单螺杆制冷压缩机具有结构简单，受力平衡性好、轴承寿命长、振动小、噪声低等特点，目前已在制冷和空调工况中有很大的应用。由于应用场合和外界气候条件的变化，单螺杆制冷压缩机在设计过程中要求具有一定的制冷量调节功能以适应不同负荷工况的需要，达到节能、降耗的效果。

　　在已经完成的工作中，国内外学者对于能量调节机构以及其工作原理都进行了系列的研究，提出了很多不同的技术用于调节单螺杆制冷压缩机的冷量。日本三井精机制造的机器中最早使用薄膜式气量调节器实现冷量的调节，该机构可独立安装在进气管上，对主机结构没有影响，但是结构比较复杂，只在气量经常变动的小型螺杆压缩机中使用。随后，金光熹(1983对单螺杆制冷压缩机中使用的转动环式气量调节机构的基本结构和工作原理进行了研究，并提出了转动环设计过程中各个结构参数的确定方法。B.Zimmern(1983，2000提出了通过滑阀来调节单螺杆制冷压缩机气量的方法，并对滑阀调节机构进行了改进。之后，日本大金株式会社(28提出了一种滑阀的改造方案，即在滑阀的槽段开设凸台，利用制冷剂气体对凸台产生的压力来抑制阀体的旋转，从而保证滑阀和螺杆转子之间的间隙。在气量调节方法的理论研究方面，周雷、林强、金光熹等(1998研究了单螺杆制冷压缩机气量调节中使用的转动环式调节装置和滑阀式调节装置对压缩机内容积比、指示功率及比功率的影响。为了实现压缩机内容积比的变化的控制，以减小甚至避免附加能量损失，周雷和金光熹(1999又提出了一种分体滑阀结构，但由于其调节机构较复杂，未见其应用。2007年，美国VILTER公式提出了双滑阀气量调节机构，并申请了专利。

　　虽然双滑阀调节机构理论上可消除因过压缩造成的能量损失，但是需要用齿轮、齿条等传动机构分别控制滑阀的位移，稳定性差，故目前在单螺杆压缩机中使用较多的仍为单滑阀气量调节机构。

　　由此可见，目前单螺杆制冷压缩机使用较多的气量调节方式主要有以下几种：薄膜式、转动环式和滑阀式，而变频技术在单螺杆制冷压缩机中的使用还没有公开的研究。

　　本文针对单螺杆制冷压缩机的结构和工作特点，对于变频技术在单螺杆制冷压缩机中应用可能出现的问题进行研究，分析了压缩机启动过程中由于压缩腔内的高压力对于各个零部件强度的影响，并对比了采用变频技术后，压缩机在制冷和制热2种工况下的能耗。通过分析，指出了变频技术在单螺杆制冷压缩机中应用的技术难点，并为以后开发新技术提供依据。

　　2变频技术原理随着经济的发展，人类的生产和生活对电能的需求越来越多，因此作为绿色节能的变频技术在空调冷冻行业中的应用也正在兴起。变频调速是通过改变电机定子绕组供电的频率或者是电压从而实现转速的调节。目前在制冷机组中使用的变频技术包括直流变频和交流变频。

　　交流变频技术是通过变频器改变电源频率，从而改变压缩机的转速的一种技术。当在定子绕组上接入三相交流电时，电机转速可用公http://www.cnki.net swin矣准sw矣准swmid准swmid矣准sw矣准s问题：(3)单螺杆制冷压缩机在停机时，整个系统内的压力平衡，此时的压力为冲灌压力，该压力远远高于压缩机设计过程中的进气压力。若不卸载而直接启动，那么压缩腔内的压力将远远高于正常工况，这将对压缩机主要零部件的强度带来很大的考验。

　　2单螺杆制冷压缩机在设计完成后排气孔口的位置是固定的。而在采用变频技术对压缩机的气量进行调节来适应负荷变化时，压比也将发生变化。但是由于排气口位置固定，内容积比不可调，导致内外压比不等，这将带来额外的能量损失。

　　3启动过程中内部压力过高除了对压缩机内部零部件的结构强度产生影响之外，也将导致压缩机的启动力矩增大，电机启动负载升高。

　　4转速改变，对于轴承的运行特性也有很大影响。

　　4计算结果与分析下面针对某型号的单螺杆制冷压缩机，从上节中前2个问题的角度分析了变频技术对单螺杆制冷压缩机的工作过程产生的影响。该型号压缩机的参数如表1所示，使用的制冷剂为R134a.表1单螺杆制冷压缩机的主要参数螺杆直径星轮直径中心距星轮齿宽4.1启动过程压缩腔内高压力由于制冷量的需求，冷水机组装机完成后，当压缩机处于停机状态时，整个系统内制冷剂处于平衡状态，内部压力远高于吸气压力。而当压缩机启动时，吸入的气体为平衡态的制冷剂蒸气，其压力远远高于压缩机的额定吸气压力。传统的机械式卸载方案在调节气量的同时还能起到启动过程中卸载的作用。但是变频技术是通过改变转速来实现气量调节的，这就使得采用该种调节方案的单螺杆制冷压缩机在启动过程中存在启动压力高，各零部件受力大的特点。

　　下面我们对压缩机在启动状态和正常运行状态的受力情况进行分析。单螺杆压缩机由于其结构的特殊性一一星轮对称布置及螺杆两端由平衡孔连通，使得螺杆转子在理论上不受轴向力和径向力，因此我们在分析时重点讨论星轮受力。

　　压缩机工作过程中，星轮的作用力系如所示。气体力Fg等于同时啮合的3个星轮齿所受气体力。

　　每个星轮齿的受力为A星轮分度角准swin进气封闭角准swmid星轮齿前侧啮出齿槽时星轮转角准swout星轮齿后侧啮出齿槽时星轮转角(准sw.)―任意转角位置处工作腔内压力p吸气压力Si―第i个星轮齿啮入螺槽的面积b星轮齿宽Rsr―螺杆直径Rsw――星轮直径a中心距S―齿宽半角由可见，气体力作用于星轮齿靠近齿顶位置处，该气体力将产生一倾覆力矩。这个倾覆力矩需要靠星轮支架两端的轴承产生的力矩来平衡。

　　离利用以上公式，分别计算了正常工况和启动瞬间星轮上所受气体力和倾覆力矩，计算结果如、3所示。

　　由、3可见，在启动过程中星轮的受力远表2压缩机的工作参数参数制冷工况参数制热工况冷冻水进出口温度fc)12/7热源水进出口温度(c)15/7冷却水进出口温度(°c)30/35热水进出口5联只鹏孽4.2变工况附加能量损失单螺杆制冷压缩机在设计完成之后，排气孔口的位置是固定的。但是应用场合和外界气候条件是不断变化的，而变频技术不能实现内容积比的调节，这就使得压缩机在不同工况下运行时，会由于内外压力比不等而产生附加的能量损失。所示为不同载荷工况下压缩机的工作过程p-v图。

　　从b和0可知，当压缩机的内外压比不等时，必然存在额外的功耗损失。现在对该压缩机在制冷和制热2种工况下运行时的耗功情况进行分析。表2所示为压缩机在制冷和制热2种工况下工作的工作参数。

　　星轮转角(deg)星轮上倾覆力矩远高于压缩机正常运行时星轮的受力，最大可达到正常工况的2倍。同时由于气体力所产生的倾覆力矩需要星轮支架两侧轴承来平衡，因此轴承的负载增加。

　　基于以上分析我们可以发现，在采用变频技术进行气量调节的单螺杆制冷压缩机中，如果不设置卸荷装置，那么就需要在设计过程中提高零部件的强度和轴承的承载能力。

　　根据表2中的工作参数，对压缩机在不同转速下的耗功进行分析。现有的设计方法中，冷水机组中的制冷压缩机一般是按照制冷工况进行结构设计。因此我们针对制冷工况设计的压缩机计算了制热工况下由于内压比的变化带来的附加能量损失，计算结果如所示。

　　14W「+附加能量损失▲压缩机制热工况的附加能量损失通过与制热工况按照正常压缩工作的耗能比较发现，附加能量损失占总耗能的0.58%.由此看见，采用变频技术进行气量调节的压缩机在工况变化时由于内外容积比不同而产生的附加能量损失较小，可忽略不计。

　　5结论本文对变频技术在单螺杆制冷压缩机中的应用产生的问题进行了分析，通过分析得出以下结论：(3)采用变频技术的单螺杆制冷压缩机启动过程中，星轮受力远大于正常工况下的星轮受力，最大可达到正常工况的2倍;2应用场合和外界气候条件变化时，由于内外压力比的不平衡将产生附加的能量损失，以制冷工况为基准设计的压缩机在制热工况下运行时的附加能量损失占总耗能的0.58%.通过以上分析可见，要将变频技术应用于单螺杆制冷压缩机，首先要解决的问题是启动过程压缩腔内压力过高的问题。