❶ 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
❷ 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。
❸ 怎樣區分汽車空調使用的是R22還是R134A
r22與r134a的比較：
（1）r134a的比容是r22的1.47倍，且蒸發潛熱小，因此就同排氣體積的壓縮機而言，r134a機組的冷凍能力僅為r22機組的60%。
（2）r134a的熱傳導率比r22下降10%，因此換熱器的換熱面積增大。
（3）r134a的吸水性很強，是r22的20倍，因此對r134a機組系統中乾燥器的要求較高，以避免系統的冰堵現象。
（4）r134a對銅的腐蝕性較強，使用過程中會發生「鍍銅現象」因此系統中必須增加添加劑。
（5）r134a對橡膠類物質的膨潤作用較強，在實際使用過程中，冷媒泄漏率高。
（6）r134a系統需要專用的壓縮機及專用的脂類潤滑油，脂類潤滑油由於具有高吸水性、高起泡性及高擴散性，在系統性能的穩定性上劣於r22系統所使用的礦物油。
（7）目前，hfc類冷媒及其專用脂類油的價格高於r22，設備的運行成本將上升。
目前空調製冷行業普遍r22，其主要原因是r22在空調溫區內具有優越的物理特性和製冷性能，而且性能穩定，技術成熟，價格低廉。hfc類物質由於對臭氧層無破壞作用，被認為是將來替代hcfc的首選物質。用來替代r22的主要物質有r134a、r407c及r410a，但是這些hfc類物質由於物理特性的限制，很多技術問題尚懸而未決，均不是r22最理想的替代物。