转缸旋转压缩机的动力性能

1、转缸旋转压缩机的动力性能    摘要： 在分析工作原理与运动机构的基础上，建立了转缸旋转压缩机的力学分析模型。针对电动功率为1kw的R410A房间空调器用转缸旋转压缩机的动力性能进行了分析，分析结果表明：转缸旋转压缩机比较适合处理HFC类制冷工质；转缸的摩擦损失较大，克服此缺点将是提高该压缩机效率的关键所在。关键词：压缩机；空调器；动力性能；R410A     HFC类制冷剂不含氯原子，会使压缩机润滑性能降低，因此在开发新一代R410A旋转压缩时，要求运动机构简单，滑板的滑动速度和承受的压力差尽可能低，以保证机器具

2、有较高的可靠性和效率。根据这一思路，二十世纪90年代末开发出了转缸旋转压缩机1。本文旨在建立转缸旋转压缩机的力学模型，并对其力学特性进行分析。1 转缸旋转压缩机 与传统的旋转压缩机相比，转缸旋转压缩机的最大特点是省去了滑板，气缸随滚动活塞一起转动，其基本结构如图1所示。它主要由带偏心轮的主轴、滚动活塞、转动气缸和缸壳等四个基本零件组成，气缸同心地装入缸壳内孔中，其外表面为圆形，内表面呈椭圆形（腰形孔），套在偏心轮上的滚动活塞安装在气缸内孔中，吸、排气孔分别对称地布置在气缸内孔短轴两侧的气缸端盖上。结构上做成主轴中心Os与气缸中心Oc的距离等于主轴的偏心距，活寒半径理论上等于气缸内孔的半短轴。这

3、样一来，活塞外表面与气缸内表面之间就出现两个对称的切点，将气缸内孔分为两部分，即吸气腔和压缩腔。主轴带动活塞旋转时，活塞拨动气缸体在缸壳内孔中绕其轴线转动，由于结构尺寸的保证，气缸相对其中心线转动的速度仅为主轴转速的一半，于是活塞相对气缸内孔作往复运动，使吸气腔和压缩腔的容积连续发生变化。图1 基本结构 转缸旋转压缩机制工作过程如图2所示。在=时，滚动活塞中心Op与气缸中心Oc重合，这时活塞对气缸的推动力矩为0，此时会出现"卡死"现象，即此时活塞无法拨动气缸转动。为了能够连续运转，这种机构理论上要求两缸或多缸错开一定角度布置。 图2 工作过程 2 运动与受力分析2.1 工作

4、腔的几何关系 转缸旋转压缩机的几何关系如图3所示，由于OcOs=OsOp1,于是气缸绕其中心的转角与主轴转角之间的关系为：=/2 （1）从图1可以看出，气缸内孔长轴的长度L为：L=2（2e rp） (2)式中 e-主轴中心偏离气缸中心的距离 rp-滚动活塞的半径，理论上等于气缸内孔的半短轴图3 运动机构的几何关系由图4可知，滚动活塞中心Op1在OcXcYc坐标系中的坐标为： 式中 r-偏心轮的旋转半径，即r=e 滚动活塞中心Op1与气缸中心Oc之间的距离s1为： 将=0即滚动活塞片于止点作为位移计算的参考位置，则滚动活塞的位移为： s=2r-s1=2r1-cos(/s) (5)滚动活塞的行程为

5、： S=4r=4e （6）吸气腔容积为：Vs=2rpHs=4eHrp1-cos(/2) （7）式中 H-气缸轴向高度 图4作用于气缸体上的侧向力最大吸气容积为：Vsmax=2rpHs=8eHrp (8)压缩腔的容积为：Vc=Vsmax-Vs=4eHrp1 cos(/2) (9)压缩机的理论容积流量为：qVth=VsmaxnZ=8eHrpnZ (10)式中 n-主轴的每分钟转数 Z-气缸数 假设压缩腔内的压缩过程为多方过程，则其内的压力Pc为： 式中 Ps-吸气压力 m-多方压缩指数2.2 运动分析 转缸旋转压缩机中，只有主轴、气缸和滚动活塞三个运动件。通过上述分析可知，主轴和气缸均绕其中心作匀

6、速转动，主轴绕Os的转动角度速度为（=n/30）,气缸绕Oc的转动角速度c为：=/2 （12） 滚动活塞的运动为复合运动：相对运动为绕偏心轮中心的转动，牵连运动为绕主轴中心的转动，绝对运动为绕主轴旋转中心的转动。 若以气缸体为参照物，滚动活塞沿气缸内孔作往复运动，其沿气缸内孔滑动的速度为： 滚动活塞沿气缸内孔滑动的加速度为： 滚动活塞沿气缸内孔滑动的平均速度为： 2.3 受力分析 （1）作用于滚动活塞的气体力如图5（a）所示，以滚动活塞与气缸的切点为界，滚动活塞的两半部分分别处于吸气腔和压缩腔中，气体力显然是沿着气缸长袖方向作用的，于是作用于滚动活塞1的气体力为： 作用于滚动活塞2的气体力为：

7、图 5 滚动活塞的受力分析（2）气缸体的受力分析 如图4 所示，作用于气缸体的力有：与滚动活塞之间的支反力Fn1、Fn2及其摩擦力Ft1、Ft2；气缸体与周围润滑油膜之间产生的粘性摩擦力矩有：外表面处的力矩Mcp，端面处的力矩Mct。建立沿气缸内孔轴线方向的力平衡方程为：式中 Ft1、Ft2-Fn1、Fn2作用处的摩擦力，且Ft1=fFn1,Ft2=fFn2     f-滚动活塞与气缸内壁间的摩擦系数，其推荐值见文献2于是可将式（18）整理为 假设气缸与缸壳之间的环形缝隙内充满润滑油，且润滑油作稳态层流的旋转运动，则作用于气缸外表面的粘性摩擦阻力矩为：

8、式中 -润滑油的粘度 rc-气缸体外半径 r2-缸壳内半径 气缸体下端面与缸盖平面构成推力轴承并承受气缸体的重量，假定此轴承处于边界润滑状态，则摩擦力矩为 3： 式中 f1-摩擦系数 Wc-气缸体的重量r0-气缸体平均内半径（3）滚动活塞的受力分析 如图5（b）所示，作用于滚动活塞的力有：气体力、与气缸体间的约束力及摩擦力；滚动活塞与周围润滑油膜之间产生的粘性摩擦力矩有：内表面处的力矩Mpi,端面处的力矩Mpt。 滚动活塞的运动为绕偏心轮中心和绕主轴中心两个转动复合而成，于是滚动活塞绕主轴中心形成的摩擦力矩为： Mpts=f2Wpe (22) 式中 f2-摩擦系数 Wp-滚动活塞重量 滚动活塞

9、绕偏心轮中心形成的摩擦力矩为； 式中 rpi-滚动活塞内半径 转子与偏心轮构成一轴颈轴承，则此处的摩擦力矩为： 式中 p-滚动活塞相对运动角速度 rc-偏心轮半径 le-偏心轮长度 e-轴承间隙 建立滚动活塞绕自身中心轴线转动的动力学方程为： Ipp=Ftrp Mpi-Mpt (25)式中 Ip-滚动活塞的转动惯量 p-滚动活塞的角加速度 用数值方法求解上式可以求出滚动活塞1、2的相对角速度p1、p2的变化规律，具体步骤见文献4。（4） 主轴的受力分析 作用于滚动活塞上的气体力和约束力通过活塞与偏心轮间的油膜传递到偏心轮上构成压缩机的阻力矩，阻力矩的分析见后。除了偏心轮外表面处的摩擦力矩Mpi

10、外，作用于主轴上的力矩还有支撑轴承处的粘性摩擦力矩Ms和原动机的驱动力矩Mm，Mm由原动机的特性确定。根据典型轴颈轴承粘性摩擦力矩的计算公式，则： 式中 rs-主轴半径 lb-轴承的长度 b-轴承的间隙2.4 惯性力及其平衡 双缸压缩机有两套气缸-活塞组件，主轴的两个偏心轮错开180°，两个气缸互呈90°，故它们产生的离心力大小相等、方向相反，对于整机而言，旋转惯性力得到了完全平衡。但两偏心轮的旋转惯性力未作用在同一直线上，从而构成旋转惯性力矩，因此转缸旋转压缩机仍需加平衡重以平衡其惯性力矩，其平衡重大小及加装位置与全封闭双缸压缩机相同，详见文献4。3 阻力矩气体力形成的阻

11、力矩如图5所示，对于双缸压缩机，气体力产生的阻力矩为： (27) (2) 约束力形成的阻力矩：气缸体对滚动活塞的约束力通过滚动活塞传递到主轴的偏心轮上，构成压缩机的工作阻力，其形成的阻力矩为： (28) (3)总阻力矩：压缩机的总阻力矩为：(29) 式中 Mf-主轴的总摩擦阻力矩，    摘要 民用建筑节能设计标准（采暖地区建筑部分）JGJ26-95和采暖通风与空气调节设计规范（GBJ19-87）及其修订稿都对采暖部分作了一些规定，并给出了相关参数的取值范围，其中存在一些明显的差异。本文对这些差异进行了比较分析。关键词 民用建筑 设计规范 节能标准 热负

12、荷     1 引言中华人民共和国国家标准采暖通风与空气调节设计规范GBJ19-87（以下简称上设计规范），是在1976年颁布的工业企业采暖通风与空气调节设计规范TJ19-75的基础上修订完成的，经国家计委1987年12月30日以计标19872480号文批准发布；根据建设部关于印发"1998年工程建设国家标准制订、修订标准"的通知（建标1998244号文件的要求，国家暖通规范管理组对旧设计规范进行了全面修订，新设计规范"采暖部分"已于2001年3月19日，经建设部建标200159号文件批准，自200年4月1日起实施

13、：中华人民共和国行业标准民用建筑节能设计标准（采暖地区建筑部分）JGJ26-95（以下简称节能标准）自1996年7月1日起开始施行。本文对设计规范和节能标准采暖部分的一些差异进行了比较分析。2 设计规范与节能标准采暖部分的基本介绍在与节能标准进行比较分析时，新旧设计规范相近的部分以设计规范进行表述，而有差异的地方则以旧设计规范和新设计规范进行单独表述。21设计规范采暖设计热负荷指标计算方法采暖设计热负荷指标q(W/m2)。采暖设计热负荷指标是指在采暖室外计算温度条件下，为保持室内计算温度，单位建筑面积在单位时间内需由锅炉房向其它供热设施供给的热量。采暖设计热负荷指标q计算公式如下：q=Q/Ao

14、 (1)式中Q，Ao分别为冬季采暖通风系统的热负荷（W）和建筑面积（m2），且Q值应根据建筑物下列散失的获得的热量确定：1）围护结构的耗热量，包括基本耗热量和附加耗热量，且基本大批量计算公式为Q1=Afk(tn-twn) （2）式中Q1、F、K、a、tn、twn分别表示围护结构的基本耗热量（W）、面积（m2）、传热系数W/（m2    ?K）、温差修正系数及冬季室内计算温度（）、采暖室外（）。围护结构附加耗热量，包括朝向附加、风力附加、外门附加和高度附加，各项附加应按其占基本耗热量的百分比确定。2）加热由门窗隙渗入室内的冷空气的耗热量旧设计规范中的计算公

15、式为：Q2=acpwnLlm(tn-twn) （3）式中Q2表示由门窗缝隙渗入室内的冷空气的耗热量（W）、a表示单位换算系数、cp表示空气的定压比热容kJ/(kg?K)、L表示在基准高度（10m）风压的单独作用一，通过每米门缝进入室内的空气量m3/(m?h)、l表示门窗缝隙的计算长度（m）、tn和twn与上同、wn表示采暖室外计算温度下的空气温度（kg/m3）、m表示综合修正系数。 新设计规范中的计算公式为：Q2=0.28cpwnL(tn-twn) （4）式中tn和twn、wn与上同，L表示渗透空气量（m3/h)、其计算公式如下：L=L0lmb （5）式中L0表示在基准高度（10m）风压的单独

16、作用下，通过每米门缝进入室内的空气量m3/(m?h) 、l表示门窗缝隙的计算长度（m）、m表示冷风渗透压差综合修正系数，b表示门窗缝渗风指数，b=0.560.78。由式（4）和式（5）可知，新设计规范对公式的形式及有关参数的确定上都进行了较大的修订，加热由门窗缝隙渗入室内的冷空气的耗热量的计算将更加合理和精确。3）加热由门、孔沿及相邻房间浸入的冷空气的耗热量；4）建筑内部设备得热；5）通过其他途径散失或获得的热量；22节能标准建筑大批量指标计算方法建筑物耗热量指标qH(W/ m2)。建筑物耗热量指标是指在采暖期间平均温度条件下，为保持室内计算温度，单位建筑面积在单位时间内消耗的、需由室内采暖供

17、给的热量。建筑物耗热量指标qH计算公式如下：qH = qH?T qINF - qI?H （6）1）qH?T为单位建筑面积通过围护结构的传热耗热量，应分别按屋顶、外墙、外窗、外门、阳台门下部门芯板、地面、楼梯间隔墙、户门等分项计算后汇总，且计算公式如下： （7）式中ti、te、i、Ki、Fi、Ao为全部房间平均室内计算温度（），采暖期间室外平均温度（），围护结构传热的修正系数，传热系数(W/ m2?K）、面积（m2)及建筑面积（m2)。2）qINF为单位建筑面积的空气渗透耗热量(W/ m2)，且计算公式如下： （8）式中CP、N、V分别是空气比热容、密度，换气次数和换气体积（m3)。3）qI?H

18、为单位建筑面积的建筑物内部得热(W/ m2)，包括炊事、照明、家电和人体散热，住宅建筑取3.80W/ m2。3 设计规范与节能标准差异比较分析31 概念差异1）采暖设计热负荷指标和建筑物耗热量指标是不完全相同的两个概念。前者是在设计室内外条件下能耗量，其值是按设计规范计算得到的为确定最不利工况时达到室内温度所必须设计的采暖设备的依据，北京地区其值不宜超过52.0 W/ m2；后者是在全采暖期间内的耗热量的平均值，其值是按节能标准计算得到的，可用以计算全年采暖能耗量，北京地区其值不应超过20.6 W/ m22）在计算围护结构传热和冷风渗透耗热量时，设计规范中都用到了最大温差(tn-twn)，而节

19、能标准中都用到了平均温差(ti-te)，二者的差异是很大的。以北京地区为例，前者一般为27（厨房为24，卫生间为34），后者统一为17.6，前者为后者的1.534倍；3）设计规范是从纯渗透的角度出发（卫生间除外）确定渗透耗热量，而节能标准是从换气的角度出发确定渗透耗热量。节能标准与设计规范中各围护结构的传热系数 表1    围护结构    传热系数W/(m2?K)    名称    朝向    节

20、能标准    设计规范    规范/标准    屋顶        0.62    0.62    1.00    外墙    南、西、北    0.81    

21、;0.78    0.96    南、北    0.81    1.00    1.23    东    0.81    1.07    1.32    外窗   

22、60;东、南、西、北    2.70    3.95    1.46    不采暖楼梯间    隔墙    1.04    1.04    1.00    户门    2.00    2.91   &#