 f1 f2 g1 g2 f1 f2 加熱器 壓縮機 冷凝器 量熱器 1、測定量熱器的漏熱系數(shù)； （電加熱器產(chǎn)生的熱量并不全部供給蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑。部分熱量通過量熱

37、器殼 體散發(fā)至周圍空氣中。因此試驗前必須先測定量熱器漏熱系數(shù)，以便正式試驗 時求得漏熱量。） 2、調(diào)節(jié)膨脹閥使壓縮機吸氣壓力達(dá)到規(guī)定數(shù) 值，改變第二制冷劑電加熱量調(diào)節(jié)吸氣溫度； 3、調(diào)節(jié)壓力控制閥達(dá)到規(guī)定的壓縮機排氣壓 力； （或通過改變冷凝器冷卻水量、換熱面積、冷卻水溫度來調(diào)節(jié)。） 4、記錄實驗數(shù)據(jù)，計算規(guī)定工況制冷量。 第三章第三章第三章 實驗步驟 漏熱系數(shù) 漏熱量 )( 1 sa a tt Q K 第三章第三章第三章漏熱量標(biāo)定 （W） K1量熱器的漏熱系數(shù)，W/K； Qa標(biāo)定時輸入量熱器的電加熱量（量熱器的漏熱量），W； ts 標(biāo)定時第二制冷劑壓力對應(yīng)的平均飽和溫度， ta量熱器周圍的平

38、均環(huán)境溫度， )( 1saa ttKQ （W/K） （3-23） （關(guān)閉量熱器制冷劑進出口截止閥后進行標(biāo)定。） 制冷劑質(zhì)量流量 Qi量熱器的輸入熱量，W， hg2量熱器出口處制冷劑蒸氣比焓，J/kg （由Pg2和tg2確定） hf2膨脹閥進口處制冷劑液體比焓，J/kg （由Pf2和tf2確定） 規(guī)定工況制冷量 hg1在規(guī)定工況下進入壓縮機的制冷劑蒸氣的比焓，J/kg hf1在規(guī)定工況下冷凝器出口處制冷劑液體的比焓，J/kg v1進入壓縮機的制冷劑蒸氣實際比容，m3/kg （由Pg1和tg1確定） vg1在規(guī)定工況下進入壓縮機的制冷劑蒸氣比容，m3kg )( )( 22 1 fg sai ma

39、hh ttKQ q 1 1 110 )( g fgma v v hhqQ （規(guī)定工況是實驗要求的工況，一般給出壓縮機吸氣壓力（蒸發(fā)溫度）， 壓縮機排氣壓力（冷凝溫度），吸氣溫度，過冷溫度） 第三章第三章第三章 制冷量計算 （kg/s） （ W ） （3-24） （3-25） 第三節(jié) 制冷系統(tǒng)中壓縮機的運行平衡點 第三章第三章第三章 為什么要討論運行平衡點 制冷裝置中，受兩器結(jié)構(gòu)尺寸及工作條件（如風(fēng)溫、 風(fēng)速）制約，冷凝溫度、蒸發(fā)溫度不能任意設(shè)定； （對一臺制冷裝置，當(dāng)用于冷卻冷凝器中制冷劑的流體入口溫度及蒸發(fā)器中被冷卻 流體的入口溫度已定時，冷凝溫度和蒸發(fā)溫度即被確定。此時制冷裝置達(dá)到了運 行

40、的平衡點，其制冷量和壓縮機輸入功率可按該運行平衡點及對應(yīng)的冷凝溫度和 蒸發(fā)溫度從壓縮機運行曲線求得。） 制冷系統(tǒng)運行環(huán)境是變化的（季節(jié)、晝夜），并不總 是在設(shè)計工況下運行，制冷系統(tǒng)的機組工況（蒸發(fā)溫 度，冷凝溫度）應(yīng)作適當(dāng)調(diào)整以適應(yīng)該變化。 制冷裝置的運行平衡點同時也是該裝置中壓縮機 的運行平衡點 第三章第三章第三章 制冷裝置的運行平衡點 第三章第三章第三章 1、公式法 用描述壓縮機、冷凝器和蒸發(fā)器熱力學(xué)特性的一組公 式聯(lián)立求解確定。為分析問題簡便，可將制冷系統(tǒng)分為 兩部分 ：（1）冷凝器壓縮機組；（2）蒸發(fā)器 根據(jù)冷凝器和壓縮機的特性，確定冷凝器壓縮機組 的壓縮機運行平衡點； 根據(jù)冷凝器壓縮

41、機和蒸發(fā)器的特性，確定制冷系統(tǒng) 中的壓縮機運行平衡點。 2、圖解法 運行平衡點的確定 4個方程 按熱平衡計算的冷凝器排熱量Qk: 壓縮機的制冷量Q0 : 壓縮機的指示功率pi : 按傳熱計算的冷凝器排熱量Qk : 8個參數(shù) 對冷凝器壓縮機組， 和 已知，6個未知數(shù)，給定2個參數(shù)， 其余可由上述4式聯(lián)立求解確定。 第三章第三章第三章 公式法 （3-26） （3-27） （3-28） （3-29） 一、冷凝器壓縮機組的壓縮機運行平衡點 第三章第三章第三章 1、畫出壓縮機的運 行特性曲線 圖上的一組制冷量Q0 曲線代表式(3-27)； 圖上的一組輸入功率 代表式（3-28)； 再按照式（3-26)畫

42、 出一組排熱量Qk曲線。 圖解法（步驟一） 第三章第三章第三章 2、給定一個冷卻流體（空氣或水 ）的溫度ta，用式(3-29)求出一組冷凝 溫度時的排熱量Qk，將這一組Qk tk 的數(shù)據(jù)畫在圖3-32上 圖上有三組數(shù)據(jù)，分別對應(yīng)于tk1 、 tk2和tk3 ），得到一組點a、 b 和c ，將這些點相連成一條曲線， 即冷凝器壓縮機組的排熱量平衡排熱量平衡 線線。將a、 b和c 投影到制冷量Q0 曲線族上，得到a、 b和c，連接這 些點得到冷凝器壓縮機組的制冷制冷 量平衡線量平衡線。 不同的冷卻流體溫度ta對應(yīng)不同 的制冷量平衡線，它們構(gòu)成冷凝器 壓縮機組的制冷量平衡線族。 圖解法（步驟二） 第三

43、章第三章第三章 3、求冷凝器壓縮 機組的壓縮機運行平 衡點 圖解法（步驟三） 蒸發(fā)器制冷量Q0隨蒸發(fā)溫度 t0和被冷卻流體入口溫度tw 的變化關(guān)系（圖3-34） 第三章第三章第三章 二、按傳熱計算蒸發(fā)器的制冷量 計算公式 （3-30） 第三章第三章第三章 公式法 通過式（3-26） （3-30）聯(lián)立求解確定。 前提：節(jié)流元件可調(diào)整，以保證蒸發(fā)壓力、冷凝壓 力能滿足要求。 共11個參數(shù)，其中7個未知數(shù)。給定2個參 數(shù)，其余5個可由上述5式聯(lián)立求解確定。 三、制冷系統(tǒng)中壓縮機運行平衡點的確定 第三章第三章第三章 制冷系統(tǒng)的制冷量平衡圖包括： 冷凝器壓縮機組的制冷量平衡線族；壓縮機運行特性曲線中的制

44、冷量曲 線族；蒸發(fā)器的制冷量曲線族。 圖解法 節(jié)流元件能調(diào)節(jié)進入 蒸發(fā)器的制冷劑流量，供 液不足時，平衡點向較低 的蒸發(fā)溫度和較小的制冷 量方向移動。 第四節(jié) 驅(qū)動機構(gòu)和機體部件 第三章第三章第三章 曲柄連桿機構(gòu) 活塞組（筒形活塞、活塞銷、活塞環(huán)） 連桿 曲軸 曲柄滑塊機構(gòu) 滑管式 滑槽式 斜盤式驅(qū)動機構(gòu) 第三章第三章第三章 一、往復(fù)式壓縮機的驅(qū)動結(jié)構(gòu)型式和結(jié)構(gòu) 活塞組(Piston group) 第三章第三章第三章 活塞組是活塞、活塞銷、活塞環(huán)等的總稱?；钊M在連 桿的帶動下，在氣缸內(nèi)作往復(fù)運動，在氣閥部件的配合下 完成吸入、壓縮和輸送氣體的作用。典型的筒形活塞組部 件由活塞、氣環(huán)、油環(huán)、活

45、塞銷、彈簧擋圈組成。 曲柄 連桿機構(gòu) 1、 活塞 (Piston) 第三章第三章第三章 筒形活塞 分頂部、環(huán)部、裙部和活塞銷座四部分?；钊厦娣忾]圓 筒部分稱頂部。頂部與氣缸、氣閥座構(gòu)成封閉的工作容積。 環(huán)部是安放氣環(huán)和油環(huán)的部位。環(huán)部以下稱裙部，裙部有活 塞銷座。 活塞材料 一般采用灰鑄鐵或銅硅鋁合金。鑄鐵活塞因為密度大、運 行時慣性大、導(dǎo)熱性差，所以近來被銅硅鋁合金所取代。銅 硅鋁合金不僅質(zhì)量輕，導(dǎo)熱性好，且便于硬模鑄造，并具有 良好的抗摩性。但由于膨脹系數(shù)較大，氣缸與活塞之間的間 隙也應(yīng)適當(dāng)放大。 曲柄 連桿機構(gòu) 活塞銷(Piston pin) 第三章第三章第三章 活塞銷用來連接活塞和連

46、桿小頭，它承受交變載荷，因 此應(yīng)有足夠強度，并要求耐磨、抗疲勞和抗沖擊。連桿通過 活塞銷帶動活塞作往復(fù)運動。制造活塞銷材料有20鋼，20鉻 鋼和45鋼等。 曲柄 連桿機構(gòu) 活塞環(huán) 第三章第三章第三章 氣環(huán) 作用是密封氣缸工作容積，防止壓縮氣體通 過氣缸壁間隙泄漏到曲軸箱。制冷壓縮機由于 壓力較低，壓差較小，且轉(zhuǎn)速較高，一般采用 12道氣環(huán)即能滿足密封要求。） 油環(huán) 作用是刮下附著于氣缸壁上多余的潤滑油， 并使壁面上油膜分布均勻。一般氣環(huán)下面裝有 一道油環(huán)。 材料：灰鑄鐵或含鉬、鉻、銅合金鑄鐵， 含填充劑的聚四氟乙烯。 曲柄 連桿機構(gòu) 油 環(huán) 第三章第三章第三章 壓縮機運轉(zhuǎn)時，氣環(huán)不斷地泵油，使

47、潤滑油進入氣缸?；钊蛳逻\動時，潤滑油進入氣環(huán)下端 面和環(huán)背面的間隙中；活塞塞向上運動時，氣環(huán)的下端面與環(huán)槽平面貼合，油被擠入上側(cè)間隙；活 塞塞再度向下運動時，油進入位置更高處的間隙。如此反復(fù)，潤滑油被泵入氣缸中。為了避免潤滑 油過多進入氣缸，一般在氣環(huán)的下部設(shè)置油環(huán)。 油環(huán)有兩種結(jié)構(gòu)形式： 斜面式油環(huán)，它的工作表面有四分之三高度是做成帶有斜度1015的圓錐面。安裝時，務(wù)必將圓錐面 置向活塞塞頂?shù)囊幻妫?槽式油環(huán)結(jié)構(gòu)，在它的工作表面上車有一條槽，以形成上下兩個狹窄的工作面，在槽底銑有1012個均 布的排油槽。在安置油環(huán)的相應(yīng)活塞塞槽底部應(yīng)鉆有一定數(shù)量的泄油孔，以配合油環(huán)一起工作。 油環(huán)的刮油

48、及布油作用：斜面式油環(huán)在活塞上行時起布油作用，形成油楔以利潤滑和冷卻，下 行時將油刮下經(jīng)活塞的環(huán)槽回油孔流入曲軸箱。槽式油環(huán)由于具有兩個刮油工作面，與氣缸壁的 接觸壓力高，排油通暢，刮油效果好，被廣泛應(yīng)用于國產(chǎn)中小型壓縮機中。 圖 2-15 活 塞 環(huán) 的 結(jié) 構(gòu) 形 式 (a) 氣 環(huán) ； (b)(c) 刮 油 環(huán) 連桿(Connecting rod) 第三章第三章第三章 組成：由小頭襯套、連桿體、大頭軸瓦、連 桿螺栓、大頭蓋、螺母及開口銷等組成； 作用：將活塞與曲軸連接起來，將曲軸的旋 轉(zhuǎn)運動變?yōu)榛钊耐鶑?fù)運動； 連桿與曲軸相連的一端稱連桿大頭，作旋轉(zhuǎn) 運動；另一端通過活塞銷與活塞相連的部

49、分， 稱連桿小頭，作往復(fù)運動；大頭與小頭之間稱 為連桿體，作往復(fù)與擺動的復(fù)合運動； 連桿大頭有剖分式和整體式兩種。整體式僅 用于曲柄軸或偏心軸結(jié)構(gòu)的壓縮機中，為小型 封閉式壓縮機廣泛采用。剖分式連桿大頭又分 直削式和斜削式兩種。連桿大頭孔內(nèi)一般都裝 有軸瓦。 曲柄 連桿機構(gòu) 曲軸(Crankshaft) 第三章第三章第三章 曲柄軸 偏心軸 曲拐軸 曲柄 連桿機構(gòu) （由主軸頸、曲柄、曲柄銷即連桿軸頸三部分組成。軸頸較長端稱功率輸入端 ，通過聯(lián)軸器或皮帶輪與電動機連接；另一端稱自由端，用來帶動油泵。） 圖 2-22 曲拐軸 1、 主軸頸（連接油泵端） ；2、平衡塊 3、曲柄 4、 曲柄銷；5、油孔

50、 6、軸頸（連接軸封處） （多用于小型全封閉或半封閉式壓縮機中，可用球墨鑄鐵鑄造；） （由主軸頸、曲柄和曲柄銷三部分組成，用于功率很小的制冷壓縮機；） 第三章第三章第三章 曲柄 滑塊機構(gòu) 2、 滑管式 （P46、P47，圖3-56 3-59） 無連桿，曲軸為曲柄軸； 結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，常用于小型全封閉制冷壓縮機； 活塞與滑管固結(jié)成整體（滑管式活塞），滑塊將曲軸旋 轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為活塞往復(fù)運動。 滑槽式（圖3-60） 無連桿，止轉(zhuǎn)框架相當(dāng)于滑管，但其上的滑槽及滑塊表 面均為平面； 止轉(zhuǎn)框架與活塞剛性地聯(lián)結(jié)在一起，限制滑塊只能作垂 直和水平方向運動而不能轉(zhuǎn)動，曲軸旋轉(zhuǎn)使活塞往復(fù)運 動，完成壓縮機工作循環(huán)

51、。 第三章第三章第三章 曲柄 滑塊機構(gòu) 圖 2-11 滑管、滑塊和曲軸、汽缸裝配圖 1、 滑管 2、滑塊 3、曲軸 4、活塞 5、汽缸體 2、 滑管式驅(qū)動機構(gòu)剖示圖 （在一些醫(yī)用及家用制冷設(shè)備如冰箱中，為進一步簡化壓縮機結(jié)構(gòu)，采用滑管、滑塊式機構(gòu)代替連桿 組件。中空的筒形活塞4與滑管1焊接成相互垂直的T字形整體?；瑝K2是一圓柱體，可在滑管內(nèi)滑行。 其腰部中心開有圓孔，曲軸上的曲柄銷穿過滑管管壁垂直插入這個圓孔，形成一副軸承。當(dāng)曲軸旋 轉(zhuǎn)時，滑塊一面繞曲軸中心旋轉(zhuǎn)，一面在滑管內(nèi)前后往復(fù)滑行，帶動整個滑管活塞在氣缸內(nèi)作往復(fù)運 動，以完成壓縮氣體的作用。其它結(jié)構(gòu)與一般活塞式結(jié)構(gòu)類似。） 第三章第三章

52、第三章 曲柄 滑塊機構(gòu) 圖 2-12 滑管式全封閉壓縮機剖面圖 第三章第三章第三章 3、 斜盤式驅(qū)動機構(gòu) 工作原理 依靠活塞在氣缸內(nèi)作往復(fù)運動，改變氣缸工作容積，提高氣 體壓力； 工作過程由吸氣、壓縮、排氣、膨脹四個過程組成； 活塞運動由固定在主軸上的斜盤驅(qū)動，活塞運動方向不與主 軸中心線垂直，而與主軸中心線平行； 同一氣缸軸線上斜盤兩側(cè)對置兩個氣缸，當(dāng)一個氣缸中進行 膨脹和吸氣過程時，另一氣缸內(nèi)進行壓縮和排氣過程 。 特點 特別適宜于用高速轉(zhuǎn)動的原動機直接驅(qū)動的往復(fù)式壓縮機； 采用單列雙作用活塞（每一列活塞兩端與兩個汽缸配合）， 結(jié)構(gòu)緊湊； 斜盤及活塞材料采用高硅鋁合金。 第三章第三章第三章

53、 斜盤式驅(qū)動機構(gòu) 圖 2-49 斜盤式壓縮機示意圖 1、主軸 2、氣缸 3、活塞 4、斜盤 圖3-64 第三章第三章第三章 三列六缸斜盤式制冷壓縮機 圖 2-51 汽車空調(diào)用斜盤式制冷壓縮機結(jié)構(gòu) 1、7 氣缸蓋 2、6 氣缸 3、鋼珠 4、球支承座 5、活塞 6、皮帶 輪 9、電磁離合器線圈 10、主軸 11、電磁離合器 12、套筒 13、 軸封 14、20 閥板 15、18 軸承 16、斜盤 17、油管 18、油泵 8、 臥式 氣缸軸線呈水平布置，在大型制冷壓 縮機中較多見； 立式 氣缸軸線呈直立布置，考慮到結(jié)構(gòu)緊 湊性、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性及振動大小，以雙缸 直立式為常見，適用于制冷量較小壓縮 機；

54、 角度式 氣缸軸線呈一定夾角布置 ，結(jié)構(gòu)緊湊 ，體積小、振動小、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，為現(xiàn)代 中、小型高速多缸壓縮機所廣泛采用。 V型（2缸） W型（3缸） S型，扇型（4缸） 十字形（滑槽式） 第三章第三章第三章 二、壓縮機的汽缸布置方式 1、機體 支承壓縮機全部質(zhì)量并保證各零部件之間有 正確的相對位置； 包括氣缸體和曲軸箱兩部分。安裝氣缸套的 部位稱氣缸體，安裝曲軸的部位稱曲軸箱。 機體上還有氣缸蓋、軸承座等零部件； 普遍采用汽缸體和曲軸箱整體結(jié)構(gòu)； 制冷量較大的壓縮機采用多缸結(jié)構(gòu)。 第三章第三章第三章 三、機體、汽缸套和機殼 第三章第三章第三章 機體結(jié)構(gòu) 2、汽缸套 目的：為了延長大、中型壓縮機機體

55、的使用壽命，缸套磨損后可更換 材料：優(yōu)質(zhì)耐磨鑄鐵 冷卻：水冷卻、空氣冷卻 第三章第三章第三章 圖 2-32 氣缸套 （a）老式氣缸套（b）系列壓縮機用氣缸套 1、密封圈環(huán)槽；2、擋環(huán)槽；3、凸緣；4、吸氣孔 圖3-75 機體和內(nèi)置電動機連 成一個整體，支撐和 懸掛在機殼上； 機殼采用焊接結(jié)構(gòu)， 用鋼板沖壓成型； 彈簧支承裝置和密封 接線柱。（圖3-79、 3-80） 第三章第三章第三章 3、全封閉壓縮機的機殼 第三章第三章第三章 全封閉壓縮機結(jié)構(gòu)剖面 彈簧支承裝置與壓 縮機機體、內(nèi)置電 動機構(gòu)成一個振動 系統(tǒng)，需正確選擇 彈簧的剛度以避免 劇烈振動； Shaft sealing instrum

56、ent 第三章第三章第三章 四、軸封裝置 開啟式壓縮機的曲軸穿過機 體與外置電動機的轉(zhuǎn)軸連接， 電動機通過聯(lián)軸節(jié)或帶輪驅(qū)動 曲軸旋轉(zhuǎn)。 曲軸與機體之間的間隙是制 冷系統(tǒng)中制冷劑泄漏的最主要 通道，對此間隙進行密封以阻 止制冷劑泄露（或空氣漏入） 的結(jié)構(gòu)稱為軸封裝置。 作用 防止曲軸箱內(nèi)的制冷劑通過曲軸 伸出端向外泄漏； 防止壓縮機在真空下運行時外界 空氣通過曲軸伸出端向曲軸箱內(nèi) 泄漏 第三章第三章第三章 軸封原理 兩種密封材料與曲軸、機體 構(gòu)成3個密封面： 徑向動密封面 徑向靜密封面 軸向靜密封面 曲軸轉(zhuǎn)動時；密封材料7與曲 軸4之間無相對運動，密封材 料7與密封材料6之間也無相 對運動，其構(gòu)

57、成的密封面1， 2稱為靜密封面； 密封材料6與機體5之間有相 對運動，其構(gòu)成的密封面3稱 為動密封面； 第五節(jié) 氣閥 第三章第三章第三章 氣閥組成 閥座 閥片 氣閥彈簧 閥蓋(升程限制器) 第三章第三章第三章 一、氣閥的作用及其布置方式 第三章第三章第三章 （氣閥啟閉依靠閥片二側(cè)壓力差實現(xiàn)。當(dāng)閥片下面的氣體壓力F1大于閥片上面的氣體壓力 和彈簧力之和F2時，閥片離開閥座，上升到與升高限制器接觸為止，氣體通過氣閥流過。 當(dāng)F1小于F2時，閥片開始向下運動，直到閥片緊貼閥座，完成一次啟閉過程。） 閥座通道面積Ab，氣閥的閥隙面積A，閥線為Ab周圍突出的密封邊緣 氣閥組成 基本要求(氣閥性能影響壓縮

58、機運轉(zhuǎn)經(jīng)濟性和可靠性) 阻力損失小、壽命長、余隙容積小、氣密性好、結(jié)構(gòu)簡單、易于維修等 布置方式 順流式（吸氣閥安裝在活塞頂部，排氣閥安裝在汽缸頂部閥板上，氣體進、出汽缸時流動方向一致。a） 逆流式（吸、排氣閥均安裝在汽缸頂部的同一或不同閥板上，氣體進、出汽缸時流動方向相反。b,c） 第三章第三章第三章 順流式 逆流式 剛性環(huán)片閥 簧片閥（又稱舌形閥或翼形閥） 柔性環(huán)片閥 塞狀閥 條狀閥 網(wǎng)狀閥 第三章第三章第三章 二、氣閥的主要結(jié)構(gòu)形式和結(jié)構(gòu)特點 第三章第三章第三章 閥片運動曲線 壓縮機運轉(zhuǎn)時，閥片在氣體推力F1,（由閥片兩側(cè)氣體的壓力差造 成）和彈簧力F2的作用下，在升程限制器和閥座之間作

59、往復(fù)運動， 它的運動規(guī)律影響壓縮機的輸氣量、能效比和壽命。 將閥片在壓縮機一個工作循環(huán)中完成的啟、閉過程，用l-t（閥片 位移時間）或l-（閥片位移曲軸轉(zhuǎn)角）坐標(biāo)表示，所得曲線稱 閥片運動曲線。曲線下的面積稱氣閥開啟的時間截面（Sm2)或轉(zhuǎn)角 截面（radm2)。 設(shè)計壓縮機時，可應(yīng)用描寫閥片運動曲線的微分方程組，求出閥 片運動曲線，若發(fā)現(xiàn)閥片“顫抖”或“延遲關(guān)閉”，應(yīng)調(diào)整氣閥的 各項結(jié)構(gòu)參數(shù)，使閥片有正常的運動曲線 ；壓縮機生產(chǎn)出來后，可 通過試驗測定氣閥運動曲線，作為判斷氣閥性能或改進氣閥的依據(jù) 。 三、閥片的運動 1、正常的閥片運動曲線 閥片能及時啟閉，在運動過程中 沒有“顫抖”，以及具

60、有適當(dāng)?shù)?閥片撞擊速度。（對升程限制器 和閥座的撞擊）。 在這種情況下，閥片迅速開啟， 撞到升程限制器時產(chǎn)生一次輕微 的反彈，然后在氣體力的推動下 ，又重新緊貼在升程限制器上， 直到活塞運動到止點位置不遠(yuǎn)處 才開始回行，并在活塞到達(dá)止點 位置時完全關(guān)閉，或只出現(xiàn)一次 輕微的跳躍。 正常的閥片運動使氣閥具有充分 的時間截面，氣體流經(jīng)閥隙通道 的流速比較低，流動阻力也相應(yīng) 較小，壓縮機輸氣量和能效比得 到提高。同時，因為撞擊速度適 當(dāng)，氣閥壽命高，噪聲小。 第三章第三章第三章 典型的閥片運動曲線 2、閥片“顫抖”的運動曲 線 屬不正常的閥片運動。 以排氣閥為例 ，當(dāng)閥片開啟后，氣 缸內(nèi)氣體壓力略有