第五章

渦旋式制冷壓縮機

ScrollRefrigeratingCompressor第五章第五章第一節

工作原理、總體結構及其特點第二節熱力過程分析第三節熱力計算實例第四節運動機構受力分析*第五節密封與防自轉機構*第六節輸氣量調節主要內容第一節工作原理、總體結構及其特點第五章一、工作原理二、總體結構三、特點四、發展趨勢及研究現狀第五章屬容積型（回轉式）壓縮機；由法國人發明，1905年在美國取得專利，1982年日本三電公司生產出汽車空調用渦旋式壓縮機；為目前較新型的制冷壓縮機，廣泛用于5~70kW功率范圍。渦旋式壓縮機簡介第五章由動、靜渦旋體、曲軸、機座、防自轉機構組成；由動、靜兩個渦旋盤相錯180o對置而成，它們在幾條直線(在橫截面上為幾個點)上接觸并形成一系列月牙形容積（基元容積）；動渦旋盤由一個偏心距很小的曲柄軸驅動，繞靜渦旋盤平動，兩者間的相對位置靠安裝在動渦旋盤與固定部件間的十字滑環保證。結構組成一、工作原理第五章動、靜渦旋體型線均為螺旋形，動渦旋體相對靜渦旋體偏心并相差180°對置安裝。它們軸向在幾條直線上接觸，在動靜渦旋體間形成一系列月牙形空間，即基元容積。動渦旋體以靜渦旋體中心為旋轉中心作無自轉回轉平動，外圈月牙形空間不斷向中心移動，基元容積不斷縮小。基元容積第五章工作原理靜渦旋體最外側開有吸氣孔，其頂部端面中心開有排氣孔。制冷劑氣體從吸氣孔進入動、靜渦旋體間最外圈的月牙形空間，隨著動渦旋體的運動，氣體被逐漸推向中心空間，其容積不斷縮小壓力不斷升高，直至與中心排氣孔相通，高壓氣體被排出壓縮機。第五章低壓氣體從機殼頂部吸氣管1直接導入渦旋板四周，封在月牙形容積中，然后被壓縮；高壓氣體由靜渦旋體5的中心排氣孔2進入排氣腔4，并通過排氣通道6被導入機殼下部去冷卻電動機11，與潤滑油分離后由排氣管19排出；十字滑環18是上、下兩面設置互相垂直的兩對凸鍵的圓環，其作用是防止動渦旋體傾斜和自轉。背壓腔8的作用是平衡軸向力和力矩；潤滑系統：壓差供油結構與工作過程第五章工作過程（圖5-2）動渦旋體中心靜渦旋體中心靜渦旋體動渦旋體

動渦旋體中心位于靜渦旋體中心的右側，渦旋外圈部分剛好封閉，此時最外圈兩個月牙形空間充滿氣體，完成了吸氣過程。第五章壓縮腔排氣孔隨著曲軸轉動，動渦旋體作回轉平動，動靜渦旋體保持良好嚙合，外圈兩個月牙形空間中的氣體不斷向中心推移，容積不斷縮小，壓力逐漸升高，進行壓縮過程。工作過程第五章當兩個月牙形空間匯合成一個中心腔室并與排氣孔相通時，壓縮過程結束，開始進入排氣過程，直至中心腔室的空間消失，排氣過程結束。工作過程排氣孔第五章工作過程說明渦旋圈數為3圈，曲軸旋轉3周(即曲軸轉角1080°)，渦旋體外圈分別開啟和閉合三次，完成3次吸氣過程、1次壓縮及排氣過程。即每當最外圈形成兩個封閉的月牙形空間并開始向中心推移成為內工作腔時，另一個新的吸氣過程同時開始形成；不同的渦旋圈數，壓縮過程的轉角不同，渦旋圈數愈多轉角愈大；吸氣、壓縮、排氣等過程同時和相繼在不同的月牙形空間中進行。外側空間與吸氣口相通，始終進行吸氣過程，中心部位空間與排氣孔相通，始終進行排氣過程，中間月牙形空間一直進行壓縮過程。第五章工作過程特征吸、排氣連續進行，從吸氣開始至排氣結束需經動渦旋體多次回轉平動才能完成,故轉矩較均衡，氣流脈動小，振動小，噪聲低；各月牙形空間之間壓差較小，故泄漏少；進排氣分別在渦旋外側和內側，減輕了吸氣加熱；采用排氣冷卻電動機，減少了吸氣過熱度，提高了壓縮機效率；由于機殼內為高壓排出氣體，排氣壓力脈動小，振動、噪聲小；余隙容積中氣體沒有向吸氣腔的膨脹過程，不需進氣閥，容積效率高，可靠性高。第五章二、總體結構目前僅有小型全封閉及開啟式兩種機型，采用氟利昂工質。主要用于汽車空調及家用及商用熱泵型空調器中。第五章吸氣管立式全封閉型排氣管第五章臥式全封閉型第五章汽車空調用渦旋式壓縮機各類壓縮機的應用范圍第五章相鄰兩室的壓差小，氣體的泄漏量少；由于吸氣、壓縮、排氣過程是同時連續地進行，壓力上升速度較慢，故轉矩變化幅度小、振動小；

沒有余隙容積，故不存在引起輸氣系數下降的膨脹過程；

無吸、排氣閥，效率高，可靠性高，噪聲低；

由于采用氣體支承機構，故允許帶液壓縮，一旦壓縮腔內壓力過高，可使動盤與靜盤端面脫離，壓力立即得到釋放；

機殼內腔為排氣室，減少了吸氣預熱，提高了輸氣系數；

渦線體型線加工精度高，必須采用專用的精密加工設備；

密封要求高，密封機構復雜。第五章三、特點第五章效率高吸氣、壓縮、排氣連續單向進行，直接吸氣，因而吸入氣體的有害過熱小；沒有余隙容積中氣體的膨脹過程，容積效率高（高達95％以上）；兩相鄰壓縮腔中的壓差小，氣體泄漏少；動渦旋體上所有接觸線轉動半徑小，運動速度低，摩擦損失小；無吸氣閥，也可不設置排氣閥，氣流的流動損失小；渦旋式壓縮機的效率比往復式約高l0％。第五章

力矩變化小，振動小，噪聲低壓縮過程較慢，并可同時進行兩三個壓縮過程，機器運轉平穩，且曲軸轉動力矩變化小，其轉矩為滾動轉子式和往復式的1/10；氣體基本連續流動，吸、排氣壓力脈動小，因此振動、噪聲小。第五章

結構簡單，體積小，重量輕，可靠性高構成壓縮室的零件數與滾動轉子式及往復式之比為1:3:7，其體積比往復式小40％，重量輕15％；沒有吸、排氣閥，易損件少；有軸向、徑向間隙可調的柔性機構，能避免液擊，可靠性高；在高轉速下運行可保持高效率和高可靠性，其最高轉速可達13000r／min。

制造需高精度的加工設備及精確的調心裝配技術，限制了其制造及應用。

第五章渦旋式壓縮機的優點第五章優化結構，簡化生產工藝，降低生產成本渦旋體型線研究，提高密封性能，減少磨損

雙作用壓縮機：采用雙作用渦旋盤，動渦盤的兩面有完全對稱的型線，分別與兩側的靜渦旋盤型線嚙合。此結構兩側氣體力完全平衡，可減少軸向磨損和氣體泄漏。擴大應用范圍（低溫領域、新工質）計算機仿真優化設計采用新材料、新機構，減少機械摩擦損失、氣體泄漏損失、傳熱損失和氣流阻力損失，提高渦旋壓縮機的工作效率和工作可靠性。變容量調節新技術：數碼渦旋壓縮機四、發展趨勢及研究現狀第二節熱力過程分析第五章一、渦旋體型線（渦旋參數）二、壓縮室容積及吸氣容積三、輸氣量四、內壓縮五、渦旋式壓縮機的功率第五章

渦旋體型線：圓的漸開線

主要渦旋參數：基圓半徑漸開線起始角渦旋體壁厚渦旋體節距渦旋體高壓縮腔室對數渦旋圈數一、渦旋體型線第五章將兩個相同渦旋參數的渦旋體中的一個旋轉180°，再平移回轉半徑R=0.5(P-2t)=r(-2)距離，使兩渦旋體相互相切接觸，可形成若干對月牙形空間，此即渦旋壓縮機的壓縮室容積。二、壓縮室容積及吸氣容積圖5-15兩渦旋體構成的壓縮室投影面積圖5-15示出圈數為3.25時形成的三對月牙形面積,規定其構成的壓縮室由最內向外排定序號為①②③室）第五章1、壓縮室容積（5-8）當兩渦旋體構成的壓縮室大于3個，則除中心壓縮室以外，任一對壓縮室容積的通用計算式為：中心壓縮室容積為：（5-11）其中，S1為中心壓縮室的投影面積。第五章當動渦旋體轉角θ＝0°時，最外圈壓縮室容積定義為吸氣容積。若渦旋式壓縮機有N對壓縮腔，吸氣容積計算式為：2、吸氣容積（5-12）（即吸氣容積按式（5-8）計算，式中的i=N,θ=0°）第五章壓縮室容積V是動渦旋體轉角θ的函數：θ=0°時第③室容積完全閉合；θ=2時第③室變為第②室，即V=V2(θ)=V3(θ=2)；當θ=θ*時第②室與第①室連通，開始排氣，此時的排氣容積V*=V1(θ*)+V2(θ*)，但V1(θ*)是第①室殘留氣體的容積，即渦旋式壓縮機的余隙容積，它沒有向吸氣腔的膨脹過程，不影響壓縮機的容積效率。3、壓縮室容積隨轉角變化曲線（圖5-20）V—θ曲線第五章理論輸氣量qvt理論輸氣量為吸氣容積與壓縮機轉速的乘積（m3/h）

qvt＝60nVs＝60nP(P-2t)(2N-1)h

實際輸氣量qva

容積效率ηv

定義與往復式相同（5-13）三、輸氣量（5-14）（5-15）第五章無余隙容積中氣體向吸氣腔的膨脹過程，容積系數v＝1（即渦旋式壓縮機的余隙對輸氣量無影響）；

無吸氣閥，吸氣為吞吸式，吸氣壓力損失小，壓力系數p＝1；

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，近似有T＝1；由于渦旋式壓縮機各圈壓縮空間的壓力差不大，因此泄漏量較小且為內泄漏（泄漏量受軸向和徑向間隙大小影響，尤其軸向間隙影響較大），在密封完善時泄漏更小；其容積效率在0.95以上，這是其它容積式壓縮機不能與之相比的。渦旋式壓縮機的容積效率第五章內泄漏

指壓縮機各壓縮腔之間,壓縮腔與背壓腔之間的氣體泄漏。表現為高壓氣體向低壓腔泄漏,再從低壓腔壓力壓縮到泄漏前壓力,造成重復壓縮消耗功率。內泄漏直接結果為增加功耗；外泄漏

指壓縮機在吸氣過程中與外界(大于吸氣壓力的高壓氣體)進行氣體交換。高壓氣體進入到吸氣腔內膨脹,并占據空間,使得實際吸氣量減少。外泄漏不僅使功耗增加,而且還減少吸入氣體量,使排氣量減少和制冷量降低。氣體泄漏的種類第五章0-1吸氣過程1-2吸氣閉合階段（敞開容積由大變小直至閉合）2-4壓縮過程4-5殘留氣體混合5-6排氣過程壓力-轉角曲線（P-θ）容積-轉角曲線（V-θ）四、內壓縮圖5-21壓力—轉角曲線及容積—轉角曲線1、壓力（容積）隨轉角的變化曲線第五章容積比：指吸氣容積與任意轉角下的各壓縮室容積之比內容積比：指吸氣容積與壓縮終了時的容積之比無排氣閥時的計算式：式（5-18）有排氣閥時的計算式：式（5-19）2、容積比與內容積比（5-16）（5-17）第五章壓力比：任意轉角時各壓縮室氣體壓力與吸氣壓力之比內壓力比：壓縮終了壓力與吸氣壓力之比3、壓力比與內壓力比（5-20）（5-21）壓力比越高則渦旋圈數越多，渦旋體加工越困難，通常單級壓力比不超過8。內壓力比與內容積比的關系：壓力比與容積比的關系：（5-22）第二章過壓縮圖2-2a發生過壓縮時的P-V圖當壓縮終了時汽缸中的壓力大于制冷系統中排氣壓力，此時壓縮機的內壓力比大于系統運行中的壓力比，即，此時壓縮機中壓縮過程發生過壓縮，產生等容膨脹額外功耗。第二章圖2-2b發生欠壓縮時的P-V圖當壓縮終了時汽缸中的壓力小于制冷系統中排氣壓力，此時壓縮機的內壓力比小于系統運行中的壓力比，即，此時壓縮機中壓縮過程發生欠壓縮，產生等容壓縮額外功耗。欠壓縮第五章4、排氣開始角排氣開始角θ*是指轉角時壓縮機進入排氣階段。帶有排氣閥和不帶排氣閥時的θ*值不同。（5-23）第二章設置排氣閥由于工藝過程要求制冷壓縮機適應變工況運轉，但定容積比的渦旋壓縮機不能適應變工況要求，因此需要設置排氣閥，以防止變工況時產生過壓縮或不足壓縮造成的附加損失。有排氣閥的排氣角大小取決于冷凝壓力（即排氣壓力）和氣閥彈簧力，即可根據已知的內容積比反算得出。內容積比的調節第五章六、渦旋式壓縮機的功率1、指示功的計算

由指示圖可見，由于，造成等容壓縮過程或等容膨脹過程，產生附加損失。KJ/kg（5-28）式中：Wi：指示功；W：壓縮內功；ΔW：附加損失功；Wp：多變壓縮功；Wr：內部損失功。第五章2、指示功率及軸功率第三節

熱力計算實例第五章第五章第五章第五章第五章第五章習題某品牌全封閉渦旋式制冷壓縮機的結構參數如下，可使用工質R22和R407C，試求其在名義工況下的熱力性能，并進行簡要比較。1、結構參數渦旋體節距P=18mm;

渦旋體壁厚t=4mm;

渦旋體高h=24mm;

渦旋體圈數m=3.25;

壓縮機轉數n=5000r/min。2、名義工況（GB/T18429-2001“全封閉渦旋式制冷壓縮機”）：蒸發溫度：7.2℃；冷凝溫度：54.4℃；液體過冷度：8.3℃；吸氣過熱度：11.1℃

；環境溫度：35℃。R407c的lgp-h圖lgph等溫線第五章R407C制冷循環狀態參數的確定0612345計算工況：

蒸發溫度：7.2℃

冷凝溫度：54.4℃液體過冷度：8.3℃

吸氣過熱度：11.1℃由于混合工質的相變過程變溫，根據ASHRAE標準規定，蒸發溫度取為蒸發器入口和吸氣壓力露點溫度的平均值，冷凝溫度為排氣壓力下泡點和露點溫度的平均值。第六節輸氣量調節第五章一、變轉速調節二、多機并聯運行調節三、變容量旁通調節第五章等熵效率容積效率5-41

以60Hz時渦旋式壓縮機的效率為100%進行比較三種壓縮機的容積效率開始都隨頻率增加而上升。因為頻率增加則轉速增加，使泄漏減少；但當頻率超過80Hz以后，往復式的容積效率開始下降，而渦旋式和滾動轉子式的容積效率依然上升，這與其循環周期長和無吸氣閥有關。這兩者適用于轉速在寬廣范圍內變化場合。等熵效率在頻率50-60Hz時為最高，低于或高于此頻率范圍等熵效率均降低，主要因為高速時摩擦損失增大，低速時泄漏加劇。變頻壓縮機工作效率比較變轉速調節特性第五章5-42以60Hz時渦旋式壓縮機的振動加速度比和聲壓級比為100%。隨頻率的增加，渦旋式壓縮機的振動與噪聲水平均增加，但在任何頻率下渦旋式壓縮機的振動和噪聲都比活塞式及滾動轉子式低，這是因為渦旋式壓縮機的壓縮過程長，轉矩變化非常平緩，且通過慣性力的二次平衡其動力平衡性能很好。變頻壓縮機振動噪聲比較變轉速調節特性第五章一個機殼中裝有兩臺輸氣量不同的立式渦旋式壓縮機，其中一臺由變頻器驅動，另一臺直接由電網供電；每臺可彼此獨立運行也可并聯運行，其運行狀態取決于空調器負荷，由微機控制；與具有單獨機殼的雙機并聯系統相比，具有高效、可靠及成本低的優點；與相同制冷量的一臺壓縮機相比，在較寬的制冷量范圍內有較高的COP值。二、多機并聯運行調節5-43第五章——汽車空調中常用三、變容量旁通調節

通過活塞式控制閥6控制回流氣體調節孔9的開啟度，以控制吸入氣體的回流量，從而實現輸汽量調節。原理：通過吸氣回流旁通輸氣量。5-45第五章調節原理

依靠改變壓縮機排量實現車室內溫度調節，以適應空調負荷變化要求。調節過程

通過控制閥調節吸氣壓力和壓縮機機體內壓力差值，從而改變斜盤角度，進而達到改變活塞行程，實現排量變化，變化范圍10～156cm3/r。優點

消除了離合器吸合脫開動作引起的發動機轉速波動，防止發動機熄火；減少了空調系統溫度波動，大大改善舒適性；功率消耗最大可減少25%。對比：變排量斜盤式壓縮機的能量調節第五章

在一定的轉速范圍內，制冷量可根據空調工況要求保持不變(曲線①)，可滿足汽車空調中車速增加而冷負荷變化小的要求。在轉速2000～5600r/min的調節區域，功率消耗約降低20%(曲線②)，且吸氣壓力穩定(曲線③)，排氣壓力低于定容量壓縮機的排氣壓力(曲線④)。變容量旁通調節第五章車內溫度可保持穩定，空調舒適性好；無斷續負荷產生的不可預料加減速，提高了駕駛性能；調節時壓力條件得到緩和，提高了壓縮機使用壽命；功率消耗降低，可減少燃料及費用。變容量旁通調節的優點數碼渦旋：壓縮機變容量調節新技術第五章又稱數碼控制變容量渦旋壓縮機；基于谷輪“柔性”設計專利，10%-100%連續可調；

利用變容量控制原理，通過壓縮機的動、靜渦旋盤離合來控制系統制冷劑流量，從而達到控制系統能量輸出，系統更節能、可靠。第五章數碼渦旋壓縮機（Digitalscrollcompressor）數碼渦旋壓縮機頂部有一個PWM（Pulse-WidthModulation，脈沖寬度調節閥）數碼容量調節電磁閥，它通過壓力控制壓縮機動、靜渦旋盤的離合來實現卸載或負載。第五章數碼渦旋壓縮機的工作原理

電磁閥閉合，定渦旋盤恢復原位嚙合，此即普通渦旋壓縮機運行時狀態，壓縮機容量為100％，制冷劑全部通過壓縮機，此過程稱“負載狀態”。

電磁閥打開時，定渦旋盤向上移動，壓縮機容量為零，無制冷劑流量通過，此過程稱“卸載狀態”；卸載狀態負載狀態第五章1、容量調節廣，溫度調節迅速（1）變頻壓縮機的調節范圍在50%-130%，數碼渦旋壓縮機是在10%-100%。（2）變頻壓縮機的容量輸出是通過變頻器分級達到，而數碼渦旋通過負載和卸載時間的改變獲得，容量能迅速從100%轉換至10%（反之亦然），不需分步實現，屬于連續和無級的調節。（3）變頻壓縮機必須通過中間頻率，從低頻到高頻或反之的轉換過程中存在時間的滯后量，當系統內的負荷突然發生變化時，變頻系統無法立即響應負荷的變動，使得室溫的波動較大，而數碼渦旋技術的無級調節和寬廣的調節范圍確保了室內空氣溫度的精確控制。2、電控系統簡單，系統的可靠性好

變頻控制系統容量調節范圍較窄，所以在變頻調節的同時一般采用熱氣旁通和液體旁通的方法來共同響應負荷的變化。數碼渦旋壓縮機調節范圍廣，不需任何一種能量旁通手段，因而減少了該部分的控制系統，同時其容量調節方法是通過機械活動達到，亦少了變頻器及變頻控制中復雜的電控部分，所以其電控系統簡易，增加了系統的可靠性，節省了成本。3、具有良好的回油特性和安裝靈活性

變頻VRV系統在低頻時，制冷劑流速較低，回油困難，系統一般設計有油分離器和回油循環。數碼渦旋壓縮機由于在卸載期間沒有排出制冷劑，也就不存在回油的問題，而在負載時壓縮機是滿負荷運行，這時氣流的速度足以令潤滑油較充分地流回壓縮機，所以數碼