往复式压缩机原理及结构

往复式压缩机原理及结构

发展历程

从世界范围内看压缩机的发展历程和概况。活塞式压缩机的发展历史悠久，具有丰富的设计、研究、制造和运行的经验，至今在各个领域中依然被广泛采用、发展着。然而，也必须注意到，制冷压缩机的不断进步也反映在其种类的多样性方面，活塞式以外的各类压缩机机型，如离心式、螺杆式、滚动转子式和涡旋式等均被有效地开发和利用，并各具特色，这就为我们制冷工程的业内人士在机型的选择上提供了更多的可能性。在这样的背景之下，活塞式压缩机的使用范围必然受到一定影响而出现逐渐缩小的趋势，这一趋势在大冷量范围内表现得更为显著。在中小冷量范围内，实际上还是以活塞式压缩机为主 往复式压缩机的优缺点 优点：

适应较广泛的压力范围

热效率高、单位耗电量少、加工方便 对材料要求低，造价低廉

生产、使用、设计、制造技术成熟 装置系统较简单 缺点：

转速受到限制

结构复杂、易损件多、维修工作量大 运转时有震动

输气不连续、气体压力有波动

第一章 热力循环

（1）理论循环与实际循环之间的差别

（2）实际循环的压缩机的性能

1．制冷压缩机的性能指标

输气量：单位时间内由吸气端输送到排气端的气体质量称谓压缩机的质量输气量q， 单位为kg/h，此气体若换算为吸气状态的容积，则是压缩机的容积输气量q， 单位为立方米/h。

制冷量：表示制冷压缩机的工作能力的重要指标之一，即单位时间内所能产生的制 冷量。

输气系数：表示压缩机气缸工作容积的有效利用率，即压缩机实际输气量与理论输 气量之比值－－称为输气系数。

指示功率和指示效率：单位时间内所消耗的指示功就是压缩机的指示功率。 制冷压缩机的指示效率就是压缩一公斤工质所需绝热循环理论功的值。 轴功率、轴效率和机械效率：

由原动机传到压缩机主轴上的功率，称为轴功率。

制冷压缩机的等熵理论功率与轴功率之比，称为轴效率，用以评定压缩机 主轴输入功率利用的完善程度。

机械效率是压缩机的指示功率和轴功率之比，用以评定压缩机摩擦损耗的 大小程度。

电功率与电效率：

从电源输入驱动电动机的功率就是压缩机所消耗的电功率。

电效率是等熵理论功率与电功率之比，用以评定电动机输入功率利用的完 善程度。

效能比：为了最终衡量制冷压缩机在动力消耗方面的制冷效果，采用效能比，是指 压缩机所产生的制冷量与所消耗功率之比。有相对于轴功率与相对于电功率

之分别

空气压缩机指标

（3）一些重要概念

1）输气系数

输气系数不仅影响压缩机的尺寸、重量，同时也影响着功率的消耗．此外，在压缩机 的调试、和实际运转过程中，经常会遇到输气量或制冷量不足的问题．因此，很有必要对影响

压缩机输气系数的各种因素进行分析．

1.容积系数．主要用于表示余隙容积对输气系数影响的大小.（定义） 2.压力系数．主要用于反映吸气终了压力降对输气系数的影响程度.（定义） 3.温度系数．主要用于衡量气体在吸气过程中温升对输气系数的影响程度 ．（定义） 4.泄漏系数．影响输气量的泄漏是发生在活塞、活塞环和气缸壁面间以及吸排气阀密 封面的不严密处．另外，气阀的延迟关闭也会造成蒸气倒流的泄漏系数．从而影响输 气系数．

2）压缩机功率，效率

注意提高压缩机运行的经济性，注意降低其功率消耗是十分重要的。为此，有必要分 析影响压缩机功率的各种因素，探索提高效率的途径。 1． 指示功率，指示效率

2． 影响指示功率和指示效率的因素

3.摩擦功率，机械效率和轴功率

4.电机功率及电效率

3）压缩机运行特性曲线

4）压缩机的排气温度

为何要降低压缩机的排气温度

压缩机排气温度过高会引起压缩机的过热，从而影响压缩机工作。

压缩机过热会降低其输气系数和增加功率消耗。润滑油粘度会降低，使轴承产生异常摩擦损耗，甚至出现烧瓦事故。过高的压缩机温度促使制冷工质和润滑油在金属的催化下出现热分解，生成对工作

有害的游离碳、酸类物和水分。

压缩机过热还会导致活塞在气缸里被卡住，以及内置电动机的烧毁。

所以压缩机排气温度必须加以限制：对R22和氨制冷机，低于150摄氏度；对于R12， 低于130摄氏度。

如何能降低压缩机的排气温度

压缩机的排气温度取决于压力比、吸排气的阻力损失、吸气终了温度和多变压缩指

数。

首先要限制压缩机单级压力比，高压力比应采用多级压缩中间冷却的办法来实现。 同时要防止冷凝压力过高、蒸发压力过低等故障，降低吸排气阻力损失实际起到了 缩小气缸中实际压力比的作用。

加强对压缩机的冷却，减弱对吸入工质的加热，以降低吸气终了工质温度和多变压 缩指数是降低排气温度的有效途径。

对压缩机中温度较高的部分（气缸盖、内置电动机等）采用鼓风机冷却或设置水 套、水冷却盘管以及在曲轴箱和机壳中装设润滑油冷却盘管，用制冷工质对润滑油进行强 制冷却。

在封闭式压缩机中，提高内置电动机的效率，减少电动机的发热量对降低排气温 度具有重要作用。 附：主要参数计算表

表2-4 主要参数计算表

上表计算中的一些参数要参照类似压缩机的经验数据选取。其中值得指出的有： 1.由于此机的吸气不经过内置电动机而直接进入吸气腔，其

可按开启式压缩机的式（2-36）进行计

要取得略低些；

算。但见于以R22为工质时，压缩机的温度要比以R12为工质时高，因而这时的而以R502为工质时，工质的质量流量约

为以R12为工质时的两倍，这就要求把

2.3.在计算时

的方法从

和选取得较高。

可按第六章中い§6-4所述方法进行计算。 近似等于绝热指数。这样的话，也可用较简单

，

求。 等熵压缩至，可以认为，等功多变指数图求取

值，即先求从状态

所耗的比功再由压缩机实际质量流量4.内置电动机功率按我国YSH系列封闭式压缩机用耐氟三相异步电动机配置。通过本例题的计算结果，可以发现，压缩机以低温工况运行时，采用R22或R502工作所得制冷量要比用R12时分别大60%～70%左右，其驱动功率亦需相应增大。至于压缩终了温度，它与排气温度的高低有关，以用R22时为最高，用R502时则得到大幅度下降。

第二章 活塞式制冷压缩机动力学

（1） 曲柄连杆机构的受力分析

1） 曲柄连杆机构的惯性力

①曲柄连杆机构的惯性力包括三个方面：

1．活塞往复运动所产生的惯性力

2．曲柄不平衡旋转质量所产生的离心惯性力

3．连杆运动所产生的惯性力

在这三者之中，连杆惯性力的分析最为复杂。这不仅由于连杆本身的运动复杂，而且还由于它是活塞和曲柄之间的中间传动件，连杆的惯性力要先通过活塞和曲柄这两个运动件，才传到固定支承上，如气缸壁和主轴承座等。研究连杆惯性力，很重要的要找出它在连杆大小两头的表现，也就是要找出它传给活塞和曲柄之力的大小和方向

②连杆惯性力的质量代替系统

在压缩机动力学中，连杆惯性力的问题常常用质量代替系统的方法来处理。所谓代替系

统，就是将连杆的实际质量分布用一些假想的集中质量来代替，使后者所产生的惯性效果与前者相同。为达到这个要求，代替质量系统应满足下述三个条件：

代替系统的总质量要等于原来连杆的总质量。

代替系统的质心位置要与原来连杆质心位置重合。

代替系统对于质心的转动惯性应等于原来连杆的转动惯量

③往复惯性力

曲柄连杆机构的往复惯性力Fj是活塞组和连杆往复部分所产生的往复惯性力之和， Fj=-Mjaj

通常在连杆中产生拉伸力的往复惯性力方向规定为正方向的力，而由上式所得的正值恰是使连杆产生压缩的力。因此以后计算中，上式改写为：

Fj=Mjaj

已知往复质量Mj等于活塞组质量Mp和连杆往复质量Mc1之和：

Mj=Mp+Mc1

Fj=(Mp+Mc1)rω**2(cosα+λcos2α)

往复惯性力可以看作两部分之和,即

Fj=Mjrω**2cosα+Mjrω**2λcos2α=Fj1+Fj2

这里，Fj1=Mjrω**2cosα=Mjrω**2cosωt称为一阶往复惯性力。

Fj2=Mjrω**2λcos2α=Mjrω**2λcos2ωt称为二阶往复惯性力。

图3-3－－表示的是λ=1/4时，往复惯性力随曲轴转角的变化。不难看

出，一阶往复惯性力的最大值是二阶往复惯性力最大值的1/λ倍。因为λ

=1/3.5--1/6之间，所以在往复惯性力中起主要作用的是一阶往复惯性力。其

次，一阶往复惯性力的变化周期等于压缩机曲轴旋转的周期，而二阶往复惯性

力的变化周期等于压缩机曲轴旋转周期的一半。必须注意：Fj的大小随曲轴转角而周期的变化。最大值Fjmax发生在α=0°时

Fjmax=Mjrω**2*(1+λ)

最小值Fjmin,如λ≤1/4,则发生在α=180°时

Fjmin=-Mjrω**2*(1-λ)

如λ﹥1/4，则最小值不发生在活塞处与内止点时，而是在内止点附近，

其大小为

Fjmin=-Mjrω**2*[λ+1/(8λ)]

④旋转惯性力

曲柄连杆机构的旋转惯性力Fr就是就是曲拐或偏心轴颈的不平衡旋转质量Ms和连杆

旋转质量Mc2所产生的离心惯性力之和，它的作用线与曲柄中心线重合。如取离心方向作为正，Fr的公式为：

Fr=Mr*ar=(Ms+Mc2)rω*ω

对于曲拐，由于其曲柄质心不处于曲柄销中心点A上，故其应作质量转换计算，即 Ms=Ms1+Ms2rs/r

式中: Ms1--曲柄销的质量；Ms2--曲柄的质量；rs---曲柄质心离轴中心的距离。

2) 气体力

作用于连杆机构的气体压力来自气缸内和曲柄箱（或机壳）内两个方面前者随曲轴转角而变化，后者在稳定工况可近似认为不变，并在单级压缩机和单机双级开启式压缩机终于吸气压力；在单机双级半封闭式压缩机中等于中间压力。见图3-4

作用于活塞上的气体力Fg为Fg=-(p-pca)Ap式中，p--气缸内的压力；pca---曲轴箱（或机壳）内的压力；Ap---活塞面积。

示功图可用作图法或计算法求得，下面介绍一种简单的计算方法：

压缩过程1--2

pci=[(S+Sc)/(Xi+Sc)]**n*p1式中，pci---压缩过程第i点的气缸压力；n---压缩多变指数； p1--气缸中吸气终了压力。

排气过程2--3排气过程可看作气缸压力等于ps的过程.

膨胀过程3--4

pci=[Sc/(Xi+Sc)]**m*ps式中，pci---膨胀过程第i点的气缸压力；m---膨胀多变指数。 吸气过程4--1

吸气过程可看作气缸压力等于p1的等压过程

3）摩擦力

压缩机的摩擦功率主要由两部分组成：往复摩擦功率Pmp和旋转摩擦功率Pmr。作用在每一活塞上的往复摩擦功率其大小随曲柄转角而变化。但为简化计算，习惯上假设它是一个不变的值，而它的方向则始终与活塞的速度方向相反。为了与惯性力一致起见，规定在活塞从外止点滑向内止点的时间内，其作用力方向为正，而从内止点滑向外止点的时间内则是负。Fmp（单位是N）与摩擦功率的关系为：Pmp=Fmp2Sni/60000；Fmp=60000Pmp/(2Sni) 式中： Pmp--压缩机的往复摩擦功率，单位为kW；

S---活塞行程，单位为m；

i---整台压缩机气缸数；

n---压缩机的转速，单位为r/min；

又可写成Fmp=（0.6--0.7)*60000Pi(1/ηm-1)/(2Sni)

式中： Pi---压缩机指示功率，单位为kW；ηm---压缩机机械效率。

旋转摩擦功率是消耗于克服压缩机的旋转阻力上，压缩机的这个阻力可以用距中心等于曲柄半径r的集中切向摩擦力Fmr表示之，其正方向是反压缩机转向的。

切向摩擦力与旋转摩擦功率之间的关系是：Pmr=Fmrr2πn/60000=πFmrsn/60000

式中：Pmr--压缩机的旋转摩擦功率，单位为kW.

Fmr=60000Pmr/πsn

或可写成：Fmr=（0.3--0.4）*60000Pi(1/ηm-1)/πsn

（2）往复式压缩机的动力平衡

1） 曲柄连杆机构的受力分析

①活塞力

活塞力Fp是气体力Fg往复惯性力Fj和往复摩擦力Fmp沿气缸轴线方向作用于活塞上的合力。活塞力的正负方向规定与三个分力相同，所以，它等于三个分力的代数和。 Fp=Fg+Fj+Fmp

按等曲柄转角间隔计算活塞力，就可以求得它随曲柄转角的变化情况。

②侧向力和连杆力

活塞力在活塞销中心B处可以分解为两个分力，一个分力为Fh，其作用方向垂直于气缸壁，称为活塞侧向力；另一个分力Fc，其作用方向沿着连杆中心线，称为连杆力。则

Fh=Fptgβ=Fpλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2

Fc=Fp/cosβ=Fp/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2

③切向力和法向力

连杆力传到曲柄销中心A处由可以分解为两个力，一个分力Ft与曲柄中心旋转轨迹圆相切，是为切向力；另一个分力Fz沿着曲柄方向作用着，为法向力。其计算公式为： Ft=Fcsin(α+β)=Fpsin(α+β)/cosβ=Fp(sinα+cosαλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2)

Fz=Fccos(α+β)=Fpcos(α+β)/cosβ=Fp(cosα-sinαλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2)

根据上面两式就可以求得切向力和法向力随曲柄转角的变化情况。Ft的正方向是反曲柄转向的，Fz的正方向是离开曲柄中心的方向。

④总切向力

压缩机的总切向力等于同一曲轴位置上各缸切向力加上压缩机的切向摩擦力的总和，它是外界原动机所要克服的压缩机的总阻力。对于单缸压缩机 ∑Ft=Ft+Fmr对于多缸压缩机 ∑Ft=∑(Ft)i+Fmr.

2) 单缸制冷压缩机的平衡

① 旋转惯性力的平衡比较简单 ，只要在曲柄的相反方向装上适当大小平衡块，以抵消不

平衡的离心力即可。平衡块的质量mωr决定于不平衡旋转质量mr以及平衡块质心到转轴中心的半径rω。见3—13

mωr=mrr/rω=(ms+mc2)r/rω

②一阶和二阶往复惯性力，从理论上讲，可以用图示的正反转质量平衡系统来实现完全平衡。一阶正反转质量平衡系统是由两个以相同于压缩机的转速作正反向旋转的正反转平衡块组成。它们之间的相互位置在任何时候都应使两平衡块的离心力在水平方向的分量相互抵消，在垂直方向的分量之和等于一阶往复惯性力而方向相反，其作用线与气缸中心线重合。二阶正反转质量平衡系统与此类似，所不同的是正反平衡块的转速为压缩机转速的两倍。前面讲过，二阶往复惯性力的最大值要比一阶的小的多。因此，实际上对二阶往复惯性力是不采用专门的平衡装置的。在单缸压缩机中，即使要对一阶往复惯性力进行平衡，为简化结构，通常不采用上述的正反转质量平衡系统，而是采用最简单的装在曲柄相反方向的平衡块结构。这种装置虽然可以完全或部分平衡掉一阶往复惯性力，但在水平方向上增加了一个干扰力。所以说，这种方法只能使一阶往复惯性力的一部分转移到水平方向，从而使垂直方向的作用力有所减小。由于最大作用力有所减小，它对改善压缩机的振动状况有一定的好处。单缸压缩机中，往往将气缸轴线方向的一阶往复惯性力转移30%--50%至垂直于气缸气缸轴线方向上去，期削弱气缸轴线方向的振动，即mωj=(0.30-0.50)mjr/rω。因此，在单缸压缩机中，当采用简单的在曲柄对面加平衡块的方法对旋转和一阶往复惯性力进行平衡时，其平衡块总质量应满足以下关系：mω=mωr+mωj

③由活塞力（即气体力﹑往复惯性力﹑往复摩擦力）所引起的倾覆力矩MD作用在压缩机的机体上，并使之左右摇摆。倾覆力矩实质上是切向力矩的反作用力矩，它与压缩机机体上切向力矩所产生的周期性波动有关。切向力矩的周期性变化是由活塞式压缩机的工作特性决定，难以消除。所以，要减小压缩机由倾覆力矩所产生的摆动，一般只能依靠足够大的安装基础或弹性支撑的办法达到。

④平衡块的安装。上述的把平衡一阶往复惯性力和旋转惯性力的平衡块装在曲柄的相反方向是各种型式压缩机中常见的平衡块的安装方法。但在全封闭式压缩机中，这种方法有时会带来平衡块显得过于笨重的缺点。因此，在有些机器里，由于结构紧凑，轻量化和安方便等的需要，而把平衡块部分或全部转移装在内置电动机的端面外缘上。

3) 多缸制冷压缩机的平衡

多缸压缩机可以使往复惯性力在机器内部彼此得到部分或全部抵消采用的方法，一是合理配置各缸曲柄间的错角，是惯性力得到部分或全部抵消；二是合理布置同一曲拐上的各气缸轴线间的夹角。后者使各缸惯性力的合力为某一不变值，且始终作用在曲柄的离心方向，这样可以利用在曲柄相反方向加平衡块的方法来平衡它。但是，在多缸压缩机中，各缸惯性力组成了一个空间力系。因而，除了惯性力的平衡外，还出现了惯性力矩的平衡问题。

下面就立式两缸制冷压缩机型式分别进行讨论.曲柄错角为180度。设两缸的往复质量mj和旋转质量mr均相等。见图3—

16

往复惯性力

第1和第2缸的一阶和二阶往复惯性合力∑FjⅠ和∑FjⅡ分别为：

∑FjⅠ=FjⅠ1+FjⅠ2=mjrω*ωcosα+ mjrω*ωcos(α+180)=0

∑FjⅡ=FjⅡ1+FjⅡ2=mjrω*ωλcos2α+ mjrω*ωλcos2(α+180)=2mjrω*ωλcos2α 旋转惯性

两只气缸的旋转惯性力是大小相等，方向相反的，因此，其合力为零。

往复惯性力矩

如同往复惯性力一样，往复惯性力矩由一阶和二阶往复惯性力矩所合成。在立式两缸机中，虽然两缸的一阶惯性力得以抵消，但是，由于他们并不作用于同一作用线上而产生了一力偶，即一阶惯性力矩MjⅠ：

MjⅠ=mjrω*ωacosα 式中 a--气缸中心距。

如果假设二阶惯性力的合力通过压缩机的质心的话，则可认为二阶往复惯性力矩MjⅡ为零。即 MjⅡ=0必须注意，往复惯性力矩始终作用于通过气缸和曲轴中心线的平面，它通过曲轴而作用于主轴承座上，引起压缩机的振动。旋转惯性力矩同样，两缸的旋转惯性力因两者间的力臂a而产生一旋转惯性力矩Mr，它始终作用于通过曲拐的平面。并随曲轴一起转动。Mr=mrω*ωa

以上的分析结果表明，这种立式两缸机的气缸和曲柄布置形式可使俩只气缸的一阶往复惯性力和旋转惯性力在机器内平衡掉。旋转惯性力矩可以用曲柄相反方向加平衡块的方法来完全平衡。用类似装平衡块的方法能适当抵消在气缸中心线平面内一阶惯性力矩的一部分，但却在垂直于气缸中心线平面上产生了新的不平衡力矩.

第三章 活塞式制冷压缩机的总体结构

（1）制冷压缩机的主要结构参数

1．活塞平均速度

一台制冷压缩机在其理论排气量已确定而要进行结构设计时，必须确定一些影响压缩机结构和性能的重要综合参数。

活塞平均速度

活塞平均速度ūp(单位为m/s)是压缩机的最重要的结构参数之一，它直接反映了往复运动零件的高速性。活塞平均速度的表达式为: ūp=sn/30 式中 s--活塞行程，单位为m; n--压缩机转速，单位为r/min;按此把压缩机的理论排量改写为：

qvt=1.414i*D*D*ūp*1000

这个表达式说明，在qvt和i 确定的情况下，ūp愈大，则压缩机的气缸直径愈小。因此，在保证压缩机运转可靠性、耐久性和合理的动力经济指标前提下，提高ūp值对缩小压缩机的尺寸具有重要意义，这是设计人员努力追求的目的。但是，提高ūp的值，压缩机的机械摩擦和零件的磨损均增加，机械效率和机器的寿命下降。ūp也决定着工质在压缩机流通截面处的流动速度。ūp大时，吸排气阀处的流动阻力损失增大，这样，降低了压力系数λp ，增加了功率消耗。此外，ūp值也决定着压缩机的往复惯性力载荷和由此而引起的零件应力和应变的大小。在几何尺寸和材料相同的情况下，它们是和ūp的平方成正比的，因而，影响到压缩机的强度和刚度，也影响到压缩机的动力平衡性。从当前国内外产品看，制冷机的ūp值不超过5m/s,大体在1.5--4m/s范围之内。

2．活塞行程缸径比

活塞行程缸径比ф=S/D是一个对压缩机摩擦功率、零件磨损、尺寸、强度刚度、热力过程等很多方面都有影响的结构参数。

①对活塞平均速度的影响

ūp=0.009228(qvt/i)**1/3*(фn)**2/3 由此可见，在Vth、i和n不变的条件下，减小ф的值，则可以把ūp值降低下来。这对于在提高压缩机转速的同时又要限制ūp值，是有效的措施。 ②对压缩机重量和外形尺寸的影响

由Vth的表达式经变换后可得D=0.227(qvt/iфn)**1/3 ；S=фD=0.227(qvtф*ф/in)**1/3 当qvt、i和n一定的情况下，D反比于ф的1/3次方，S正比于ф的2/3次方。减小ф值可使S值有较大的缩小而D值则有较小的增长。这样，对于立式压缩机则可使整机高度得到压缩，而纵向和横向尺寸有不大的扩展。对于角度式压缩机，压缩机的纵向长度一般取决于曲轴的设计，故而D值的增大，对其纵向长度实际上是没有多大的影响。但S值的减小，却使其高度降低和横向尺寸减小。压缩机的重量亦由此有所减轻。

③对气阀流动阻力的影响

ф值的降低导致ūp值的下降，气阀流通面积因D增大而相应增大。这样，有利于工质在气阀中流速的降低，减少了流动阻力。

④对曲轴设计的影响

采用较小的ф值，有利于缩短活塞行程和增大气缸直径导致曲柄半径的缩短和曲柄销直径的增大。因而，在曲拐轴中便有可能增加主轴颈和曲柄销的重度，大大提高了曲柄的强度和刚度。在偏心轴中，缩小偏心距离就可以减小偏心轮的直径，降低了偏心轮上的圆周速度，有利于改善轴承摩损，提高机械效率，减轻不平衡质量，缩小连杆大头直径，使机器尺寸紧凑，在全封闭式压缩机设计中有十分重要的意义。

⑤对相对余隙容积的影响

若是气缸中的直线余隙数值受到限制而维持不变，则由于ф值的减小而引起S的缩短将会引起气缸相对余隙容积的增大，降低压缩机的输气系数，这在低温工况下尤为明显。通过以上分析，可见随着气缸采用角度式布置和压缩机转速提高的需要，选用较小的ф值是合适的。现代的中小型多缸高速制冷压缩机的ф值一般在0.7--0.8的范围内。但是，对数气系数不良影响，为改进压缩机的性能，近来出现ф值增大至1的产品，如丹麦SABROE公司的SMC108L型和我国上海制冷机厂的ES10型，大连冷冻机厂的810C型即所谓长行程的制冷压缩机。全封闭式压缩机的ф值一般在0.4--0.8之间。

3．曲柄转速

当压缩机qvt、i和n不变时，提高转速可以减小整机的重量和尺寸但ūp是要上升。若为了限制ūp的增长而降低ф，则S的缩小程度要比D的缩小大得多，这样，机器高度得到压缩。此外，高转速机器可配用转速较高的电动机，其价格较便宜，重量也轻。

转速提高后对气阀的工作寿命带来不利影响。转速愈高，阀片对升程限制器和阀座的冲击次数愈多，冲击力也愈大，故不论从气阀疲劳损坏和磨损来看，都会缩短气阀，特别是阀片的使用寿命。

压缩机因转速的提高而缩小了尺寸，减小了热交换面积，不利于热量散发，容易使机器工作温度升高，如果没有相应的冷却措施，甚至会引起压缩机过热。

提高转速是促进压缩机小型化的一种有效措施。为此，即使在已使用二级电动机的全封闭式压缩机中，国外已经开始采用变频装置来提高电源效率，以达到扩大压缩机的转速范围和进行能量调剂的目的。

4．汽缸数

对于给定理论排量qvt的制冷压缩机，如果维持ф和ūp为定值，不同的气缸数将对应不同的气缸尺寸和不同的转速。气缸数少则气缸径大，转速低；反之，缸径小，转速高。下面就分析气缸数多少的利弊。

①从压缩机重量大小方面看，缸数多由于缸数少。且以下标l和m分别表示缸数少和气缸数多。设两种压缩机均几何相似，则压缩机的理论排量相等。

qvt=60ilVplnl=60imVpmnm

活塞平均速度相等。 ūp=Slnl/30=Smnm/30

由此可推出

il/im=Vpmnm/Vplnl=(nm/nl)*(Dm/Dl)**3=(Dm/Dl)**2

设相似压缩机的每缸重量与缸径的三次方成正比，则

Gl/Gm=(il/im)*(Dm/Dl)**3=(im/il)**1/2

这就是说，压缩机的重量大小是与气缸数的平方根成反比，气缸多的压缩机的较轻，可以节约材料。如果考虑到多缸机的可以采取角度式布置方式，则将显得更轻，更紧凑。

②气缸数多，压缩机的总切向力矩变化较小，可以采用小尺寸飞轮，压缩机的平衡性较好。 ③气缸数多，则压缩机的结构比较复杂，需要维修的零部件也多，运转的可靠性降低。现代中小型高速多缸单级压缩机的气缸数一般2--8缸，最多的达16缸。全封闭式压缩机的缸数1--4缸。

5.汽缸中心距

在多缸压缩机中，同列相邻两气缸的中心距离Lo决定了压缩机的纵向紧凑性。在进行压缩机总体设计时，Lo的选定可以从以下两个方面着手考虑。

1）从曲拐元件的必要尺寸考虑，务使主轴颈、曲柄销和曲柄臂都要有足够的纵向长度。

2）从同列相邻气缸的布置要求考虑。根据气缸体上的气缸结构尺寸（是否采用镶入缸套，有无水套夹层，气道安排等）、气阀的结构尺寸（吸气阀是否在缸套四周，是否有卸载机构等）和缸盖螺栓的布置等的需要，决定其气缸中心距尺寸。

对于单列式压缩机，其气缸中心距主要是由气缸的结构布置尺寸来决定一般其Lo/D=1.1--1.2。半封闭式2FL5B44A型压缩机Lo/D=1.16。角度式压缩机，则其Lo往往是决定于曲拐元件的结构尺寸，大抵Lo/D在1.5--1.6左右，如我国17系列，Lo/D=1.56,12.5系列=1.6等。

6．曲轴半径连杆长度的比

连杆的长度直接影响压缩机高度。在求得行程S之后，只要选定λ值便可求出连杆的长度，所以，在选定λ大小时，应予仔细考虑。

λ值愈大，则连杆长度愈短，压缩机的总高度愈低。从气缸侧压力随λ值的增大而上升来看，则增加活塞与气缸的磨损。

在决定连杆长度时，还有必要在设计草图上校核曲柄连杆机构和机体之间的装配和运动关系，防止产生相碰和安装困难等问题。

在制冷压缩机中，一般λ值的范围是1/3.5--1/6，在角度式压缩机中取近上限。

（2）制冷压缩机的基本要求

制冷压缩机的基本要求主要是指压缩机的规定使用条件和该使用条件所必须达到的性能指标。具体有:压缩机的名义制冷量、名义功率消耗、使用的环境温度和蒸发温度的变化范围、最大容许承压能力和容许压力差、容许排气温度热力参数以及润滑油温度、电机绕组温度和容许电压偏差的使用条件。此外，压缩机的重量和外形尺寸，可靠性和耐久性，结构工艺性也是压缩机设计时需要明确的重要方面。压缩机的振动和噪声直接关系到环境公害问题，日益引起人们的重视，已经成为评定机器性能的重要因素。活塞式压缩机作为一种量大面广的通用机械，为了有效而合理地保证其设计制造质量，使用可靠，国家根据我国的具体情况制定了相应的标准，规定了一般活塞式制冷压缩机的设计和使用条件。 ①动力经济方面的要求

能效比EERe或EERel值来衡量制冷压缩机的动力经济性的指标，较大的值不仅表明在相同制冷量条件下，制冷机消耗较少的功率，而且也意味着机器因能量损失少而使机器具有较低的工作温度，因而在其它条件相同的情况下，压缩机可靠性和耐久性也就得到了提高。 开启式压缩机的能效比一般较封闭式压缩机的能效比大。在同一机型中，单机制冷量大的相对损失少，能效比亦较大。能效比还与运转工况有关，高温工况下的值要高于低温工况下的值。一般开启式压缩机在标准工况下的能效比随单机制冷量的大小而变化的范围，大致为3--3.6之间。封闭式压缩机中， 由于轴功率不易测量，使用相对于电功率的能效比EERel值来反映其动力经济性。根据全封闭式压缩机的国标GB10079-88,其Kel值对于不同的名义制冷量应具有下表中的数值。

压缩机的质量和外形尺寸是评价其结构紧凑性和金属材料利用率的重要指标，它们的降低和缩小与压缩机加工时的工时和成本的降低是成比例的。

制冷压缩机的质量指标是由单位制冷量的质量KG(单位是kg/kw)值来评定

KG=mc/Q0n

式中 mc--压缩机的质量，对于封闭压缩机，应计电动机的质量。

Q0n--名义制冷量。

同类型制冷压缩机的KG值是随名义制冷量的增加而减小的。在各种类型的压缩机中，全封闭的KG值最小。半封闭式压缩机由于把电动机的质量计入，所以其KG值高于开启式。若在开启式压缩机质量中计入电动机的质量，这开启式KG值最大。对于低温制冷压缩机，其KG值当然比高温的大。

界限体积等于外形尺寸长宽高三者之积，即VD=l*b*h, 压缩机外形尺寸由它来评定。压缩机的外形尺寸，在不同的情况下，有主次之分。当压缩机与制冷机并列安装时，其底面的长宽要求限制，以缩小占地面积；上下叠放时，往往其高度为限制尺寸，以压缩整机的高度。 ③可靠性和耐久性方面的要求

压缩机工作的可靠性是指它在规定的运转条件下所具有的不致因出现故障而影响其正常运转的能力。它主要由压缩机零件的强度刚度和耐磨性所决定。用年停车率λ来衡量。它是基于国内外数十万台家用和商用压缩机考察结果分析总结得出的。停车率是产品在一定时间间隔内的平均故障停车概率，它可通过试验的方法由下式得到

λ(t)=m/Δt(n-m)

式中 Δt--从给定时刻算起的一定时间间隔；n--进行试验的压缩机的台数；m--出现故障停车的压缩机的台数。

通常，λ(t)曲线分三个阶段。在压缩机的磨合阶段，λ值较高，进入到第二阶段，λ值几乎不变，第三阶段，λ值因零件的过度磨损而又升高。根据已有数据分析，小型压缩机工作可靠性与名义制冷量Q0n有关，机器的Q0n或尺寸增大，其年停车率也提高。

此外，封闭式压缩机要比开启式的工作可靠，因为前者取消了轴封和传动机构的缘故。转速的提高会降低机器的可靠性，但若能从结构和工艺上采取改进措施，则可靠性可保持不变。 压缩机工作的耐久性是指压缩机工作至大修以前的累计运行时间，它主要是由压缩机零件在工作中的磨损所决定的。因此压缩机的耐久性指标常用压缩机的易损件大到极限摩擦量前的运转总时间来表示。我国标准规定中小型压缩机的保修期为5000--6000h 。有些工厂，为了减少运转中的故障停车，还用限期更换易损件的方法。

全封闭式压缩机维修需隔开即可方可进行，因而其使用寿命要求更高。国外比较先进的一般达到50000h左右。

④结构工艺性方面的要求

为了节省材料和劳动量，提高生产效率，降低制造成本，减少文秀费用，需对压缩机的结构工艺进行合理的设计。

要合理选择零件的材料以及毛坯的型式和结构，使它能满足零件所要求的材质和尽可能接近零件的形状，留下合理的加工余量，便于机械加工，提高生产率正确确定压缩机的重要表面的公差配合和表面质量，充分考虑到生产实际条件，防止过分提高或不恰当的降低要求的倾向。

根据生产产品的生产规模和具体生产条件，合理确定零件的加工方法和相应的工艺过程，应使零件结构与选定的加工方法和工艺过程相适应。采用不同的装配工艺，会得到不同的装配生产率和经济效果。为此选用理的装配工艺，以保证达到机器的装配的技术要求。使压缩机的便于装拆、调整测量、起吊运输和维护修理，这是衡量其结构工艺性好坏的重要标志，设计时务必予以重视。最后应着重说明，制冷压缩机的设计和生产要循着产品系列化，零部件通用化，零件设计标准化的三化方面发展。

产品系列化

进行产品的系列化工作，以尽可能少的机型品种，进行合理的变型来满足各种用途、各种制冷量和工作温度的要求。对同一机型品种的压缩机，采用适当的方法发展成不同大小、不同用途的型号，这就是变型。 常见的变型方法如下

改变气缸数和所用工质，以获得不同的制冷量。这是目前广泛采用的

变型方法，我国制冷压缩机的系列都是按此发展而成。 改变压缩机的转速以扩大其制冷量范围。用于开启式压缩机较方便。保持缸径不变而变化行程的长短，以更好地适应不同蒸发温度和不同 制冷量的需要。

保持行程不变而变化缸径的大小，以适应不同的工质、蒸发温度和制冷量的需要。 零部件通用化

零部件通用化包括两层含义，其一：压缩机在设计中要尽可能使其主要零部件能适应于全部变型产品。其二：力图使加工零件的装备通用化，即对于一些变型产品中不通用的零件具有相同的结构特点和几何尺寸。

零件设计标准化

在压缩机的设计中要切实执行有关国家标准，采用标准和定型结构减少专用零件种类，缩短设计和试制周期，以保证产品质量。

⑤压缩机噪声方面的要求

噪声直接关系到公害问题，日益引起人们的重视。噪声指标已经成为一个重要的评价指标。 从压缩机里发出的噪声各种各样的，其频率从数十赫至一万赫以上。因此在设计时采用必要措施消除它，首先要分析其声源(以全封闭式压缩机为例)：

机械噪声

阀片在启闭时对声程限制器合阀座的冲击以及阀片在两者之间自激振荡，曲柄连杆机构由于存在气缸间隙而发生的碰击，以及压缩机零部件的共振声。 流体噪声

这是由于吸气和排气的压力脉动，电动机定子、转子中的气体流动以及机壳内气柱的共鸣等引起的。

电磁噪声

由于噪声中包含不同频率的噪声，而不同的防噪措施对不同频率的噪声的效果不同，因此首先进行频谱特性分析，进而有针对性地采用不同的减噪措施。

⑥内置电动机方面的要求

内置电动机时被置于充灌着制冷剂和润滑油的空间中，因此它和压缩机无论在工作性能、结构工艺、重量尺寸、工作可靠性和耐久性等诸方面有着直接联系。一般家用的小型压缩机采用单相感应电动机，企事业单位采用较大的压缩机则使用三相感应电动机。

封闭式压缩机用的内置电动机处了应符合一般电机的基本技术要求外，还要具备以下特点： 对压缩机的负荷变化应有良好的适应性 具有较高的功率因数和电动机效率

启动转矩大，启动性能好

电动机的材料应具有良好的耐冷却剂性、耐油性、耐热性等 耐振动冲击

防止绕组温度过高，设置过载保护装置

(3) 制冷压缩机的主要结构图

活塞环结构

活塞、活塞组结构

活塞、活塞组结构

活塞、活塞组结构

曲轴结构

连杆机构

活塞销结构

机体，机壳结构

机体，机壳结构

机壳结构

阀片原理图

阀片原理图

阀片结构

阀片结构

阀片结构

阀片结构

阀片结构

环片结构

（4）制冷压缩机的总体结构

①开启式压缩机

压缩机的曲轴的一端伸出机体，在伸出处用封闭件使轴端和机体间保持封闭，这种结构形式

的压缩机称为开启式压缩机。

开启式压缩机制冷压缩机的一般特点在于：

原动机独立于制冷系统之外，与制冷系统中的制冷剂和润滑剂脱离接触。这样原动机的损坏、维修、更换对制冷系统没有任何影响。对驱动氟里昂制冷压缩机的电动机不需耐氟的要求。 驱动电动机的冷却剂与制冷系统无关，压缩机缸盖和气缸体充分暴露在外，使吸入制冷剂蒸气的过热度减少。

在无电力供应的场合，可由发动机来驱动运转，如冷藏车、客车空调。可用于燃气机驱动的热泵系统中，达到节能的目的。

在以氨为制冷工质的制冷系统中，可用作氨压缩机。

容易拆卸维修。

可以采用改变皮带传动比的简单方法改压缩机的转速，调节制冷量。 其总体结构图示

② 半封闭式制冷压缩机

开启式压缩机的最大缺点之一是曲柄伸出机体处的轴封装置是制冷系统中容易产生泄漏的发源地。半封闭式制冷压缩机既保持了开启式制冷压缩机易于拆卸、修理的优点，同时又取消了轴封装置，改善了系统的密封性。但是，由于机体上仍然存在结合面连接处，所以不能完全消除泄漏现象。

半封闭式压缩机采用四极电动机驱动，其额定功率一般在45kW之内，最大可达100kW。气缸数为2--8个，最多12个。

半封闭式压缩机多采用气缸体-曲柄箱整体结构形式，其电机外壳往往是气缸体曲柄箱的延伸部分，以减少连接面和保证压缩机级电动机之间的同心度；只在较大的机型中，为铸造和加工方便起见才制成可分的，在连接处由法兰连接起来。曲柄箱和电机室两空间由孔相通，以利润滑油的回流。在较大的机型中，很多采用嵌入的气缸套结构。

主轴可以是曲柄轴或偏心轴的结构形式，它横卧在一对滑动和滚动主轴承上。主轴的一端总是悬臂支撑着电动机转子，或者同时也起着飞轮的作用。

半封闭压缩机中内置电动机的冷却有的用空气或水，有的用吸入低温工质蒸气。空气冷却的方式绝大多数用于风冷式冷凝机组中，这是，电机外壳周围设有足够的散热片，靠冷凝风机吹过的风冷却电动机定子。当采用水冷式冷凝器时，可向电机外壳水套中引入冷却水进行定子的冷却。用吸入工质蒸气的方式在高温工况下工作时，内置电动机因获得强烈的冷却而具

有较大的过载能力，这样可使电动机的尺寸质量有所减小，这种方式已广泛用于功率在

1.5kW以上的半封闭压缩机中。

对于小功率范围内的半封闭压缩机，其润滑往往采用离心供油方式。这种润滑方式结构简单，但当压缩机功率增大时，显得供油不足，这时应改为压力润滑方式。

要是内置电动机由吸入蒸气冷却，则必须防止吸入的工质带走大量的润滑油，增加了制冷系统的润滑油循环量，甚至引起液击事故。这时就有必要从结构上保证那些滞留在电动机底部的润滑油能及时地回到曲柄箱中去。

对于设有输气量调节机构的半封闭压缩机，有的采用液压操纵的顶开吸气阀的装置，也有用电磁阀控制的排气旁通方式。

为了保证安全运行，高低压腔之间设有安全阀，气缸上部有的采用假盖结构，在电机的绕组中往往设有内藏式温度电流过载继电器。

半封闭压缩机可以采用两台同一系列的机器对接起来的方法增大机组容量，这时，只需以圆柱形的吸气筒替换原来两台机器的电机室端盖，由它把两个电机室外壳对接在一起。 半封闭式压缩机也有单机双级压缩的变型产品。

其总体结构图示：

半封闭压缩机

③ 全封闭式制冷压缩机

全封闭式制冷压缩机是将整个压缩机电动机组支承在一封闭的钢制薄壁机壳之中而构成的制冷压缩机。这类压缩机在结构上与前面所叙述的开启式、半封闭式有明显的不同。不论是开启式还是半封闭式压缩机，它们都采用密闭气缸体——曲轴箱机体结构。全封闭式压缩机将气缸体、主轴承座和电动机座结成一性机体，大大减轻和缩小了其重量和尺寸。制冷工质和润滑油密封在密闭的机壳内。露在外面的只有吸排气管、工艺管和电源接线柱。全封闭式压缩机提高了机器的密封性，降低了振动和噪声，广泛应用于家用制冷空调和小型商用制冷机械中。其驱动功率大多在7.5kW之内，目前最大的可达22kW；缸径一般不超过60mm，气缸数1--2个居多，少数有3--4个气缸的。全封闭式压缩机大多采用二极电动机。 其总体结构图示：

第四章 压缩机的输气量调节

（1）调节原因：

制冷机负荷是随外界条件与冷却温度的要求而变化的，压缩机的输气量应该 能够适应运行条件的变化，满足所需的蒸发温度和制冷量的要求

（2）调节方法：

1） 压缩机的间歇运行

这是一种输气量调节的最简单的方法。是压缩机按时间的平均输气量能适应制冷负荷 和冷却变化的要求。这种压缩机的两位控制是用温度控制器感应冷藏室温度或被冷却介质 温度，或用压力控制器感应蒸发压力，自动控制压缩机的停车和运行。当冷藏室温度或与 之对应的蒸发压力达到下限值时，压缩机重新启动投入运行。其结果是冷藏室温度和被冷 却介质温度波动在上下限温度之间。

2） 顶开吸气阀调节输气量

顶开吸气阀调节输气量是将压缩机中某些卸载气缸的吸气阀片在卸载期内脱离阀座，使吸气阀一直处于开启位置，这样，进入气缸的气体将不会被活塞所压缩而被活塞重新推回吸气腔内，实现了该气缸停止向外输气的目的。见图:

A.油缸－－拉杆顶开机构。

B.高压直接顶开

3） 旁通调节输气量

一些采用簧片阀或其他气阀结构的压缩机不便用顶开吸气阀片来调节输气量，有时可采用压缩机排气旁通的办法来调节输气量，有在压缩机外部旁通和压缩机内部旁通两种结构形式。见图：

旁通调节结构图

4） 关闭吸气通道的输气量调节

关闭吸气管卸载是通过完全切断一些气缸与吸气通道之间的气流来实现的。

5） 变速调节输气量

改变压缩机的转速来调节其输气量是一种比较理想的方法。在双速压缩机和汽车空调压缩机就是利用这个方法。双速压缩机的电动机可以2极或4极运转，从而达到转速减半的目的。但时这样却增加了电动机的成本和结构的复杂性，妨碍了它的推广。

压缩机变频技术的开发需要克服下列技术问题：润滑系统的可靠性、气阀的可靠性、减震措施、降低噪音、电机过热以及零件的磨损等。

（2） 三种输气量调节方法的比较

虽然关闭吸气通道法的优点很明显，但是最关键是要解决好防止泄漏－－－气缸活塞间、气阀和卸载阀处的泄漏。若出现一点泄漏，气体进入气缸，由于这时气缸中的压力比高迅速导致压出的泄漏气体温度异常得高，会使压缩机排气温度和润滑油温度上升。故而此方法成败的关键决定于防止泄漏。见图：

调节方法比较图

第五章 润滑，冷却及安全保护

(1)压缩机的润滑方式：

1)飞溅润滑

2)压力润滑

A油泵供油

B离心供油

(2)润滑油的供给设备：

1)外啮合齿轮泵

2)月牙形内啮合齿轮油泵

3）内啮合转子油泵

4）离心供有油机构

（3）正确选用润滑油，对保证压缩机工作可靠性、耐久性和使用经济性、保证制冷系统 的正常工作是至关重要的。

1)润滑油的选取原则

2)润滑油的性能参数

A 粘度

粘度是润滑油最重要的参数之一，它决定了滑动轴承中油膜的承载能力、摩擦功耗和 密封面的密封能力。高粘度润滑油的承载能力大，易于保持液体润滑，但其流动阻力大， 增加了压缩机摩擦功率和启动阻力。反之，低粘度润滑油的流动阻力小，摩擦产生的热量 少，但不易形成润滑油膜，油封效果差。

B 与工质的混合性

与工质的混合性好，润滑油将在系统中自由流通，顺利返回压缩机，保证压缩机正常 润滑。反之，润滑油将在系统中产生分层现象，在循环中增大流阻，消弱传热，导致压缩 机的回油不足，从而对系统性能及压缩机的可靠性产生不良后果。

C 浊点

在给定条件下，润滑油的温度下降到某一数值时，润滑油中将开始析出石蜡，变为混 浊态，此温度称为润滑油的浊点。润滑油的浊点应该低于制冷工质的最低蒸发温度，否则 析出的石蜡会堵塞节流阀，或减弱蒸发器的传热效果。甚至会堵塞管式蒸发器的通道。

D 凝固点

在给定条件下，润滑油开始完全失去在自身重力作用下的流动性时的最高温度称为凝 固点。容易得出，此凝固点应该越低越好。

E 闪点（开口）

润滑油在开口盛油器内被加热时，所形成的油气与火焰接触，能发生闪火的最低油温 称为润滑油的闪点（开口）。它表明润滑油的挥发性。

F 化学稳定性和对系统中材料的相容性

润滑油与垫片、制冷工质、水和空气等接触时，在高温和金属的催化作用下会引起分 解、聚合和氧化等反应，生成沥青状的沉积物和焦炭。从而破坏气阀的严密性、流入系统 后会阻塞过滤器和膨胀阀通道。

G 含水量、机械杂质

润滑油中含水会引起金属及绝缘材料的腐蚀和膨胀阀的冰堵。

润滑油中的机械杂质会加速机械零件的磨损和堵塞润滑油通道，故其杂质越少越好。 H 击穿电压

对封闭式压缩机使用的润滑油应该有击穿电压的要求，因为润滑油和内置式电动机绕 组有直接接触。润滑油中含有水分、纤维、灰尘等微小杂质时，其绝缘性能会降低。一般 要求击穿电压（温度为25摄氏度时）在25KV以上

（4）压缩机的冷却

①气缸及气缸盖的冷却：

A用空气冷却。

B用水冷却。

C用低压制冷工质冷却

②封闭式压缩机中内置电动机的冷却：

A冷却方式：

B水冷却。

空气冷却。

③电机外壳绕冷却盘管。

对于全封闭式压缩机，应利用吸入的低压制冷工质进行冷却。

（5）压缩机的安全保护

1)防止液击。

A液击产生的原因

B防止液击的手段

2)压力保护

A吸、排气的压力保护

B利用安全阀

C利用安全膜片

D润滑油压差控制器

3)对于全封闭式压缩机，内置电动机的过热保护

附：实验

压缩机的装配和试运转

装配压缩机要按照一定的装配程序，就是说哪些零部件先装，哪些零部件后装，要有一个合理的次序，它能保证零部件装得进，装得正确，装得快，不出装配差错，不同类型压缩机的装配程序是否都相同呢？不一定。因为不同类型的压缩机都有其结构上的特殊方面，例如开启式、半封闭式全封闭式压缩机各有各的结构特点，因此，对于不同类型压缩机的装配，应根据具体情况作具体分析，不能一概而论。但是，也应看到，不同类型压缩机之间还是有着很多共同之处的，例如：它们终究都属于往复活塞式压缩机，都具有活塞、连杆、曲轴、汽阀等相类似的零件和机构，因此，它们的装配程序与装配要求又有很多相似的地方。具以一台典型压缩机的装配来讨论这个问题，通过它并结合亲自操作实践的体会，就能找出压缩机装配中的一般规律和要求。2F－10型压缩机是一台生产历史较长的压缩机，在长期的生产实践中已积累了一整套装置工艺方面的经验，但这毕竟还是制造厂的生产装配工艺，不一定完全适合于检修装配，但是，其中绝大部分还是很有参考意义的。附图是该压缩机的装配图。 压缩机零件在装配前，首先应对它的主要尺寸进行测量，特别是相互精确配合的运动表面尺寸，务必确信它们的配合公差都已符合图纸要求，不符合的就应对零件进行修整，无法修整的就不能使用。按测是一记录进行必要的选配。然后，可按以下程序进行装配操作。

一、清洗零件

清洗零件要经两道程序：一是喷砂，其中的是清除铁锈和氧化皮，喷砂时应用保护层遮盖各加工面，特别是精度高的更要注意防护；二是用汽油或柴油清洗，清洗前应将零件的螺孔、输油孔、气道等里面的铁屑、污物用压缩空气吹掉。清洗吹干后应立即送进烘箱干燥处理。

二、部件装

某些零件要先装成部件后才被送去进行整机装配。这些部件有：

1．活塞连杆组

将衬套压力连杆小头孔内，铰或精镗衬套内孔，使达到公差要求。在连杆大头处装上轴瓦、连杆大头盖、连杆螺钉等，并校垂直度。把活塞放在温度为100℃的油池中，加热2~3分钟后取出。将连杆小头放于活塞两销座中间，三孔对直，然后，将活塞销推进三孔中，并装上弹簧挡圈。活塞冷却后，活塞销和活塞销孔的配合具有不大的过盈。活塞环装配前，应测量切口间隙（单独放入汽缸中用塞片测量）切口间隙应为0.4~0.6毫米，小于公差范围的可用什锦平锉修整。装活塞环时，因油环处在最下面，可先装油环，再装汽环，活塞连杆组装配完毕。

2．阀板组

研磨阀板上的高低压阀线。在铸铁磨具上涂以200号金刚砂，并加上适当火油，将要磨的阀板阀线合在磨具上进行手磨或机磨，直至全部阀线磨出，且表面平整光洁，没有明显的刻良为止，然后再用抛光剂（目前采用绿油）拌冷冻机油磨光，光洁度应达▽10，最后清洗烘干。研磨阀片。环形阀片需由专用阀片磨床磨削，人工研磨有困难。将阀板。将排汽阀片、弹簧和升程限制器依次装上阀板。用火油滴在阀片表面上检查其密封性，以在规定时间内无渗漏为合格。测量阀片升程度，其大小应限在1.5±0.2毫米范围内。最后，用开口销锁紧槽形螺母，阀板组装配完毕。

3．装其它部件，如截止阀等。

三、整机装

1．装曲轴箱

把曲轴箱放在装配台，拧上3/8″出油接头及1/4″回油接头。在滤油器上装上支撑螺钉、密封橡皮垫圈，并将滤油器整个由上面插进曲轴箱底部的孔道中，转动支撑螺钉使滤油器夹紧不动，然后，旋紧支撑螺钉上的锁紧螺母，以防松开。在曲轴箱侧面，装上油面指示器。

2．装前盖

把前轴套推进前盖轴承孔中。当轴套止推面与前盖端面接近时，要转动轴套，使其凸缘上的定位孔对准端面上的定位销，并继续向前推到贴紧为止。定位销是用以防止轴套的转动。在前盖的密封面上覆上涂油石棉纸箔，并把整个前盖推进曲轴箱的前盖孔中。旋紧螺栓时要对称均匀地分几次上紧――即不要一次旋紧。这样做，为的是使密封面受压均匀，防止前盖变形。对其它盖板也应如此操作。

3．装曲轴

将曲轴箱掉头放置。在曲轴前后轴预上涂上冷冻机油，并把它从后盖孔塞进曲轴箱推入前轴承，直到推足为止。盘动一下曲轴，看是否灵活。若不灵活，要检查原因，并加以纠正。

4．装后盖和润滑油泵

在曲轴后轴颈端的偏心孔上装上传动销和油泵传动块。在后盖轴承孔中推入后轴套后，再把涂油的石棉纸箔覆上密封面，并把整个后盖推入曲轴箱的后盖孔中。注意，要把后盖上油压调节孔转到朝上位置后，再用螺栓均匀分次旋紧，每旋紧一次，都应盘动曲轴，检查是否有过松过紧现象，发现问题要及时纠正。在后盖的油泵内腔里，装入转子泵的内外转子，再装垫片和泵盖，并用螺栓旋紧。注意在旋紧泵盖螺栓时应转动曲轴，以防有轧住现象。

5．装活塞连杆组

在曲轴曲柄销上涂上一层冷冻机油。拆开活塞连杆大头盖，并将这两半合在曲柄销上。装上连杆螺栓和螺母，并把它分次均匀旋紧。转动一下连杆，若是松紧合适，转动灵活，可用开口销将螺母销紧。注意装连杆大头盖时，应核对大头边上的记号，不可装错。

6．装汽缸体

在两个活塞连杆组都装上曲轴后，接下来就可装汽缸体。先将吸气阀的升程限制器压入汽缸上的相应环槽中。在曲轴箱装汽缸体的密封面上插好定位销，覆上涂油石棉纸箔，将每只活塞上的三根汽环的切口相互错开120°，盘动曲轴使两曲拐处于一高一低的位置，然后，便可把汽缸体向曲轴箱上装。两只活塞是一先一后地塞入汽缸，汽缸壁下端的60°扩口是供套上活塞时使活塞环能自行收缩而滑进汽缸。两只活塞塞进汽缸后，便可对准两个定位销，使汽缸体和曲轴箱合上，并用螺栓分次均匀旋紧，其间，要经常转动曲轴，检查是否有过紧或卡住等现象。

7．装阀板组及汽缸盖

往吸汽阀升程限制器的弹簧座内旋转吸汽阀弹簧，再在其上放上吸汽阀片。缸顶面上覆以涂油石棉纸箔（厚0.5毫米），合上阀板组，再覆纸箔，再合上汽缸盖。其中，要注意区别高低压方向，分次均匀旋紧汽缸盖螺栓后，要盘动曲轴，检查是否有卡住现象。

8．装轴封

向密封橡皮环套上紧圈和钢壳，依次往前轴颈上套入托板、轴封弹簧、密封橡皮环和石墨摩擦环。在前盖端面覆上涂油纸箔，在石墨环磨合面上涂冷冻机油，然后将压板盖上，并推进去作弹力试验：即推进后就松手，若石墨环与压板在弹簧力的作用下能慢慢地向外弹出，则是安装正确，若弹不出，则说明紧圈箍得太紧，若弹出很快，则是紧圈太松。后面两种情况都会招致轴封泄漏，应更换紧圈，使达到第一种情况，才能把压板固紧并转动曲轴，检查安装是否正常。

石墨摩擦环与压板的摩擦面应事先研磨光洁，光洁度达▽10。

9．装吸汽过滤网、截止阀（吸排气截止阀在图4-78上并未示出）

吸汽腔的一端装涂油纸箔并装封盖盖上，用螺栓旋紧。将整台压缩机调头，从吸汽腔的另一端装入弹簧、垫圈、滤汽网和套筒，在密封面上贴涂纸箔，然后装上吸汽截止阀。再在排汽腔出口处装排汽截止阀。

10．其它

装回油嘴、弯头并用油管连接起来。在油压调节孔内装调节阀芯和螺塞。

加冷冻机油。在加油孔处加冷冻机油直至油面升到指示器的并高处。装配工作基本结束。 2F10型压缩机曲柄连杆机构的主要装配间隙[毫米]：

连杆大头轴瓦与曲柄销 0.05~0.07

前后轴承与主轴颈 0.05~0.07

连杆小头衬套与活塞销 0.01~0.03

汽缸与活塞（铝材） 0.16~0.20

活塞环切口间隙 0.4~0.6

活塞顶与阀板间直线余隙 0.75以下

四、试车运转

装配好的压缩机需要试运转。试运转有两个目的：一是使各运动件的摩擦面能互相磨合；二是校验轴封在动磨合后的汽密性，俗称真空试漏。真空试漏的具体操作如下：

将压缩机装在试车架上，接上传动机构――联轴器或三角皮带；关闭吸汽截止阀；在与吸汽腔相通处装上低压表――能指示大气压及真空度的连程表；关闭排汽截止阀；在排汽截止汽的旁通孔处接一通大气的ф6毫米铜管；启动压缩机；根据油压表的指示值转动调压阀的调节阀芯来调节油泵排油压力。空车运转时油压应调至3公斤力/厘米2左右，只能偏高不能偏低，否则会影响摩擦面的润滑。但是调得太高也是不利的，这不仅要增多功率的消耗，加速油泵转子的磨损，甚至会引起油泵损坏。

压缩机启动运转后，由于吸、排汽截止阀都被关闭，压缩机只能不断抽吸曲轴箱和吸汽腔内空气，并把它由ф6毫米筒管排入大气，曲轴箱和吸汽腔里出现愈来愈高的真空度。抽空几分种后，可将ф6毫米筒管的出口端浸入冷冻机油盘中，半小时后观其冒气泡情况：若五分钟内无气汽冒出，即表示真空试漏合格；若仍有气泡间断地或边疆地冒出，即表示压缩机有漏气，要设法纠正，直至不冒气泡为止。

真空试漏只是在一个大气压差下进行，其试漏结果的可靠性是较差的，同时用这种方法只有低压部分得到试校，高压部分是无法检查的。因此，有必要进行整台压缩机的加压充气试验，即灌入压力达10公斤力/厘米2的氮气进行试漏。氮气是由吸汽截止阀的旁通孔处灌入，这时吸、排汽截止阀都处于关闭位置，排汽截止阀的旁通孔亦用螺塞堵死。这样，在压缩机的整个内腔中，充满了高压的氮气。再将整台压缩机浸于清水池中，查看各密封面是否有气冒出，五分钟内无气泡冒出，即表示压力试漏合格。

碰到真空试漏中气泡长时间不停地冒出，而漏点难找，也可用加压充气试漏法查看，待找漏点并修整后再进行真空试漏。漏气一般多出于轴封的密封不严，但也不能忽视其它密封面可能产生的渗漏。

压缩机试漏合格，并经过一定时间的磨合后，再更换冷冻机油，便可认为试运转结束。