R410A直流变频涡旋压缩机的优化设计

R134a的容量比R22小，压力比R22低。

由于这些特点，使用相同能力的R134a 的空调与其他相同体积的空调相比，需要配置一台更大的容积排气量型的压缩机，更大的蒸发器、冷凝器和管子管路。

最终所导致的是，建立制造和运行一个和R22相同冷量的R134a系统，R134a系统会将比R22系统花费更多需要更高的成本。

R407C的容量和压力都相当于和R22比较接近。

因为这点因此，只要最小很小限度地重新设计R22系统简单调整系统设计就能使原R22系统也适用于R407C系统适用。

不过，系统效能要比能效比会较原系统降低约5%。

这是由于相对于其他制冷剂，R407C会有高达6度的温度漂移。

因此R407C系统在同等标准冷凝器和蒸发器时均会减少热传递，影响系统能效比。

R410A的容量和压力高于R22，运行压力高出50%-60%。

高压力和高气体密度带来的结果是，不但可以用更小的容积型排气量的压缩机，还可以用更小的直径的管路管和阀门。

高压排气阀的使用只要消除了为系统配上高压断流器就能解决蒸汽冷凝时高压带来的隐患。

厚压缩机壳体使系统的壳会造得厚一些以经受变大更高的运行压力。

压缩机造得厚重些还有一个好处，即R410A的运行噪声比R22压缩机明显地低上2-4个分贝。

与R22系统相比，R410A系统有个显著的热传递优势，—蒸发器内的热传递高出35%，冷凝器内的高出5%。

而R134a和R407C的系统热传递系数均低于R22的。

同等质量流量下，R410A的压力损失降较小，使其可以使用比R22或其他制冷剂更小的直径管路管和阀门。

这个极具潜力的优势将为制造一套R410A系统省下降低至关重要更多的材料成本更有可能并且在长配管连管家用机和多蒸发器联机系统中更有优势。

当然，只有重新设计系统，才能充分发挥R410A的热传递优势和低压力损失压降小的优势——例如可以考虑采取以下优化技术，可以运用以下技术，使用较小直径的盘管，不同形状的散热片翅片结构和循环回路来增加循环回路长度，减少制冷回路的次数数量。

R22作为应用最为广泛的HCFCs类制冷剂，其替代研究已成为迫切需要解决的问题。

目前国际上一致看好的R22替代物是R407C、R410A。

其中R410A为近共沸混合物，温度滑移微小，是R22的理想替代物。

在美国和日本，R410A已成为房间空调和组合空调系统中R22的主要替代物。

我国制冷行业也面临着R22工质替代物的现状问题，因此有必要对R22的替代工质及替代过程中的很多技术问题进行一些研究。

根据美国标准ANS1／ASHRAE34-1989，对制冷剂的安全性主要考虑其毒性和可燃性。

R410A是由R32、R125(50％：50％wt)组成的二元近共沸混合工质，无毒不可燃，属安全性制冷剂。

制冷剂的环保性能主要由两个重要的环境指标来体现，即臭氧衰减指数ODP 和温室效应指数GWP，R410A的ODP =0，GWP =0．29，均优于R22(ODP为0．04～0．06，GWP为0．32～0．37)，即R410A 的安全环保性能优于R22。

热力性能是制冷剂筛选的主要依据，替代工质的热力性能不能与原制冷剂有太大的差异，R410A热力性能与R22最为接近。

我们给出的在压缩机转速为3500r／rain，制冷量为4.2kW的测试条件下，可以看出，R410A的容积制冷量、能效比以及质量流量都与R22非常接近，但蒸发、冷凝压力比R22高。

R410A属于近共沸混合物，相变过程中气液相浓度变化微小，温度滑移小于0．1℃，运行较稳定。

制冷剂在管内的流动沸腾换热是蒸发器中典型的换热过程，根据蒸发器的结果，对R410A管内流动沸腾换热及压降已进行了一些研究。

1.水平光滑管其是组成蒸发器的常用管型，制冷剂在水平管内的蒸发过程是研究制冷剂流动沸腾换热性能、进行蒸发器设计的基础，所以对于这一换热情况已进行了较多的研究。

在空调实际的蒸发和冷凝环境下，对R410A、R407C和R22在外径为7．0mm 的水平光滑铜管内的局部表面传热系数和压降进行了试验研究。

Scroll Compressors in R410A ApplicationsAbstractEU regulations are now requiring replacement of R22 within a few years, and the choice of replacement is R407C, R410A, or R134a. Extensive tests have shown that there are significant benefits with air conditioning systems using R410A. This is primarily due to superior heat transfer coefficients and lower pressure drops than with R407C. Scroll compressors suitable for R410A are available, and these compressors, when used in a system optimised for R410A can deliver a performance better than R22.IntroductionEuropean Regulations for phase out of CFCs and HCFCs are now in place and the timescales are shorter than those demanded by the latest Montreal Protocol revision. Under EC Regulation 2037/2000, refrigeration and air conditioning equipment for use with R22 cannot be sold in the EC after January 2001, with an exception for air conditioning systems having less than 100kW capacity, which are allowed until the end of 2001. Reversible air conditioning equipment has a further extension to the end of 2003. Suppliers of R22 will not be allowed to market new material for service of systems after 2009, and the cut off date for supplying recycled R22 is 2014.These timescales have had the effect of forcing European suppliers to move quickly in the designing, testing and placing on the market of systems containing alternative HFC refrigerants, which have zero ozone depletion potential.HFC Replacement OptionsThe HFC options for new air conditioning equipment have, by general consensus, been reduced to R407C, R134a and R410A. For refrigeration applications R404A is preferred because it has a better low temperature efficiency, and lower discharge temperatures, but in air conditioning R407C has a better efficiency characteristic.A theoretical COP can be calculated for comparison purposes by using the thermodynamic properties of the refrigerant. Fig. 1 shows a comparison of the major candidates on this basis; a standard vapour compression cycle with a 100% efficient compressor is taken to make the calculations. This enables comparison of the efficiency effect of the thermodynamic properties of the refrigerant to be made. It can be seen from the diagram that none of the replacement HFCs matches R22 in this respect, although R134a comes close. The second point to notice is that R410A is less efficient than R407C. The reason for this is relatively low critical temperature, 71°C, of R410A. For further information about refrigerant properties, see Reference 1.Fig.1 Comparison of Theoretical COP for Refrigerants, based on Condensing Temperature 40°C, Suction Superheat 20K, zero SubcoolingThere are several other vital properties of a refrigerant which contribute towards the overall system behaviour. They are summarised in the table shown in Fig 2. The first is operating pressure. R134a has a lower pressure than R22, and it requires a larger displacement compressor and larger tubing to achieve the same performance as for R22. These factors tend to increase system cost, although there are some applications for which R134a is particularly suited, such a screw chillers. R410A has a pressure considerably above that of R22, which should tend to reduce system cost. However it has taken time for proven high pressure components suitable for R410A to become available. This, combined with the fact that the theoretical COP is poorer, has lead to the extensive adoption of R407C as an R22 replacement. A further benefit of high pressures is that there is a reduction in the effect of pressure drops. This can either result in smaller tubing for equivalent pressure drop effect, or lower losses if the same size tube is used.Fig 2. Refrigerant Properties and System Effects, Reference R22R407C has a similar pressure to R22, making it an obvious choice, with little system redesign necessary. A property which needs consideration with R407C is the temperature glide, which makes careful definition of temperatures necessary. A full explanation of the effect of temperature glide on compressor and system performance definition is given in Reference 2. Some concerns about the effects of composition changes with glide refrigerants have been expressed, but system designers have demonstrated that R407C works perfectly well in properly designed installations, with an efficiency close to that of R22.Merits of R410AThe next environmental issue which manufacturers will need to face will certainly be energy efficiency, because the efficiency is directly related to carbon dioxide emissions from power generation, and most countries are committed to reducing these emissions under the Kyoto agreement. In the USA energy efficiency of air conditioning has always had a high profile. Efficiency regulations will play an important role in moving the U.S. market away from use of R22. Recently enacted ASHRAE 90.1 standards will increase efficiency demands on commercial A/C systems by up to 20%, and a new, higher minimum efficiency regulation is under consideration for the U.S. residential market.In order to appreciate why R410A has the potential for improvements over R22 and R407C, it is necessary to consider the relative effects on parameters round the system. Copeland has been heavily involved in evaluating R22 alternatives for both residential and commercial air conditioning applications, and the results of those studies can be summarised with reference to Fig 3. The nominal operating conditions for the tests were: evaporating temperature, 7C, condensing temperature 40C with 11K superheat and 8.3K subcooling. The first parameter is the theoretical efficiency, and as already discussed this is approximately 4% lower than R22, and is shown as a negative in Fig 3.Fig.3 Percentage Efficiency Effects for R410A, Reference R22Compressor testing has demonstrated that there can be a gain of up to 2% in compressor efficiency in the R410A system. This is shown as a positive in Fig 3 and goes some way towards offsetting the negative refrigerant properties effect, although it should still be noted that the COP of the R410A scroll will generally be slightly below that of the R22 equivalent, as shown in Fig.2. The compressor COP is a combination of the compressor efficiency and the refrigerant properties.Now we move on to other system parameters. The superheat and subcooling will have a small effect as shown, due to refrigerant properties. By far the largest effect is the major gain in performance due to better heat transfer in the evaporator. This gain has the effect of raising the evaporating temperature by 2K. For the same air temperatures, the increased evaporating temperature with the R410A system improves system efficiency and capacity by a significant amount. There was also a small effect due to improved heat transfer in the condenser. The overall COP percentage improvement is shown in Fig 3 as 6% when referenced to the compressor only, or 5% for the system, which takes account of the fan power.Practical Considerations for R410AR410A operating pressures are 50% higher than R22 pressures. That means using gauges specifically designed for higher pressures and gives added importance to the quality of joint brazing during installation.Although it might seem that R410A's higher pressures would result in higher system temperatures, in fact, tests have shown the opposite. Under similar conditions, R410A systems actually ran at cooler temperatures than R22 systems.Because R410A systems in common with all other HFC systems use polyol ester oil, and cleanliness is important because POE oils are hydroscopic. That is, they readily absorb moisture, so units should be capped whenever possible, and exposure to the atmosphere should be kept to a minimum. This is normal good practice for all refrigeration systems.Compressors for R410ACopeland Scroll Compressors are available in 5 models which will deliver 5 to 15kW cooling (ARI conditions). Fig.4 shows a cross section of the “ZP” or R410A scroll, and the components which differ from the previous R22 model are indicated.Fig.4 ZP Scroll Compressor Showing Changes Made for R410AConclusionsOptimised system tests have shown R410A delivers higher system efficiency than R22. Its higher heat transfer coefficient and lower pressure drop allow for these performance gains. This means coil surface areas can be reduced while maintaining the same system efficiency.Actual field experience has confirmed that systems using Copeland Scrolls with R410A are more reliable, more efficient and offer greater sound reduction than those using R22. Its increasing use in the high-volume residential market, particularly in the USA should eventually drive down R410A's cost and provide stocking and service advantages in the commercial market as well.Thicker Top CoverHigh PressureDifferential IPR ValveRedesigned Lower CoverSmaller Scroll SetSmallerCounterweights Changed for R410ADischarge GasTemperature SensorReferences(1) Domanski, P A. “La Storia attuale e futura nell’impiego dei refrigeranti”, Congresso Internationale Della Refrigerazione, 4 maggio 1999, Milano(2) Hundy, G F and Vittal R., “Compressor Performance Definition for Refrigerants with Glide”. Proceedings of the 2000 International Refrigeration Conference at Purdue, 2000.。

R407C制冷剂与R410A传热性能和性能系数比较R407C制冷剂与R410A传热性能和性能系数比较在当前，R600a已经成为最主流的制冷剂时，在国内众多空调企业也面临着抉择，到底是先用R410a进行暂时性的替代，还是找更环保的制冷剂产品进行最终替代？下面就来看看制冷剂R407C与R410A 性能比较分析。

R407C和R410A的传热性能比较R410A具有很好的传热性能，R410A的蒸发传热系数和冷凝传热系数高于R407C，在很多应用场合R410A的传热性能还优R22。

蒸发试验研究发现，R410A在光滑水平管内的传热系数比R407C高50%左右；与R22蒸发试验结果相比，R410A的传热系数要比R22高10%～50%。

使用具有微型肋片的水平管，R410A的传热系数比光滑管提高了80%～150%。

板式换热器的蒸发试验也证实了R410A传热性能的优越，在相同条件下R410A的传热系数比R22的传热系数要高0～15%。

冷凝试验则显示，在光滑管内R410A的冷凝传热系数比R407C 冷凝传热系数高20%。

在光滑管外，R410A的冷凝传热比R407C的冷凝传热高35%～50%，比R22高约11%～17%；然而R407C的传热系数却比R22低24%～37%。

在具有微型肋片的管外，R410A的冷凝传热系数比R407C高35%～55%，比R22高3%～7%，相反，R407C的传热系数比R22低33%～52%。

R407C传热性能较差的事实还可以用现有设备的制冷剂替换试验结果来说明，在一台100kW制冷量螺杆式水制冷机组试验中发现R407C在管壳式冷凝器中的传热系数比R22小25%～51%。

R407C的传热系数低，其与它的非共沸性有关：一是在等压蒸发或冷凝时存在着较大的相变温度梯度，二是汽液两相之间存在着明显的浓度差。

R407C在蒸发或者冷凝时，不但要克服冷凝液层的热阻，还要克服相变温度梯度和汽液浓度差对传热带来的负面影响。

410A空调机组设计一．制冷剂410A的性能二．410A制冷压缩机滚动转子压缩机（美芝）直流变频压缩机三．换热器设计由于R410A的热力性能与R22相差颇大，蒸发器和冷凝器的分路方式不能套用R22，应进行具体计算；对于蒸发器来说，制冷剂的压力损失以不大于相应饱和温度变化0.6℃为宜。

针对R410A热力性能的特点，日本公司大都采用缩小铜管内径，增加管内螺纹的齿高，这样，既提高管内换热系数、又可提高耐压强度和减少制冷剂充注量；管外径由φ9.52mm改为φ7.94或φ7.0mm，齿高由0.15mm改为0.24mm。

最优质量流速← 水平管内平均沸腾换热系数：4.04.06.016.04.04.01mi im b v d C d v C ⨯⨯⨯=⨯=-ψψα （1） 式中 m v — 质量流速。

Kg/( m 2〃s); i d — 管内径，m ； ψ — 热流密度，W/m 2；C 1 — 物性系 数，等于8.01100573.0-⨯⨯μλ；1λ — 液相导热系数，W/(m 〃K)； 1μ — 液相动力粘度，Pa 〃s/m 2。

← 管内沸腾状态下，制冷剂的压力降（Pa ）：5.125.05.025.125.025.0214225.022120262.024037.02m i i m m ii m m i m m i mi m v d d l l l C v d l d l l v d l v d v d l f p ⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=∆-ψψμυυμψυ式中 C 2 — 物性系 数，等于25.010262.0μυ⨯⨯；m l — 当量长度，m ；υ — 制冷剂平均比容，m 3/kg 。

热平衡关系式：100042⨯⨯∆⨯⨯⨯=⨯⨯⨯r x v d l d m i i πψπ所以ψ41000⨯⨯⨯∆=m i v r x d l这样 ()5.275.05.02100025.0mi m v d r x l l C p ⨯⨯⨯⨯⨯∆⨯⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=∆--ψ （2）←质量流速温度由于 ()()020002t t t t t t w w -+-=-()0020t y t t ∆⨯=-xxy ∆⨯-∆-=36300p Z t ∆⨯=∆所以 ()0002t y t t t t w w ∆⨯+-=- 又 ()0t t w b -⨯=αψ 因此 002p Z y t t bw ∆⨯⨯+=-αψ（3） 将公式（1）和（2）代入公式（3），可得()5.275.024.06.01102100025.0m m w v r x Z y C v C t t ⨯⨯⨯⨯∆⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=----ψψ （4） ← 求最优质量流速()op m v 公式（4）求导，并另其为零，则得：()0100025.05.24.05.175.05.024.16.06.011=⨯⨯⨯⨯⨯∆⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯-----m i m mi v d r x Z y l l C v d C ψψ 最优质量流速可由下式求得：()()466.0379.0345.09.2111211]100064.0[ψ⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯∆⨯⨯⨯⨯⨯=----i m op m d l l r x Z y C C v()466.0379.0345.0ψ⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=-i m opm d l l A v （5）不同制冷剂物性系数75.0=∆x ，则524.0=y ，不同制冷剂A 值不同制冷剂最优质量流速()op m v Kg/( m 2〃s) （0.1=l l m ）不同制冷剂最优流动阻力()op p ∆（0.1=l l m ）四．润滑油R410A所用润滑油与R22不同，需全面更换。

№.4 西北轻工业学院学报 Dec.1997V o l.15 JO U RN A L OF N OR T HWEST IN ST IT U T E O F L IG HT IN DU ST RY ・1・涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨樊灵　曹巨江　贺炜　彭国勋(机械工程系)摘　要　根据涡旋压缩机的基本结构和热力学、传热学、流体力学及机械运动学和动力学的相关理论,针对不同结构的涡旋压缩机建立了涡旋压缩机优化设计的数学模型.关键词:涡旋压缩机,优化设计,优化参数中图法分类号:T H455(TH122)1　前言涡旋压缩机是一种新型的压缩机,具有体积小,零部件少,重量轻,热效率高,扭矩变化小,振动小,运转平稳,噪音低,压缩部件的滑动速度小,压缩室之间的工质泄漏少,可靠性高等特点而运用广泛,对其关键参数进行优化设计是提高其性能的重要途径,至今国内未见较为完整的阐述,本文就此进行了涡旋压缩机的优化设计.图1　动涡旋盘参数图2　基本结构参数涡旋压缩机一般主要由动静涡旋盘、防转机构、轴向力支承机构、曲轴驱动机构、自动阀、机壳等组成,其中防转机构主要有十字联接环和球形联接器.动静涡旋盘是形成压缩机工作容积的直接零件,其基本参数是影响压缩机性能的关键因素,是优化的主要变量.在以往的涡旋压缩机的设计中,一般以几何参数为基本参数,这不仅导致了不形象直观的问题,而且导致了设计基准、测量基准的不重合及刀具选择上的不直观[1,2],所以本文以结构参数为基本参数.在已知行程容积和压缩比的情况下,基本参数有:(1)涡圈节距P ;(2)涡圈壁厚t ,一般变化不大; 收稿日期:1997-06-05　第一作者:男,28岁,博士生(3)涡圈高度h ;(4)考虑到动静涡旋盘结构的非对称性[3],还可以动静涡旋盘的最大外径D 1、D 2为参数(对应着各自的最大展开角 1、2,允许 1≠ 2),如图1;图2　修正展开角 (5)对采用双圆弧修正或直线圆弧修正的涡线,其参数还可加上心部修正的展开角 ,如图2;(6)对特定的舌簧阀,其参数有气阀升程h ,阀片厚度 d ,阀片宽度B ,阀片长度L ,阀孔直径D 等5个参数,其中H 、B 、L 、D 按安装条件和密封要求为确定值,剩下的气阀设计变量为阀片厚度n 〔4〕1,如图3.3　工作过程的计算机数值模拟压缩机实际工作过程的计算机数值模拟是进行压缩机设计的图3　排气阀的参数重要环节,是进行受力分析、泄漏分析、传热损失分析、流动损失分析、功耗分析等的有效手段,是联系压缩机基本参数和性能指标的纽带,它为涡旋压缩机的优化设计提供所需数据.详细计算见文献[5]的“实际过程的计算机数值模拟”部分.4　目标函数优化设计的目标函数可由设计需要来确定,如制造成本、运转费用、噪声指标、零件寿命、热力特性、功耗等或多目标的加权组合.对以十字联接环为防止机构的涡旋压缩机,十字联接环上应力分布的不均匀和局部应力的过大是其失效的主要原因,且动涡旋盘运转的平稳性和动力特性的好坏是压缩机能否正常运转的关键,而这些因素都与动涡旋盘的轴向力和倾覆力矩有关,所以可以倾覆力矩M 或轴向力F a 与倾覆力矩M 的合成[6],即轴向合力F x =F a +2M /D 最小为目标函数[7].对以球形联接器为防止机构的涡旋压缩机,一般以发挥其高效节能的优势为出发点,以能效比E .E .R 的倒数为目标函数.因其具有广泛的通用性,本文以此为重点加以分析.能效比:E .E .R =Q e W in 式中:Q e ——蒸发器中吸热量,W in ——电机输入功率.Q e = h e m e ′- h 0m 0′ 式中: h e 、 h 0分别为制冷剂和油在蒸发器中比焓的变化,m e ′、m 0′分别为制冷剂和油在系统中的质量流量变化.输入功率为:・2・西北轻工业学院学报 第15卷 式中:W p ——多方压缩耗功,L c ——压缩损失,L m ——机械损失, m ——电机的效率.W p =n n -1P a R v-P s V s ′ 式中:n ——多方指数,P a ——排气压力,P s ——吸气压力,R v ——压缩机内容积比,V s ′——输气量.L m =L j +L t +L f 式中:L j ——轴颈轴承损失,L t ——止推轴承损失,L f ——侧向磨擦损失.5　约束条件涡旋压缩机的约束条件主要由强度及刚度条件、加工条件、热力性能、动力特性等来确定.对动静涡旋盘的优化而言,应满足如下约束条件:(1)应满足一定的排气量(Q )要求:Q =V h n v 式中:Q ——排气量,V h ——行程容积, v ——容积效率.(2)应满足压缩比( )的要求:V e + e -52 + *V h×90%≤ ≤V e + e -52+ *V h 式中V 为工作腔容积.(3)涡旋型线厚度t 太小,则强度、刚度低,加工中变形大,运行中受热、受力变形大,气体泄漏大,热力性能降低;若t 太大,则整体尺寸加大,所以t min ≤t ≤t max .(4)行程容积一定时,增加型线壁高h 有利于减少泄漏,但过大又导致运动稳定性差,且壁面刚度下降,加工困难;过小则受动涡旋盘质量、轴向力、外径的限制,所以h min ≤h ≤h max .(5)涡旋压缩机的轴向间隙是主要的泄漏通道,所以轴向间隙应加以控制:C 1h + m ≤ max .(6)为减少压缩机尺寸,便于系列化,动涡旋盘底板直径D 1≤D 1max .(7)考虑到加工刀具的规格及深槽加工的困难,应满足h /(P -t )≤A ,一般取A =4.(8)动涡旋盘的驱动件高度L a 太长,会加大倾覆力矩;太短,则驱动件表面因应力增加而受破坏,所以L a max ≤L a ≤L a min .另外,如驱动件采用滚动轴承,则L a 的取值与轴承宽度有关.(9)结构参数 =h /P 过大,则动涡旋盘倾覆力矩大,动涡旋盘局部应力峰值大,轴向力产生的平均应力减少. 值减少时,倾覆力矩小,局部应力峰值较小,但此时轴向力产生的平均应力增大.当 值为一恰当的值时才能使局部总应力值最小,动力特性好,所以 min ≤ ≤max .对设置排气阀的压缩机如要进行优化,则应满足如下条件:(1)阀片厚度太薄,则难以满足结构、强度及加工工艺性要求;太厚,则阀片弹性太差,难・3・第4期 樊灵等:涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨以实现正常的运动,所以 d min ≤ d ≤ d max .(2)阀腔高度太高,则受到重量、尺寸、自振频率的限制;太低,则受到安装的限制,所Z min ≤Z ≤Z max .(3)阀片撞击速度过高,则对阀片的寿命、可靠性、效率及噪音等指标都有影响,应加以限制,所以V d ≤V d max .6　计算方法压缩机的设计比较复杂,恰当的计算方法是提高计算精度和速度的保证.在计算机模拟求解微分方程组时,一般用龙格-库塔法.在优化设计时,可用可变容差法、惩函数法、网格法和复合形法等方法.因设计变量和目标函数具有不同的数量级,为避免较大的舍入误差,可先进行尺度转换和无量纲变换,转化为标准形式.考虑到加工因素和标准化、系列化的需要,计算结果还应圆整.7　结果分析根据以上分析,可得优化的数学模型:设计变量X =〔P ′,t ′,h ′,D 1′,D 2′, ′,n 1′〕T P =P P 0,t =t t 0,h =h h 0,D 1=D 1D 10,D 2=D 2D 20, = 0,n 1=n 1n 10 下标为“0”的量为粗略设计计算所得的初始值.目标函数min U =U (P ′,t ′,h ′,D 1′,D 2′, ′,n 1′)=W in Q e 约束条件h 1=Q -V n n v =Q -(N 1+N 2-1) P (P -2t )hn v =0g 1=t -t min ≥0 g 2=t max -t ≥0g 3=h -h min ≥0 g 4=h max -h ≥0g 5= max -C 1H + m ≥0 g 6=D max -D ≥0g 7=A -h /(P -t ) g 8=L a -L a min ≥0g 9=L a max -L a ≥0 g 10=h /P - min ≥0g 11=max -h /P ≥0 g 12= d - d min ≥0g 13= d max - d ≥0 g 14=Z -Z min ≥0g 15=Z max -Z ≥0 g 16=V d max -V d ≥0g 17= -V e - e -52 + *V ×90%≥0・4・西北轻工业学院学报 第15卷 结合汽车空调用涡旋压缩机的样机可得如下计算结果,其中样机按国家行业标准,试以QC/72.1-93《汽车空调制冷装置压缩机》所规定的工况测试标准为设计规格,其参数为:吸气压力饱和温度:-1℃(对应压力0.29843MPa ),排气压力饱和温度:62℃(对应压力1.5929M Pa ),过热度:10℃,过冷度:5℃,压缩机转速:1800r /min .优化设计后,其基本结构参数为:节矩:18.8998mm ,壁厚:4.55mm ,型线高度:29.4mm ,动涡旋盘最大展开角:17.48,静涡旋盘的最大展开角:17.50,修正型线展开角:1.52,此时能效比:2.5.计算结果分析如下:由图4知,节矩太大,则动涡旋盘的直径太大,轴向密封线长度增加,泄漏量增加,能效比下降;节矩太小,则型线高度增加,动涡旋盘的动力特性较差,颠覆力矩较大,受力增大,机械损失增加,能效比下降.由图5,型线高度与能效比的关系分析与节矩的分析相似,型线高度也有一合适的值.图4　能效比—节矩 图5　能效比—型线高度图6　能效比—壁厚 图7　能效比—动涡旋盘最大展开角图8　能效比—修正型线展开角 由图6知当壁厚太厚时,动涡旋盘的直径增大,重量增大,密封线长度增加,机械损失和泄漏量增加,能效比下降.当壁厚太薄,则动静涡旋盘的受力、受热变形加大,泄漏量增加,能效比下降.动涡旋盘的最大展开角与动涡旋盘的直径相关,太小则型线高度增加,能效比下降;太大则动涡旋盘直径加大,能效比也下降,所以最大展开角也具有合适的值,如图7.由图8知,修正型线展开角过大,则在保证内压缩比的情况下,最大展开角必然加大,引起动涡旋盘直径的增大,能效比的下降;修正型线展开角过小,则修正心部变薄,强度、刚度变小,运行中受力、受热变形大,泄漏量大,能效比降低.・5・第4期 樊灵等:涡旋压缩机优化设计数学模型的探讨8　结论根据涡旋压缩机的基本结构和相关理论,确定了涡旋压缩机的基本优化参数、合理的约束条件、常用的目标函数及相应的计算方法,从而建立了涡旋压缩机优化设计的数学模型,为提高压缩机性能奠定了基础.参考文献1　顾兆林,郁永章.涡旋压缩机设计计算研究.流体机械,1996;(2):482　顾兆林,郁永章.涡旋压缩机基本参数选择及结构参数 =H /P t .压缩机技术,1996;(3):93　陈志明,樊恒鑫.涡旋压缩机腔内压力变化非对称性理论分析.流体机械,1995;23(7):134　吴业正.往复式压缩机数学模型及应用.西安交通大学出版社,1989年5　樊灵.启式涡旋压缩机的研究.硕士学位论文,西北轻工业学院,1997年6　(日)森下悦生,杉原正浩.涡旋压缩机的设计问题.压缩机技术,1988;(4):117　朱延敏.空调用涡旋压缩机数值模拟及优化.硕士学位论文,西安交通大学,1991年8　乔宗亮,李翠华.涡旋压缩机涡旋盘的尺寸优化.流体工程,1993;(4):52STUDY OF THE MODEL OF SCROLL COMPRESSORS ′DIMENSIONED OPTIMIZATIONFan L ing Cao J uj ang H e W ei P eng Guox unABSTRACTIn this paper,the mo del o f dim ensioned optim ization of the different structur e scroll co mpr essor is established acco rding to the basic structur e o f scroll com pressor and the the-ories of the thermodynamic ,fluid mechanics ,heat tr ansfer and the mechanic kinematics and dynamics .Keywords :scroll compresso r,dim ensioned optimization,optim izing parameters ・6・西北轻工业学院学报 第15卷。

R410A环保直流变频速多联机技术资料KMR-226W/D532A、KMR-280W/D532AKMR-335W/D532A、KMR-400W/D532AKMR-450W/D532A目录第3页-----------------------------------直流变频速多联机概要及特长点第6页-----------------------------------第13页-----------------------------------能力特性第15页-----------------------------------安装第37页-----------------------------------室内机的安装第55页-----------------------------------试运转第66页-----------------------------------电气配线图第77页-----------------------------------电气安装第81页-----------------------------------控制功能第93页-----------------------------------故障检测第111页- -------------------------------主要零部件第114页---------------------------------传感器特性R410A环保直流变频速多联中央空调系统（室外机）单模块：KMR-226/280W/D532A KMR-335/400/450W/D532A 室外机模块组合方案：（室内机）KMR(d)-22~80N/522A KMR(d)-90~140N/522AKMR-22~45Q /522A KMR(d)-56~140Q/522AKMR(d)-56~140E/H522A KMR(d)-90~140E/M522AKMR-22~56G /522A能力 22 28 36 40 45 567外观低静压风管机●●●●●●●●×××中静压卡式机××××××××●●●四面出风嵌入机●●●●●●●●●●●壁挂机● ● ● ● ● ● × × × × ×中静压风管机× × × × × × × × ● ● ●高静压风管机×××××●●●●●●注：●表示该系列内机有此产品；×表示该系列没有此产品一、R410A直流变频速多联机概要及特长点：R410A直流变频多联机组采用绿色环保冷媒R410A，可以由多台变频室外机并联成单一系统，是海尔商用空调MRV(C-MRV)第三代产品，以直流变频速高效节能、控制灵活方便、绿色环保等特点著称。

新冷媒用旋转式压缩机的排气系统最优化摘要：目前压缩机行业的主要竞争已转变为成本和高性能，而排气系统对压缩机的性能具有很大的影响。

在该篇论文中我主要收集了日本同行业的相关研究成果，供国内压缩机研发人员参考。

另外，随着环保意识的不断提高，全世界已达成共识，即用HFC系列的冷媒R410A替代HCFC系列冷媒R22。

而R410A用旋转式压缩机相对R22用压缩机再膨胀系数大，因此排气系统优化设计是不可忽略的重要环节。

关键词：特性；P-V分析；数据分析引言：行业人士都很清楚，目前我国匹配家用空调器用的压缩机大多是由日系厂家生产的，如日立、松下、东芝、三菱、三洋等，并且其产品技术也基本被日方垄断，中方所掌握的技术数据和实验手段都非常有限。

为最优化旋转式压缩机的排气系统，下面对排气系统中各参数与压缩机性能参数的相互关系进行具体描述。

1. R410A冷媒的特性R410A相对R22具有压力大，压力差大，密度大的特点。

特别是采用R410A的压缩机相对采用R22的压缩机在同一容积的行程条件下，因其密度大，所以冷冻能力大，且高压力差导致了理论动力大，输入功率大，能效比（EER）低，因此改善该压缩机的效率极其重要。

2．P-V分析2.1 效率以及损失压缩机的多变压缩过程中所发生的各种损失如图1所示另外，压缩机的可逆绝热压缩时的理论动力公式如下：Pth= a△hcomp (1)其中Pth：压缩机的理论动力a：实际质量流动率△hcomp：等熵压缩时的比焓差而实际质量流动率等于冷冻能力除以指定蒸发器的比焓差的商。

旋转式压缩机的气缸内的气体压缩过程为多变压缩，可用下式进行表述。

PVn =const (一定)(2)其中P：压缩室的压力V：压缩室的体积n ：多变指数另，体积效率如下式：ηvol= Va/ Vth(3)其中Va：实际压缩室体积Vth：理论压缩室体积求解上述效率时，首先进行量热计试验，使压缩机在正常条件下运行，测出输入功率、冷冻能力和EER。

工业技术科技创新导报 Science and Technology Innovation Herald66①作者简介：张柳晨（1962，10—）,男,汉族，广西柳州人,本科，工程师,研究方向:汽车空调制冷装备技术。

DOI：10.16660/ki.1674-098X.2018.34.066电动涡旋压缩机总装线的优化设计及实施效果①张柳晨 潘仕琅(柳州易舟汽车空调有限公司 广西柳州 545006)摘 要：新能源汽车是新兴的汽车产业,它所使用的空调为电动空调系统,电动空调用的压缩机为电动涡旋压缩机,现在部分电动压缩机是人工装配的,生产效率低,品质一致性不高,为了提高电动涡旋压缩机生产效率,保证产品质量,需要进行对普通的生产总装线进行优化，并提升至半自动化程度,以提高公司的综合效益。

关键词：电动涡旋压缩机 半自动化总装线 优化设计 实施效果中图分类号：TH45 文献标识码：A 文章编号：1674-098X(2018)12(a)-0066-02新能源电动汽车的广泛应用,带动了整个新能源汽车产业链,由于无发动机的动力来源,原在传统燃油车上空调系统用的带轮压缩机要用电动压缩机代替,从稳定性、节能性、性价比、技术成熟性等角度考虑,电动涡旋压缩机为当前的主流产品,有着结构简单、体积小、重量轻、运转平稳、噪音低、力矩变化小、容积效率和机械效率高的优势[1],但对零部件的加工精度要求和车间的装配环境要求也很高，0.03g的杂质混入，就可以造成压缩机在1S内抱死（失去压缩能力）,通过对生产线布局改进，不仅可以减少再制品数量，同时也可以减少工人数量和在制品的移动距离[2]。

为此，我们对电动涡旋压缩机总装生产线做了改善生产环境和对关键工位做半自动化优化设计的方案,并以实际应用来验证设计方案效果。

1 存在的问题描述(1)涡旋压缩机是精密部件,对装配环境要求高,生产作业环境已经按无尘车间布置,但部件运输车间用车为直接进入。

(2)轴承座、轴承、转子、主轴,这些需要一定的压力才能装入部件,以手工工装装配,劳动强度大,效率不高。