渦旋膨脹機

膨脹機論述

前言

目前，透平膨脹機和活塞膨脹機是獲取低溫的關鍵設備。隨著膨脹機套用範圍的不斷擴展和人們對其套用要求的不斷提高，這兩種形式的膨脹機已經不能滿足人們對其更高的要求，因此開發新型結構的膨脹機就成為重要的研究課題。渦旋式膨脹機具有渦旋式壓縮機結構上的特點，而且膨脹與壓縮互為可逆過程，因此可以預見渦旋式膨脹機也將具有渦旋式壓縮機的所具有高效率、高可靠性、低能耗、低噪聲、結構緊湊等突出優點，從而能適用於某些特殊場合併較其他結構類型的膨脹機取得更好的效果。因此，我們有必要對渦旋式膨脹機展開積極的研究和探討。

本文著重對渦旋式膨脹機的工作原理、結構特點及實用化中存在的問題作一些簡要分析和探討。

工作原理

圖1給出了渦旋膨脹機的工作過程示意圖。高壓膨脹氣體通過固定渦旋盤中心開設的進氣孔進入膨脹腔，圖1(a)表示主軸轉角為θ時一定質量的高壓氣體處於畫陰影線的月牙形封閉腔中，此時開始膨脹過程。當運動渦旋盤逆時針轉過90°到如圖1(b)所示位置時，槽板間的密封嚙合線也逆時針旋轉90°，使包含該質量氣體的月牙形封閉腔容積增大，從而氣體被膨脹。當運動渦旋盤逆時針旋轉到圖l(d)所示位置時，膨脹氣體的體積達到最大，此時氣體膨脹過程結束排氣過程即將開始。當運動渦旋盤繼續逆時針旋轉時被膨脹的氣體將開始從半月牙形膨脹腔中排出，並通過固定渦旋盤外殼的排氣口排出到外界，且運動渦旋盤旋轉一定角度後又將回到圖1(a)所示位置。如此反覆，不斷進行吸氣、膨脹和排氣過程。

由圖1及其工作原理可知，渦旋膨脹機的核心部分是由一對分別稱作運動渦旋盤和固定渦旋盤的漸開線渦旋零件組成的。它們以相位差180°組裝後形成若干對月牙形的封閉腔，這些封閉腔即為高壓氣體的膨脹空間(參見圖1所示)。而運動渦旋盤在偏心軸驅動下使其中心線繞固定渦旋盤中心線作圓周運動，在此運動過程中渦旋盤槽板間的密封嚙合線的位置不斷改變，使密封腔體積不斷擴大，由此達到氣體膨脹的目的。

由圖l及上述還可以看出，渦旋式膨脹機的工作過程雖然分為進氣、膨脹和排氣三個過程，但在兩個渦旋槽板所組成的不同空間，進行著不同的過程，外側空間與排氣口相通，始終處於排氣過程；中心部位與吸氣口相通，始終處於吸氣過程。上述兩空間之間的兩對半月形空間內，則一直在進行膨脹過程。因此渦旋膨脹機是連續進氣、膨脹和排氣的。

結構特點

渦旋膨脹機常以圓的漸開線作為渦旋曲線，此時其渦線參數如圖2所示，各參數意義如下所示：

基圓半徑 a 渦線壁厚 t(-2aα)

漸開線起始角 α 膨脹腔對數 N

渦線體節距 p(=2πa) 渦線圈數 m(=N+1/4)

渦旋體高 h

對渦旋體進行幾何分析可知，在渦旋體幾何參數已經確定的情況下，渦旋膨脹機膨脹腔容積隨迴轉角變化的情況如圖3所示。由圖3可以看出，吸氣過程中膨脹腔容積與迴轉角成二次函式關係，而膨脹過程中膨脹腔容積與迴轉角成線性關係。

由渦旋膨脹機的工作原理及幾何特性可知，氣體從充氣開始到排氣結束往往需要主軸旋轉一周以上，但在一周或一周內卻同時進行著進氣、膨脹和排氣過程，正是由於渦旋膨脹機具有這種特性，因此使得在同樣氣體膨脹量時其尺寸比活塞式膨脹機要小得多，而且沒有吸氣閥、排氣閥及余隙容積。另外，和活塞膨脹機一樣，渦旋膨脹機也用平衡塊來平衡運動渦旋盤的離心力及不平衡力矩。而與透平膨脹機相比較而言，渦旋膨脹機靠偏心套或滑動軸套徑向柔性機構自動調節渦旋圈側面頂隙，從而達到自動調節徑向密封；另外，渦旋膨脹機的渦旋盤上各處線速度相等且其值較小，因此渦旋部件的磨損很小、壽命很長。這些結構上的特點均提高了渦旋式膨脹機的膨脹效率及工作過程的可靠性，並且能套用於某些特殊場合而比其他類型的膨脹機具有更高的效率。

需解決問題

渦旋膨脹機工作時運動渦旋盤受力情況如圖4所示，即使用在運動渦旋盤上的氣體力有切向力Fτ、徑向力Ft、軸向力Ft、自轉力矩Fτ及運動渦旋盤中心線繞固定渦旋盤中心線旋轉時的離心力Fc等。

由受力圖可以看出，運動渦旋盤所承受的軸向氣體力Ft使運動渦旋盤脫離固定渦旋盤，增加軸向間隙，從而破壞膨脹腔的密封性。為了使渦旋膨脹機運行可靠，我們必須合理的平衡氣體軸向力。同透平膨脹機一樣，渦旋膨脹機也要對外輸出機械功而不易做成全封閉結構，因此渦旋膨脹機使用軸封密封時使機殼內引入高壓氣體困難。參考渦旋壓縮機平衡軸向力的處理方法可知，其軸向氣體力平衡可以採用在運動渦旋盤背面設定軸向推力軸承或施加彈簧力的方法來實現。

利用運動渦旋盤背面施加的彈簧力來平衡軸向力時，雖然彈簧力大小的改變可以自動補償材料磨 損所引起的頂部間隙，但當膨脹機運行工況改變 時，彈簧力不能隨著軸向力的改變而改變，從而不 能很好的與軸向力始終保持在最佳平衡狀態。因此 在用此種形式平衡軸向力時怎樣在變工況下能保持 最佳平衡狀態是今後要解決的課題。

而靠在運動渦旋盤背面設定軸向推力軸承平衡 軸向力時，渦旋盤間的相對運動產生的材料磨損造 成的軸向間隙不能自動補償，會使氣體沿徑向泄 漏。為了密封軸向間隙，我們可以在渦旋線頂部設 置與渦旋線形狀相同的槽，在槽中放置密封條，從 而可有效地密封通過軸向間隙的氣體泄漏。同時對 由此可能引起的徑向間隙的變化，必須引起足夠的 重視，以免造成過多的切向氣體泄漏；參考渦旋壓 縮機對類似問題的處理，我們可以使密封條的寬度 儘可能與渦旋線壁厚接近，並靠保證渦旋線高度公 差與裝配公差來減小頂部間隙。

運動渦旋盤的自轉力矩Mτ將引起徑向間隙的增加，導致切向氣體泄漏量增大。為防止渦旋轉子在自轉力矩Mτ作用下的自轉使徑向間隙增加，可用十字聯軸節或用圓柱銷來解決上述問題。

從上面所述內容可以看出，密封及泄漏問題是 目前渦旋膨脹機實用中所存在的難題，也是要重點 解決的問題。

另外渦旋膨脹機屬於轉速較高的迴轉機械，因此運動渦旋盤圍繞曲軸主軸公轉時產生的慣性力及 力矩較大，這在實際套用中必須引起高度重視。為 了使渦旋膨脹機的振動較小、壽命較長，必須考慮 慣性力及力矩的平衡問題，並且要很好的解決這個 問題。為了平衡慣性力，目前採用得較多的方法， 首先在運動渦旋盤的端蓋上附加一平衡質量，使渦 旋體的質心移置基圓中心，然後再進行二次平衡， 從而使運動渦旋盤的公轉慣性力得到平衡。具體的 平衡方法及要求，可參考渦旋壓縮機中所採用的具 體措施。

從上所述可以看出，在渦旋膨脹機的實用化方 面目前存在許多問題急待解決。國內對渦旋膨脹機 的套用研究也僅處於初步階段，有關這方面的資料很少，目前僅少數單位對由渦旋壓縮機改裝成的渦旋膨脹機進行了一些試驗研究，而相關的試驗結果的報導也比較少。因此，對渦旋膨脹機的套用研究 還有大量工作需要我們去做。

結論

以上通過對渦旋式膨脹機的工作原理、結構特 點、受力及實用化存在的問題及對策等的分析，可 得出如下結論：

(1)渦旋膨脹機是連續進氣、膨脹和排氣的多 室膨脹的膨脹機械；

(2)渦旋膨脹機的膨脹氣體體積幾乎直線地變 化，這將對膨脹機的性能造成有益的影響；

(3)渦旋膨脹機的軸向間隙會產生徑向泄漏， 徑向間隙會增加切向氣體泄漏量，因此在設計渦旋 膨脹機時應充分考慮各種因素對軸向間隙和徑向間 隙的影響，以免造成氣體泄漏量過大；即密封與泄 漏問題是目前其實用化進程中所急需解決的難題及 重點。而要使渦旋膨脹機套用到生產實際中去，還 需要在這方面做大量的研究工作。

參考文獻

1 鄧定國，束鵬程．迴轉壓縮機．北京：機械工業出版 社，1988．2

2 熊則男，喬宗亮．迴轉式壓縮機與泵．北京：機械工業 出版社，1995．4

3 李連生．渦旋式膨脹機理論分析與研究．低溫工程， 1993 (4)： 7~12

4 鄭敏之．渦卷式膨脹機的性能試驗．壓縮機技術，1991 (3)： 1～5

劉井龍，男，1974年12月生，現為西安交通大學製冷與低溫工程專業碩士研究生

兩相渦旋膨脹機的性能及實驗研究

作者：陳 波，沈永年 發布人：xilu222 發布時間：2004-5-21 下午 04:55:28

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【關鍵字】渦旋膨脹機,真實氣體,設計壓比

【摘要】渦旋膨脹機的結構特點決定了其運行性能的變化規律。對渦旋膨脹機真實氣體理想(等熵)膨脹過程進行了理論分析，提出了渦旋膨脹機真實氣體設計壓比的概念和計算方法，並進行了實驗研究。

中圖分類號：TB61 文獻標識碼：A

渦旋膨脹機具有運動部件少，結構緊湊，噪聲低，且適合於汽液兩相的優點。隨著研究的不斷深入、效率的不斷提高，其在中小製冷量的低溫系統中將會得到越來越廣泛的套用。本文對渦旋膨脹機真實氣體的理想膨脹過程進行了理論分析和計算，提出了渦旋膨脹機真實氣體設計壓比的概念和計算方法，並對不同進口狀態的丙烷的運行性能進行了實驗研究。實驗表明丙烷進口狀態直接決定最佳壓比，而進口為兩相時，實際運行性能較接近其理想膨脹過程，且乾度較小時更接近。

1 渦旋膨脹機效率理論分析

與螺桿膨脹機相似，渦旋膨脹機也是定內容積膨脹比的膨脹機械[1,2]。如以圓的漸開線為型線的渦旋膨脹機，其內容積膨脹比為τ=Vc/Vi=(2N-1)/(1+θ/π)，式中Vi和Vc分別為膨脹機進、排氣容積，N為渦旋圈數，θ為膨脹起始角，如圖1所示。它完全由膨脹機結構參數決定，而與工質進出口狀態無關。這一特點決定了渦旋膨脹機的性能及其變化規律[3]。

理想膨脹過程，即除排氣口壓力損失外無其它不可逆損失(如泄漏損失、內外傳熱損失、進出口流動損失、摩擦損失等)的情況下，渦旋膨脹機的內膨脹過程就是可逆絕熱過程。渦旋膨脹機的設計壓比就是指理想膨脹過程內膨脹前後的壓力比。對於理想氣體，以圓的漸開線為型線的渦旋膨脹機的設計壓比就為：

式中 Pi——膨脹機進氣壓力

Pc——內膨脹終了壓力

k——絕熱指數

而對於真實氣體(較接近或處於兩相或液相)，由於絕熱指數很難把握，故設計壓比寫成：

εi=Pi/Pc=f(Pi，Ti，τ，x) (2)

式中 Pi，Ti，x——工質進口壓力、溫度及乾度(兩相時)

f(Pi，Ti，τ，x)可由ds=0及適合於該種

工質的狀態方程g(P，V，T) =0來確定。

(2)式表明，對於真實氣體，設計壓比由工質性質、膨脹機結構和工質人口狀態三者來決定。

顯然，對於渦旋膨脹機來說，當運行壓比ε=Pi/Pd(Pd為背壓)與設計壓比εi不相等時就會產生功率損失。而對於任何工質的理想膨脹過程，內效率都可寫成：

式中

mi——膨脹機進氣質量

Ui——進氣比內能

hi——進氣比焓

Uc——內膨脹終了比內能

Pd——背壓

hd——等熵膨脹到壓力為背壓幾時的比焓

同一膨脹機，同一工質(丙烷)，不同進口狀態，理想膨脹時，計算所得設計壓比與效率變化如圖2所示。圖2中①為進口態為Ti=303K，乾度x=0．1時的效率曲線；②為進口態為Ti=303K，乾度為劣=0．5時的效率曲線；③為進口態為坪=303K，乾度為x=0．9時的效率曲線；④為進口態為Ti=303K，壓力Pi=1.0×106Pa時的效率曲線；⑤為進口態為巧=303K，壓力Pi=0．6×106Pa時的效率曲線。從圖2可以看出，工質進口態越接近液相，其設計壓比(效率為1．0時的運行壓比)越小，這種現象在乾度從x=0.5變化到x=0．1的過程中非常明顯。這也就是說，渦旋膨脹機最佳運行壓比隨工質的人口狀態變化而變化，入口狀態越接近液相，最佳運行壓比越小。

2 實驗原理與實驗裝置

實驗中保證工質進口狀態一定(Pi，Ti一定， 對於兩相還要保證乾度一定)，而改變背壓Pd來得 到不同運行壓比時的實際效率。實驗用渦旋膨脹機 是由日本SANDAN公司製造(TR-70)汽車空調壓 縮機改造而成。其基本參數為：基圓半徑a= 3mm；齒厚b=4．5mm，齒高h=29．5mm；吸氣容 積Vi=27．3cm3；排氣容積Vc=70．2cm2。

實驗裝置系統如圖3所示。實驗以C3Hs為工 質，故系統設計成閉式系統。實驗中通過調節截止 閥(11)來改變背壓Pd；通過調節旁通閥(6)和 換熱器一的風扇轉速來保證工質進口狀態恆定(實際過程中背壓Pd的改變會引起進口狀態的變化， 故需要調節)；通過調速電機(7)和皮帶輪組(8) 來保證膨脹機轉速恆定和改變轉速；由調速電機 (7)和水泵(9)組成膨脹機輸出功的吸收裝置。

3 實驗結果及分析

圖4示出了膨脹轉速n=1800r/min，進口態分別為①Ti=303K，乾度x=0．1；②Ti= 303K，乾度x=0．5；③Ti=303K，壓力Pi=1．0×106Pa三種狀態的理想膨脹過程與實際膨脹過程 的效率及最佳壓比的比較。從圖中可以看出，進口 態為①時的實際性能曲線最接近其理想曲線，而進 口態為③時的性能曲線則最偏離其理想曲線，這主 要是由工質泄漏引起的。進口態為①時的整體運行 壓比(設計壓比附近)最小，且其液相成分最大， 因此，當轉速相同時，其相對泄漏量最小(在實驗 中，膨脹機未另設潤滑系統，故泄漏損失成為渦旋 膨脹機的最主要損失。)。另外，進口態為①時的質量流量最大(約為進口態為③時的7．4倍)，其單 位質量工質所受到的其他不可逆因素的影響也最 小，故進口態為①時的整體運行效率較高。從圖4 中還可以看出，實際運行最佳壓比均比其設計壓比 要大，而在運行壓比超過最佳壓比後，實際運轉效率要比理論效率下降平緩，這與工質泄漏及進、排 氣口流動阻力存在有關。

4 結 論

(1)渦旋膨脹機真實氣體設計壓比不僅與膨脹 機結構及工質性質有關，而且與其進口狀態密切相 關。

(2)進口狀態越接近液相，同一工質，同一膨 脹機，其設計壓比越小。

(3)進口態越接近液相，實際運行性能及最佳 壓比越接近理想過程，此時運行壓比較小而質量流量較大。

(4)泄漏損失的存在使得渦旋膨脹機較適合於 低壓比、低乾度的場合，因此其在製冷特別是空調 領域具有更廣闊的套用前景。