回转式压缩机简介.doc

回转式压缩机4 .1 绪 论 回转式压缩机是一种工作容积作旋转运动的容积式气体压缩机械。气体的压缩是通过容 积的变化来实现，而容积的变化又是借压缩机的一个或几个转子在气缸里作旋转运动来达 到。回转式压缩机的工作容积不同于往复式压缩机，它除了周期性地扩大和缩小外，其空间 位置也在变更。只要在气缸上合理地配置吸气孔口与排气口，就可以实现压缩机的基本工作 过程吸气、压缩、排气以及可能有的气体膨胀过程。 回转式压缩机借容积的变化以实现气体的压缩，这一点与往复式压缩机相同，它们都属 于容积式压缩机；回转式压缩机的主要机件（转子）在气缸内作旋转运动，这一点又与速度 式压缩机相同。所以，回转式压缩机同时兼有上述两类机器的特点。 回转式压缩机没有往复运动机构，一般也没有气阀，零部件（特别是易损件）少，结构 简单、紧凑，因而制造方便，成本低廉，同时操作简便，维修周期长，易于实现自动化。 回转式压缩机的排气量与排气压力几乎无关，与往复式压缩机一样，具有强制输气的特 征。 回转式压缩机运动机件的动力平衡性良好，故压缩机的转数高、基础小。这一优点，在 移动式机器中尤为明显。 回转式压缩机转数高，它可以和高速原动机（如电动机、内燃机、蒸汽轮机等）直接相 联。高转数带来了机组尺寸小、重量轻的优点。同时，在转子每转一周之内，通常有多次排 气过程，所以它输气均匀、压力脉动小，不需设置大容量的储气罐。 回转式压缩机的适应性强，在较广的工况范围内保持高效率。排气量小时，不像速度式 压缩机那样会产生喘振现象。 在某些类型的回转式压缩机(如罗茨鼓风机、螺杆式压缩机)中，运动机件相互之间，以 及运动机件与固定机件之间，并不直接接触，在工作容积的周壁上无需润滑，可以保证气体 的洁净，做到绝对无油的压送气体（这类机器称为无油田转式压缩机）。同时，由于相对运 动的机件之间存在间隙以及没有气阀，故它能压送污浊和带液滴、含粉尘的气体 。 但是，回转式压缩机也有它的缺点，这些缺点是： 由于转数较高，加之工作容积与吸、排气孔口周期性地相通、切断，产生较为强烈的空 气功力噪声，其中以螺杆式压缩机、罗茨鼓风机尤为突出，若不采取减噪消音措施，即不能 被用户所乐用。 许多回转式压缩机，如螺杆式、罗茨式、转子式等运动机件表面多半呈曲面形状，以其 啮合运动使工作容积改变，这些曲面的加工及其检验均较复杂，有的还需使用专用设备。 回转式压缩机工作容积的周壁，大多不呈圆柱形，使运动机件之间或运动机件与固定机 件之间的密封问题较难满意解决，通常仅以其间保持一定的运动间隙达到密封，气体通过间 隙势必产生泄漏，这就限制了回转式压缩机难以达到较高的终了压力。回转式压缩机的形式 和结构类型较多，分类也各有不同。 按转子的数量区分：单转子和双转子回转式压缩机，个别情况下还有多转子回转式压缩 机； 按气体压缩的方式区分：有内压缩和无内压缩回转式压缩机 ； 按工作容积是否有油(液)区分：有无油（液）和喷油(液)回转式压缩机。 通常都按结构元件的特征区分和命名，目前广为使用的有罗茨鼓风机、滑片式压缩机和 螺杆式压缩机。此外，单螺杆压缩机、液环式压缩机、偏心转子式压缩机以及旋转活塞式压 缩机等在不同领域内也得到应用。 各种回转式压缩机的简图示见图4-1中。 上述各种回转式压缩机， 除罗茨鼓风机属无内压缩的机器外， 其余均是有内压缩的机器。- 128 -回转式压缩机大多作为中、小排气量，中、低压压缩机或鼓风机之用。目前，回转式压图4-1缩机在冶金、化工、石油、交通运输、机械制造以及建筑工程等工业部门得到广泛的应用； 随着人民生活水平的逐步提高 , 在耐用消费品中也将得到广泛的应用。不同类型的回转式 压缩机的应用范围如图4-2所示。 本教材 将对广为应 用的螺杆式 压缩机、罗 茨鼓风机和 滑片式压缩 机作较为详 细的论述 , 而对其他的 周转式压缩 机仅作一般 介绍。 对回转 式压缩机的 图4-2 研究，主要 是提高效 率，降低噪 声，减低成本以及延长使用寿命，以充分发挥其长处，使其在与其它类型压缩机的相互竞争 中逐步稳定或扩大自己的使用范围。目前，围绕最优化设计，下列几方面的研究工作有待进- 129 -行： 1、回转式压缩机主要结构参数、热力参数及性能参数的最优化选择；, 2、改进和创立回转式压缩机的运动机构(包括对啮合部分的参数、形状与啮合特性的研 究 )； 3、进一步减轻机组重量 , 减小机组尺寸 , 发展快装、低噪声、全自动化机组； 4、改革主要零部件的制造工艺 , 提高精度、延长寿命、降低成本。- 130 -4.2 4.2.1一般工作过程 .2.回转式压缩机的工作过程回转式压缩机转子的每个运动周期(例如旋转一周)内，分别有若干个相同的工作容积依 次进行相同的工作过程。因此，在研究回转式压缩机的工作过程时，只需讨论其中某一个工 作容积的全部过程，就能完全了解整个机器的工作，这一工作容积，称为基元容积。 设转子旋转一周，基元容积完成压缩机的一个工作循环，因此，可以认为基元容积的容 积值是转子转角参数 ? 的函数。 图4-3中，横坐标表示转子的转角参数 ? , 它从转子的某一特定位置算起。例如在图中， 即以基元容积最小时的位置作为开始的转角( ? =0) 。纵坐标表示基元容积在相应转角 ? 下的 容积值。 图4-3中， 采用下列符号 表征基元容积 在某些特定条 件时的容积： V1基 元容积与吸气 孔口相连通瞬 时所具有的容 积，亦即吸气 图4-3 过程开始时的 容积； V2基元容积与吸气孔口相脱离瞬时所具有的容积，亦即吸气过程终了时的容积； V3基元容积与排气孔口相连通瞬时所具有的容积，亦即排气过程开始时的容积； V4基元容积与排气孔口相脱离瞬时所具有的容积，亦即排气过程终了时的容积； V0基元容积所能达到的最小容积值。由于这一容积的存在，基元容积内的气体不能全 部被排出。余留的高压气体将从排气孔口移向吸气孔口。所以 , V0又称为穿通容积 ； Vm基元容积所能达到的最大容积值，它可与往复式压缩机的行程容积相比拟，若不计 穿通容积的存在，它即为吸入容积。 各符号的注脚表示以下含义： 1表示吸气开始时基元容积中的状态； 2表示吸气终了时基元容积中的状态； 3表示排气开始时基元容积中的状态； 4表示排气终了时基元容积中的状态。 最理想的情况是在基元容积开始扩大的瞬时，基元容积开始吸入气体，且在基元容积达 到最大容积 Vm 时，停止吸气，这时的吸气过程如图4-1中的曲线V1-V2 所示。 同样，排气过程终了，应在基元容积达到最小值V0时，如图中的V4点。曲线 V3-V4表示排 气过程，V2-V3 表示压缩过程。 理想的情况是不存在穿通容积，即容积 V0= 0 。这样，基元容积中的气体可被全部排出。 此时，图4-3中的横坐标如点划线所示。 满足上述条件的回转式压缩机，其工作容积得到最充分的利用。 如果基元容积开始吸入气体并不恰在最小基元容积时，则将产生吸气封闭容积。若不计 泄漏的影响，由于吸气封闭容积的存在，基元容积在开始扩大的一段时间内，基元容积内的- 131 -气体压力低于吸气孔口处的气体压力。然后，在基元容积与吸气孔口连通时产生容积不变的 压缩定容积压缩，待基元容积内气体压力达到吸气孔口处的压力后，才进入正常的吸气 过程。所以，吸气封闭容积影响了基元容积的正常充气。 若排气过程不在最小基元容积时终止，则产生排气封闭容积。理论上，该容积内的气体 将被压缩到远远大于内压缩终了压力的某一数值，这将使压缩机的耗功显著增加。这部分余 留的高压气体，将在随后的吸气过程的初期进行膨胀，导致压缩机吸气量的降低。 4.2.2 有内压缩及无内压缩过程 在压缩机运转过程中，若基元容积的缩小并非在与吸、排气孔口隔绝的状态下进行的， 亦即基元容积缩小过程中尚与吸、排气孔口连通，因而其内的气体压力保持不变，这种机器 便称为无内压缩的压缩机。即将图4-3 中的 ? 2 与 ? 3 重合，亦 即基元容积与吸气孔口脱离的同时，就与排气孔口相连通。 这样，基元容积里的气体压力并非因容积的缩小得以提高， 而是在与排气孔口相通时，由排气管中的气体倒流入基元容 积，使基元容积内的气体定容积压缩达到排气管中的压力。 有时，基元容积在一定转角范围内保持不变的最大容积， 如图4-3中虚线所示。此时，倘若基元容积中气体的排出即使 在转角 ? 3 大于 ? 2 的位置开始，因仍保持最大容积，故仍属无 内压缩的压缩机。 图4-4 在无内压缩的压缩机中，气体的压缩过程（在排气、管 道中进行) 如图4-4中线1所示。 由图可见，在无内压缩机器中，压缩过程是定容积过程， 其功率消耗比有内压缩的压缩机大。多耗的功如图中阴影面积所示。因而，无内压缩的压缩 机是不经济的，它只限于低压鼓风使用。 回转式压缩机中，大多采用有内压缩的压缩机，仅在压力比小于2低压力比时，方采用无 内压缩的机器。 4.2.3 理论工作过程与实际工作过程 为了由浅入深地说明问题,首先讨论回转式压缩机的理论工作过程。 在理论压缩机中,假定不存在实际工作过程中的一切损失，即压缩机是在无摩擦、无热交 换、无余隙容积、无泄漏、无吸排气压力损失的情况下进行吸气、压缩和排气的。 理论压缩机中,基元容积中各个有特殊意义的容积值，如V0、Vh、V2、V3 、V4、Vm 等，取 决于压缩机的几何尺寸。因此，一旦这些容积一定，基元容积中的气体压力也随之而定。 首先研究不具有穿通容积(V0= 0) 时工作容积与转角参数 ? 的关系。为方便起见，假定V ? 为直线关系，如图4-5所示。相应的PV图示于图4-6 中。 当吸气封闭容积 V1 0 时。如上所说， 吸气封闭容积的产生 , 是由于基元容积与吸气 孔口连通瞬时，基元容积并不是最小值，而已扩大到某一数值V1。从转角来说，设基元容积 等于零时的转角为 ? 0 ,它与吸气孔口边缘相连通瞬时的转角为 ?1 ,必然有： ?1 ? 0 0 由此可见，由于吸气封闭容积的存在，使基元容积的开始吸气点延迟，使基元容积内的 气体压力低于吸气压力（若吸气压力为大气压力时，即产生真空）。直至基元容积与吸气孔 口相连通后，其间的压力才恢复到吸气压力Ps。 相应地在图4-6所示的 P-V 图上吸气过程的压力变化将不是直线 1-2，而是曲折线0-f1-2 。 当排气封闭容积V40时。如上所说，排气封闭容积的产生，是由于基元容积与排气孔口 脱离的瞬时，基元容积尚未缩小到它的最小值(若是无穿通容积时，其最小值即等于零), 而- 132 -仍具有容积值V4V0 。 从转角来说 , 基元容积与排气孔 口脱离瞬时的转角 ? 4 尚未达到一个 工作循环所需的全 部转角。如取整个 工作循环相应的转 角为 2时，则如 图4-3 所示，必然 有： 4 ? 0 2 ? 由此可见，由 于基元容积排气结 束时间的提前，便 产生了排气封闭容 积。 由于排气封闭容积的存在，气体将 在基元容积中再度地受到压缩，大大超 过原来的排气压力 Pd, 如图4-6所示， 在排气即将结束时，再度进行压缩过程 b-c。 于是，基元容积的排气压力变化 当由直线 3-4 变为曲折线 3-b-c 。 当基元容积与吸气孔口脱离的瞬 时，正好达到它的最大容积，则 V2=Vm 相应的转角 ? 2 与转角 ? m 相重合(图 4-3)。此时，指示图中的压缩线恰好由 点2开始。 当基元容积与吸气孔口脱离的瞬 时，若并不在它的最大容积，这时 ? 2 ? m V2Vm 或图4-5图4-6 ? 2 ? mV2 Vm ? 2、? 2 的位置均示于图4-5中。 由于 ? 2、? 2 与 ? m 不相重合，使基元容积中的压力变化有所不同。 在第一种情况下，即 ? 2 ? m 时，基元容积中的气体将在吸气终了之后再度进行膨胀，然后在达到最大容值Vm后，才从降低了的压力开始压缩。指示图中，压力变化曲线将由原来的 1-2-3变成1-2-2- 2-d 。即气体在基元容积中，于两倍 ? m - ? 2 的的转角范围内，依同 一曲线2-2- 2进行膨胀与压缩。 在第二种情况下，即 ? 2 ? m 时，基元容积中的气体将有一部分重新回流到吸气孔口处， 然后在与吸气孔口脱离之后，开始压缩。如图4-6所示，压力变化曲线将由原来的1-2-3变成 1-2- 2-d, 亦即在两倍的 ? 2 - ? m 的转角范围内，相当于 Vm ? V2 的气体无益地进入基元容- 133 -积后再行流出。 上述两种情况都使基元容积吸气量减少。 最后，再看基元容积与排气孔口相通时的情况。 基元容积中的气体因容积缩小而被压缩，并达到一定的压力。即压缩机的基元容积与排 气孔口相连通之前(包括连通瞬时), 基元容积内的气体压力 Pi 称为内压缩终了压力 内压缩 。 终了压力与吸气压力之比，称为内压力比。而排气管内的气体压力(背压力) Pd 称外压力或背 压力，它与吸气压力的比值称为外压力比。 吸、排气孔口的位置和形状决定了内压力比。运行工况或工艺流程中所要求的吸、排气 压力，决定了外压力比。与一般往复式压缩机不同，回转式压缩机的内、外压力比彼此可以 不相等。 下面讨论排气压力Pd与内压缩终了压力 Pi不相等时，即排气孔口与上述最佳情况有所偏 差时所引起的影响。 第一种情况，当排气压力低于内压缩终了压力时，如图4-6所示，即基元容积中的气体压 力Pi大于排气压力 Pd。当两者连通的瞬时，气体在压力差 (Pi- Pd) 的作用下，迅速地流至排 气孔口中，使基元容积中的气体压力突降至 Pd。然后由于基元容积的继续缩小，才将气体排 出。 Pi=Pd 时的理论压缩功在图4-6中用面积 1-2-3-4-1 表示，而 PiPd 时的压缩功可用面 积 1-2-3-a-3-4-1 表示。因此，二者的面积差值3- a-3- 3 就代表了由此引起附 加损失功。 第二种情况，当排气压力大于内压缩终了压力时，即在基元容积中的气体压力Pi 尚未达 到应有压力值 Pd 时，己与排气孔口相通。这样，在连通的瞬时，排气孔口中的气体将迅速 倒流入基元容积中，使其中的压力从 Pi 突然上升至Pd。然后，随着基元容积的不断缩小， 排出气体。 与第一种情况类似，此时所消耗的压缩功可用面积 1-2-a-3-4-1 表示，相应的附加 损失功，可用面积 3-a-3-3 表示。 由此可见，内、外压力比不等时，总是造成附加能量损失。 无内压缩的压缩机，可以认为是内压缩部分(由压力Ps到Pi) 减少到等于零的特例。 如图4-6所示，示功图呈长方形 1234 ,这是无内压缩压缩机的特征。 以上讨论了不具有穿通容积时的情况。若穿通容积值V00 时，类似往复式压缩机中的 余隙容积，基元容积中气体不能全部被排出。余留的高 压气体膨胀到一定的压力后，基元容积才能吸进新鲜气 体， 这在示功图中将多出一条膨胀线， 这里就不再赘述。 图4-7示出了完整的理论示功图， 该图表示了穿通容 积V00, 吸、排气过程提前结束，延迟开始吸气以及内 压力比大于外压力比时的理论示功图。 实际工作过程与理论工作过程有很大的差别， 其主 要原因是：在实际工作过程中，基元容积内的气体通过 间隙泄漏，气体流经吸、排气孔口的压力损失，一切流 体动力损失以及气体与外界的热交换等。 由于气体的泄漏，使实际压缩机的排气量和效率都 比理论压缩机的为低。泄漏是影响回转式压缩机性能的 主要因素。 图4-7 理论示功图 气体的泄漏可分为内泄漏及外泄漏两类。 凡是所泄漏的气体不会直接影响到压缩机的排气量时，均称为内泄漏。例如，气体从具- 134 -有较高压力处泄漏至不处于吸气过程的基元容积， 即属于内泄漏。 因为这种泄漏气体量 仍处 于基元容积之内，将随该基元容积以后的压缩过程压送至排气孔口，故不会影响到压缩机的 排气量。 内泄漏虽不直接影响排气量，却使气体压缩过程中的参数受到改变。例如，由于泄漏的 气体与基元容积中气体的混合加热作用，使压缩过程在较高的温度下进行，使压缩机功率增 加。显然，由于内泄漏而使温度升高的加热作用，也会间接影响到排气量降低。 直接影响排气量的气体泄漏，称为外泄漏。泄漏到处于吸气过程的基元容积中的气体， 或直接泄漏到吸气孔口的气体，均属外泄漏。显然，外泄漏直接使排气量减少、轴功率增加。 其次，是气体流动损失。由流体力学知道，实际气体流动时，存在沿程阻力损失和局部 阻力损失。当气流具有脉动时 , 这种损失将会更大。 沿程阻力损失是由气体粘性引起的，它的大小与流速平方成正比，并与流动状态、表面 粗糙度以及路程有关。 局部阻力损失是因截面突变引起的，它的大小与截面突变情况有关，并与流速平方成正 比。 由上可见，提高转数将使气流速度增加，因而导致流动损失显著增加。对给定的机器， 在某一转数下运转时，流动损失为一常数。 还有，流体动力损失。它主要指回转式压缩机转子扰动气体的摩擦鼓风损失，喷液机器 转子对液体的扰动损失等。流体动力损失也随转子转数的增加而明显增大。 还有，内外压力不等时的附加损失。如前所述，当回转式压缩机的内外压力不相等时， 将多耗一部分压缩功。此外，由于这一压力不等，引起基元 容积在与排气孔口连通瞬时，发生气体的定容积膨胀或压 缩，又使流动损失加大。 最后， 气体进入压缩机时与机体的热交换以及进气压力 损失的影响，使吸气结束时温度升高、压力降低。这样，换 算到原始状态的吸气量就减 少了。 一般地讲，高转数回转式压缩机的气体动力 损失对效 率起主要影响；低转数时，泄漏损失对效率起主要影响。不 论何种类型的回转式压缩机 ,由于内外压力不相等， 将引起 附加能量损失，同时伴随着强烈的周期性排气噪音。 图4-8 滑片式压缩机的实际示功图 图4-8是实测的滑片式压缩机示功图，从该图可见到各 项因素对压缩机工作过程的影响。 4.2.3 多级压缩 如前所述,回转式压缩机通常运用于中、低压力范围，常用单级、两级回事事式压缩机， 三级以上的较少采用。 回转式压缩机采用多级压缩的目的,与往复式压缩机不尽相同,现略述于后。 1、节省压缩机能量消耗 与往复式压缩机一样，在有内压缩的回转式压缩机中，随着压力比的增大，压缩过程偏 离绝热过程越远，致使其功耗较绝热压缩为高。采用多级压缩、中间冷却的方式，可节省压 缩功耗。理论上，级数越多，省功也越多。 应该指出，上述结论对无油回转式压缩机来讲，是正确的。但对具有内冷却特性的喷油 (液)回转式压缩机来讲，虽采用多级压缩，可并不采用中间冷却，此时多级压缩的目的并不 完全是为着节省功耗(正如下面将要提及的), 而是着眼于改善转子受力以及降低压差而减 少泄漏等情况。 2、降低排气温度- 135 -由热力学可知，级的压力比越高，排气温度也越高。为了降低排气温度，往往首先从限 制级的压力比着手，即采用多级压缩。 允许的排气温度，由气体性质、润滑情况以及其它条件所决定。 无油回转式压缩机所允许的排气温度是确定多级压缩的决定性因素。例如，对双原子 气体，从常温吸入，如果级的压力比为4 , 则排气温度将高达200以上。此时，转子受热 变形较大，严重时，会导致事故发生；同时，过高的排气温度，也会恶化轴承及密封机件 的工作条件。 但是，在喷油(液)回转式压缩机中，喷入的大量油除起润滑及密封作用外，还起着良好 的内冷却作用，吸收了大量的压缩热，而且可由喷油量的多少控制排气温度，使其低于 100。由此可见，对喷油回转式压缩机来说，事实上排气温度已不再成为确定多级压缩的 主要因素，因此，级所能达到的压力比较高。如喷油螺杆式压缩机级的压力比可达8-10, 甚 至更高。 3、提高容积效率 随着压力比的增加，回转式压缩机的气体内、外泄漏量也随着增加，致使它的容积效率 下降。为了取得较满意的容积效率， 通常对无油回转式压缩机级的压力比作较严格的限制(也 是对排气温度的限制)，例如无油回转式压缩机级的压力比通常不超过3-4 。 但在喷油回转式压缩机中，由于油膜层的密封作用，改善了机器的气密性，降低了气体 的泄漏量，从而允许它采用比无油机器高的级压力比。 4、降低转子、轴承等机件上的作用力 增加级压力比，使吸、排气压力差增加，于是气体作用于压缩机转子以及其它机件上的 力也增加，轴承载荷也相应增加。由此使转子产生较大的变形，严重时，可能危及机器的 正 常工作，同时，还增加了机械摩擦损失及机械磨损，降低轴承、密封等零部件的使用寿命。 对一般无油回转式压缩机而言，由于级的压力比不高，故此项影响可不考虑。但喷油回 转式压缩机以及对多级回转式压缩机的高压级、吸气压力较高的增压回转式压缩机，虽然排 气温度都不算高 ,而吸、排气压力差却很大。所以，对这一类机器，机件上所能承受的由气 体力引起的载荷是确定多级压缩的主要依据。例如螺杆式压缩机，每级允许的压力差约为 105N/m2 左右。 最后，应该强调指出，多级压缩绝不是级数越多越好。在选定压缩机级数时，应根据所 选择的机型，综合考虑上述诸项因素以及另外一些因素(如所压缩气体的性质、材料、制造 成本等)慎重确定。 4.2.3效率、功率和排气温度 4.2.3.1 效率 回转式压缩机性能优劣的程度，可用各种效率来评价，实际排气量与理论排气量的比值， 称作容积效率： = V /Vt 式中V回转式压缩机的实际排气量(指折算到吸入状态), 其定义与往复式压缩机排气量 的定义相同，单位为m3/min； Vt回转式压缩机的理论排气量， 它只取决于压缩机的几何尺寸和转速， 单位为m3/min 。 所以，容积效率反映了压缩机几何尺寸利用的完善程度，Vt与 V的差值，对回转式压 缩机而言，主要是由于气体的泄漏所致。 各种回转式压缩机容积效率的变化范围有所差别，例如螺杆式压缩机的容积效率范围通 常是=0.80-0.90, 而罗茨鼓风机的容积效率范围则是=0.70-0.90。 一般地说， 转数低、 排气量小、压力比高、不喷液压缩机的容积效率较低，转数高、排气量大、压力比低、喷液 压缩机的容积效率较高。- 136 -等熵绝热压缩所需的理想功率与压缩机实际所需轴功率的比值，称为绝热效率ad： ad=Nad/Ns 式中 Nad等熵绝热压缩所需的功率，kW； Ns压缩机的轴功率，kW 。 所以，绝热效率ad反映了压缩机能量利用的完善程度。 回转式压缩机的绝热效率，依机型和工况不同而有明显的差别。例如，螺杆式压缩机的 绝热效率范围是： 低压力比、大中排气量时ad = 0.750.85 高压力比、小排气量时ad=0.650.75 随着技术的发展，为了进一步改善压缩机的性能，常考察某些因素对压缩机的影响，为 此也常用其它形式的效率以反映这些影响。例如，使用绝热内效率(简称内效率)i反映压缩 机内部工作过程( 热力过程)的完善程度。 绝热内效率i为等熵绝热压缩所需的理论功率Nad与压缩机指示功率( 或称内效率)Ni的 比值，即 i=Nad/Ni 式中 Ni回转式压缩机的指示功率或内功率，它加上机械摩擦损失功率即为轴功率。 各种回转式压缩机中，显然以没有内压缩的机器（如罗茨鼓风机）的内效率为低，这是 因其热力过程不完善所致。 压缩机的绝热内效率i与绝热效率之间的关系 i=adm 式中m机械效率，为压缩机指示功率与轴功率之比值，一般的回转式压缩机m=0.90 -0.98。值得指出的是，滑片式压缩机中，因滑片与气缸及转子槽之间的机械摩擦损失相当大， m 可低至0.70 左右。 影响回转式压缩机效率的主要因素有： 1、气体泄漏 如前所述，气体的泄漏分外泄漏与内泄漏两种。 外泄漏直接影响压缩机的排气量，使容积效率下降，也使功率消耗增加，降低了绝热 效率ad及内效率i，内泄漏不直接影响压缩机的排气量，因而对容积效率的影响较小，内 泄漏直接增加功率消耗，使绝热效率ad及内效率i下降。 一般说来，提高回转式压缩机的转数，减小泄漏面积，采取节流措施等都可使相对泄漏 量下降。 2、吸排气压力损失 气体通过吸气管道和吸气孔口的流动阻力损失，使吸气压力降低，即减小了吸入气体的 密度，相应使压缩机的实际排气量降低，故降低了容积效率；同样，气体在排气管道及排气 孔口的流动阻力，使压缩机的实际排气压力比预定的要高。吸气压力的降低和排气压力的升 高，使压缩机耗功增加，即使绝热效率或内效率均降低。 为了减少吸、排气压力损失，应在正确确定吸、排气孔口位置的基础上，力求孔口缘光 滑平整，对气体在吸、排气管道中的流速予以限制，如螺杆式压缩机，吸、排气管道中的流 速一般不要超过35m/s。 3、加热损失 转子和机体因受到压缩气体的加热，其温度较吸入气体高得多。在吸气过程中，新鲜气 体受到吸气管、转子、机体等机件以及泄漏气体的加热而膨胀，相应减少了压缩机的吸气量， 使容积效率下降，同时，使气体开始压缩时的温度有所提高，使耗功增加，效率ad及i均 降低。- 137 -回转式压缩机相应的冷却措施，如喷油(液)直接冷却，机体夹层通冷却水、转于中心通 冷却油间接冷却，均可使气体加热损失的数值降低。 需指出的是， 由于回转式压缩机的转速较高， 气体在压缩机内受到的加热时间较为短促， 故气体加热损失的影响比往复式压缩机小。 4、流体动力损失 气体流动所产生的动力损失与回转式压缩机转子圆周速度平方成正比，故降低压缩机的 转数能明显减小流体动力损失。但另一方面， 转数降低势必 导致相对泄漏损失(单位排气量中的泄漏量)的增加， 即容积 效率降低。 对喷液压缩机，尚有液力扰动损失，为方便计，往往将 此项损失归并到流体动力损失中一起考虑。 5、内、外压力比不相等时的附加损失 回转式压缩机的排气压力( 外压力)Pd 与内压缩终了 压力(内压力)Pi不相等时，在基元容积与排气孔口连通时， 气体要进行定容积压缩或膨胀，以使压力由 Pi 均衡到排气 压力Pd（见图4-9), 这就产生了附加损失功。 由图 4-9可见： 1) 当 Pd= Pi 时 , 如图4-9, b) 所示。没有附加损失 功 ； 2) 当 PdPi 时 , 如图4-9,a) 所示， 附加损失功相当 于面积ECG。无内压缩的压缩机可看作是这种工况的极限， 即Pi=PS； 3) 当 PdPi 时，如图4-9c) 所示，附加损失功相当于 4-9 面积 ECG。 上述内、外压力比不相等时的附加损失功使绝热效率 ad 及内效率i降低。就降低附加损失而言，应使内、外压力比取得一致。这一结论仅在不 考虑其他能量损失时成立。 最后，吸气封闭容积和排气封闭容积，以及转子旋转使气体受到的离心力，也都会影响 回转式压缩机的效率。 应该指出，以上各影响效率的因素往往不能同时降至最低，有的因素甚至是相互矛盾 的。例如，降低气体相对泄漏损失，需采用较高的转数，而较高的转数势必增大流体动力损 失及吸、排气压力损失。所以，在工程设计中，往往需兼顾各项因素，以取得最佳综合经济 指标，对压缩机讲，主要是使用寿命和效率两项指标。 4.2.3.2功率 由热力学知道，如果压缩气体与外界没有热交换，且压缩过程中所有损失均转变为热量， 并为气体所吸收， 则压缩 1m3 气体所需的压缩内功 Wi 应为多方压缩功 Wp与内部损失Wr之和， 即 Wi = Wp +Wr （4-1） 或 m1 Wi = p s ( i m1 ? 1) + Wr m1 ? 1m1 ?1J/m3（4-2）式中Wi压缩1m3 气体所耗的压缩内功 , J/m3； Wr压缩1m3气体时的各种内部损失之总和，J/m3 (这里包括气体泄漏损失、加热损失、 吸排气压力损失、流体动力损失等 )； Ps压缩机的吸气压力，N/m2；- 138 -i压缩机的内压力比，i=Pi/ Ps，这里先假定内、外压力比相等，无附加能量损失， m1无冷却时的多方压缩指数。 这一压缩过程在温-熵图上的表示见图4-10中的AB 线(图中用实线表示是有条件的)。图 中面积 BbcBB表示压缩内功Wi，面积ABBcaA表示多方压缩功 WP，面积ABbaA表示内损失功 W r。 压缩内功Wi也可以用端点B、A的焓差HB-HA表示： Wi=HB-HA=CP（TB-TA） 对理想气体 TB = T 所以 或m1 ?1 m1 A i（4-3）Wi = k RT A ( i ? 1), J / kg k ?1 m1 ?1 m1 Wi = p s ( i m1 ? 1), J / m 3 m1 ? 1m1 ?1 m1（4-4） （4-5）以上两式是气体与外界没有热交换及 内、外压力比相等时的压缩内功计算式。强 烈冷却时， 压缩机内的气体与外界存在着热 交换，压缩过程如图4-10中的AB 所示(图 中用实