往复式压缩机原理及结构.docx
《往复式压缩机原理及结构.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《往复式压缩机原理及结构.docx（54页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
往复式压缩机原理及结构
往复式压缩机原理及结构
发展历程
从世界范围内看压缩机的发展历程和概况。
活塞式压缩机的发展历史悠久，具有丰富的设计、
研究、制造和运行的经验，至今在各个领域中依然被广泛采用、发展着。
然而，也必须注意到，制冷压缩机的不断进步也反映在其种类的多样性方面，活塞式以外的各类压缩机机型，如离心式、螺杆式、滚动转子式和涡旋式等均被有效地开发和利用，并各具特色，这就为我
们制冷工程的业内人士在机型的选择上提供了更多的可能性。
在这样的背景之下，活塞式压
缩机的使用范围必然受到一定影响而出现逐渐缩小的趋势，这一趋势在大冷量范围内表现得
更为显著。
在中小冷量范围内，实际上还是以活塞式压缩机为主
往复式压缩机的优缺点
优点：
适应较广泛的压力范围
热效率高、单位耗电量少、加工方便
对材料要求低，造价低廉
生产、使用、设计、制造技术成熟
装置系统较简单
缺点：
转速受到限制
结构复杂、易损件多、维修工作量大
运转时有震动
输气不连续、气体压力有波动
第一章热力循环
（1）理论循环与实际循环之间的差别
a）b）
2-2压缩初的P■卩示功图和P-a
ri
b）
S2-3单级活塞式压縮机实际荷环和担论循环的比较
（2）实际循环的压缩机的性能
1•制冷压缩机的性能指标
输气量：
单位时间内由吸气端输送到排气端的气体质量称谓压缩机的质量输气量单位为kg/h，此气体若换算为吸气状态的容积，则是压缩机的容积输气量q,
单位为立方米/ho
制冷量：
表示制冷压缩机的工作能力的重要指标之一，即单位时间内所能产生的制冷量。
输气系数：
表示压缩机气缸工作容积的有效利用率，即压缩机实际输气量与理论输气量之比值称为输气系数。
指示功率和指示效率：
单位时间内所消耗的指示功就是压缩机的指示功率。
制冷压缩机的指示效率就是压缩一公斤工质所需绝热循环理论功的值。
轴功率、轴效率和机械效率：
由原动机传到压缩机主轴上的功率，称为轴功率。
制冷压缩机的等熵理论功率与轴功率之比，称为轴效率，用以评定压缩机
主轴输入功率利用的完善程度。
机械效率是压缩机的指示功率和轴功率之比，用以评定压缩机摩擦损耗的
大小程度。
电功率与电效率：
从电源输入驱动电动机的功率就是压缩机所消耗的电功率。
电效率是等熵理论功率与电功率之比，用以评定电动机输入功率利用的完
善程度。
效能比：
为了最终衡量制冷压缩机在动力消耗方面的制冷效果，采用效能比，是指
压缩机所产生的制冷量与所消耗功率之比。
有相对于轴功率与相对于电功率
之分别
空气压缩机指标
（3）—些重要概念
1）输气系数
输气系数不仅影响压缩机的尺寸、重量，同时也影响着功率的消耗•此外，在压缩机
的调试、和实际运转过程中，经常会遇到输气量或制冷量不足的问题.因此，很有必要对
影响
压缩机输气系数的各种因素进行分析.
1.容积系数•主要用于表示余隙容积对输气系数影响的大小•（定义）
2.压力系数•主要用于反映吸气终了压力降对输气系数的影响程度•（定义）
3.温度系数•主要用于衡量气体在吸气过程中温升对输气系数的影响程度•（定义）
4.泄漏系数•影响输气量的泄漏是发生在活塞、活塞环和气缸壁面间以及吸排气阀密
封面的不严密处•另外，气阀的延迟关闭也会造成蒸气倒流的泄漏系数•从而影响输
气系数.
2）压缩机功率，效率
注意提高压缩机运行的经济性，注意降低其功率消耗是十分重要的。
为此，有必要分
析影响压缩机功率的各种因素，探索提高效率的途径。
1•指示功率，指示效率
2•影响指示功率和指示效率的因素
图2-24指示效率亿随压力It
和相对余隙容积c的变化关系
3.摩擦功率，机械效率和轴功率
S2-30j与电动机名义功率的关弃
3）压缩机运行特性曲线
®2-36F5.2Q型全封闭式空调压協机图站3了一开启式R吐制篙压缩机岁运荷界园
的运布特性曲缀
4）压缩机的排气温度
为何要降低压缩机的排气温度
压缩机排气温度过高会引起压缩机的过热，从而影响压缩机工作。
压缩机过热会降低其输气系数和增加功率消耗。
润滑油粘度会降低，使轴承产生异常摩擦损耗，甚至出现烧瓦事故。
过高的压缩机温度促使制冷工质和润滑油在金属的催化下出现热分解，生成对工作有害的游离碳、酸类物和水分。
压缩机过热还会导致活塞在气缸里被卡住，以及内置电动机的烧毁。
所以压缩机排气温度必须加以限制：
对R22和氨制冷机，低于150摄氏度；对于R12，
低于130摄氏度。
如何能降低压缩机的排气温度
压缩机的排气温度取决于压力比、吸排气的阻力损失、吸气终了温度和多变压缩指
数。
首先要限制压缩机单级压力比，高压力比应采用多级压缩中间冷却的办法来实现。
同时要防止冷凝压力过高、蒸发压力过低等故障，降低吸排气阻力损失实际起到了缩小气缸中实际压力比的作用。
加强对压缩机的冷却，减弱对吸入工质的加热，以降低吸气终了工质温度和多变压缩指数是降低排气温度的有效途径。
对压缩机中温度较高的部分（气缸盖、内置电动机等）采用鼓风机冷却或设置水
套、水冷却盘管以及在曲轴箱和机壳中装设润滑油冷却盘管，用制冷工质对润滑油进行强
制冷却。
在封闭式压缩机中，提高内置电动机的效率，减少电动机的发热量对降低排气温度具有重要作用。
附：
主要参数计算表
表2-4主要参数计算表
工质
R12
R22
R502
低温名义工况
z0=-23^^=43&C耳
=38SC
Pi=PsafkPa
134.08
217.72
260.14
匕=p^!
kPa
1033.5
1648.7
1796.9
压力比…宀
7.71
7.57
6.91
0.1377
0.1178
0.0761
■畑J）
358.1
414.4
355.3
站©J■
399.4
474.0
396.3
236.5
247.0
245.7
绝热指数*
1.14
1.19
1.13
等端点膨胀多变指数m
1.0
1.05
0.99
等端点压缩多变指数以
1.1
1.14
1.09
吸气终了相对压力损失
0.05
0.055
0.06
排气终了相对压力损失
%仏
0.10
0.11
0.125
工质单位质量制冷量
g恤=%-尽i（kJ•kg1}
358.1-236.5=121.6
414.4-247.0=167.4
355.3-245.7=1
单位等熵压缩功
%■Aa-Aj■Ag_1）
理论容积输气量
%=扌0务塩><60/（/犷1）
工质
R12
R22
R50
低温名义工况
耳=38*0
容积系数
1-0.025{[7.71（1
1-0.025{[7.57（1+
1-0.025{[
AK=1-
+0.1）1/1-1]}
0.11）]1/1.05-1}
1+
H
]场n
=0.813
=0.835
0.125）1/0.9
=0.827
压力系数
d1+00：
1
0.8K
=0.037
=0.932
=0.924
泄漏系数二
0.98
0.975
0.97
温度系数
实际质量输气量
制冷量
等熵压缩功率
吸气过程平均相对压力损失
排气过程平均相对压力损失
丄況竺土生個
0.98273.15+^13
0.813X0.937X0.81X0.9
8
=0.603
106.92^1216
=：
*.6l
3600
3600
0.086
0.064
0.79（选取）
0.85（选
0.835X0.932X0.79X0.97
5
=0.599
0.1178
3600
崗①金兀=2°6
3600
0.092
0.07
0.827X0.
0.85X0.9
=0.634
0.634畑
~0.0761
106.98^1
3600
203.53^1
3600
0.08
0.07
停血｝轴
指示功率
1309x0.813xO937
1.309xOS35x0.932
1.309x0.J
R=1.刃咛丹/畑
X134.08xl03x（0.06）3
x217.72xl03x（0.06）3
X260.14X
*»-1乂亠（何“爲）]}丁
K-1
xO05X1440X2X114
114-1
X0.05X1440X2X119
1.19-1
X0.05X14
x（[7.71（1+0086
x（[7.57（l+0.092
x{[6.91（1
-l）x'10-5/^
1.14-1
1.19-1
1.13
+0.064）]^-1JXW5
+0.07）]山-i）xi（r5
+0.07）]^
=1.735
=2.989
=3.17
摩擦功率
1.309X0.062X0.05
PK=（1.309Z?
3^）ikW
X2X1440X40X10
3X105
0.271
0.27
=0.271
轴功率
3.17+0.27
1.735+0.271=2.0
2.989+0.271=3.26
4
指标效率除=RJR
1.23/1.735=0.709
2.06/2.989=0.689
2.32/3.17
2
机械效率叽即瓦
1.735/1.943=0.087
2.989/3.136=0.92
3.17/3.33
2
工质
R12
R22
R502
低温名义工况
=-23*（?
tx=5°C眾-4TC耳=38°C
轴效率罠=叽
0.709X0.86=0.617
0.689X0.92=0.634
0.732
X0.92
=0.673
电效率可必=%可沁
0.617X0.83=0.512
0.634X0.84=0.533
0.673
X0.84
=0.565
电功率F吐=Pj%
1.23/0.512=2.40
2.06/0.533=3.86
2.32/0
.565=4
.11
能效比（相对于轴功率）
6.19/3
3.61/2.0=1.81
5.78/3.26=1.77
.44=1.
EER^QJPel
80
能效比（相对于电功率）
6.19/4
3.61/2.40=1.50
5.78/3.86=1.50
.11=1.
E%=QJPfi
51
压缩终了温度
泗.1”洛如
羽®s
273.154
0.81
0,79.…“
0.85
妨=寻【成1+4）冋
1.1-1
+015）]~-273.15
+
1.14-1
0.162）]114-273.15
+0.158）：
=148
=187
=113
-273.15
最大功率工况
-I8°ah=
499
tk=60°C
用上述同样方法计算
最大轴功率益lkW
3.0
4.52
4.74
配置电动机功率/kW
3.7
5.5
5.5
上表计算中的一些参数要参照类似压缩机的经验数据选取。
其中值得指出的有:
1•由于此机的吸气不经过内置电动机而直接进入吸气腔，其‘‘可按开启式压缩机的式（2-36）进行计
L09-1
-27
算。
但见于以R22为工质时，压缩机的温度要比以R12为工质时高，因而这时的"'要取得略低些；
而以R502为工质时，工质的质量流量约
为以R12为工质时的两倍，这就要求把丄”选取得较高。
2.」和:
U'"可按第六章中6-4所述方法进行计算。
3•在计算时''，可以认为，等功多变指数「近似等于绝热指数•：
。
这样的话，也可用较简单
的方法从二「■图求取值，即先求从状态''“■■■，■1■等熵压缩至
宀；所耗的比功再由压缩机实际质量流量=求=。
4•内置电动机功率按我国YSH系列封闭式压缩机用耐氟三相异步电动机配置。
通过本例题
的计算结果，可以发现，压缩机以低温工况运行时，采用R22或R502工作所得制冷量要比
用R12时分别大60%〜70%左右，其驱动功率亦需相应增大。
至于压缩终了温度，它与排气温度的高低有关，以用R22时为最高，用R502时则得到大幅度下降。
第二章活塞式制冷压缩机动力学
1）曲柄连杆机构的受力分析
1）曲柄连杆机构的惯性力
1曲柄连杆机构的惯性力包括三个方面：
1•活塞往复运动所产生的惯性力
2.曲柄不平衡旋转质量所产生的离心惯性力
3•连杆运动所产生的惯性力
在这三者之中，连杆惯性力的分析最为复杂。
这不仅由于连杆本身的运动复杂，而且还
由于它是活塞和曲柄之间的中间传动件，连杆的惯性力要先通过活塞和曲柄这两个运动
件，才传到固定支承上，如气缸壁和主轴承座等。
研究连杆惯性力，很重要的要找出它
在连杆大小两头的表现，也就是要找出它传给活塞和曲柄之力的大小和方向
2连杆惯性力的质量代替系统
在压缩机动力学中，连杆惯性力的问题常常用质量代替系统的方法来处理。
所谓代替系
统，就是将连杆的实际质量分布用一些假想的集中质量来代替，使后者所产生的惯性效
果与前者相同。
为达到这个要求，代替质量系统应满足下述三个条件：
代替系统的总质量要等于原来连杆的总质量。
代替系统的质心位置要与原来连杆质心位置重合。
代替系统对于质心的转动惯性应等于原来连杆的转动惯量
3往复惯性力
曲柄连杆机构的往复惯性力Fj是活塞组和连杆往复部分所产生的往复惯性力之和，
Fj=-Mjaj
通常在连杆中产生拉伸力的往复惯性力方向规定为正方向的力，而由上式所得的正值恰
是使连杆产生压缩的力。
因此以后计算中，上式改写为：
Fj=Mjaj
已知往复质量Mj等于活塞组质量Mp和连杆往复质量Mc1之和：
Mj=Mp+Mc1
Fj=（Mp+Mc1）r3**2（cosa+入cos2a）
往复惯性力可以看作两部分之和，即
Fj=Mjr3**2cosa+Mjrw**2入cos2a=Fj1+Fj2
这里，Fj仁Mjrw**2cosa=Mjrw**2coswt称为一阶往复惯性力。
Fj2=Mjrw**2入cos2a=Mjrw**2入cos为二阶往复惯性力。
图3-31=1/4时往复惯性力F,随曲轴转角a的变化
图3-3――表示的是入=1/4时，往复惯性力随曲轴转角的变化。
不难看
出，一阶往复惯性力的最大值是二阶往复惯性力最大值的1/入倍。
因为入
=1/3.5--1/6之间，所以在往复惯性力中起主要作用的是一阶往复惯性力。
其
次，一阶往复惯性力的变化周期等于压缩机曲轴旋转的周期，而二阶往复惯性
力的变化周期等于压缩机曲轴旋转周期的一半。
必须注意：
Fj的大小随曲轴转角而周
期的变化。
最大值Fjmax发生在a=0。
时
Fjmax=Mjrw**2*（1+入）
最小值Fjmin,如入＜1/4,则发生在a=180°时
Fjmin=-Mjrw**2*（1-入）
如入＞1/4，则最小值不发生在活塞处与内止点时，而是在内止点附近，其大小为
Fjmin=-Mjrw**2*［入+1/（8入）］
4旋转惯性力
曲柄连杆机构的旋转惯性力Fr就是就是曲拐或偏心轴颈的不平衡旋转质量Ms和连杆
旋转质量Mc2所产生的离心惯性力之和，它的作用线与曲柄中心线重合。
如取离心方向作为正，Fr的公式为：
Fr=Mr*ar=（Ms+Mc2）rw*w
对于曲拐，由于其曲柄质心不处于曲柄销中心点A上，故其应作质量转换计算，即
Ms=Ms1+Ms2rs/r
式中：
Ms1--曲柄销的质量；Ms2--曲柄的质量；rs---曲柄质心离轴中心的距离。
2）气体力
作用于连杆机构的气体压力来自气缸内和曲柄箱（或机壳）内两个方面前者随曲轴转角
而变化，后者在稳定工况可近似认为不变，并在单级压缩机和单机双级开启式压缩机终于吸
气压力；在单机双级半封闭式压缩机中等于中间压力。
见图3-4
作用于活塞上的气体力Fg为Fg=-（p-pca）Ap式中，p--气缸内的压力；pea---曲轴箱（或机壳）
内的压力；Ap---活塞面积。
示功图可用作图法或计算法求得，下面介绍一种简单的计算方法：
压缩过程1--2
pci=[（S+Sc）/（Xi+Sc）]**n*p1式中，pci---压缩过程第i点的气缸压力；n---压缩多变指数;p1--气缸中吸气终了压力。
排气过程2--3排气过程可看作气缸压力等于ps的过程.
膨胀过程3--4
pci=[Sc/（Xi+Sc）]**m*ps式中，pci---膨胀过程第i点的气缸压力；m---膨胀多变指数。
吸气过程4--1
吸气过程可看作气缸压力等于pl的等压过程
3）
Pmp和旋转摩擦功率Pmr。
作用在每但为简化计算，习惯上假设它是一个不
摩擦力
压缩机的摩擦功率主要由两部分组成：
往复摩擦功率一活塞上的往复摩擦功率其大小随曲柄转角而变化。
变的值，而它的方向则始终与活塞的速度方向相反。
为了与惯性力一致起见，规定在活塞从
外止点滑向内止点的时间内，其作用力方向为正，而从内止点滑向外止点的时间内则是负。
Fmp（单位是N）与摩擦功率的关系为：
Pmp=Fmp2Sni/60000；Fmp=60000Pmp/（2Sni）
式中：
Pmp--压缩机的往复摩擦功率，单位为kW；
S---活塞行程，单位为m；
i---整台压缩机气缸数；
n---压缩机的转速，单位为r/min；
又可写成Fmp=（0.6--0.7）*60000Pi（1/nm-1）/（2Sni）
式中：
Pi---压缩机指示功率，单位为kW；nm---压缩机机械效率。
旋转摩擦功率是消耗于克服压缩机的旋转阻力上，压缩机的这个阻力可以用距中心等于曲柄
半径r的集中切向摩擦力Fmr表示之，其正方向是反压缩机转向的。
切向摩擦力与旋转摩擦功率之间的关系是：
Pmr=Fmrrnn/60000=nFmrsn/60000
式中：
Pmr--压缩机的旋转摩擦功率，单位为kW.
Fmr=60000Pmr/nsn
或可写成：
Fmr=（0.3--0.4）*60000Pi（1/nm-1）/nsn
（2）往复式压缩机的动力平衡
1）曲柄连杆机构的受力分析
1活塞力
活塞力Fp是气体力Fg往复惯性力Fj和往复摩擦力Fmp沿气缸轴线方向作用于活塞上的合力。
活塞力的正负方向规定与三个分力相同，所以，它等于三个分力的代数和。
Fp=Fg+Fj+Fmp
按等曲柄转角间隔计算活塞力，就可以求得它随曲柄转角的变化情况。
2侧向力和连杆力
活塞力在活塞销中心B处可以分解为两个分力，一个分力为Fh,其作用方向垂直于气缸壁，
称为活塞侧向力；另一个分力Fc，其作用方向沿着连杆中心线，称为连杆力。
贝U
Fh=Fptg3=Fp入sina1（1入sina*sina）**1/2
Fc=Fp/cos3=Fp/（1*1sina*sina）**1/2
3切向力和法向力
连杆力传到曲柄销中心A处由可以分解为两个力，一个分力Ft与曲柄中心旋转轨迹圆相
切，是为切向力；另一个分力Fz沿着曲柄方向作用着，为法向力。
其计算公式为：
Ft=Fcsin（a+3）=Fpsin（a+3）/cos3=Fp（sina+cto^1^siisia*s/（1a）**1/2）Fz=Fccos（a+3）=Fpcos（a+3）/cos3-sFp（cO1sin-1/（1Xsina*sina）**1/2）根据上面两式就可以求得切向力和法向力随曲柄转角的变化情况。
Ft的正方向是反曲柄转
向的，Fz的正方向是离开曲柄中心的方向。
4总切向力
压缩机的总切向力等于同一曲轴位置上各缸切向力加上压缩机的切向摩擦力的总和，它是外界原动机所要克服的压缩机的总阻力。
对于单缸压缩机刀Ft=Ft+Fmr对于多缸压缩机
刀Ft=刀（Ft）i+Fmr.
EH3-6曲柄遂杆机枸的受力图
2）单缸制冷压缩机的平衡
1旋转惯性力的平衡比较简单，只要在曲柄的相反方向装上适当大小平衡块，以抵消不
平衡的离心力即可。
平衡块的质量m3r决定于不平衡旋转质量mr以及平衡块质心到
转轴中心的半径r3。
见3—13
mwr=mrr/rw=（ms+mc2）r/rw
2一阶和二阶往复惯性力，从理论上讲，可以用图示的正反转质量平衡系统来实现完全平衡。
一阶正反转质量平衡系统是由两个以相同于压缩机的转速作正反向旋转的正反转平衡块组成。
它们之间的相互位置在任何时候都应使两平衡块的离心力在水平方向的分量相互抵消，在垂直方向的分量之和等于一阶往复惯性力而方向相反，其作用线与气缸中心线重合。
二阶正反转质量平衡系统与此类似，所不同的是正反平衡块的转速为压缩机转速的两倍。
前面讲过，二阶往复惯性力的最大值要比一阶的小的多。
因此，实际上对二阶往复惯性力是不采用专门的平衡装置的。
在单缸压缩机中，即使要对一阶往复惯性力进行平衡，为简化结构，通常不采用上述的正反转质量平衡系统，而是采用最简单的装在曲柄相反方向的平衡块结构。
这种装置虽然可以完全或部分平衡掉一阶往复惯性力，但在水平方向上增加了一个干扰力。
所以说，这种方法只能使一阶往复惯性力的一部分转移到水平方向，从而使垂直方向的作用力有所减小。
由于最大作用力有所减小，它对改善压缩机的振动状
况有一定的好处。
单缸压缩机中，往往将气缸轴线方向的一阶往复惯性力转移30%--50%
至垂直于气缸气缸轴线方向上去，期削弱气缸轴线方向的振动，即mwj=（0.30-0.50）mjr/r
w。
因此，在单缸压缩机中，当采用简单的在曲柄对面加平衡块的方法对旋转和一阶往复惯性力进行平衡时，其平衡块总质量应满足以下关系：
mw=mwr+mwj
3由活塞力（即气体力、往复惯性力、往复摩擦力）所引起的倾覆力矩MD作用在压缩机
的机体上，并使之左右摇摆。
倾覆力矩实质上是切向力矩的反作用力矩，它与压缩机机体
上切向力矩所产生的周期性波动有关。
切向力矩的周期性变化是由活塞式压缩机的工作特性决定，难以消除。
所以，要减小压缩机
升级会员 