壓縮機泵體設計規(guī)范

1、泵體設計規(guī)范基礎交流版2007.3.5泵體設計規(guī)范設計輸入（客戶需求）：制冷量/性能/噪音設計輸出：一、根據制冷量確定壓縮機容積1、根據壓焓圖的和制冷劑物性表計算壓縮機的理論制冷量Q=qm(h1-h4)=qv*vn/60壓縮機的理論絕熱壓縮功率 p=qm(h2-h1) qm -質量流量，q0-單位質量制冷量；q0=h1-h4 V-壓縮機容積，qv-單位容積制冷量；qv=q0/ n-轉速，h1,h2,h3,h4-見壓焓圖壓縮機實際制冷量=理論制冷量*容積效率實際功率=絕熱壓縮功/（指示效率*機械效率*電機效率）泵體設計規(guī)范2、根據經驗系數計算容積因為計算中需大量估算壓縮機的各種效率，且同系列縮機

2、的效率接近，根據該方法估算容積簡單易行壓縮機制冷量（W）=容積（cm3）*系數該系數只適用于國標規(guī)定的第一種額定工況 系列 系數C48C49C55C44R22/407C168166.4168165R410A23723723923260Hz202203.7/200泵體設計規(guī)范二、確定壓縮機容積后選定缸徑，缸高系列計算偏心距及滾子尺寸。關鍵保證間隙合理。同心間隙同心間隙指泵體零件同心放置未定心前的間隙，軸承間隙，偏心軸與滾子間隙軸承間隙，偏心軸與滾子間隙 同心裝配間隙=氣缸內徑-滾子外徑+滾子內徑-曲軸偏心徑-2*偏心距。該間隙中間值一般在0.0360.045mm,即單邊間隙在0.02。在零件公差

3、范圍內計算極限值：最小間隙不應小于0.02最大間隙不應大于0.08mm。 在保證同心裝配間隙的同時需驗算偏心軸與滾子間隙保持在0.02mm左右不應過小。軸承間隙一般為軸徑的1%o泵體設計規(guī)范三、完成曲軸和滾子的設計后選用上法蘭、滑片、彈簧，因該部分零件多為借用件，在選用時需驗算其裝配尺寸的合理性。1.驗算滑片完全伸出時，彈簧是否有約2mm的壓縮值2.驗算滑片完全退回氣缸槽后，彈簧仍有可壓縮余量3.驗算法蘭排氣孔邊緣與氣缸斜切口是否吻合4.驗算排氣孔內邊緣與滾子內徑至少有0.5mm密封帶5.驗算法蘭閥鉚釘與氣缸讓位孔位置是否相匹配6.驗算上下法蘭螺釘擰入氣缸螺紋孔深度是否一致，不應發(fā)生干涉。泵體

4、設計規(guī)范四、完成壓縮機的泵體零件設計后進行總裝設計注意事項1.驗算上法蘭外徑與轉子鋁環(huán)內徑是否干涉2.驗算消音器距主平衡塊距離，盡量減低電機安裝高度3.驗算電機引出線與殼體的距離。泵體設計規(guī)范案例解析案例一：吸氣孔徑大小與制冷量原因分析：吸氣孔徑增大吸氣脈動減少，可以減低流動阻力，提高壓縮機的能效比。當管徑過大，吸氣產生斷流，則造成制冷劑吸入量不足使冷量減低。試驗案例：通過多次分液器管徑試驗證明對壓縮機的影響：問題被忽略程度：泵體設計規(guī)范案例解析案例二：曲軸下止推面與噪音原因分析：曲軸下止推面清根不好加上下法蘭倒角超小時。因曲軸與下法蘭接觸不平穩(wěn)會產生“嘎嘎”的異音。造成壓縮機噪音異常增高。試

5、驗案例：QX-32驗證無誤對壓縮機的影響：問題被忽略程度：一般將法蘭與曲軸放在一起目測是否漏光泵體設計規(guī)范案例解析案例三：法蘭環(huán)槽與能效比原因分析：大系列壓縮機上法蘭開有環(huán)槽，當環(huán)槽倒角超大，滾子外圓改小時，其與滾子外圓產生漏氣。造成壓縮機冷量低，功耗大，能效比降低。試驗案例：將通過QX-336驗證對壓縮機的影響：問題被忽略程度： 泵體設計規(guī)范案例解析案例四：CR高度差與噪音原因分析：新工質壓縮機因為所采用的冷凍油粘度較高，且一般滾子較重。當氣缸與滾子高度差低于15微米時，因滾子自轉不足造成滾子磨法蘭引起噪音升高。試驗案例：通過新工質壓縮機驗證對壓縮機的影響：問題被忽略程度：泵體設計規(guī)范案例解

6、析案例五：轉子車外圓與噪音原因分析：鐵芯高度較高的轉子，在頂端20mm處車外圓，壓縮機的噪音會降低。試驗案例：通過壓縮機驗證對壓縮機的影響：問題被忽略程度：泵體設計規(guī)范案例解析案例六：氣缸斜切口與性能原因分析：在壓縮機設計中盡量要求排氣孔的位置向氣缸中心移動，以增加排氣流通面積。同時保證氣缸斜切口與排氣孔相重合，以減少無益處的余隙容積。試驗案例： 對壓縮機的影響：問題被忽略程度：泵體設計規(guī)范案例解析案例七：缸徑比與性能原因分析：在壓縮機的設計中，合理的缸高/缸徑比可以降低壓縮機的徑向泄露，提高壓縮機的機械效率，同時不會因偏心距過大帶來負面影響。試驗案例：氣缸高度/（氣缸內徑*偏心距）=0.070.13，一般在0.11