第二章容积式压缩机

2容积式压缩机容积式压缩机通过改变工作腔的容积来提高压力的压缩机。包括往复式和回转式两种。2.1往复式压缩机2.2回转式压缩机

上海市近200家年耗电500万kWh

以上企业数据统计：空压机系统耗电量平均占到企业用电量的13.85%；容积式空压机占空压机总数量的

95%

其中：螺杆式占79.5%，活塞式占13.6%

2.1往复式压缩机2.1.1工作原理2.1.2热力性能、动力性能、调节与控制2.1.1往复压缩机的工作原理一、组成部分二、级的压缩过程与压缩功三、多级压缩（中间冷却）一、组成部分*工作腔：气阀、气缸、活塞等*传动部分：曲轴、连杆、十字头、活塞杆等*机身部分*辅助设备：油路、水路、调节系统*特点

①

出口压力与流量变化关系不大，工作稳定性较好；

②压缩机对气体的适应性强，且容易达到较高的压力；

③

级效率较高。级的理论循环指示功

/实际指示功；

④

结构

较复杂，气体的吸入与排出具有间歇性。二、级的压缩过程与压缩功（一）压缩机级的理论循环（二）级的实际循环（三）压缩机级的循环指示功二、级的压缩过程与压缩功（一）压缩机级的理论循环*理论循环的特征（假设）①气体通过进、排气阀无压力损失，且进、排气压力保持恒定；②

无余隙容积；③工作腔与外界无热交换；④气体压缩过程指数为定值；⑤气体无泄漏。*理论工作循环

进气过程：气缸压力=进气管道中压力，且为定值。

压缩过程：过程指数

为定值。

排气过程：气缸压力=排气管道中压力，且为定值。*理论循环进气量*理论循环指示功循环所消耗外功。设气体

对

活塞作功为正，

活塞

对

气体作功为负。

进气过程功：排出过程功：压缩过程功：总的指示功Wi：*理想气体绝热压缩过程：

绝热压缩理论循环指示功：*过程指数m

对压缩机耗功和热量的影响

△耗功：m↑，压缩机耗功↑（Fig.）

△热量传递：阴影部分为压缩过程的热量交换

吸热

为

负，放热

为

正。（二）级的实际循环*实际循环与理论循环的差别①余隙容积V0

△

气缸盖端面

—

活塞端面

△

气缸

—进、排气阀通道

△

活塞

—

气缸径向间隙在第1道活塞环

之前②气流流经进、排气阀和管道时的摩擦损失（压力损失）

△进气过程中：

气缸压力＜

进气管道

中名义进气压力p1

实际进气过程始点：d点非4点

△排气过程中：

气缸压力＞

排气管道中名义排气压力p2

实际排气过程始点：b点非2点③循环过程中的热量传递

吸入

过程—气体被加热

排出

过程—气体放热

压缩

过程—

吸热（开始）

→

绝热

→

放热

膨胀过程—

放热

→绝热→吸热④密封

密封部位：△气阀

—

气缸与进、排气系统

之间

△活塞环

—

活塞

与

气缸

之间

△

填料

—

活塞杆

通过气缸的部分

高压区→低压区泄漏

→

压缩和膨胀过程较平坦

a—通过

进气阀

或

活塞环

向

气缸外泄漏b—通过

排气阀

或

活塞环

向

气缸内泄漏⑤进、排气系统相对较小的容积→进气时，压力↓；排气时，压力↑一般与②摩擦项

合算。（Fig.2-21

atpage26）⑥

实际气体与理想气体的差别状态方程：

Z—压缩性系数

与气体性质、压力、温度有关

过程方程：*

实际循环进气量①行程容积Vh

理论循环

中，每个行程所吸进的气量压力与温度仍为原始的气体压力p1

和温度T1

实际循环

中，每个行程实际吸进气量

若折合成

原始的压力

和温度（p1、T1）＜

行程容积

Vh

Vh②实际循环的吸气量Vs0（考虑泄漏量）△进气系数：实际吸进的容积（不考虑泄漏）Vs/行程容积

Vh

容积系数：

压力系数：

温度系数：△容积系数：余隙容积

中高压气体膨胀，占去活塞一部分行程，

λV

→吸进气体减少ΔV1

膨胀过程方程：由此可得：代入得：

α—

相对余隙容积，大小取决于气阀

在气缸上的布置方式。低压级0.07～0.12，中压级0.09～0.14，高压级0.11～0.16。

ε—名义压力比，p2/p1，单级一般3～4；n—膨胀指数取决于气体性质和膨胀过程

传给气体热量

：传给的热量多，膨胀指数小，趋于等温过程传给的热量少，膨胀指数大，趋于绝热过程（可根据经验公式计算）

注：通常，膨胀指数

＜

压缩指数：①相对传热面积大

膨胀过程

中气体容积

/包围该部分气体气缸表面积

之比

＜

压缩过程

中气体容积

/

对应的气缸表面积

之比

②温差大气缸接近缸盖

和活塞表面

温度

都较高，

→膨胀中温差相对大→膨胀中传给气体热量可比压缩中传出的热量多

对于实际气体：

Z-膨胀/排气终了压缩性系数p2p1△压力系数：进气阻力和阀腔中的压力脉动

→

pa＜p1，λp

将压力为pa

的吸气量折合为

p1

的进气量

影响因素：进气阀

关闭时的弹簧力

进气导管

中的压力波动

进气阀关闭时的弹簧力：气阀弹簧力设计正确，进气压力接近大

气压时，第一级λp=0.95～0.98其余各级λp=0.98～1.0

进气导管中的压力波动：决定于进气终了时进入气缸气流压力波的相位和波幅的大小：

波峰，增压，pa＞p1；反之pa＜p1。p1△温度系数：

大小取决于进气过程中加给

气体的热量

λT

热量有两个来源：

其一:进气过程中，自通道、缸壁和活塞传给的热量，与壁面和气体的温差、活塞平均速度、气体密度

有关；

壁面温度主要取决于：压力比、气缸冷却、气阀结构。

其二:进气过程中因压力损失

消耗的功→变成热

→加给气体

（Fig.名义进气压力线与进气压力线所围面积）一般情况下，λT=0.90～0.98

△泄漏系数：一般有油润滑压缩机λl=0.90～0.98

无油润滑压缩机λl=0.85～0.95（三）压缩机级的循环指示功

*实际循环指示功

假设：进、排气过程压力采用平均值

压缩与膨胀过程指数

用定值表示且相等

其中：

δs—进气相对压力损失

δ0—

进、排气过程中

总的相对压力损失δd—排气相对压力损失ε—名义压力比

m—压缩过程指数

低压级：m=（0.95～0.99）k

中、高压级：m=k

气缸冷却良好，m值较小三、多级压缩（中间冷却）（一）多级压缩的理由（二）级数的选择（三）压力比的分配三、多级压缩（中间冷却）（一）多级压缩的理由①节省压缩气体的指示功（Fig.）

节省功的根本原因为中间冷却②降低排气温度

排气温度往往是限制压缩机压力比提高的主要原因。

润滑油粘性、积炭、腐蚀、爆炸。③提高容积系数多级压缩→每级ε↓→余隙容积

中气体膨胀所占容积↓→气缸实际吸气量↑④降低活塞力多级压缩每级

容积（Fig.）因冷却

而逐渐↓

→

行程相同时，活塞面积↓

→活塞所受气体力↓

→

每级

运动机构重量

↓，机器效率↑

（二）级数的选择*级数对性能的影响

级数↑→

循环指示功↓

机器总重量↑

摩擦、流动损失

↑*

大、中型

压缩机级数选择：一般以最省功为原则。

小型移动

压缩机：重量

为主要矛盾，

级数

多取决于每级允许的排气温度

*往复式压缩机级数与终压间的关系：Table2-2atpage24

常见压缩机的级数统计终压（表压）/MPa0.3-10.6-61.4-153.6-4015-10080-150级数12345-67（三）压力比的分配最省功原则：多级（z级）压缩机，中间冷却完善（即级间温度

Tx=T1），消耗功最省的条件

为各级压力比相等，且等于总压力比的开z次方。（推导过程略）

理想气体时，各级压力比相等即各级消耗的功相等。

2.2热力性能、动力性能、调节与控制一、容积式压缩机的主要热力性能指标与结构参数二、动力性能（略）三、容积式压缩机的调节方式及其控制一、容积式压缩机的主要热力性能指标与结构参数（一）吸气压力和排气压力（二）容积流量和供气量（三）排气温度（四）功率和效率（五）活塞平均速度（七）行程（八）气缸直径2.2热力性能、动力性能、调节与控制一、容积式压缩机的主要热力性能指标与结构参数（一）吸气压力和排气压力

第一级

吸入管道处和末级

排出接管处的气体压力。（吸、排气压力可在很大范围内

调节）（二）容积流量和供气量*容积流量：单位时间内压缩机最后一级

排出

的气体，换算到

第一级

进口状态的压力

和温度

时的气体容积值。*额定容积流量：特定进口状态时的容积流量。注：

△

压力变化范围较大时应考虑气体的可压缩性。

△被压缩气体含有水蒸气

时，

气体压力↑→

水蒸气分压↑；若再冷却，且水蒸气分压＞冷却后气体温度所对应饱和蒸汽压

→水蒸气从气体中凝结析出。（计算容积流量时应加上析出的液体和气体，减去加入的气体）*供气量或标准容积流量容积流量折算到标准状态（1atm，0℃或15℃）时的干气容积值。（三）排气温度压缩机末级排出气体的温度（四）功率和效率*功与功率指示功Ni：直接用于压缩气体的功

摩擦功：用于克服机械摩擦的功

轴功Nz：主轴需要的总功，指示功+摩擦功

比功率：单位容积流量

所消耗的功。

经济性评价

指标（同类型、同排气压力、同冷却工况下比较）*效率△机械效率ηm：指示功率/轴功率

中、大型

压缩机ηm：0.90～0.96；

小型压缩机ηm：0.85～0.92；

微型压缩机ηm：0.82～0.90。注：往复活塞式压缩机分类

按排气压力鼓风机、低压压缩机（1MPa）、中压压缩机（10MPa）

、高压压缩机（100MPa）

、超高压压缩机（＞100MPa）（通风机＜15kPa；15kPa＜鼓风机＜340kPa；压气机＞340kPa）

按排气量范围（m3/min，按进气状态计）微型压缩机：＜1小型压缩机：1～10中型压缩机：10～60大型压缩机：＞60

按气缸排列方式（Fig.2-5atpage16）立式、卧式、对动式、对置式、角度式。

按级数单级、两级、多级。

按气缸容积的利用方式单作用式、双作用式、级差式（Fig.2-28atpage36）。△等温效率等温

轴效率（全等温效率）ηis：

理论

等温

循环指示功率/实际循环的轴功率通常压缩机ηis＝0.60～0.75（上限一般指中、大型压缩机，下限指高速小型压缩机）△绝热效率绝热轴效率：理论

绝热

循环指示功

/

实际

循环轴功率大型压缩机ηad：0.80～0.85；中型压缩机ηad：0.70～0.80；小型压缩机ηad：0.65～0.70。注：实际

压缩机的压缩过程趋于

绝热

过程

（五）活塞平均速度

活塞速度：随曲轴转角而变化。

活塞平均速度：

对压缩机性能的影响：①对压缩机摩擦副耐久性的影响。②

对气阀布置的影响。（六）转速转速选择与流量、压缩机的重量和尺寸，以及机器的耐久性和

经济性

有关。（七）行程（八）气缸直径二、动力性能（略）三、容积式压缩机的调节方式及其控制气量的调节方式根据用气量

→调节出气量△调节要求：

①

连续

调节、分级调节、间断调节。

②调节工况经济性好（比功率小）。

③调节系统简单、安全可靠、操作维修方便。△理论基础：通过调节转速和各系数

→改变流量①转速调节

②管路调节

③压开进气阀调节④连通补助容积①转速调节

优点：实现连续的

气量调节；调节工况比功率

消耗小；压缩机各级压力比

保持不变；无需设置专门的调节机构（本体）。缺点：受原动机调节范围

限制；

低转速

气阀工作不正常。②管路调节a.进气节流

△进气管阻力↑→

λp↓→

气量↓△调节结构简单，用于小范围

调节

（80%～100%），或偶尔调节。p1b.切断进气

△关闭进气管，压缩机为空运行（间断调节）（Fig.2-65）。

△

结构简单；适用于中、小压缩机。

注：△

切断进气后→ε↑→排气温度

会↑；△

进气压力↓→作用在活塞上

的压力差↑→

起动困难。c.进、排气管连通

排气管经由旁通管路和旁通阀门与进气管相连接。分为节流连通

和自由连通：△节流连通根据需要气量，节流阀

开至适当程度→部分气体

经旁通回入进气管。适用于偶尔调节或小幅度调节。优点：结构简单，连续调节；调节紧急性好。缺点：调节经济性差（属于高压气体节流，压缩机功耗无减少）。△自由连通旁通阀全开

→高压气体自由流入进气管路（仅克服旁通管和旁通阀阻力）常用于大型

高压

压缩机起动释荷优点：调节结构简单；调节紧急性好；调节经济好。缺点：间断调节；

逆止阀↑阻力损失。（为防止管系中原有的高压气体倒流入进气管，应在旁通管路之后的排气管段

设置逆止阀）③压开进气阀调节（Fig.2-66atp59）

压开装置，进气阀强制压开，使进气阀全部

或部分

丧失正常工作能力，进气阀片不能自动

关闭，使吸进的气体，在压缩

和排气

行程中仍回入进气管，达到调节气量目的。a.全行程压开进气阀（Fig.2-67atpage60）

全部行程

中，气阀始终处于强制压开状态，

吸进的气体将全部自进气阀

回出，

容积流量=0。

间断调节；调节经济性好（空运行状态）。b.部分行程压开进气阀

（Fig.2-68atpage60）

进气行程结束时，进气阀强制顶开；

进入压缩行程后

气体从气缸中回入进气管；

一定时候

强制作用取消，进气阀关闭，剩余行程气体受压排出。可实现连续调节；适用于转速较低的压缩机。④连通补助容积（Fig.2-70，2-70

atpage61）气缸上设置补助容积，调节时接入气缸工作腔→

余隙容积↑

→

容积系数λV↓→

容积流量↓。

补助容积的接入方式可以是连续、分级、间断

的。2.2回转式压缩机一个或几个转子在气缸里旋转

→容积变化→气体压缩容积式、工作容积旋转一、回转式压缩机分类二、回转式压缩机应用三、螺杆压缩机一、回转式压缩机分类按结构元件的特征：螺杆式、滑片式、罗茨鼓风机。（目前广为使用）单螺杆、液环式、偏心转子式、旋转活塞式等。（不同领域）按转子数量：

单转子、双转子、多转子（个别）。按气体压缩方式区分：

有内压缩、无内压缩（罗茨）。按工作容积是否有油(液)区分：

无油(液)、喷油(液)。

转子绕气缸中心转动（又称转子式压缩机）二、回转式压缩机应用

大多作为中、小排气量，中、低压压缩机或鼓风机。冶金、化工、石油、交通运输、机械制造、建筑工程。生活耐用消费品。三、螺杆压缩机*螺杆式压缩机分类按运行方式：分无油压缩机、喷油压缩机两类按压缩气体种类和用途：

分空气压缩饥、制冷压缩机、工艺压缩机按结构形式：分移动式、固定式、开启式、封闭式等常见螺杆压缩机分类图：无油（干式）螺杆压缩机

“无油”：气体被压缩中，完全不与油接触，

压缩腔或转子之间没有油润滑，无液体内冷却。

轴承、齿轮

等仍用普通润滑方式，

隔离轴封：润滑部位与压缩腔之间。

同步齿轮：传输动力（阳转子→同步齿轮→阴转子）

确保转子间间隙（转子间不直接接触，存在间隙），

制造、安装误差，受力变形，受热膨胀，机件磨损

转速

往往很高（密封），

对轴承

和轴封

要求较高；

排气温度

较高，

单级压比

小

1.5-3.5

双级压比可达8-10

排气压通常小于2.5MPa

容积流量

为3-500m3／min喷水螺杆压缩机压缩腔喷水：↓排气温度，↑单级排气压力

水无润滑性→故设同步齿轮

轴封：压缩腔与轴承、齿轮间，隔离喷水和润滑油喷液压缩机入口喷入适当溶剂

@气体压缩发生聚合反应

→转子和机壳沉积塑料状薄层

→停止运行时，转子“粘”在一起

@气体混合物中含有像沥青类化合物

喷油螺杆压缩机大量润滑油喷入被压缩气体→

润滑、密封、冷却、降噪

喷油机不设同步齿轮，结构更简单。

油气分离、气体净化技术

发展

→喷油机可用于空气品质要求非常高场合，如食品、医药、棉纺一般大气压力下吸气，

单级排气压力有0.8MPa、1.1MPa、1.4MPa等，

少数两级压缩机，排气压力可达2.6MPa（驱动大型风钻）

容积流量范围为0.2-100m3/min

喷油螺杆制冷压缩机螺杆制冷机都采用喷油润滑

方式运行。

按与电动机联接方式，分开启式、半封闭式、全封闭式三种。开启式

联轴器

+电动机

压缩机伸出轴加装轴封，

防制冷剂、润滑油

泄漏。

半封闭式

电动机+

压缩机同一机体内，共用一根主轴，

有效防止制冷剂和润滑油泄漏，

制冷剂冷却电动机，无开启式电动机冷却风扇噪声。全封闭式

电动机与压缩机封闭在一容器内，

彻底消除

制冷剂和润滑油泄漏，

噪声

比较低。

大批量

小冷量制冷压缩机。半封闭、全封闭式产量远超开启式。

广泛用于民用和商务楼中央空调。

绝大多数螺杆机制冷剂采用R22或NH3，

也有用R134a或R410A等。环境温度下工作时，单级螺杆制冷机可达-25℃蒸发温度

双级压缩，可达-40℃的蒸发温度热泵循环，可向高达100℃热源传送热量。

既供冷又能供暖的冷热两用螺杆机组，近来发展很快。

螺杆制冷压缩机标准工况下制冷量范围：10-2500kW

喷油螺杆工艺压缩机压缩工艺流程中的气体，

如：惰性气体，CO2、N2轻气体，H2、He化学性质活泼的气体，HCl、Cl2

通常由喷油螺杆制冷压缩机

改制而成。

工作压力由工艺流程确定：

单级压比：可达10，排气压常小于4.5MPa，最高可9.0MPa

容积流量：1-200m3／min

*单螺杆压缩机：（Fig.2-101atpage89）*双螺杆压缩机通常所称螺杆压缩机即指双螺杆压缩机容积流量范围：2～500m3/min

终了压力：一般＜1.2MPa，个别场合可达4.5MPa（一）结构（二）工作过程（三）特点（四）热力性能（五）压缩机的调节（一）结构（Fig.2-100atpage88）阳、阴螺杆共轭齿型相互填塞→使封闭在壳体

与两端盖间的齿槽容积

大小发生周期变化，并借助于壳体对角线位置

上的吸、排气孔口，完成对气体吸入、压缩、排出

平行配置一对相互啮合的螺旋形转子：阳转子（或阳螺杆）：节圆外具有凸齿的转子阴转子（或阴螺杆）：节圆内具有凹齿的转子一般阳转子与原动机连接，又称为主动转子转子上的球轴承

使转子实现轴向定位，承受轴向力。转子两端的圆柱滚子轴承

使转子径向定位，承受径向力。在机体两端，分别开设吸气孔口、排气孔口（二）工作过程工作循环：吸气、压缩、排气转子每个运动周期，若干齿间容积依次进行相同工作过程，只讨论其中一个齿间容积

的全部过程。

1．吸气过程研究的一对齿（箭头标出）转子端面是吸气端面

机壳上有特定形状的吸气孔口（粗实线）

图a：吸气即将开始

此对齿前端的型线完全啮合，即将与吸气孔口连通。

图b：随齿间容积扩大，其内部形成一定真空，

而此齿间容积又与吸气口连通，

气体在压差作用

下流入其中（如图阴影）。

随后的转子旋转，阳转子齿不断从阴转子齿槽中脱离，

齿间容积不断扩大，并与吸气孔口保持连通。

（相当于：活塞（阳转子齿）在气缸（阴转子齿槽）中滑动）

图c：吸气过程结束时

最显著特征：齿间容积达最大。此位置，齿间容积与吸气孔口断开，吸气过程结束。

2．压缩过程转子端面：排气端面，机壳上的排气孔口

如图中粗实线。

阳转子顺时针

方向旋转，阴转子逆时针

方向旋转

图a：压缩过程即将开始

气体被转子齿和机壳包围在封闭空间，

齿间容积因啮合将开始减小。

图b：齿间容积因啮合不断减小→压力↑

图c：持续压缩至齿间容积与排气孔连通

3．排气过程齿间容积与排气孔连通，开始排气。

图a：随齿间容积缩小，气体逐渐通过排气孔排出。

图b：排气一直持续到齿末端的型线完全啮合，

齿间容积内气体完全排出，封闭的齿间容积体积将变为零。

（三）螺杆压缩机特点

气体压力提高原理

与活塞机相同→均属容积式压缩机主要部件的运动形式

又与透平压缩机相似

→螺杆机同时兼有上述两类压缩机特点优点：1）可靠性高

零部件少，无易损件→运转可靠，寿命长，大修间隔可4-8万h。2）操作维护方便

操作人员不必经过长时间专业培训，可实现无人值守运转。3）动力平衡性好

无不平衡惯性力，可平稳高速工作，可无基础运转（适合移动式），体积小、重量轻、占地少。4）适应性强

具有强制输气特点，排气量几乎不受排气压力影响，在宽广的范围内能保护较高的效率。5）多相混输转子齿面间留有间隙→耐液体冲击，可压送含液气体、

含粉尘气体、易聚合气体等。

主要缺点：1）造价高

螺杆转子

齿面为空间曲面，

需特制刀具，在价格昂贵的专用设备上加工。

另外，气缸加工精度也有较高要求。2）不能用于高压场合

受间隙、转子刚度

和轴承寿命

等方面限制

→只适用中、低压范围，排气压力一般不能超过4.5MPa3）不能制成微型

螺杆机依靠间隙

密封气体，

一般只有容积流量大于0.2m3/min时，螺杆机才只有优越性能。

（四）热力性能计算

1.理论工作过程2.实际工作过程3.内压力比及压力分布图4.容积流量及容积效率5.轴功率及绝热效率6.排气温度7.喷油影响1.理论工作过程

（1）理论工作过程假设（4）具有穿通容积的工作过程（2）内、外压力比不相等（5）具有封闭容积的工作过程（3）吸气提前或延迟结束（6）无内压缩的工作过程1.理论工作过程

（1）理论工作过程假设

吸气、压缩、排气假设：

无摩擦、无热交换、无泄漏、无吸、排气压力损失

理想工作过程指示图

吸、排气孔口位置等结构参数

影响，使工作过程有所变化

（2）内、外压力比不相等

内压缩终了压力pi

齿间容积与排气孔

即将连通前，齿间容积内气体压力

内压力比

内压缩终了压力/

吸气压力

吸、排气孔口的位置和形状

决定了内压力比

外压力（或背压力）pd

排气管内

的气体压力

外压力比

外压力/

吸气压力压缩机运行工况所要求的吸、排气压力，决定了外压力比。

排气压力＞内压缩终了压力时齿间容积与排气孔连通瞬间，排气孔处气体迅速倒流入齿间容积，→其中压力从pi突然↑至pd

然后，随齿间容积缩小，排出气体（图a）排气压力＜内压缩终了压力时齿间容积与排气孔连通瞬时，齿间容积气体迅速流入排气孔口中，→齿间容积中气体压力突然↓至pd

然后，随齿间容积缩小，排出气体（图b）可见，内、外压力比不相等总造成附加能量损失（阴影面积）另，伴有强烈的周期性排气噪声

（3）吸气提前或延迟结束吸气在齿间容积达到最大值之前结束时

齿间容积气体在吸气结束后进行膨胀，达到最大容值

后，

再从降低了的压力

开始压缩（图a）吸气在齿间容积达到最大值之后结束时

齿间容积气体一部分重新

回流

至吸气孔口

内，

然后再与吸气孔脱离，并开始压缩（图b）吸气提前或延迟结束→均使齿间容积吸气量↓

→容积流量↓（4）具有穿通容积的工作过程

穿通容积：齿间容积所能达到的最小容积（类似于活塞压缩机的余隙容积）因该容积的存在，基元容积内气体不能全部被排出，

余留高压气将从排气口移向吸气口，称“passingvolume”

穿通容积余留的高压气体膨胀至一定压力后，

齿间容积才吸进新鲜气体，在指示图上多出—条膨胀线

（5）具有封闭容积的工作过程吸气封闭容积齿间容积达到最小

后，若不立即吸气，会产生吸气封闭容积。

齿间容积在扩大初期，其内气体压力＜吸气口处气体压力，

齿间容积与吸气孔连通时，齿间容积内气压突然↑至吸气压力，然后才进行正常吸气（图a）。

→吸气封闭容积的存在，影响了正常充气→压缩机耗功↑

排气封闭容积齿间容积达到最小前，若排气已结束，会产生排气封闭容积。排气封闭容积内气体将被压缩至＞＞

内压缩终了压力

→压缩机耗功↑（图b）

另外，随后吸气过程初期，余留高压气体进行膨胀，

→压缩机气量↓（图b）

（6）无内压缩的工作过程无内压缩气体压力↑，不是因齿间容积↓，

而是因排出管道中

高压气体倒流，

压缩过程在齿间容积与排出管道连通瞬时

完成。图示，无内压缩时，附加能量损失

极大，

排气温度较有内压缩时高，

故只限在低压鼓风机中使用。

2.实际工作过程实际与理论工作过程差别原因：

实际过程，齿间容积内气体通过间隙泄漏

流经吸、排气口，产生压力损失

被压缩气体与外界发生热交换等

螺杆压缩机实测指示图（1）气体泄漏的影响（2）气体流动损失的影响（3）气体动力损失的影响（4）热交换的影响（5）喷液的影响

（1）气体泄漏的影响分为内泄漏和外泄漏内泄漏泄漏气体不会直接影响

压缩机容积流量，称为内泄漏。

如，气体从较高压力处

泄漏至不处于吸气过程

的齿间容积

→使齿间容积气体温度↑

→压缩过程功耗↑→另，内泄漏加热作用

→也会间接↓压缩机容积流量外泄漏

直接影响

容积流量的气体泄漏。

泄漏至处于吸气过程

齿间容积中的气体，

或，直接泄漏到吸气孔口

的气体，均属外泄漏。

→直接使容积流量↓泄漏→使容积流量↓和效率↓低转速

螺杆机中，泄漏损失是影响压缩机性能的主要因素。

（2）气体流动损失的影响

沿程阻力损失+局部阻力损失

若有压力脉动→损失将更大

转速↑→气流速度↑→流动损失显著↑（3）气体动力损失的影响主要指转子扰动气体

的摩擦鼓风损失。转子转速↑→气体动力损失明显↑

高转速

螺杆机中，气体动力损失对效率起主要影响。（4）热交换的影响气体进入压缩机时，与机体发生热交换→吸气结束

时温度↑

→容积流量↓（5）喷液的影响喷油螺杆机，常向工作腔喷入有一定压力的润滑油，与压缩气体

直接接触，吸收气体的压缩热。

少量螺杆机，也向工作腔喷水、制冷剂或其它液体，作用同喷油。一方面，喷入液具有冷却、密封、润滑、降噪

作用。

另，喷液又引起转子对液体扰动损失

和液体粘性摩擦损失。虽然喷油螺杆压缩机和干式螺杆压缩机的工作原理完全相同，

但常被看作是两种不同类型的压缩机。

喷油使螺杆机应用领域扩大，性能改善。

特别在移动式空压机及制冷装置中应用广泛。

能3.内压力比及压力分布图（1）内压力比εi齿间容积内压缩终了压力pi

/吸气压力若，理想气体（或在相应范围内可视作理想气体的实际气体）、

可逆绝热压缩则，压缩终了内压力比εi：

式中，pi—内压缩终了压力

齿间容积与排气孔连通时，齿间容积内气体压力；

ps—吸气终了压力

齿间容积与吸气孔断开时，齿间容积内气体压力；

Vi—压缩过程结束时容积值

齿间容积与排气孔连通时的容积值；

V0—吸气过程结束时容积值

齿间容积与吸气孔断开时的容积值；

εv—内容积比；

k—等熵指数cp／cv

每台螺杆机一般均有—固定的内容积比（有时也变化）；

内压力比却随被压缩气体性质

不同而不同；一般不把内压力比作为螺杆压缩机的基本参数，常用内压力比

来区分螺杆空气压缩机（工质总是同一气体）；

螺杆制冷

压缩机及螺杆工艺

压缩机，通常用内容积比。若，理想气体、多变压缩，内压力比可用下式近似计算：多变过程指数m，取决于压缩机运行方式、结构间隙值等因素，

可选取同类机器经验数据。上式，可求出已有机器所能达到的内压力比，以验证该机器适应

现时运行工况的程度。

设计新机器时，可据需达到的内压力比，确定内容积比

及阳转子的内压缩转角φ1，为设计排气孔口提供数据。若，非理想气体

据气体状态图（h-s图、T-s图等），确定压缩终了状态和内压比。

也可利用式pV=zRT，通过可压缩性系数z考虑其影响。实际内压力比准确计算，需采用工作过程数学模拟方法。

（2）压力分布图

根据内压比—内容积比关系

+

转角—内容积比关系→各齿间容积内，

阳转子转角—气体压力

（曲线0-4-3-2）称作压力分布图坐标原点—压缩开始点，吸入终了压力ps，

阳转子转角（φ1=0）—吸入端面

轴向位置φ10

—内压缩终了（即排气开始）轴向位置τ1z

—排气端面

轴向位置排气过程（φ10≤φ1≤τ1z）时若，内压缩终了压力pi＝

等于

排气孔处气体压力pd。若，内压缩终了压力pi

≠排气孔处气体压力pd，则，当齿间容积与排气口连通瞬时（φ1=φ10），

容积内气体定容压缩（或膨胀）→压力突↑（或突↓）至pd其它作用a）据已知齿间容积压力曲线，可确定其相邻齿间容积压力曲线相邻齿间容积各过程完全一样，相位相差一角节距2π/z1

转子转向之后相邻齿间容积（称后一齿间容积）进行的各过程，

较已知齿间容积进行的各过程迟2π/z1角，将已知齿间容积压

力曲线向左平移2π/z1角，即得后一齿间容积压力曲线(Ⅱ)。

同理，右平移2π/z1角，即得前一齿间容积压力曲线(Ⅲ)。

b)根据压力分布图得到，任一转角下各齿间容积内的气体压力，

以及相邻齿间容积内的压力差

→为计算气体泄漏

提供依据如，转角φl时，各齿间容积压力值

如点3、点5、点6

此时，相邻齿间容积的压力差如线段3-6、3-5

显然，压力差值随转角φl作相应变化c)据压力分布图，可确定作用在转子上力和力矩

→为转子力学计算（强度、刚度及振动等）提供依据作用在转子上的力及其分布随转角φl变化，且以2π/z1为周期。

简化，设转子无限多齿→

作用在转子上的力及分布就不再随转角φ1而变化，计算方便；

此时齿间容积压力曲线Ⅳ所示（两相邻齿间容积压力曲线中分线）

实际齿数有限的转子，可将Ⅳ视作整个转子的平均压力分布曲线。4.容积流量及容积效率(1)理论容积流量qVt单位时间转子转过齿间容积之和，取决于压缩机几何尺寸和转速

z1—阳转子齿数；n—阳转子转速；D1—阳转子外径；λ—转子长径比，λ=L/D1；(2)实际容积流量qV指折算到吸气状态的实际容积流量，考虑容积效率ηv，则(3)容积效率

ηv

=qv/qvt反映压缩机几何尺寸利用

的完善程度；主要与气体泄漏

有关：

ηv受型线、喷油与否、压差、转速、气体性质等多因素影响。

实际计算，可参照类似机器的试验数值选取，

或通过工作过程数学模拟计算：

ηv变化范围：通常ηv＝0.75-0.95

一般转速低、容积流量小、压力比高、不喷液压缩机，ηv较低；

转速高、容积流量大、压力比低、喷液压缩机，ηv较高。

a）干式螺杆压缩机容积效率无密封液体→通过泄漏三角形、接触线、转子齿顶、排气端面

泄漏均较为严重→ηv通常较低

↑ηv，干式机转速常很高，阳转子齿顶线速度50-100m/s图：ηv——压比ε——转速n

随①压比

上升，ηv变化较小

但②转速对ηv影响较大

图（固定压比下，吸气压力不同时）：

压比不变，随③吸气压力↑→吸、排气压差

明显↑但，引起ηv↓不大

另，干式机ηv还与④压缩介质

和⑤机器容量

有关：

大相对分子质量

气体(如丙烷)和大容量

压缩机ηv较高；

小相对分子质量气体(如氦或氢)和小容量压缩机ηv较低。

b）喷油螺杆压缩机容积效率喷油最大作用之一：对内泄漏通道密封→↓↓内部泄漏

→相同尺寸、工况、转速下，喷油机ηv较高

而，两种压缩机应用范围不同→常并不运行在同一工况：

干式机阳转子齿顶线速度约50-100m/s，喷油机约10-50m/s；

另外，喷油机

通常运行在高压比和高压差

工况。*喷油螺杆空气压缩机

普通动力用

喷油空压机，运行工况明确，结构设计相似，

吸气压力为大气压（真空泵时，吸气压力＜大气压）喷油螺杆机ηv影响因素：

容积流量、运行工况、转子型线、转子齿顶线速度

（特别是容积流量

影响很明显）

另，大都采用标准①滚动轴承→可实现较小间隙

和较高ηv

②容积流量

影响：压缩机间隙

与齿间容积

不成正比，

大容积流量压缩机内部泄漏

所占比较小

→比小容积流量压缩机具有更高ηv图，中型喷油螺杆空压机典型效率曲线

内压比为7.5，

额定排气压力0.8MPa由图，不同③排气压力下，

ηv曲线较平坦

→该压缩机可用于更高压力场合*喷油螺杆制冷压缩机和工艺压缩机

负荷较大，吸气、排气压力变化范围很宽。

该类压缩机中，大多数大、中型机器都采用①滑动轴承：

滑动轴承承载能力高、寿命长

等；

但消耗更多功→总的机械摩擦损失↑；

另，用滑动轴承，需较大间隙数值→使ηv↓图，转子直径200mm

压比不变时，

ηv随②吸气、排气压

改变，

因吸气压和③压比对ηv有如此大影响

→很难确定该类压缩机ηv的范围

③压比太高时，ηv过低（图）

→压比约＞10时，一般采用多级压缩可在制冷系统充灌工质

前，利用其压缩机对系统抽真空；

因压缩机容积流量＞＞

一般真空泵

→可在很短时间内完成；

应指出：吸气压力极低

时

→

可能在压缩机内产生气蚀

→

从而产生相当大的噪声

（特别在气体大量溶于润滑油

时更严重；

通常可将吸气压力

稍稍↑）5.轴功率及绝热效率(1)等熵绝热压缩功率

理想气体

等熵绝热功率Pad计算：ps—吸气压力；pd—排气压力；k—等熵指数；qv—实际容积流量

非理想气体

Pad可通过焓差计算：

Pad=qm（hds—hs）

hs—

吸气状态下

气体比焓

hds—

排气压力下、与吸气状态等熵

状态下气体比焓

qm—

质量流量(2)绝热效率ηad

ηad

＝

等熵绝热

压缩功率Pad

/

实际轴功率P依机型、工况不同有明显差别：

低压比、大中容积流量，ηad＝0.75-0.85

高压比、小容积流量时，ηad＝0.65-0.75a）干式螺杆机绝热效率ηad取决于压缩机①容积流量

和具体结构设计

大容积流量ηad＞80%，小容积可＜70%

ηad受②绝对压力

影响：图（尺寸相对比较大干式机）给定压比下，ps↑→气体质量流量↑

→压缩功耗↑（与气体质量流量正比）

→轴承、齿轮、扰动损失、摩擦损失等↑（增长速度较慢）

→初始阶段：

ηad随进气压力↑而急剧↑

进气压力增至一定值后：

→ηv持续↓

→气体密度↑→扰动损失和摩擦损失↑很快

→ηad曲线↑至峰值后又开始↓

注：ps对ηad的影响还与

压缩机设计、容积流量、

所压缩的气体、工况有关。图，干式螺杆机绝热效率与③压力比

的关系：注，因排气温度限制，

仅小等熵指数

气体，最大压比才可能＞5

进气为大气时，压比最大4.5b）喷油螺杆机的绝热效率

*喷油螺杆空气压缩机

普通动力用

喷油空压机ηad影响因素：

运行工况、转子型线、容积流量、转子齿顶线速度

①容积流量↑，机械摩擦等损失的影响相对↓→大流量ηad更高图，②排气压力较高

范围内，ηad曲线相对较平坦

→该压缩机也可用于更高压力场合③润滑油粘度对功耗和密封影响：润滑油填满啮合的转子、

齿顶和端面与扫过的机壳之间的间隙，

粘度↑→密封（ηv）↑

→转子受剪切作用↑→吸收功↑

→需权衡确定用油粘度

（空压机供油温度一般50-60℃）

实验，供油温度↑10℃，

ηv↓2％，功耗↓1.5％，ηad只↓0.5％。

可认为，温度↑→粘度↓→引起密封和功耗变化相同（均1.5％）

另外，油温↑―对进气额外加热

→↓0.5％

ηv

（上述结论不通用，需具体分析工况、容积流量、油的类型）*喷油螺杆制冷压缩机和工艺压缩机

压缩机载荷较大，吸、排气压力变化范围均很宽。大多数大、中型制冷、工艺机（与空压机相比，图）

①滑动轴承→机械摩擦损失↑

→ηad↓

②吸气压↑→机械摩擦等损失在总耗中所占比越来越小→

ηad↑

③ηad变化范围很大

实验，吸气压为大气压，

④大型制冷和工艺螺杆压缩机，转子直径500mm左右，

ηad可达82％，压比适当提高后，可达90％

小型机，转子直径100mm左右，

ηad可达72％，压比适当提高后，可达76％注：制冷和工艺螺杆压缩机⑤可有高压比，

因，螺杆机无余隙容积

气体膨胀，

且喷油机无排气温度

限制，

结构强度允许时，

可运在高压比下行（此时ηad很低）

c）绝热指示效率ηi和机械效率ηm其它形式效率：考察某些特定因素

对压缩机影响绝热指示效率ηi

反映压缩机内部工作过程完善程度

ηi

=

等熵绝热理论压缩功率Pad

/指示功率Pi

指示功率Pi

+机械摩擦损失功率=压缩机轴功率

如，内、外压比不等时，ηi较低，是其热力过程不完善所致

绝热指示效率ηi与绝热效率ηad之间的关系：

ηad

＝ηiηm

机械效率ηm

=指示功率Pi/轴功率

一般ηm＝0.90-0.986.排气温度

干式

机排气温度主要取决于介质物性

和压比。

喷油（喷液）机排气温度主要取决于喷入的液量和温度。（1）干式螺杆压缩机排气温度一般干式机排气温度可按下式计算：Td-排气温度（K）

Ts-吸气温度（K）

ε0-外压力比

m-过程指数*干式机排气温度取决于许多因素：

被压缩①气体吸收的功→温度↑

②对流及辐射传热：壳体冷却套、润滑系统、转子冷却系统等结构

压缩机所产生的温升、

气体与转子及机壳间的温差、

气体密度（影响热传导率）。

*干式机冷却的目的：

干式机转速通常很高，容积流量

较大

→气体通过压缩机被冷却的时间很短

→干式机中冷却，常是为保持压缩机几何尺寸

和间隙

不变，

而非为了冷却气体。

Td＜100℃，转子和机壳不需专门冷却装置，

向空气散热即足以保证机壳尺寸不发生改变。排气温度可达200℃

Td更高时，因螺杆机气缸双孔形状，其整个表面膨胀不均匀。

为保证气缸形状不发生改变，常在气缸周围布置

冷却套，用水、油或其它液体冷却。

冷却介质吸收热量，取决于气缸内气体压力和温

度，一般为压缩机输入功的

5%-10%排气温度一般为240℃-250℃（220℃-230℃）*转子内部冷却

冷却油从转子中心流过

→保证转子尺寸

和形状

→还防止停机后

余热导致转子温度上升

压缩机工作时，压缩空气向转子传热，部分热沿转子向温度较低一端传递，被温度较低的进气带走，实现转子热平衡，使转子温度保持稳定。

压缩机停机时，进气端不再具有冷却作用→转子实际温度要上升

一段时间后才能再降下来，此时不能立即再起动

压缩机，须延迟约15min

采用转子内部冷却后，这种延迟就不需要了。（2）喷油螺杆压缩机的排气温度排气温度由压缩机功耗、气体比热容、喷入油量

联合作用。*绝热过程假设若，供入足量、温度很低

的油或其它液体，

→甚至可使排气温度＜进气温度

→会误认实现了等温压缩，效率＞绝热压缩效率，

实测：实际最高效率＜绝热压缩效率一点

实测：喷油压缩

与绝热压缩

较接近

→实际中，常将效率与绝热压缩联系起来

一般认为，因转速

较高

→压力升高过程中气体与喷入润滑油之间热交换很不充分

→压缩结束时，气体温度明显＞油温

然后，气体和油经排气过程

和排气管道

中流动

→最终实现热量平衡，达到相同的排气温度*排气温度的确定允许排气温越高→所需循环油量

越少→所需油冷却器越小。

排温高→考虑膨胀留的间隙

越大→压缩机效率↓；排温高→导致更多润滑油处于气相→↑油气分离困难；排温高→会降低油寿命；

特别是矿物油，高温下，会氧化、碳化或分解。→喷油机排气温度通常由高温

对油的影响

确定：

空压机，额定排温极限一般为约100℃，有些可达120℃，

但此温度下，矿物油寿命很短，

多用合成油，寿命长、适应高温，润滑特性↑

空压机

排气温度有一个下限

不得＜气体压缩后水蒸气分压所对应饱和温度一旦系统中出现冷凝水，压缩机将停车5-6h，使油与

水充分分离，并排水。否则→油质恶化、轴承寿命↓

空压机排温下限值与压比

及吸气状态水蒸气原始分压有关。

如，100%相对湿度、20℃环境温度，压缩到0.8MPa，

相应的饱和温度约为59℃

考虑工况不稳定，为保证该条件下绝对不出现冷凝水，

通常控制排气温度不得低于70℃

制冷和工艺螺杆机，

采用同样的额定排温上限，即100℃

即使高级合成油，也很少超过该上限。

大密度气体（R22、丙烷等）排温趋于更低，约70-80℃

因，同一压缩机常要求能用于压缩多种气体，

为能满足小密度

气体排温要求，

设计时所给的油流量常偏大。

制冷和工艺螺杆机

进气温度也有一个下限因：非常低温度下，须选择特殊合成润滑油，

以便既在低温下保持液态，又能在较高温度下保持足够粘性。另因：进气温度非常低时，转子平均温度＞机壳平均温度

因为：转子不仅受喷入的高温油

影响，

而且受压缩过程中温度升高

影响，

机壳却被进气充分地冷却→平均温度较低

进气中含制冷剂液体时，该现象尤为明显。→转子端面磨损（否则，在转子进气端应面留适当间隙）7.喷油影响(1)喷油影响喷油→压力和压比↑，简化结构设计，有效控制排气温度，降噪

→冷却、密封、润滑、降噪a）冷却作用

微滴状

喷油，与压缩气体混合，极大的换热表面

→迅速吸收压缩热，冷却被压缩介质，↓排气温度

因，排气温度不受压比影响

→使压缩机工作范围只随压缩效率

而定，

不再受最高排温

限制

另，排温较低

→不再需机壳外冷却水套，

也不需进行转子内部冷却。

b）润滑作用干式螺杆机：两转子相不接触，依靠高精度同步齿轮

保持间隙。喷油压缩机：

因，大量油，且阴转子只吸收压缩总耗功的一小部分

→可省同步齿轮，阳转子直接驱动

阴转子

另，因喷油与轴承用润滑油

相同

→不需密封装置隔开气体和润滑油

→

使转子支承轴承之间的距离↓

→

显著↑转子刚度，↓变形c）密封作用螺杆机内部有多条泄漏通道（均狭长间隙），

喷油极大↑密封→通过的泄漏量大大↓

→相同工况下，喷油机效率较高，

[比功率油，5.7至6.7kW/（m3/min）干，6.4至7.8kW/（m3/min）]

且允许较高的压力差，

（干式机压差大时，泄