开式涡旋压缩机最佳供油流量模型
涡旋式压缩机功率计算
涡旋式压缩机的功率计算可以根据不同的需求和方法进行，其中包括油加热器的功率计算和输入功率的计算。
油加热器的功率计算可以根据油的流量、温差和比热来计算，公式为P=WΔTCp/3600，其中P为加热器的功率，W 为油的流量，ΔT为油温的升高值，Cp为液体比热，3600为时间单位转换因子。
而涡旋式压缩机的输入功率与输出压力、流量有密切的关系，公式为P1
= m·(h2 - h1)/η，其中P1为输入功率，m为气体质量流量，h1为进口气体的焓值，h2为出口气体的焓值，η为涡旋式压缩机的等熵效率。
以上信息仅供参考，具体计算方法可能因不同的涡旋式压缩机型号和应用场景而有所不同。
在实际应用中，需要根据压缩机的设计参数和工作条件确定输入功率的大小，以保证涡旋式压缩机的正常运转并避免浪费能源或损害设备。
一种涡旋压缩机电流和功率因子计算模型的建立
Ｋ ｙ ｏ ｄ Ｐ ｗｅ ｃ ｉ ｒ ｎ ｎ ｉｅ ｒ ｇ Ｓ ｒ ｌ ｍｐｅ ｓ ｒ ｅ ｗ ｒｓ ｏ ｒｍａ ｈｎ ｙ ａ ｄ ｅ ｇｎ ｅ ｉ ； ｃｏｌｃ ｅ ｎ ｏ ｒｓ ；Ｃｕｒｎ ；Ｐ ｗｅ ｆｉｉｎ ｙ；Ｆ ｒ ｕａ ｏ ｒ ｔ ｏ ｒｅ ｃ ｃ ｅ ｅ ｏｍ ｌ；Ｍ ｕ ｉｌ ｏ ｌｐｅ ｎ ｎ— ｔ
ｌｅ ｒ ｉ ａ ｎ
在 对 涡旋压 缩机 进行设 计 、 优化 和选 型 时 ， 要 需 广泛适 用 、 准确 而可靠 的模 型作 为基 础 ， 由此 进 行 并 模 拟与仿 真 ， 才能 取 得 更 准确 的结 构 参 数 和 性 能参 数 。其 中， 过性 能 曲线模 拟 涡 旋 压 缩 机是 常 用 的 通 方法 ， 内 外 在 这 方 面 做 了 大 量 的 研 究 工 作 。 国 Ｓｕｎｑａ ｈｏ ｈａｇｕｎＳａ，Ｗｅｘ ｇＳｉ 等 速 压 缩 机 的运 ｎｉ ｈ…将 ｎ 行 特性离 散化 为有 限个 运 行性 能后 ， 图 的方 法 来 用
ｔｅ ｃ ｌｕａｉｎｏ ｈ ｍ ｐｅ ｓ ｒ ｗｅ ｆｉｉｎ ｙｗａ ｌ ｒｐ ｓ ｄ．Ａ ｌｐｅ ｎ ｎ—ｌ ｅ ｒ ｔｅ ｔ ｌ ｔｏ ｓ ｈ ａｃ ｌｔ ｆｔｅ ｃ ｏ ｏ ｒｓ ｏ ｐ ｏ ｒ ｔ ｃ ｃ ｓａｓ ｐｏ ｅ ｅ ｅ ｏ ｏ ｍｕｔ ｌ ｏ ｉ ｉ ａ ｈ ｍａ ｉ ｎ ｍａ ａ ｃ ｍｅｈ ｄｗａ
关键词 动 力机械工程 ； 涡旋压缩机 ； 电流 ； 功率 因子 ； 关联式 ； 多元 非线性拟合
Ｎｅ Ｍｏ ｅｉｇ ｏ ｒ ｎ ｎ ｏ ｒＥ ｉｉｎ ｙｆ ｒ ｃ ｏｌ ｍｐ ｅ ｓ ｒ ｗ ｄ ｌ ｆＣｕ ｒ ｔａ ｄ Ｐ ｗｅ ｆｃｅ ｃ ｏ ｒ ｌＣｏ ｒｓ ｏ ｎ ｅ Ｓ
ｕ ｅ ｏ ａ ｈｅ ｅ ｆ ｔ ｏ ｆｉｉｎ ．Ｔ ｅ ａ ｅ ａ ｅ ｒ ｌ ｅ ｒ ｒ ｅ ｗ ｅ ｎｔ ｅ ｅ ｐ ｒ ｎ ａ ａ ａ ｄ ｔ ｅ ｆ ｅ ａ ａ ａ ｅ １ ９ ％ ｓ ｄ ｔ ｃ ｉｖ ｉ ｅ ｃ ｅ ｃ ｔ ｈ ｖ ｒ ｇ ａｄ ｅｏ ｍｅ ｔｄ ｔ ｎ ｈ ｉ ｄ ｄ ｔ ｒ ．ｒ ｔ ７ ａ ｄ １ ５ ３％ ．Ｔ ｅ ｒ ｓ ｌ ｓ ｏ ｈ ｔ ｈ ｒ ｓ ｎ ｗｏ ｃ ｌｕａ ｉｎ ｍｏ ｅｓ ｃ ｎ ｄ ｓ ｒ ｃ ｕ ａ ｅｙ ｔ ｅ ｃ ｍｐ ｅ ｓ ｒ ｒ ｒ ｎ ．０ ｈ ｅ ｕ ｈ ｗｓ ｔ ａ ｅ ｐ ｅ ｅ ｔｔ ｃ ｌｔ ｄ ｌ ａ ｅ ｃ ｉ ａ ｃ ｒｔ ｌ ｈ ｔ ｔ ａ ｏ ｅ ｂ ｏ ｒｓ ｆ — ｏ ｐ ｏ ｅ ｍａ ｃ ｎ ｎ ｒ ｙ ｃ ｎ ｕ ｔ ｎ ｆ ｒａ ｗｈ ｌ ｓ ｒ ｓ ｏ ｃ ｏｌ ｍｐ ｅ ｓ ｒ ． ｎ ｅ ａ ｄ ｅ ｅ ｇ ｓ ｍｐ ｉ ｏ ｏｅ ｅ ｉ ｆｓ ｒ ｌｃ ｏ ｏ ｅ ｏ ｒｓ ｏｓ
车用空调涡旋压缩机及变排量
温度
吸气温度 排气温度
≥3℃ ≤125℃
油保持量
系统冷媒量的8%-10%
备注
1.不要进行大气开放运转 2.不要在真空下运转 3.长时间反转会使压缩机发生故障 4.系统内固体杂质总量控制在100mg以下 5.系统中冷媒水分含量控制在60ppm以下 6.压缩机安装的水平倾斜角度≤10° 7.自出厂之日起，压缩机的库存期不超过6个月
离合器无通断，无吸合噪音，同 时也提高了离合器寿命
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专注十专年注C涡o涡mp旋a旋ny技技Log术o术
★固定排量与变排量压缩机的对比
>5600rpm
吸气压力低至约0.05bar,蒸发 器结霜，离合器通断频繁，压 缩机冲击较严重
控制阀调节回气孔完全打开， 压缩机实现30-40%排量工作， 相当于同排量压缩机一半的转 速下的效果。随着转速的增加 吸气压力也将逐渐降低，这时 汽车速度已经相当高，在实际 运行中发生的可能性不大
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专注十专年注C涡o涡mp旋a旋ny技技Log术o术
★与其他类型压缩机节能效果对比
按新国家标准GB/T21360-2008测试工况测试：
Q（制冷量W) P（功率W) COP
涡旋式
4000
2105
1.9
斜盘活塞式
4000
2424
1.65
吸入涡卷第一腔的一部分工质 （约30-40%）通过回流气体调 节孔返回吸气腔，实现卸载启 动，耗功降低，可减小空调启 动对发动机的冲击。当吸排气 两侧压差大于1.5-2bar时，控 制阀将调节孔关闭
天然气涡旋压缩机增压装置供油流量的控制模型
关 键 词 涡 旋 压 缩 机
天然 气
供 油 流 量 自动控 制
・
中图分类号
Ｔ ０ １ ２ Ｑ５ ．１
文 献标 识 码
Ａ
文章编号
０ ５ — ９ （ ０ ２ ０ — ６ —５ ２ ４６ ４ ２ １ ） ４０ ５０ ０ ４
由于涡旋 压 缩机具 有 特殊 的结 构 和独特 的运 行方 式 ， 其显 著 的特点 是 摩擦 副多 ， 对每个 摩 擦副
摘 要 对 卧 式 天 然 气 涡旋 压 缩机 增 压 装 置 中的 供 油 回路 进 行 了全 面 分 析 ， 据 机 械 密 封 的 热 负荷 需 根 油 量 和 压 缩 机 高效 运 行 时压 缩腔 中 气体 润 滑 油 的 最 佳 含 量 建 立 了该 装 置 总 需 油 量 的 数 学 模 型 ， 由模 型
比， 值必 须小 于许用 值 。即 ： 其
２ １ 第 一循 环油路 ． ２ １ １ 双 端面 机械密 封 的结构 及密封 机理 ． ． 双端面 密封 结 构 如 图 ３所 示 ， 由一 对垂 直 于 式中
Ｐ＝（ Ｐ ） ｂ ｑ ｌ … － 半 ｆ
Ｄ —— 机 械 密封 面 内径 ， ｍ；
示 。天 然气增 压装 置如 图 ２所示 。
旋底 盘 与支架 体 支撑 面 的间 隙流进 工作 腔 。工作 腔 内润 滑油 的数 量对 涡旋 压缩 机 整机性 能 有很 大 的影 响 ， 油量 过 多会 降低 压缩机 的容积效 率 ， 增加
压缩 耗 功 ， 加 重油分 离 器 的负担 ， 响排 出气体 且 影
管 中充 量 的密 度 ， 得 进 入 燃 烧 室 的实 际 进气 量 使
１ ３ 增 压 系统 的工况要 求 ．
涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨_樊灵
№.4 西北轻工业学院学报 Dec.1997V o l.15 JO U RN A L OF N OR T HWEST IN ST IT U T E O F L IG HT IN DU ST RY ・1・涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨樊灵 曹巨江 贺炜 彭国勋(机械工程系)摘 要 根据涡旋压缩机的基本结构和热力学、传热学、流体力学及机械运动学和动力学的相关理论,针对不同结构的涡旋压缩机建立了涡旋压缩机优化设计的数学模型.关键词:涡旋压缩机,优化设计,优化参数中图法分类号:T H455(TH122)1 前言涡旋压缩机是一种新型的压缩机,具有体积小,零部件少,重量轻,热效率高,扭矩变化小,振动小,运转平稳,噪音低,压缩部件的滑动速度小,压缩室之间的工质泄漏少,可靠性高等特点而运用广泛,对其关键参数进行优化设计是提高其性能的重要途径,至今国内未见较为完整的阐述,本文就此进行了涡旋压缩机的优化设计.图1 动涡旋盘参数图2 基本结构参数涡旋压缩机一般主要由动静涡旋盘、防转机构、轴向力支承机构、曲轴驱动机构、自动阀、机壳等组成,其中防转机构主要有十字联接环和球形联接器.动静涡旋盘是形成压缩机工作容积的直接零件,其基本参数是影响压缩机性能的关键因素,是优化的主要变量.在以往的涡旋压缩机的设计中,一般以几何参数为基本参数,这不仅导致了不形象直观的问题,而且导致了设计基准、测量基准的不重合及刀具选择上的不直观[1,2],所以本文以结构参数为基本参数.在已知行程容积和压缩比的情况下,基本参数有:(1)涡圈节距P ;(2)涡圈壁厚t ,一般变化不大; 收稿日期:1997-06-05 第一作者:男,28岁,博士生(3)涡圈高度h ;(4)考虑到动静涡旋盘结构的非对称性[3],还可以动静涡旋盘的最大外径D 1、D 2为参数(对应着各自的最大展开角 1、2,允许 1≠ 2),如图1;图2 修正展开角 (5)对采用双圆弧修正或直线圆弧修正的涡线,其参数还可加上心部修正的展开角 ,如图2;(6)对特定的舌簧阀,其参数有气阀升程h ,阀片厚度 d ,阀片宽度B ,阀片长度L ,阀孔直径D 等5个参数,其中H 、B 、L 、D 按安装条件和密封要求为确定值,剩下的气阀设计变量为阀片厚度n 〔4〕1,如图3.3 工作过程的计算机数值模拟压缩机实际工作过程的计算机数值模拟是进行压缩机设计的图3 排气阀的参数重要环节,是进行受力分析、泄漏分析、传热损失分析、流动损失分析、功耗分析等的有效手段,是联系压缩机基本参数和性能指标的纽带,它为涡旋压缩机的优化设计提供所需数据.详细计算见文献[5]的“实际过程的计算机数值模拟”部分.4 目标函数优化设计的目标函数可由设计需要来确定,如制造成本、运转费用、噪声指标、零件寿命、热力特性、功耗等或多目标的加权组合.对以十字联接环为防止机构的涡旋压缩机,十字联接环上应力分布的不均匀和局部应力的过大是其失效的主要原因,且动涡旋盘运转的平稳性和动力特性的好坏是压缩机能否正常运转的关键,而这些因素都与动涡旋盘的轴向力和倾覆力矩有关,所以可以倾覆力矩M 或轴向力F a 与倾覆力矩M 的合成[6],即轴向合力F x =F a +2M /D 最小为目标函数[7].对以球形联接器为防止机构的涡旋压缩机,一般以发挥其高效节能的优势为出发点,以能效比E .E .R 的倒数为目标函数.因其具有广泛的通用性,本文以此为重点加以分析.能效比:E .E .R =Q e W in 式中:Q e ——蒸发器中吸热量,W in ——电机输入功率.Q e = h e m e ′- h 0m 0′ 式中: h e 、 h 0分别为制冷剂和油在蒸发器中比焓的变化,m e ′、m 0′分别为制冷剂和油在系统中的质量流量变化.输入功率为:・2・西北轻工业学院学报 第15卷 式中:W p ——多方压缩耗功,L c ——压缩损失,L m ——机械损失, m ——电机的效率.W p =n n -1P a R v-P s V s ′ 式中:n ——多方指数,P a ——排气压力,P s ——吸气压力,R v ——压缩机内容积比,V s ′——输气量.L m =L j +L t +L f 式中:L j ——轴颈轴承损失,L t ——止推轴承损失,L f ——侧向磨擦损失.5 约束条件涡旋压缩机的约束条件主要由强度及刚度条件、加工条件、热力性能、动力特性等来确定.对动静涡旋盘的优化而言,应满足如下约束条件:(1)应满足一定的排气量(Q )要求:Q =V h n v 式中:Q ——排气量,V h ——行程容积, v ——容积效率.(2)应满足压缩比( )的要求:V e + e -52 + *V h×90%≤ ≤V e + e -52+ *V h 式中V 为工作腔容积.(3)涡旋型线厚度t 太小,则强度、刚度低,加工中变形大,运行中受热、受力变形大,气体泄漏大,热力性能降低;若t 太大,则整体尺寸加大,所以t min ≤t ≤t max .(4)行程容积一定时,增加型线壁高h 有利于减少泄漏,但过大又导致运动稳定性差,且壁面刚度下降,加工困难;过小则受动涡旋盘质量、轴向力、外径的限制,所以h min ≤h ≤h max .(5)涡旋压缩机的轴向间隙是主要的泄漏通道,所以轴向间隙应加以控制:C 1h + m ≤ max .(6)为减少压缩机尺寸,便于系列化,动涡旋盘底板直径D 1≤D 1max .(7)考虑到加工刀具的规格及深槽加工的困难,应满足h /(P -t )≤A ,一般取A =4.(8)动涡旋盘的驱动件高度L a 太长,会加大倾覆力矩;太短,则驱动件表面因应力增加而受破坏,所以L a max ≤L a ≤L a min .另外,如驱动件采用滚动轴承,则L a 的取值与轴承宽度有关.(9)结构参数 =h /P 过大,则动涡旋盘倾覆力矩大,动涡旋盘局部应力峰值大,轴向力产生的平均应力减少. 值减少时,倾覆力矩小,局部应力峰值较小,但此时轴向力产生的平均应力增大.当 值为一恰当的值时才能使局部总应力值最小,动力特性好,所以 min ≤ ≤max .对设置排气阀的压缩机如要进行优化,则应满足如下条件:(1)阀片厚度太薄,则难以满足结构、强度及加工工艺性要求;太厚,则阀片弹性太差,难・3・第4期 樊灵等:涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨以实现正常的运动,所以 d min ≤ d ≤ d max .(2)阀腔高度太高,则受到重量、尺寸、自振频率的限制;太低,则受到安装的限制,所Z min ≤Z ≤Z max .(3)阀片撞击速度过高,则对阀片的寿命、可靠性、效率及噪音等指标都有影响,应加以限制,所以V d ≤V d max .6 计算方法压缩机的设计比较复杂,恰当的计算方法是提高计算精度和速度的保证.在计算机模拟求解微分方程组时,一般用龙格-库塔法.在优化设计时,可用可变容差法、惩函数法、网格法和复合形法等方法.因设计变量和目标函数具有不同的数量级,为避免较大的舍入误差,可先进行尺度转换和无量纲变换,转化为标准形式.考虑到加工因素和标准化、系列化的需要,计算结果还应圆整.7 结果分析根据以上分析,可得优化的数学模型:设计变量X =〔P ′,t ′,h ′,D 1′,D 2′, ′,n 1′〕T P =P P 0,t =t t 0,h =h h 0,D 1=D 1D 10,D 2=D 2D 20, = 0,n 1=n 1n 10 下标为“0”的量为粗略设计计算所得的初始值.目标函数min U =U (P ′,t ′,h ′,D 1′,D 2′, ′,n 1′)=W in Q e 约束条件h 1=Q -V n n v =Q -(N 1+N 2-1) P (P -2t )hn v =0g 1=t -t min ≥0 g 2=t max -t ≥0g 3=h -h min ≥0 g 4=h max -h ≥0g 5= max -C 1H + m ≥0 g 6=D max -D ≥0g 7=A -h /(P -t ) g 8=L a -L a min ≥0g 9=L a max -L a ≥0 g 10=h /P - min ≥0g 11=max -h /P ≥0 g 12= d - d min ≥0g 13= d max - d ≥0 g 14=Z -Z min ≥0g 15=Z max -Z ≥0 g 16=V d max -V d ≥0g 17= -V e - e -52 + *V ×90%≥0・4・西北轻工业学院学报 第15卷 结合汽车空调用涡旋压缩机的样机可得如下计算结果,其中样机按国家行业标准,试以QC/72.1-93《汽车空调制冷装置压缩机》所规定的工况测试标准为设计规格,其参数为:吸气压力饱和温度:-1℃(对应压力0.29843MPa ),排气压力饱和温度:62℃(对应压力1.5929M Pa ),过热度:10℃,过冷度:5℃,压缩机转速:1800r /min .优化设计后,其基本结构参数为:节矩:18.8998mm ,壁厚:4.55mm ,型线高度:29.4mm ,动涡旋盘最大展开角:17.48,静涡旋盘的最大展开角:17.50,修正型线展开角:1.52,此时能效比:2.5.计算结果分析如下:由图4知,节矩太大,则动涡旋盘的直径太大,轴向密封线长度增加,泄漏量增加,能效比下降;节矩太小,则型线高度增加,动涡旋盘的动力特性较差,颠覆力矩较大,受力增大,机械损失增加,能效比下降.由图5,型线高度与能效比的关系分析与节矩的分析相似,型线高度也有一合适的值.图4 能效比—节矩 图5 能效比—型线高度图6 能效比—壁厚 图7 能效比—动涡旋盘最大展开角图8 能效比—修正型线展开角 由图6知当壁厚太厚时,动涡旋盘的直径增大,重量增大,密封线长度增加,机械损失和泄漏量增加,能效比下降.当壁厚太薄,则动静涡旋盘的受力、受热变形加大,泄漏量增加,能效比下降.动涡旋盘的最大展开角与动涡旋盘的直径相关,太小则型线高度增加,能效比下降;太大则动涡旋盘直径加大,能效比也下降,所以最大展开角也具有合适的值,如图7.由图8知,修正型线展开角过大,则在保证内压缩比的情况下,最大展开角必然加大,引起动涡旋盘直径的增大,能效比的下降;修正型线展开角过小,则修正心部变薄,强度、刚度变小,运行中受力、受热变形大,泄漏量大,能效比降低.・5・第4期 樊灵等:涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨8 结论根据涡旋压缩机的基本结构和相关理论,确定了涡旋压缩机的基本优化参数、合理的约束条件、常用的目标函数及相应的计算方法,从而建立了涡旋压缩机优化设计的数学模型,为提高压缩机性能奠定了基础.参考文献1 顾兆林,郁永章.涡旋压缩机设计计算研究.流体机械,1996;(2):482 顾兆林,郁永章.涡旋压缩机基本参数选择及结构参数 =H /P t .压缩机技术,1996;(3):93 陈志明,樊恒鑫.涡旋压缩机腔内压力变化非对称性理论分析.流体机械,1995;23(7):134 吴业正.往复式压缩机数学模型及应用.西安交通大学出版社,1989年5 樊灵.启式涡旋压缩机的研究.硕士学位论文,西北轻工业学院,1997年6 (日)森下悦生,杉原正浩.涡旋压缩机的设计问题.压缩机技术,1988;(4):117 朱延敏.空调用涡旋压缩机数值模拟及优化.硕士学位论文,西安交通大学,1991年8 乔宗亮,李翠华.涡旋压缩机涡旋盘的尺寸优化.流体工程,1993;(4):52STUDY OF THE MODEL OF SCROLL COMPRESSORS ′DIMENSIONED OPTIMIZATIONFan L ing Cao J uj ang H e W ei P eng Guox unABSTRACTIn this paper,the mo del o f dim ensioned optim ization of the different structur e scroll co mpr essor is established acco rding to the basic structur e o f scroll com pressor and the the-ories of the thermodynamic ,fluid mechanics ,heat tr ansfer and the mechanic kinematics and dynamics .Keywords :scroll compresso r,dim ensioned optimization,optim izing parameters ・6・西北轻工业学院学报 第15卷。
涡旋压缩机设计理论
涡旋压缩机设计理论
首先是压缩腔设计。
涡旋压缩机的压缩腔是压缩过程的主要空间，其设计合理性直接影响到涡旋压缩机的性能。
压缩腔的设计要考虑到充分利用空间，确保气体在其内部能够充分旋转，从而实现高效的压缩。
压缩腔的设计应遵循一定的几何比例和流动原理，如设计合理的腔室形状、严格控制出口流道大小等。
其次是叶轮设计。
叶轮是涡旋压缩机中最核心的部件，其设计合理与否直接决定了涡旋压缩机的性能。
叶轮的设计要考虑到叶片的数量、叶片的弯曲程度、叶片的角度等因素，以及叶轮的直径、转速等参数。
叶轮的设计既要满足高效率、高性能的要求，还要考虑到叶轮的材料选择、加工工艺等问题。
最后是导流器设计。
导流器是将进口气体引导到叶轮并使其旋转的装置，其设计合理与否直接影响到涡旋压缩机的性能。
导流器的设计应遵循一定的流动原理，确保进口气体能够流畅地进入叶轮，并且在叶轮旋转的过程中能够得到充分的压缩。
导流器的设计包括入流角、流道形状以及流道长度等参数的选择。
除了以上三个方面的设计理论外，涡旋压缩机还需要考虑到其他一些因素，如冷却系统的设计、涡旋压缩机的制造工艺等。
冷却系统的设计要确保涡旋压缩机在运行过程中能够保持合适的温度，提高其运行效率和使用寿命。
制造工艺方面的设计要确保涡旋压缩机的制造过程合理、稳定和可靠。
总之，涡旋压缩机的设计理论涉及到压缩腔设计、叶轮设计和导流器设计等方面，合理的设计能够提高涡旋压缩机的性能和效率。
此外，还需
要考虑到冷却系统的设计和制造工艺的合理性。
未来的研究可以进一步深入探讨涡旋压缩机的设计理论，提高其性能和应用领域的广泛性。
涡旋式压缩机润滑系统的特性分析
涡旋式压缩机润滑系统的特性分析李超;任燕玲;雷杰;牛洪涛【摘要】为了探究涡旋式压缩机润滑系统的供油特性及随转速的变化规律,通过对涡旋式压缩机润滑系统的全面分析,建立了第二循环油路油量分配模型和润滑油流量与转速的关联数学模型,获得了润滑油流量随转速的变化规律.应用计算流体动力学软件进行数值计算和流场分析,将理论计算结果与模拟结果进行比较,两者吻合较好.主轴供油量、主副轴承供油量均随转速的增大而增加,主轴与壳体间缝隙的泄漏量与转速大小无关.%In order to explore oil supply characteristics of scroll compressor lubricating system and the relationship of oil flow rate to spindle speed, overall analysis of the lubrication system is made, to establish a distribution model of oil flowrate in second oil circuit and a mathematical model of relationship of oil flowrate to spindle speed, so that the relationship of oil flowrate to spindle speed isputational fluid dynamics software is used for numerical calculation and flow-field analysis.It is found by comparing the theoretical result with the simulation result that both of them will be in better agreement with each other.The oil flowrate of oil supply to the spindle, principal bearing, and auxiliary bearing will increase with spindle speed, and the leakage through the clearance between spindle and casing will be independent of spindle speed.【期刊名称】《兰州理工大学学报》【年(卷),期】2017(043)003【总页数】5页(P39-43)【关键词】涡旋压缩机;润滑系统;油量;模型【作者】李超;任燕玲;雷杰;牛洪涛【作者单位】兰州理工大学石油化工学院, 甘肃兰州 730050;兰州理工大学石油化工学院, 甘肃兰州 730050;兰州理工大学石油化工学院, 甘肃兰州 730050;兰州理工大学石油化工学院, 甘肃兰州 730050【正文语种】中文【中图分类】TH45涡旋压缩机由于结构特点存有较多摩擦副，为了减少压缩机运行时的能量损耗和保证压缩机的运行可靠性，通常涡旋压缩机内都设有润滑系统，润滑油不仅可以起到减磨、降噪作用，而且还具有冷却摩擦副和密封间隙的作用，因此压缩机润滑系统的特性直接影响着压缩机的性能.李超等[1]推导出了涡旋式空气压缩机的润滑油路系统流量和功耗计算表达式；张萍等[2]根据压缩机压缩腔气体的最佳含油量建立了控制油量的模型；赵兴艳等[3]建立了涡旋压缩机润滑系统性能分析模型，并确定了润滑系统润滑油量的优化准则.以上工作为涡旋压缩机润滑系统的设计和实现油量自动控制的仿真研究提供了一定的理论依据.CUI等[4]研究出油泵高度和润滑油的黏度对润滑系统的影响，并得到润滑油流率和油流过轴承的时间，此结果可用来设计和优化供油系统以提高压缩机的稳定性和效率.本文以天然气涡旋压缩机润滑系统为研究对象，建立了轴承系润滑的第二循环油路数学模型，通过模拟仿真计算，获得了润滑油量随转速的变化关系.涡旋式天然气压缩机润滑系统设有两个供油油路:第一循环油路和第二循环油路.第一循环油路用于机械密封的润滑、冷却及密封；第二循环油路用于润滑涡旋压缩机的轴承和动、静涡旋摩擦副.参见图1给出的涡旋式天然气压缩机结构和润滑系统示意图，根据图1润滑系统建立的循环油路润滑油量分配模型如图2所示.本文主要研究第二循环油路的润滑特性.1.1 第二循环油路第二循环油路采用压差式供油，可根据油气分离器润滑油出口压力自动调整供油量[5].这种供油方式结构简单、运行可靠、润滑油循环容易控制.油气分离器内的润滑油分为两路进入压缩机内部.一路由机头喷入，其油量为3qV,0，用来润滑动、静涡旋间各摩擦副并对气体进行冷却；另一路由壳体引入，通过主轴对各轴承进行润滑，见图1和图2.图中qV,1为由壳体引入的润滑油量，qV,2为进入主轴的油量，qV,3为壳体与主轴间隙流出的油量，qV,4为副轴承供油量，qV,5为主轴承供油量.润滑油经壳体引入主轴内部，壳体进油口内设有一环形储油槽，有利于润滑油进入主轴径向油孔，由径向油孔流入的润滑油通过主轴中心油孔分别对主、副轴承和驱动轴承进行润滑[6].涡旋压缩机主轴润滑油路示意图由图3给出.1.2 第二循环油路数学模型为建立各路流量数学模型，将润滑油在主轴油道内的流动类比为液体在离心泵中的流动[7].并假设:1) 忽略油的重力影响；2) 油气分离器的液位不变；3) 忽略分油器到供油口流动时的阻力；4) 润滑油黏度为定值；5) 忽略压缩机的启动时间，即假设压缩机启动时曲轴角加速度无穷大.当涡旋压缩机正常工作时，油气分离器内润滑油液面压力为排气压力pd，即p2=pd.背压腔的压力为pb，在压差的作用下，润滑油经壳体环形储油槽由主轴2截面进入曲轴，从4、5截面流出对驱动轴承和主副轴承进行润滑.由图3可知，润滑油从2向a流动时受到离心力作用，阻碍了润滑油向中心油道的流入，单位离心力所做的负功可表示为Fcdr=ω2rdr=式中:R2为进油口处的主轴半径，m；ω为主轴旋转角速度，rad/s.由2向a流动时，其相对运动伯努利方程[8]为+-=++∑hw,2-a式中:ρ为润滑油的密度，kg/m3；p2、pa分别为润滑油在2、a两点的静压，Pa；v2、va分别为润滑油在2、a两截面的平均流速，m/s；∑hw,2-a为液体由2向a 流动时的阻力损失，m.由2向a流动时，由不可压缩流体的连续性方程可知即所以式(2)可简化为-=+∑hw,2-a由a向4、5流动时，离心力有助于润滑油的流出，单位离心力所做的正功分别为因此由a向4、5流动时的伯努利方程为-=-∑hw,a-4-∑hw,a-5式中:R4、R5分别为副、主轴承处的主轴半径，m.由式(4～7)可得由2向4、5流动时，由连续性方程得其中由a向4、 5流动时的阻力为得式中:μ为润滑油的动力黏度，Pa·s； v4、v5分别为润滑油在副、主轴承供油油道内的平均流速，m/s.d5为主轴承供油流道直径，m；d4为副轴承供油流道直径，m；d2为主轴进油口供油流道直径，m.由此可得:1) 主轴承供油量:2) 副轴承供油量:3) 主轴供油量:流量qV,2是由壳体流入主轴的润滑油量，此流动为向心流动.当主轴旋转时，润滑油产生离心力阻止其向主轴内流动.因此，确定系统油压时需考虑离心力的影响，克服离心力所需的最小压差[1]：式中:n为主轴转速，r/min.4) 泄漏量qV,3.由于主轴和壳体之间存在配合间隙，环形缝隙两端存在压差且壳体与主轴间有相对运动，所以此缝隙处会有一定的泄漏量.润滑油向壳体两端泄漏，所以压差引起的同心圆环缝隙的泄漏量[9]为式中:R2为进油口处的主轴半径，m；δ为主轴与壳体之间的缝隙，m；p为进出油口两端压差，Pa；L为缝隙处壳体的宽度.由文献[10]可知，当壳体与主轴的相对运动为旋转运动时，主轴旋转不会影响层流流动的通流过程，流量不变；紊流工况时,旋转时的泄漏量与静止时泄漏量的差别并不大，实际上可略去不计[11].所以当主轴转动且主轴与壳体间的环形缝隙两端存在压差时，泄漏量可按式(19)计算.由此可知，泄漏量随着压差、缝隙、主轴半径的增大而增大，随着润滑油黏度、壳体宽度的增大而减小.5) 壳体向主轴的供油量:2.1 背压腔压力对供油流量的影响由于所采用的供油方式为压差供油，因此主轴油道内润滑油的流速v2、v4、v5与压差的关系紧密.由式(8)可知，在主轴尺寸一定的条件下，润滑油在主轴油道内的流速由压差决定.在排气压力一定时，由数学模型可求得在给定转速下不同背压腔压力所对应的各油道的流量，润滑油流量随转速变化的关系由图4给出.由图可知润滑油在各油道内的流量随着背压腔压力的增大而减小，所以背压腔压力的大小对供油系统至关重要.2.2 背压腔压力的确定背压腔的设置是为了平衡轴向气体力.压缩腔中的气体通过两个背压孔进入背压腔，背压腔中的气体对动涡盘施加一个与轴向气体力Fa相反方向的轴向推力Fb，由此来平衡轴向力以保证轴向间隙的密封.如果Fb≥Fa，将导致涡旋盘端面较大的摩擦功耗；如果Fb<Fa，则轴向间隙得不到密封.根据经验[12]Fb,min=(1.15～1.30)Fa,max.最小轴向推力Fb,min稍大于最大的轴向气体力Fa,max即可，但上式还考虑了涡旋盘上承受的倾覆力矩对轴向气体力平衡性的影响，因此取Fb,min=1.20Fa,max.最小背压值为由文献[13]可知最佳背压值：代入数值可求得a.3.1 润滑油流量计算以WTY06-1.5/0.1-0.6样机为例进行计算，压缩介质为天然气，使用单级、风冷式涡旋压缩机，驱动方式为带轮传动；排气量1.5 m3/min；最大排气压力0.6 MPa；吸气压力0.1 MPa.依据式(8～18)，运用Matlab编写程序，求得特定转速下v2、v4、v5的值和qV,2、qV,4、qV,5与转速的变化关系，结果见表1.由表1数据可知，润滑油流量随着转速的增大而增大.3.2 模拟仿真分析3.2.1 网格划分利用UG软件对润滑油管道三维建模，然后使用导出命令，把模型转换成x-t格式，由ICEM导入，三维模型如图5所示.利用ICEM软件划分网格，由于结构网格具有网格量少和计算精度高等优点，因此采用结构网格划分方式划分网格.为能使其在fluent中创建边界条件，首先给模型外表面创建4个part，分别命名为in、out1、out2、wall(见图5).然后创建block，为使求解结果具有足够的精度，添加边界层网格.3.2.2 前处理由Matlab所求结果可知流动为湍流，选择k-湍流模型；润滑油采用POE ISO10[14]，密度为922.02 kg/m3，黏度为3.64×10-3Pa·s.采用动参考系模型，旋转原点为(0,0,0)，选择方向为(1,0,0)，选择角速度为0、62.83、125.60、188.50、251.32、314.36、376.99、439.82、502.65 rad/s进行求解.in为压力入口，压力为0.6 MPa；out1和out2都为压力出口，压力为背压腔压力0.22 MPa；wall 是动壁面，选择相对流体旋转运动，旋转原点为(0,0,0)，选择方向为(1,0,0).3.2.3 求解转速为0、600、1 200、1 800、2 400、3 000、3 600、4 200、4 800 r/min 时，in、out1、out2中相应的体积流量qV,2、qV,4、qV,5由表2给出，相应的变化曲线如图6～8所示.当转速为2 400 r/min时，速度云图如图9所示.3.2.4 结果分析由图6～8可知:1) 主轴的供油流量qV,2随转速的增大而增大.因为由入口向中心孔流动过程中，中心孔距离逐渐减小，离心力和阻力所做的负功也随之减小，所以主轴供油流量随主轴的增大而增大.2) 主、副轴承供油量qV,5、qV,4随转速的增大而增大.由图8可知在两径向油道流动时，速度和离心力所做的正功都随着与中心孔距离的增大而增大，而阻力所做的负功增加量相对离心力所做的正功增加量较小，所以速度逐渐增大，因此主副轴承供油量随转速的增大而增大.3.3 对比分析数学模型结果和模拟仿真结果由图6～8可知，数学模型结果和模拟仿真结果变化趋势相一致，qV,2、qV,4、qV,5都随转速的增大而增大.但两结果存在一定误差，qV,2、qV,4、qV,5的标准误差分别为10.70%、11.10%、3.44%.误差存在的原因是：1) 理论计算中忽略了一些次要因素，比如不计重力,忽略了温度和压力对润滑油的影响；2) 数学模型与模拟仿真中阻力损失有偏差:润滑油开始流动时流速较小，为层流，而理论模型中阻力损失按湍流计算；3) 用Matlab求解时精确度对结果产生一定误差.1) 通过对涡旋式天然气压缩机润滑系统的分析，建立了润滑系统第二循环油路的油量分配模型.2) 运用伯努利方程和连续性方程建立了涡旋压缩机润滑油流量与转速的关联数学模型，并运用计算流体动力学软件对润滑系统模拟仿真.模拟仿真结果与数学模型结果吻合较好.3) 第二循环油路中主轴供油流量、主副轴承供油流量均随转速增大而增大；壳体与主轴间缝隙的泄漏量与转速无关，但随压差和缝隙的增大而增大，随黏度的增大而减小.【相关文献】[1] 李超,赵荣珍,刘振全.涡旋式空气压缩机润滑系统的研究 [J].润滑与密封,2004(4):104-105.[2] 张萍,李超,谷波.天然气涡旋压缩机增压装置供油流量的控制模型 [J].化工机械,2012,39(4):465-468.[3] 赵兴艳,刘振全.涡旋压缩机润滑系统润滑油量优化分析 [J].甘肃工业大学学报,1997,23(2):37-41.[4] CUI M M,SAULS J.Investigation on the oil supply system of a scrollcompressor.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineer [J].Part A:Journal of Power and Energy,2007,221(4):509-517.[5] 王君,李超,马小礼,等.涡旋压缩机工作腔润滑油密封的实验研究 [J].润滑与密封,2006(3):100-104.[6] 李超,李铮,刘兴旺,等.低压腔型涡旋压缩机润滑系统研究 [J].化工机械,2013,40(5):612-615.[7] 谭天恩,窦梅,周明华.化工原理 [M].化学工业出版社,2006.[8] 罗惕乾,程兆雪,谢永曜.流体力学 [M].北京:机械工业出版社,2007.[9] 陆敏恂,李万莉.流体力学与液压传动 [M].上海:同济大学出版社,2005.[10] 塔鲁达纳夫斯基.非接触密封 [M].李均卿,刀元康译.北京:机械工业出版社,1986.[11] 周梓荣,彭浩舸,曾曙林.环形间隙中泄漏流量的影响因素研究 [J],润滑与密封,2005(1):7-9.[12] 李连生.涡旋压缩机 [M].北京:机械工业出版社,1998.[13] 屈宗长.背压平衡涡旋压缩机的研究 [J].西安交通大学学报,1998,32(7):51-55.[14] 李超,夏威,任燕玲,等.低压腔涡旋压缩机吸油管特性的数值研究 [J].流体机械,2014,42(10):16-18.。
涡旋压缩机主轴油路供油特性及润滑油分布状况研究
涡旋压缩机主轴油路供油特性及润滑油分布状况研究涡旋压缩机主轴油路供油特性及润滑油分布状况研究摘要：涡旋压缩机是一种高效的压缩设备，主轴油路的供油特性和润滑油分布状况对其性能具有重要影响。
本研究通过实验和数值模拟方法，对涡旋压缩机主轴油路的供油特性进行了研究，并分析了不同工况下的润滑油分布状况。
结果表明，在设计参数一定的情况下，主轴油路的供油特性与润滑油分布状况会随着压缩机运行工况的改变而发生变化。
研究结果可为涡旋压缩机的设计和性能优化提供参考。
关键词：涡旋压缩机；主轴油路；供油特性；润滑油分布状况1.引言涡旋压缩机是一种广泛应用于工业领域的高效能气动压缩设备。
其优点包括结构简单、可靠性高、体积小等。
在涡旋压缩机的运行过程中，由于高速旋转的叶轮对主轴的要求非常高，因此主轴油路的供油特性和润滑油分布状况对其性能具有重要影响。
因此，研究涡旋压缩机主轴油路供油特性及润滑油分布状况对其优化设计和性能提升具有重要意义。
2.涡旋压缩机主轴油路的供油特性涡旋压缩机主轴油路的供油特性主要包括供油量和供油压力两个方面。
供油量的控制是通过调整供油阀的开度来实现的，供油压力则由供油系统的设计参数决定。
在设计阶段，需要根据压缩机的工作特点和要求，合理设置供油量和供油压力的大小。
实验研究表明，在涡旋压缩机中，供油量与供油开度呈正相关关系。
当供油开度增大时，供油量也随之增大，但是增长的速度逐渐减缓。
与此同时，供油压力与供油开度也呈正相关关系，即当供油开度增大时，供油压力也会随之增大。
供油量和供油压力的变化对涡旋压缩机的性能有重要影响，因此需要进行合理的设置和调整。
3.涡旋压缩机润滑油分布状况的研究涡旋压缩机的润滑油分布状况直接影响到主轴的润滑和冷却效果。
涡旋压缩机的主轴通常采用溢流式润滑系统，润滑油从供油系统中得到供应后，通过主轴上的通道进入轴承的润滑油槽，然后再通过轴承进行润滑。
在涡旋压缩机工作过程中，轴承周围通常存在压力差，因此润滑油的分布情况会受到影响。
涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略
涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略
涡旋压缩机是一种常见的离心压缩机，其通过利用涡轮将气体转速加快来压缩气体。
为了保证涡旋压缩机的高效率和可靠性，需要进行型线设计，以满足气体流动的要求。
以下是涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略：
1.流道设计准则
涡旋压缩机流道的设计对其性能有着重要影响。
其流道应当满足尽量平缓的进口流道、顺畅的进口与出口过渡、有利的旋涡特性等要求。
此外，需要保证流道内部气体流动稳定，避免发生分离现象。
2.涡轮设计准则
涡轮是涡旋压缩机的核心组件之一，涡轮设计应当满足高效率和高强度的要求。
涡轮的叶片数应当尽量少，叶片形状应当合理，以提高流体动能的转化效率。
此外，涡轮的强度应当足够，避免在高速运转时出现疲劳损伤。
3.叶轮设计准则
叶轮是涡旋压缩机的另一个重要组件，叶轮设计应当满足合理的叶片数和形状、合适的旋涡角等要求。
此外，叶轮的材料选择应当考
虑到其强度和耐腐蚀性等因素。
4.优选策略
为了实现涡旋压缩机性能的优化，可以采用以下优选策略：
（1）结合实际使用需求，选择合适的设计参数，例如流量、压力比等。
（2）借助模拟软件，通过数值模拟和优化设计，寻找最优的涡旋压缩机型线和组件设计方案。
（3）基于实验和试验数据的分析，调整设计参数和组件结构，优化涡旋压缩机的性能和可靠性。
涡旋压缩机的型线设计和优选策略需要结合实际使用需求和先进的设计理念，以提高其性能和可靠性，满足不同的工业应用场景。
涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略
涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略涡旋压缩机是一种利用空气的涡旋流原理，从而有效地提高压缩机的压缩效率的压缩机。
它被广泛用于汽车、航空、船舶、军事、电力等各种工业生产领域，有着广泛的应用前景。
然而，由于涡旋压缩机的复杂性，其型线设计工作具有一定的困难度。
因此，介绍涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略对提高其应用的质量具有重要意义。
首先，要正确认识涡旋压缩机型线设计的重要性。
涡旋压缩机的型线设计是一种特定的设计工作，它的技术难度比常规型线设计要高得多。
因此，在进行涡旋压缩机型线设计时，要非常重视它的设计质量。
其次，应考虑安全性。
在进行涡旋压缩机型线设计时，应极大注重安全因素，不仅要考虑安全上的优势，而且要充分考虑安全性问题，以确保设备安全运行。
接下来，要明确涡旋压缩机型线设计的准则。
首先，应正确了解压缩机的工作原理以及涡旋流的基础原理，清楚认识涡旋压缩机的工作特性，确定其参数和运行规律，以便于最大限度地选择合理的型线设计方案。
其次，应考虑压缩机的结构特性和运行环境，包括结构形式、结构宽度、风扇位置、工作温度等，以确保压缩机在正常工作条件下运行正常。
最后，应对涡旋压缩机的控制系统进行有效设计，以保证涡旋压缩机在不同工况下能够正常工作。
此外，在进行涡旋压缩机型线设计时，还应注意不同的优选策略。
综合考虑压缩效率、噪声、功耗、风扇流量、排气口压力、压缩机大小、控制系统、启动特性等要素，结合不同情况，采取有效的优化策略，从而达到涡旋压缩机型线设计的最佳效果。
综上所述，涡旋压缩机型线设计准则及其优选策略具有重要意义，是决定涡旋压缩机表现质量和运行安全的关键因素。
因此，在实际进行涡旋压缩机型线设计时，应按照上述准则和策略，加强对涡旋压缩机的理论研究，提高设计质量，最大限度地保证涡旋压缩机在工作过程中的正常运转。
压缩机模型
动力粘度采用Cicchitti[2]模型
两相区的长度
内摩阻系数采用Stoecker[1]模型
绝热毛细管内内摩阻系数的计算方 程Chruchill[4]方程
16
A
2.457ln
7 0.9
Re
1
0.27D
B 3753016
Re
相对粗糙度，在无法确定时可取经验值3.27×10-4
D
压缩机模型
目的
• 建立压缩机模型的目的是求出压缩机出口
制冷剂的质量流量和压缩机的输出功率， 仿真只要求计算压缩机对系统性能和其它 部件有影响的参数（如流量和功率），并 实现各部件模型之间的耦合。
建模特点
结构上由压缩机、电机、机体、机壳和润滑油组成
1
2 3 1.气缸 2.机壳 3.电动机
吸气升温过程、气缸压缩过程、排气降温过程
整个流动中可以分为四 个区域：1：过冷区域； 2：亚稳态液体区；3： 亚稳态气液两相区；4： 热平衡气液两相区
压力
Pv沿程压力
Ps饱和压力
1
23
4
管长
毛细管长度物理模型
物理假设
• 1) 假设工质流经毛细管是一维绝热均相流
动，流动处于紊流区，且制冷剂在流动过 程中状态变化是连续的。
• 2) 不考虑毛细管的内径不一致与表面粗糙
N in
N ef
mo
ηmo为电机效率，Nm为磨擦功耗
实验数据整理压缩机模型
流量计算 功率计算
V com
V th
N th
N com
根据压缩机进出口气体状态方程
k 1
Td Ts
pd ps
k
k
ln
pd ps
制冷空调用涡旋压缩机数学模型
1 2
ar b[
2HUe
-
H2 -
H( Ai +
Ao +
P) ] ,
Ue = 2P( N + 0. 5) .
式中: Ue 为渐开线最大展开角, N 为涡旋圈数, r 为涡旋体旋转半径, b 为涡旋体高度, Ai 为涡旋体
内壁面渐开线起始角, Ao 为涡旋体外壁面渐开线起 始角。同时, 修正面积 A BCD 可按照文[ 3] 计算:
本文 作者 建立 了一 个适 合在 涡 旋压 缩机 制冷 系 统模拟中使 用的涡旋压 缩机模型。一方面要求 模型最 大程度包含影响压缩机性能的各种因素, 另一方面又 要剔除对压缩过程影响较小而计算量大的因素, 从而 有效减少计算量, 节约整个系统模拟的时间。该模型 综合考虑了 吸气过热 、吸气预 压缩、泄 漏、排气过 压缩 等各个因素对压缩机工作过程的影响, 基于质量守恒 和能量守恒 建立涡旋压 缩机的数学模 型。
( k- 1)
k+ 1
1 2
,
pd pu
<
k
2 k+ 1
k- 1
.
式中: Cd 为实际气体修正系数, A 为泄漏面积, p u
为上游压力, k 为绝热指数, R 为气体常数, T u 为
上游气体温度, p d 为下游气体压力。 Cd 的取值与泄漏种类有极大关系。压缩过程中
的泄漏间隙很小( 10～30 Lm ) , 通过泄漏口的一般 为液态润滑油和气态制冷剂的均相混合物[ 5] , 因此
+ ( 3P- H) 2 ,
a
- 2( 2P- H)
Ue -
P-
Ai+ Ao 2
- ( 2P- H) 2
各种压缩机数学模型
v=0.966-0.089[(P2/P1) 1]
式中 P1P2—涡旋压缩机吸气处、排气处压力 K—工质的绝热指数，对混合工质 K=∑XiKi
1 K
（5）涡旋式气体压缩机理论排气来自：V式中 n 电机转速，r/min P 涡旋体节距，m t 涡旋体壁厚，m h 涡旋体高度，h N 压缩腔数
涡旋式气体压缩机实际排气量：
n P P 2t 2 N 1 h 60
Vr V v
式中 ηv—涡旋压缩机容积效率，它是一个与温度、压力、泄漏量有关的复杂关系式。
（1）活塞式（往复式）压缩机理论排气量：
Ql ASn
对于双作用式压缩机：
Ql (2 A f ) Sn
式中 f 一级活塞杆面积（m 2）；其余代表符号同往复式泵
活塞式压缩机实际排气量：
Q V P t lQl 0Ql
式中
３ Q--压缩机实际排气量（ｍ／min)；
1 2
（3）罗茨式回转压缩机实际排气量：
Q v n R2 B
３ 式中 Q 排气量（ｍ／min)；
n 转数（r / min ）； R 转子长半径（m）； B 转子的厚度（m）；
容积系数，一般取0.7 ~ 0.8
v
（4）螺杆式气体压缩机实际排气量：
Q ( F 1 Z 1n1 F 2 Z 2 n2) L
--排气系数； --考虑余隙容积影响的容积系数； --考虑由于吸气阀的压力损失使排气量减少的压力系数； --由于吸入气体在气缸内被加热，使实际吸入气体减少的温度系数； --考虑机器泄漏影响的泄漏系数；
0 v p t l
（2）滑片式气体压缩机理论排气量：
涡旋压缩机运转范围
涡旋压缩机运转范围
涡旋压缩机是一种常见的压缩机类型，广泛应用于工业生产和能源领域。
它以其高效、节能的特点而备受青睐。
涡旋压缩机的运转范围包括以下几个方面。
涡旋压缩机的运转范围涵盖了不同的工作压力。
它可以适应各种压缩比要求，从低压到高压都能胜任。
无论是气体输送、气体增压还是气体压缩，涡旋压缩机都能稳定运行，确保工艺过程的顺利进行。
涡旋压缩机的运转范围还包括了不同的工作流量。
无论是小型的家用压缩机还是大型的工业压缩机，涡旋压缩机都能根据需求进行调节。
它具有灵活的运行特性，可以应对不同的气体流量变化，为生产过程提供稳定的气体供应。
涡旋压缩机的运转范围还涉及不同的工作介质。
无论是气体、液体还是混合介质，涡旋压缩机都能胜任。
它采用特殊的涡旋叶片设计，可以有效地处理各种介质，包括空气、天然气、石油气等。
同时，涡旋压缩机还能适应不同的工作温度和湿度条件，确保设备在各种环境下的可靠运行。
涡旋压缩机的运转范围还与其应用领域密切相关。
无论是化工、电力、石油、制药还是食品等行业，涡旋压缩机都有广泛的应用。
它可以用于气体输送、气体增压、气体压缩、气体循环等多种工艺过程，为各个行业提供稳定可靠的气体动力支持。
涡旋压缩机的运转范围广泛而多样。
它不仅适应不同的压力、流量和介质要求，还广泛应用于各个行业。
涡旋压缩机的高效、节能特点使其成为现代工业生产和能源领域不可或缺的重要设备。
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开式涡旋压缩机最佳供油流量的模型摘要:涡旋压缩机中的润滑油就像人体中的血液，供应不足或过量都会影响其运行性能。
本文对卧式涡旋压缩机增压装置中的供油回路做了全面分析，根据机械密封的热负荷的需油量及压缩机高效运行时压缩腔中气体的润滑油的最佳含量建立了该装置所需油量的数学模型，由模型可以看出只要装置中各结构参数及气体、润滑油的特性参数确定下来，装置中各部分所需的油量就可以确定。
装置在运行时可以根据计算的最佳油量通过传感器来控制各个部分的供油量，使供油系统的油量自动控制得以实现。
关键词:开式涡旋压缩机供油流量由于涡旋压缩机具有特殊的结构和独特的运行方式，其显著的特点是摩擦副多，对每个摩擦副进行充分的润滑是至关重要的，润滑油不但起到降摩擦、减磨损、减振、降噪等作用，而且工作腔内的润滑油还冷却被压缩气体，降低气体的排气温度；机械密封中的润滑油带走摩擦产生的热。
通常工作腔内的润滑油的来源有两个途径：一是直接向工作腔喷油；二是曲轴箱内的润滑油经动涡旋底盘与支架体支撑面的间隙流进工作腔。
工作腔内润滑油的数量对涡旋压缩机整机性能有很大的影响，润滑油量过多将降低压缩机的容积效率，增加压缩耗功，且加重油分离器的负担，影响排出气体的质量，因此本文采用压缩腔内混合气体的最佳含油量进行计算。
1 天然气涡旋压缩机供油量分析如图1所示，天然气涡旋压缩机中的供油由两部分组成。
其中第一部分用于天然气增压装置中涡旋压缩机机械密封的冷却及密封。
第二部分用于润滑涡旋压缩机的轴承和动静涡旋摩擦副，油分器与主轴轴心节点a处的压力差，在该压力差的作用下，润滑油被喷入压缩腔及主轴节点a处。
所以可根据油气分离器润滑油出口压力自动调整喷油量，润滑油通过分油器进入压缩机内部，分油器将润滑油分为二部分，其中一部分从壳体引入，通过主轴流出润滑各轴承，然后汇集到背压腔，背压腔的润滑油经过动静涡旋盘间隙进入吸气侧，与气体混合一起进入压缩腔，一起被压缩。
另外一部分通过机头直接输入吸气腔与第一部分润滑油及气体混合，两部分润滑油润滑动静涡旋各摩擦副后经涡旋压缩机排气口随气体一起排出后，进入风冷式换热器冷却，经油气分离器分离后再注入压缩机内循环使用。
图1涡旋压缩机内油路图2循环油路的数学模型2.1 第一部分油量的数学模型2.1.1双端面机械密封的结构及密封机理=双端面密封指由一对垂直于旋转轴线的端面在液体压力和补偿机构弹力的作用以及辅助密封的配合下保持贴合并相对滑动而构成防止流体泄露的装置。
他主要的功能是将易泄漏的轴向密封改变为较难泄漏的端面密封。
该装置由动环、静环、压紧元件和密封元件组成。
其中动环随机轴一起旋转，动环和静环紧密贴合组成密封面，以防止介质泄漏。
动环靠密封室内流体的压力使其端面压紧在静环端面上，并在两环端面上产生适当的比压和保持一层极薄的液体膜而达到密封的目的。
压紧元件产生压力，可使压缩机在不运转状态下，也保持端面贴合，保证密封介质不外漏，并防止杂质进入密封端面。
密封元件起密封动环与机轴的间隙、静环与压盖的间隙作用，同时弹性元件对压缩机的振动、冲击起缓冲作用。
2.1.2动环受力分析为了简化计算模型对机械密封做了如下基本假设：（1)机械密封为轴对称结构，边界条件也是轴对称的，所以，温度场分布也是轴对称的；（2)密封环温度场是稳态的；（3)忽略泄漏所带走的摩擦热，假定摩擦热全部由密封环传递；（4)密封环材料以及密封介质的热物理性能不随温度改变；（5)忽略气体热辐射影响。
以动环为研究对象，作用在动环上的力有：背压腔介质压力、密封流体压力、大气压力、弹簧比压、流体膜压、接触比压、动环辅助密封与轴面间的摩擦力、动环组件往复惯性力、离心力f。
动环所受的闭合力为：f= a+a（+）（1）式中：a—流体作用面积m；a—机械密封面面积m。
在稳定的工况下，摩擦力、往复惯性力f可以忽略不计。
图2机械密封受力分析接触比压、平均膜压的计算：（2）(3)式中:a一背压和大气作用的面积m； a=； (4)d机械密封面的内径，m； db—轴径，m；r—机械密封面内半径，m； r—机械密封面外半径，m；2.1.3机械密封摩擦副工作时的性能参数机械密封摩擦副性能参数表征密封面实际工作状态，端面的发热量和摩擦功耗与其成正比，其值必须小于许用值。
即(5)式中：n—压缩机的工作转速，r/min；d2—机械密封面外径，m；d1—机械密封面内径，m；v—密封的平均线速度，m/s。
2.1.4机械密封端面温度考虑端面摩擦热和通过导热方式沿轴向导出的摩擦热为(6)式中：f为摩擦系数；、分别为动、静环材料的导热系数；为散热系数；b为密封面的宽度，m。
2.1.5双端面机械密封润滑油流量模型在双端面机械密封处会产生大量的热，如果这些热不被及时地排除，在密封端面经常会出现热裂、变形等情况，因此要用润滑油将该处摩擦副中产生的热量及时带走，即摩擦副产生多少热量，就需要相应量的润滑油带走多少热量。
密封腔内的热量主要来源有：密封面摩擦产生的热量；旋转的密封件与流体搅拌产生的热量；轴承侧传入的热量。
即(7)密封腔内的热量q主要来源有：密封面摩擦产生的热量q1；旋转的密封件与流体搅拌产生的热量q2；轴承侧传入的热量q3。
转速较低时，q2、q3可以忽略不计。
本文采用摩擦传热法计算q1，即(8)式中:a—密封面面积，m.式(7)就可简化为（9）图3第二循环油路流量分配图由以上的计算可得(10)由以上计算得当机械密封的材料、结构、电机转速及两侧气体的压力一定时。
机械密封结构中的润滑油为恒定流动，各个参数为定值，可以根据以上的计算过程计算出机械密封所需的油量。
2.2 第二循环油量用于润滑涡旋压缩机的轴承和动静涡旋摩擦副图3中3×g0是向机头喷油量，g1向主轴供油量，g2是主轴承流量，g3是副轴承流量，g4吸入气体的含油量。
涡旋压缩机润滑油第二循环流程由二个部分组成：1）一部分润滑油直接油机头送进吸气腔，跟混合气体混合2）第二部分润滑油通过曲轴中心孔，流经各滑动轴承，然后汇集到背压腔，背压腔中的润滑油经过动、静涡旋盘端面间隙进入吸气侧，与机头加入的润滑油、气体混合后进入压缩腔。
2.2.1通过动、静涡旋盘端面间隙的泄漏量为g1通过动、静涡旋盘端面间隙的泄漏量为g1（11)式中ξ—混合气体中润滑油的含油率 ;δ—动、静涡旋盘端面间隙高度;ρ—混合气体的密度; μ—混合气体的粘度;p—吸气压力;r—静涡旋盘内缘当量半径;r—动涡旋盘外缘当量半径.由机头喷入的油量为:3g02.2.2润滑系统最佳润滑油量分析在润滑系统中,一方面为了润滑油循环利用,润滑油必须与排出气体经过冷却器冷却后再通过分离器分离后进行再循环,另一方面,在压缩过程中,润滑油形成油膜,阻止气体泄漏,并使气体得到冷却,结果导致气体压缩功降低,提高整机效率.含油率过大、过小都对涡旋压缩机性能不利.因此,必存在一个最佳含油率值。
压缩腔气体中含油率ξ为:ξ= = （12)式中 gq —天然气的质量流量。
涡旋压缩机的主要性能指标是容积效率和机械效率,当压缩腔气体中的含油率处于5%~10%时，涡旋压缩机处于高效区【2】。
所以，在此范围选取适宜含油率，可使涡旋压缩机获得较高的容积效率和机械效率。
由以上分析可得最佳润滑油流量g4为g4=gq （13）（14）2.2.3 通过滑动轴承的润滑油流量通过主轴中心孔的润滑油质量流量g1为g1=（15）取油气分离器液面为基准面，由伯努利方程可得分支点a压力为：（16）式中 h—a分支点与油池液面的垂直距离； p－排气压力；u－油气分离器液面流速；u－曲轴中心孔润滑油流速；－润滑油密度；g－重力加速度。
∑h润滑油从油池到分支点a流动阻力损失通过滑动轴承的润滑油质量流量g2、g3为：=（17）= （18）式中： ,－滑动轴承ⅰ,ⅱ内径; μ－润滑油粘度；－背压腔压力；、－滑动轴承ⅰ,ⅱ与轴的间隙；、－滑动轴承ⅰ,ⅱ的宽度；、－润滑油通过滑动轴承ⅰ,ⅱ的流速。
由图3可知g1=g2+g3由伯努利方程可推知背压腔压力为（19）式中h—背压腔内润滑油液面与油分器液面的垂直距离；u—油分器液面流速；u 背压腔内润滑油液面流速；-润滑油从油分器到背压腔流动阻力损失。
由于油分器和背压腔液面远大于曲轴中心孔截面，可认为u0,u0,则p=p-（20）流动阻力损失由二部分组成，即=+或=+（21）其中，，分别为润滑油通过滑动轴承的流动阻力损失。
各部分的阻力系数，其值由该部分结构尺寸确定。
从而得出+）（25）或+）（26）涡旋压缩机的背压腔贮存气体平衡动涡旋盘所受气体轴向力，这种平衡不仅要保证动涡旋盘与静涡旋盘在压缩过程中不发生分离，防止气体径向泄漏，而且还要保证两涡旋盘接触面上作用力不致过大，避免动、静涡旋盘端面产生较大的摩擦、磨损，降低机械效率，所以背压腔气体压力的稳定性是至关重要的。
在设计涡旋压缩机时，根据动涡旋盘所受气体轴向力来确定背压腔气体压力。
由于背压腔与润滑系统联通，只有合理匹配润滑系统的结构参数，才能保证背压腔气体压力的稳定[1]。
当涡旋压缩机结构参数给定时，可以根据以上式子算出 g2 、g3两个流量。
3结论开式涡旋压缩机增压装置中的涡旋压缩机存在各种摩擦副，适量的润滑油不仅可以降低功耗，而且还起到降温的作用。
本文根据涡旋压缩机压缩腔气体的最佳含油量建立了控制油量的模型，对机械密封按其热负荷确定了润滑油的流量。
此结果为实现油量自动控制的设计提供了一定的理论依据。
参考文献：[1]王君，李超，马小礼，等.涡旋压缩机工作腔润滑油密封的实验研究[j].润滑与密封，2006（3）：100-102.[2]赵兴艳，刘振全.涡旋压缩机润滑系统润滑油量优化分析[j].甘肃工业大学学报, 1997，23（2）：37—40.[3]李超，赵荣珍，刘振全，等.涡旋式空气压缩机润滑系统的研究[j]. 润滑与密封,2004，（4）：104—105.[4]屈宗长，程志明，王迪生.车用涡旋空调压缩机含油量优化[j].河北工业科技, 1998，15（2），：1—4.[5]屈宗长，朱杰，李心伟，等.多级涡旋压缩机压力比与喷油量的优化[j]. 西安交通大学学报，1995，29（11）：44—48.[6]chen j, wang, l c, li s l. study and profound analysis on general profile theory of scrolls (in chinese). chinese j mech eng, 2006, 42(5): 11–15注：文章内所有公式及图表请用pdf形式查看。