涡旋膨胀机常以圆的渐开线作为涡旋曲线，此时其涡线参数如图2所示，各参数意义如下所示:

基圆半径 a 涡线壁厚 t(-2aα)

渐开线起始角 α 膨胀腔对数 N

涡线体节距 p(=2πa) 涡线圈数 m(=N+1/4)

涡旋体高 h

对涡旋体进行几何分析可知，在涡旋体几何参数已经确定的情况下，涡旋膨胀机膨胀腔容积随回转角变化的情况如图3所示。由图3可以看出，吸气过程中膨胀腔容积与回转角成二次函数关系，而膨胀过程中膨胀腔容积与回转角成线性关系。

由涡旋膨胀机的工作原理及几何特性可知，气体从充气开始到排气结束往往需要主轴旋转一周以上，但在一周或一周内却同时进行着进气、膨胀和排气过程，正是由于涡旋膨胀机具有这种特性，因此使得在同样气体膨胀量时其尺寸比活塞式膨胀机要小得多，而且没有吸气阀、排气阀及余隙容积。另外，和活塞膨胀机一样，涡旋膨胀机也用平衡块来平衡运动涡旋盘的离心力及不平衡力矩。而与透平膨胀机相比较而言，涡旋膨胀机靠偏心套或滑动轴套径向柔性机构自动调节涡旋圈侧面顶隙，从而达到自动调节径向密封;另外，涡旋膨胀机的涡旋盘上各处线速度相等且其值较小，因此涡旋部件的磨损很小、寿命很长。这些结构上的特点均提高了涡旋式膨胀机的膨胀效率及工作过程的可靠性，并且能应用于某些特殊场合而比其他类型的膨胀机具有更高的效率。

涡旋膨胀机工作时运动涡旋盘受力情况如图4所示，即使用在运动涡旋盘上的气体力有切向力Fτ、径向力Ft、轴向力Ft、自转力矩Fτ及运动涡旋盘中心线绕固定涡旋盘中心线旋转时的离心力Fc等。

由受力图可以看出，运动涡旋盘所承受的轴向气体力Ft使运动涡旋盘脱离固定涡旋盘，增加轴向间隙，从而破坏膨胀腔的密封性。为了使涡旋膨胀机运行可靠，我们必须合理的平衡气体轴向力。同透平膨胀机一样，涡旋膨胀机也要对外输出机械功而不易做成全封闭结构，因此涡旋膨胀机使用轴封密封时使机壳内引入高压气体困难。参考涡旋压缩机平衡轴向力的处理方法可知，其轴向气体力平衡可以采用在运动涡旋盘背面设置轴向推力轴承或施加弹簧力的方法来实现。

利用运动涡旋盘背面施加的弹簧力来平衡轴向力时，虽然弹簧力大小的改变可以自动补偿材料磨 损所引起的顶部间隙，但当膨胀机运行工况改变 时，弹簧力不能随着轴向力的改变而改变，从而不 能很好的与轴向力始终保持在最佳平衡状态。因此 在用此种形式平衡轴向力时怎样在变工况下能保持 最佳平衡状态是今后要解决的课题。

而靠在运动涡旋盘背面设置轴向推力轴承平衡 轴向力时，涡旋盘间的相对运动产生的材料磨损造 成的轴向间隙不能自动补偿，会使气体沿径向泄 漏。为了密封轴向间隙，我们可以在涡旋线顶部设 置与涡旋线形状相同的槽，在槽中放置密封条，从 而可有效地密封通过轴向间隙的气体泄漏。同时对 由此可能引起的径向间隙的变化，必须引起足够的 重视，以免造成过多的切向气体泄漏;参考涡旋压 缩机对类似问题的处理，我们可以使密封条的宽度 尽可能与涡旋线壁厚接近，并靠保证涡旋线高度公 差与装配公差来减小顶部间隙。

运动涡旋盘的自转力矩Mτ将引起径向间隙的增加，导致切向气体泄漏量增大。为防止涡旋转子在自转力矩Mτ作用下的自转使径向间隙增加，可用十字联轴节或用圆柱销来解决上述问题。

从上面所述内容可以看出，密封及泄漏问题是 目前涡旋膨胀机实用中所存在的难题，也是要重点 解决的问题。

另外涡旋膨胀机属于转速较高的回转机械，因此运动涡旋盘围绕曲轴主轴公转时产生的惯性力及 力矩较大，这在实际应用中必须引起高度重视。为 了使涡旋膨胀机的振动较小、寿命较长，必须考虑 惯性力及力矩的平衡问题，并且要很好的解决这个 问题。为了平衡惯性力，目前采用得较多的方法， 首先在运动涡旋盘的端盖上附加一平衡质量，使涡 旋体的质心移置基圆中心，然后再进行二次平衡， 从而使运动涡旋盘的公转惯性力得到平衡。具体的 平衡方法及要求，可参考涡旋压缩机中所采用的具 体措施。

从上所述可以看出，在涡旋膨胀机的实用化方 面目前存在许多问题急待解决。国内对涡旋膨胀机 的应用研究也仅处于初步阶段，有关这方面的资料很少，目前仅少数单位对由涡旋压缩机改装成的涡旋膨胀机进行了一些试验研究，而相关的试验结果的报道也比较少。因此，对涡旋膨胀机的应用研究 还有大量工作需要我们去做。

目前，透平膨胀机和活塞膨胀机是获取低温的关键设备。随着膨胀机应用范围的不断扩展和人们对其应用要求的不断提高，这两种形式的膨胀机已经不能满足人们对其更高的要求，因此开发新型结构的膨胀机就成为重要的研究课题。涡旋式膨胀机具有涡旋式压缩机结构上的特点，而且膨胀与压缩互为可逆过程，因此可以预见涡旋式膨胀机也将具有涡旋式压缩机的所具有高效率、高可靠性、低能耗、低噪声、结构紧凑等突出优点，从而能适用于某些特殊场合并较其他结构类型的膨胀机取得更好的效果。因此，我们有必要对涡旋式膨胀机展开积极的研究和探讨。

本文着重对涡旋式膨胀机的工作原理、结构特点及实用化中存在的问题作一些简要分析和探讨。

图1给出了涡旋膨胀机的工作过程示意图。高压膨胀气体通过固定涡旋盘中心开设的进气孔进入膨胀腔，图1(a)表示主轴转角为θ时一定质量的高压气体处于画阴影线的月牙形封闭腔中，此时开始膨胀过程。当运动涡旋盘逆时针转过90°到如图1(b)所示位置时，槽板间的密封啮合线也逆时针旋转90°，使包含该质量气体的月牙形封闭腔容积增大，从而气体被膨胀。当运动涡旋盘逆时针旋转到图l(d)所示位置时，膨胀气体的体积达到最大，此时气体膨胀过程结束排气过程即将开始。当运动涡旋盘继续逆时针旋转时被膨胀的气体将开始从半月牙形膨胀腔中排出，并通过固定涡旋盘外壳的排气口排出到外界，且运动涡旋盘旋转一定角度后又将回到图1(a)所示位置。如此反复，不断进行吸气、膨胀和排气过程。

由图1及其工作原理可知，涡旋膨胀机的核心部分是由一对分别称作运动涡旋盘和固定涡旋盘的渐开线涡旋零件组成的。它们以相位差180°组装后形成若干对月牙形的封闭腔，这些封闭腔即为高压气体的膨胀空间(参见图1所示)。而运动涡旋盘在偏心轴驱动下使其中心线绕固定涡旋盘中心线作圆周运动，在此运动过程中涡旋盘槽板间的密封啮合线的位置不断改变，使密封腔体积不断扩大，由此达到气体膨胀的目的。

由图l及上述还可以看出，涡旋式膨胀机的工作过程虽然分为进气、膨胀和排气三个过程，但在两个涡旋槽板所组成的不同空间，进行着不同的过程，外侧空间与排气口相通，始终处于排气过程;中心部位与吸气口相通，始终处于吸气过程。上述两空间之间的两对半月形空间内，则一直在进行膨胀过程。因此涡旋膨胀机是连续进气、膨胀和排气的。

以上通过对涡旋式膨胀机的工作原理、结构特 点、受力及实用化存在的问题及对策等的分析，可 得出如下结论:

(1)涡旋膨胀机是连续进气、膨胀和排气的多 室膨胀的膨胀机械;

(2)涡旋膨胀机的膨胀气体体积几乎直线地变 化，这将对膨胀机的性能造成有益的影响;

(3)涡旋膨胀机的轴向间隙会产生径向泄漏， 径向间隙会增加切向气体泄漏量，因此在设计涡旋 膨胀机时应充分考虑各种因素对轴向间隙和径向间 隙的影响，以免造成气体泄漏量过大;即密封与泄 漏问题是目前其实用化进程中所急需解决的难题及 重点。而要使涡旋膨胀机应用到生产实际中去，还 需要在这方面做大量的研究工作。

1 邓定国，束鹏程.回转压缩机.北京:机械工业出版 社，1988.2

2 熊则男，乔宗亮.回转式压缩机与泵.北京:机械工业 出版社，1995.4

3 李连生.涡旋式膨胀机理论分析与研究.低温工程， 1993 (4): 7~12

4 郑敏之.涡卷式膨胀机的性能试验.压缩机技术，1991 (3): 1~5

刘井龙，男，1974年12月生，现为西安交通大学制冷与低温工程专业硕士研究生

两相涡旋膨胀机的性能及实验研究

作者:陈 波，沈永年 发布人:xilu222 发布时间:2004-5-21 下午 04:55:28

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【关键词】涡旋膨胀机,真实气体,设计压比

【摘要】涡旋膨胀机的结构特点决定了其运行性能的变化规律。对涡旋膨胀机真实气体理想(等熵)膨胀过程进行了理论分析，提出了涡旋膨胀机真实气体设计压比的概念和计算方法，并进行了实验研究。

中图分类号:TB61 文献标识码:A

涡旋膨胀机具有运动部件少，结构紧凑，噪声低，且适合于汽液两相的优点。随着研究的不断深入、效率的不断提高，其在中小制冷量的低温系统中将会得到越来越广泛的应用。本文对涡旋膨胀机真实气体的理想膨胀过程进行了理论分析和计算，提出了涡旋膨胀机真实气体设计压比的概念和计算方法，并对不同进口状态的丙烷的运行性能进行了实验研究。实验表明丙烷进口状态直接决定最佳压比，而进口为两相时，实际运行性能较接近其理想膨胀过程，且干度较小时更接近。

1 涡旋膨胀机效率理论分析

与螺杆膨胀机相似，涡旋膨胀机也是定内容积膨胀比的膨胀机械[1,2]。如以圆的渐开线为型线的涡旋膨胀机，其内容积膨胀比为τ=Vc/Vi=(2N-1)/(1+θ/π)，式中Vi和Vc分别为膨胀机进、排气容积，N为涡旋圈数，θ为膨胀起始角，如图1所示。它完全由膨胀机结构参数决定，而与工质进出口状态无关。这一特点决定了涡旋膨胀机的性能及其变化规律[3]。

理想膨胀过程，即除排气口压力损失外无其它不可逆损失(如泄漏损失、内外传热损失、进出口流动损失、摩擦损失等)的情况下，涡旋膨胀机的内膨胀过程就是可逆绝热过程。涡旋膨胀机的设计压比就是指理想膨胀过程内膨胀前后的压力比。对于理想气体，以圆的渐开线为型线的涡旋膨胀机的设计压比就为:

式中 Pi--膨胀机进气压力

Pc--内膨胀终了压力

k--绝热指数

而对于真实气体(较接近或处于两相或液相)，由于绝热指数很难把握，故设计压比写成:

εi=Pi/Pc=f(Pi，Ti，τ，x) (2)

式中 Pi，Ti，x--工质进口压力、温度及干度(两相时)

f(Pi，Ti，τ，x)可由ds=0及适合于该种

工质的状态方程g(P，V，T) =0来确定。

(2)式表明，对于真实气体，设计压比由工质性质、膨胀机结构和工质人口状态三者来决定。

显然，对于涡旋膨胀机来说，当运行压比ε=Pi/Pd(Pd为背压)与设计压比εi不相等时就会产生功率损失。而对于任何工质的理想膨胀过程，内效率都可写成:

式中

mi--膨胀机进气质量

Ui--进气比内能

hi--进气比焓

Uc--内膨胀终了比内能

Pd--背压

hd--等熵膨胀到压力为背压几时的比焓

同一膨胀机，同一工质(丙烷)，不同进口状态，理想膨胀时，计算所得设计压比与效率变化如图2所示。图2中①为进口态为Ti=303K，干度x=0.1时的效率曲线;②为进口态为Ti=303K，干度为劣=0.5时的效率曲线;③为进口态为坪=303K，干度为x=0.9时的效率曲线;④为进口态为Ti=303K，压力Pi=1.0×106Pa时的效率曲线;⑤为进口态为巧=303K，压力Pi=0.6×106Pa时的效率曲线。从图2可以看出，工质进口态越接近液相，其设计压比(效率为1.0时的运行压比)越小，这种现象在干度从x=0.5变化到x=0.1的过程中非常明显。这也就是说，涡旋膨胀机最佳运行压比随工质的人口状态变化而变化，入口状态越接近液相，最佳运行压比越小。

2 实验原理与实验装置

实验中保证工质进口状态一定(Pi，Ti一定， 对于两相还要保证干度一定)，而改变背压Pd来得 到不同运行压比时的实际效率。实验用涡旋膨胀机 是由日本SANDAN公司制造(TR-70)汽车空调压 缩机改造而成。其基本参数为:基圆半径a= 3mm;齿厚b=4.5mm，齿高h=29.5mm;吸气容 积Vi=27.3cm3;排气容积Vc=70.2cm2。

实验装置系统如图3所示。实验以C3Hs为工 质，故系统设计成闭式系统。实验中通过调节截止 阀(11)来改变背压Pd;通过调节旁通阀(6)和 换热器一的风扇转速来保证工质进口状态恒定(实际过程中背压Pd的改变会引起进口状态的变化， 故需要调节);通过调速电机(7)和皮带轮组(8) 来保证膨胀机转速恒定和改变转速;由调速电机 (7)和水泵(9)组成膨胀机输出功的吸收装置。

3 实验结果及分析

图4示出了膨胀转速n=1800r/min，进口态分别为①Ti=303K，干度x=0.1;②Ti= 303K，干度x=0.5;③Ti=303K，压力Pi=1.0×106Pa三种状态的理想膨胀过程与实际膨胀过程 的效率及最佳压比的比较。从图中可以看出，进口 态为①时的实际性能曲线最接近其理想曲线，而进 口态为③时的性能曲线则最偏离其理想曲线，这主 要是由工质泄漏引起的。进口态为①时的整体运行 压比(设计压比附近)最小，且其液相成分最大， 因此，当转速相同时，其相对泄漏量最小(在实验 中，膨胀机未另设润滑系统，故泄漏损失成为涡旋 膨胀机的最主要损失。)。另外，进口态为①时的质量流量最大(约为进口态为③时的7.4倍)，其单 位质量工质所受到的其他不可逆因素的影响也最 小，故进口态为①时的整体运行效率较高。从图4 中还可以看出，实际运行最佳压比均比其设计压比 要大，而在运行压比超过最佳压比后，实际运转效率要比理论效率下降平缓，这与工质泄漏及进、排 气口流动阻力存在有关。

4 结 论

(1)涡旋膨胀机真实气体设计压比不仅与膨胀 机结构及工质性质有关，而且与其进口状态密切相 关。

(2)进口状态越接近液相，同一工质，同一膨 胀机，其设计压比越小。

(3)进口态越接近液相，实际运行性能及最佳 压比越接近理想过程，此时运行压比较小而质量流量较大。

(4)泄漏损失的存在使得涡旋膨胀机较适合于 低压比、低干度的场合，因此其在制冷特别是空调 领域具有更广阔的应用前景。