壓縮機的吸氣比容

㈠ 對於製冷壓縮機,蒸發溫度上升,吸氣比容減小,為什麼

根據壓焓圖，比容在隨著壓力升高而降低，溫度升高而下降
沿著飽和曲線，比容越往下越大，所以蒸發溫度上升，比容減小

㈡ 壓縮機的吸氣和排氣壓力是多少

吸氣壓力：0.1MPa~0.6MPa。排氣壓力：1MPa～2.5MPa。壓縮機吸入的壓力為壓縮的的吸氣壓力，一般情況下就是大氣壓力（工程上大約等於1Kgf/cm^2)，壓縮的排出壓力約等於其貯氣罐的壓力。

排氣壓力：1MPa～2.5MPa。如是表壓，需加1Kgf/cm^2，成為絕對壓力，壓縮機的壓縮比為其出口絕對壓力與進口絕對壓力之比，當壓縮機採用多級壓縮時。

每級的壓縮比也是該級出口絕對壓力與進口絕對壓力之比。壓縮機的壓縮比不能太大，它不但增加能耗，且其出口溫度會很高，使壓縮機油燃燒（不能超過其油的閃點）而損壞壓縮機。

(2)壓縮機的吸氣比容擴展閱讀：

輸入、輸出功率，性能系數，製冷量，啟動電流、運轉電流、額定電壓、頻率，氣缸容積，噪音等。衡量一種壓縮機的性能，主要從重量、效率和噪音三個方面的比較。

按照中國標准，其安全性能檢驗是依據 GB4706.17-2004規定項目進行的。其中主要項目是電氣強度、泄漏電流、堵轉，以及過載運行試驗等。

對空調器壓縮機的性能檢驗，依據 GB5773－2004 中的規定進行。

另外，在產品定型及生產中發生可能影響產品性能的重大變化時，連續生產滿一年或時隔一年以上再生產時，以及出廠檢驗結果與型式試驗有較大差異時，均必須進行型式試驗。

包裝儲運：

壓縮機的包裝和運輸可按合同規定辦理。大批量進口的壓縮機，一般是裝入紙箱內再以集裝箱裝運。壓縮機在包裝箱內應固定牢靠，並有防潮防震措施。儲運中不許倒置，並儲存在通風良好的倉庫中，相對濕度不能超過 80% ，不能有腐蝕性氣體存在。

進口國家：在國內壓縮機供應不足的情況下，中國每年還需適量進口。主要貿易國家是德國、美國、義大利、日本、丹麥、巴西、韓國等。設備改造，國產壓縮機的質量、產量都大幅度提高。

㈢ 壓縮機實際製冷量的計算公式為

排量Q1=60nv(v為壓縮機吸氣容積，n為壓縮機轉速)
製冷量Q0=[(h2-h1)/v]Q1（h2、h1分別為壓縮機吸氣口氣體焓值、蒸發器進口氣液混合物的焓值、v為壓縮機吸氣口氣體比容）。
查壓縮機樣本更為便捷

㈣ 已知壓縮機的輸出氣流流量和壓力，如何計算空氣壓縮機的效率

壓縮機消耗的功率; 一部分是直接用於壓縮氣體的,為指示功率,另一部分用於克服機械摩擦,為摩擦功率。兩

者之和稱軸功率。

對於全封閉式渦旋壓縮機,因其軸功率難於測量,常常在計算壓縮機的能效比或COP值時,用的是電機輸入功

率,而把電機損失作為常數處理,而且把壓縮機指示功率分為壓縮內功和各種內部損失兩部分。內部損失則包括氣

體泄漏損失、加熱損失、吸排氣壓力損失、流體阻力損失等。壓縮機效率通常以能效比或COP值來衡量。

若實際吸氣容積為VS(m3/min),折算到吸氣狀態的實際排氣量為:

V=n(Vs-vsmo)(1)

式中:n--轉速rev/min;vs--吸氣比容(單位質量物質所佔容積,m3/kg);mo--每分鍾泄漏量kg/min。

假設ηv(容積效率)為0.9∽0.98。

估算:

V=ηv·vs·n(2)

∴ 實際製冷量Q=( V·qv·n)/(6.02×107)

=(ηv·vs·n2·qv)/ (6.02×107)(3)

qo-單位製冷量

當製冷或空調工質、工況確定後,Q只與ηv、vs及n有關。

COP=Q/N(w/w)(4)

N--電機輸入功率

COP值與能效比(EER)的數值關系

EER = 0.86 COP(5)

3 因素分析

從以上分析可知,影響渦旋壓縮機性能的主要因素有:

3.1 電機輸入功率

造成全封閉式渦旋壓縮機電機輸入功率偏大的原因,在壓縮機實際工作過程中是非常復雜的,但主要有:電機

損耗過大,包括銅損、鐵損,這與電機材料和加工工藝有關(本文不作詳細分析);壓縮機工作過程引起的功率消耗。

3.1.1 機械摩擦

當壓縮機工作時,動、定盤之間,防自轉滑環與配合鍵槽之間,曲軸與各被驅動面(軸承)之間接觸並發生相對滑

動等,不可避免的產生摩擦損失。

①動盤與定盤之間的摩擦損失

動、定盤間的摩擦損失,即是壓縮機工作腔內的摩擦損失,若動定盤的渦旋線、齒頂、底面,或鏡板面因加工

精度、平面度、位置度等沒有達到要求,則會在這些地方產生異常摩擦;或者壓縮機整機含塵量較高,又或者固體

塵埃(如焊渣、加工余屑等)顆粒直徑過大�也會造成壓縮機工作腔內異常摩擦,嚴重時甚至影響壓縮機正常工作。

②防自轉滑環與各配合鍵槽之間的摩擦損失

防自轉滑環主要用於防止動盤的自轉運動,在壓縮機工作過程中,防自轉滑環在機架和動盤上分別沿垂直方向

上與鍵槽滑動配合,在滑動過程中產生滑動摩擦損失。若十字鍵或鍵槽的垂直度、平行度、光潔度、平面度超差

較大時,則會增大摩擦,加大功耗。另外,因為對立式渦旋壓縮機防自轉滑環是直接與機架上的支撐面接觸的,在運

動過程中,也不可避免產生摩擦損失。

③曲軸與各驅動面間的摩擦損失

電動機驅動力是通過曲軸轉動,從而帶動動盤旋轉來完成吸氣、壓縮、排氣的過程。由於曲軸中心線與滑動

軸承的中心線重合是非常困難的,而且由於加工誤差和裝配誤差的影響,軸和軸承常常是偏心的,由此而產生的摩

擦損失也是必然的,另外止推軸承與主軸承內圈之間也存在摩擦損失。

④潤滑油的影響

以上各摩擦面、嚙合面都必須有足夠的潤滑,才能保證壓縮機安全、可靠、高效的工作。在製冷壓縮機中,不

論是強製冷卻或是自然風冷,潤滑油總是在降溫後由上油孔或上油管進入各摩擦面,吸收十字環、工作腔、軸承等

處的熱,隨高壓氣體經排氣口排出,從而保證壓縮機正常工作。但是如果潤滑油量過多時,則會隨排氣進入系統且

滯留在冷凝器、蒸發器等存油彎,影響兩器換熱,嚴重時會影響壓縮機正常工作。

以上列出渦旋壓縮機各零部件製作過程中主要質量監控點,若失控,將直接影響壓縮機正常工作,或明顯影響

壓縮機性能。

3.1.2 流體阻力

①動盤運動引起的流動阻力損失

當動盤旋轉時,因其背面受中間壓力腔中流體(包括氣體、油氣混合物)阻礙,會產生流動阻力損失,阻力大小與

動盤背部結構、幾何尺寸、旋轉角度及流體密度有關。

②平衡塊的流動阻力損失

平衡塊所在空間是具有一定壓力的氣體,油或油氣混合物,當平衡塊隨曲軸一起旋轉運動時,會產生阻力損失,

阻力大小與平衡塊幾何尺寸、流體擾動系數、粘度、密度等有關。

③吸、排氣阻力損失

氣體流動時,由於氣體內部的摩擦以及氣體與管壁之間的摩擦,而導致流動阻力損失。

當氣體通過吸氣管道和吸氣閥(逆止閥)時,產生阻力損失,使吸氣壓力降低,既減少了吸氣密度,相應地使實際

排氣量降低,降低了容積效率;同樣地,排氣孔口處的流動阻力,使得壓縮機實際排氣壓力升高,而使功耗增加。

3.2 氣體泄漏

3.2.1 氣體泄漏種類

氣體泄漏可分為內泄漏和外泄漏。

內泄漏是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,所以內泄漏直接結果為增加功耗。

外泄漏是指壓縮機在吸氣過程中與外界(大於吸氣壓力的高壓氣體)進行氣體交換。顯然,高壓氣體進入到吸

氣腔內膨脹,並占據空間,使得實際吸氣量減少。即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

和製冷量降低。

3.2.2 泄漏通道

①內泄漏

渦旋壓縮機中,內泄漏的發生途徑主要有工作腔之間的泄漏,工作腔與背壓腔之間的泄漏,安全閥孔泄漏等。

①工作腔之間的泄漏

徑向泄漏:氣體或油中溶解的工質通過軸向間隙產生的泄漏(圖1)。

軸向泄漏:氣體或油中溶解的工質通過徑向間隙產生的泄漏(圖2)。

②工作腔與背壓腔之間的泄漏

中間壓力腔與背壓腔之間的氣體、或油中溶解的工質的交換(圖3)。

背壓腔與動盤端板面密封之間的氣體或油氣混合物的交換(圖4)。

③安全閥孔泄漏

主要是排氣緩沖腔內的高壓氣體通過安全閥孔泄漏到低壓工作腔(圖5)。所以,目前有些壓縮機在確保正確使

用的前提下,也採用取消安全閥的設計,以減少內泄漏,提高壓縮機效率。外泄漏主要是指由於定盤吸氣孔O型環

密封性差,導致高壓氣體進入吸氣腔的泄漏.

3.3 吸氣預熱

吸入氣體受壓縮機機體或環境加熱,使吸入氣體密度減少,實際吸氣量減小,從而實際排氣量減小,製冷量降低,

功耗增加。有資料表明,吸氣預熱每增加3℃則能效比下降1%。

4 總結

綜上所述可知,影響渦旋壓縮機性能的因素是錯綜復雜的,它包括了設計、製造和使用等各個環節,除以上分

析的因素外,還有如吸油管攪油損失,氣體流動摩擦損失,動定盤材料(熱膨脹系數)影響,動定盤齒高選配等。在渦

旋壓縮機生產過程中出現能效比偏低時,則應抓住主要矛盾,系統化分析原因,才能行之有效地解決問題。

㈤ 壓縮機吸氣體積

壓縮機排氣體積/分鍾是換算成進氣口大氣壓力下的吸氣量

㈥ 壓縮機的性能參數有哪些

壓縮機的基本性能參數
一、實際輸氣量(簡稱輸氣量)
在一定工況下, 單位時間內由吸氣端輸送到排氣端的氣體質量稱為在該工礦下的壓縮機質量輸氣量,單位為。若按吸氣狀態的容積計算，則其容積輸氣量為，單位為。於是

（4－1）

二、容積效率

壓縮機的容積效率是實際輸氣量與理論輸氣量之比值

（4－2）

它是用以衡量容積型壓縮機的氣缸工作容積的有效利用程度。

三、製冷量

製冷壓縮機是作為製冷機中一重要組成部分而與系統中其它部件，如熱交換器，節流裝置等配合工作而獲得製冷的效果。因此，它的工作能力有必要直觀地用單位時間內所產生的冷量——製冷量來表示，單位為，它是製冷壓縮機的重要性能指標之一。

（4－3）

式中 －製冷劑在給定製冷工況下的單位質量製冷量，單位為；

－製冷劑在給定製冷工況下的單位容積製冷量，單位為。

為了便於比較和選用，有必要根據其不用的使用條件規定統一的工況來表示壓縮機的製冷量，表4－1列出了我國有關國家標准所規定的不同形式的單級小型往復式製冷壓縮機的名義工況及其工作溫度。根據標准規定，吸氣工質過熱所吸收的熱量也應包括在壓縮機的製冷量內。

四、排熱量

排熱量是壓縮機的 製冷量和部分壓縮機輸入功率的當量熱量之和，它是通過系統中的冷凝器排出的。這個參數對於熱泵系統中的壓縮機來講是一個十分重要的性能指標；在設計製冷系統的冷凝器時也是必須知道的。

圖4－1 實際製冷循環

從圖4－1a所示的實際製冷循環或熱泵循環圖可見，壓縮機在一定工況下的排熱量為：

(4-4)

從圖4－1b的壓縮機的能量平衡關系圖上不難發現

(4-5)

上兩式中
－壓縮機進口處的工質比焓；

－壓縮機出口處的工質比焓；

－壓縮機的輸入功率；

－壓縮機向環境的散熱量。

表2-2列舉了美國製冷協會ARI520－85標准所規定的用於熱泵中的壓縮機的名義工況。

五、指示功率和指示效率

單位時間內實際循環所消耗的指示功就是壓縮機的指示功率Pi，單位為kw，它等於

(4-6)

式中 Wi——每一氣缸或工作容積的實際循環指示功，單位為J。

製冷壓縮機的指示效率hi是指壓縮1kg工質所需的等熵循環理論功與實際循環指示功之比。它是用以評價壓縮機氣缸或工作容積內部熱力過程完成的完善程度。

六 軸功率、軸效率和機械效率

由原動機傳到壓縮機主軸上的功率稱為軸功率Pe,單位為kW，它的一部分，即指示功率Pi直接用於完成壓縮機的工作循環，另一部分，即摩擦功率Pm，單位為kW,用於克服壓縮機中各運動部件的摩擦阻力和驅動附屬的設備，如潤滑用液壓泵等。

七 電功率和電效率

輸入電動機的功率就是壓縮機所消耗的電功率Pel，單位為kW。電效率*是等熵壓縮理論功率與電功率之比，它是用以評定利用電動機輸入功率的完善程度。

㈦ 壓縮機吸氣過熱，吸氣比容會怎麼變化

1. 壓縮機吸氣過熱，吸氣比容的變化：吸氣容量變小。

2. 壓縮機吸氣過熱，吸氣比容變化的相關介紹：

   （1）有害過熱分析： 單位壓縮功增加； 單位製冷量不變； 製冷系數下降； 單位冷凝負荷增大 ； 進入壓縮機的製冷劑比容增大 ； 壓縮機的排氣溫度升高；

   （2）有效過熱分析： 單位壓縮功增加 ； 單位製冷量增加； 製冷系數變化不一定； 單位冷凝負荷增大 ； 進入壓縮機的製冷劑比容增大； 壓縮機的排氣溫度升高；