壓縮腔中噴入潤滑油或其它液體。一方面，噴入的潤滑油減少了氣體的泄漏量，降低了排氣溫度另一方面，潤滑油的存在增加了粘性剪切、摩擦、攪拌和吸氣預熱等方面的損失，直接影響壓縮機的性能。本文根據噴油霧化理論，引入維勃數來評價潤滑油在壓縮腔中的霧化程度，為合理選取單螺桿壓縮機的噴油參數提供了依據。實驗中通過改變噴油量、噴油溫度和噴油孔徑等參數，得到不同噴油參數下單螺桿壓縮機的容積效率和絕熱效率，結合噴油霧化理論，對所得到的實驗數據進行了仔細的分析。實驗證明，依據維勃數來選取噴油參數是可取的。為了保證潤滑油在壓縮腔中霧化良好，所研究的單螺桿壓縮機噴油的維勃數應不小于60 .

　　單螺桿壓縮機自20世紀60年代問世以來，發展很快，尤以其力平衡性能好、摩擦損失小、容積效率高、結構簡單、操作維修方便、以及排氣脈動性小等特點，在石油化工、船舶及制冷等諸多領域得到廣泛的應用。

　　單螺桿壓縮機與其他回轉式壓縮機一樣，為了解決氣體從壓縮腔向外泄漏等問題，需要向壓縮腔中噴入潤滑油或者其他液體。噴入的油在工作腔周壁上形成一油膜層，使各泄漏通道的實際間隙減小，從而減少了氣體通過間隙向外的泄漏量，起到密封作用除此之外噴入的油呈微滴狀，與被壓縮的氣體均勻混合，起到冷卻高溫氣體、降低排氣溫度和機體溫度的作用，使壓縮機工作過程趨近于等溫壓縮過程而工作腔中噴入的油附著在基元容積的內壁上，使星輪凸齒與螺桿槽之間得以潤滑，減少了磨損，功耗也得以降低。但另一方面，油的存在增加了粘性剪切、摩擦、攪拌和吸氣預熱等方面的損失，直接影響壓縮機的性能。下面根據油的霧化機理和實驗結果對噴油參數進行分析。單螺桿壓縮機的工作原理、泄漏通道及泄漏量的詳細計算參見文獻[ 1～2] .

　　1噴油參數對單螺桿壓縮機性能影響單螺桿壓縮機的噴油參數主要包括噴油量、噴油溫度、噴油孔位置及噴油孔徑，在設計時應對這些參數進行合理選擇。如在轉速一定時，噴油量過低，噴入齒槽間的油量不足以使氣體得到良好的冷卻，不僅造成多變指數上升，而且使星輪、齒槽和殼體之間的泄漏通道所形成的油膜不穩定，氣體從工作腔向外泄漏量大，能量損失嚴重，使容積效率下降，比功率增大。隨著噴油量的增大，工作腔中氣體得以良好的冷卻，多變指數呈下降趨勢，氣體向外泄漏量逐漸減少，容積效率增大，比功率開始下降當泄漏通道間已形成穩定的油膜后，噴油量的增加對氣體泄漏量的減少影響不大，但轉子攪拌潤滑油所引起的動力損失和油氣混合物在排氣口處造成的阻力損失加大，從而抵銷了噴油量增加使比功率降低的作用，如繼續增大噴油量有可能造成比功率不降反升。另外，油的粘度大小取決于噴油溫度的高低。噴油溫度低，油的粘度大，油對壁面材料的吸附性好，泄漏通道中的潤滑油膜穩定，這對減少氣體泄漏量及壓縮過程更接近等溫過程是有利的，但油溫低，各部件之間摩擦功耗增加，各種攪拌損失增大油溫過低還會使排氣溫度過低，吸入氣體中所含有的水分在壓縮過程中析出過多，造成油的乳化，縮短了油的使用壽命。反之油溫過高對降低泄漏量、減小壓縮性能指數、減少功耗均為不利。至于噴油口位置，其主要是保證向螺槽中的噴油是在吸氣封閉之后，因為在此之前向螺槽噴油或向吸氣腔噴油會減小有效吸氣容積，增加吸氣預熱。但噴油口設在氣缸上不易采用霧化器，這樣只有通過調整噴油孔徑改變噴油速度來增加噴油的霧化效果。而噴油孔徑是與噴油量、噴油溫度相關聯的，孔徑大小關系到油的霧化程度好壞。

　　以下將綜合以上各參數來分析壓縮機工作腔中油的霧化程度及對壓縮機性能的影響。

　　2噴油霧化機理在油噴射破碎機理中起主要作用的是噴入油的粘性力、空氣阻力和油的表面張力。氣腔中空氣阻力的作用是力圖使噴入的油和分裂出的較大油滴扭曲變形。在油和空氣間相對速度作用下產生摩擦，把由于流體內部擾動而形成的凸出于液體表面的部分撕裂掉，使其脫離油流主體分散開去，在油表面張力作用下形成液滴。油的粘性力和表面張力則抵抗扭曲變形，阻止分裂，力圖維持流體和油滴完整，只有當空氣阻力的作用大于油液或油滴的粘性力和表面張力形成的內力后，才會發生分裂，直到空氣阻力與油滴具有的內力重新相平衡為止。圖1為噴射孔徑不同產生的油流分裂霧化形式。其中（1）為滴下液滴，（2）為光滑液流，（3）為波紋流，（4）為噴霧流。這里用維勃數We來判別以上霧化形式，計算式如下：其中：ρ：油的密度，kg/m：壓縮工質密度，：噴油速度，m/sσ：油滴表面張力，N/m ：噴油孔徑， m .

　　當維勃數We 20時，油滴可具有細小球形粒狀，即圖1中的噴霧流。我們要求在壓縮機工作腔中油的霧化應呈噴霧流形式，油滴呈細小球形粒狀。即使同為噴霧流，但油滴直徑大小對油在壓縮腔內的霧化好壞也有影響，其計算公式為其中：d：油滴直徑，m g：重力加速度，m/s運動粘度，m下面就不同噴油孔徑、噴油量及噴油溫度下對單螺桿壓縮機的容積效率和絕熱效率進行測試，以期找到噴油參數的選取范圍，同時驗證上述理論分析的正確與否。

　　3實驗結果及分析實驗所用的單螺桿壓縮機的參數：額定排氣量/min ，螺桿和星輪直徑均為120mm ，設計轉速3000r/min ，潤滑油為透平30油。

　　一般在設計中求取噴油孔徑大小是以螺桿外圓速度作為噴油速度，按排氣量的1 作為噴油量來設計的，這種選取是憑經驗，缺少理論依據，對于單螺桿壓縮機來講不一定合理。如噴油溫度為45℃時，在不同轉速下，把按以上方法得到的噴油溫度、噴油量和噴油孔徑等數據代入式（1）、（2），計算其維勃數和油滴大小，結果如表1 .在轉速為2000r/min時，噴入的油不是噴霧流，而轉速為2500r/min、3000r/min時，油的霧化形式雖已為噴霧流形式，但油滴直徑過大，油流霧化很差。因此采用這種方法來選取噴油量、噴油孔徑等參數是不合理的。

　　轉速/噴油速度/噴油孔徑/維勃數油滴直徑/因為單螺桿壓縮機中，電機多同壓縮機直接聯接，這樣機器體積小，減少了變速傳動機構，故這里以轉速3000r/min為主要分析對象，實驗中噴油孔西安石油學院學報（自然科學版）為轉速3000r/min、噴油溫度為45℃時的容積效率、絕熱效率與噴油量的關系曲線圖?？梢钥吹角€都隨噴油量的增加由較陡趨于平緩。以圖2、圖3中噴油孔徑Υ2 .0mm所對應的曲線為例，噴油量從4L/min增加到10L/min ，其容積效率增加了約10 ，絕熱效率約為12 ，而噴油量從9L/min增加到16L/min ，容積效率僅增加了約3 ，絕熱效率幾乎不變。噴油孔徑為Υ2 .0mm、Υ1 .6mm所對應的曲線大約在噴油量在10L/min時，曲線開始變平坦，其螺桿和星輪間已經形成穩定油膜，氣體向外泄漏量大為減少。而噴油量繼續增加，其所需背壓要加大，油泵功耗及管道阻力損失隨之增加，對提高絕熱效率不利，而Υ3 .0mm時，壓縮機的效率值太低。根據以上數據分別計算它們的維勃數和油滴直徑，如霧化為噴霧流形式。只是Υ3 .0mm時的油滴直徑過大，油的霧化情況較差，Υ2 .0mm、Υ1 .6mm的油滴直徑比Υ3 .0mm的小得多，霧化情況好。

　　噴油孔徑/噴油量/噴油速度/維勃數油滴直徑/在噴油量為10L/min處，作噴油溫度為45℃時的容積效率、絕熱效率與噴油孔徑的關系曲線，如圖4、圖5所示，從圖上看到，噴油孔徑Υ3 .0mm時的容積效率和絕熱效率比Υ2 .0mm、Υ1 .6mm的低。

　　噴油孔徑Υ3 .0mm的容積效率比噴油孔徑Υ2 .0的低約4 ，絕熱效率低約5 左右，說明此時油的霧化差，氣體向外泄漏嚴重。而Υ2 .0mm、Υ1 .6mm的效率值相差不大，但此時它們所需的噴油背壓分別為4M Pa和6M Pa .壓縮機工作時所需的噴油背壓是靠油氣分離器中的壓力來保證的，在效率值相近的情況下，建議噴油孔徑選取較大值，以降低實際運行中的噴油壓力，對本次實驗用壓縮機，噴油量應在10～12L/min范圍內為好。此外，對不同噴油溫度下的效率值進行了測試，圖6為轉速3000r/min ，噴油量為10L/min時，容積效率、絕熱效率與噴油溫度的變化曲線，看到，油溫低，氣體泄漏少，容積效率高。在油溫高時，絕熱效率很低，這是因泄漏量大所造成的，隨著油溫變小，絕熱效率逐漸增大，但趨勢變緩。噴油溫度低對容積效率的提高始終是有利的，對絕熱效率就存在一個泄漏損失和摩擦、攪動損失所占比例大小的問題，當間隙內形成穩定油膜后，降低噴油溫度對泄漏的改善效果不顯著，而其他不利因素對絕熱效率的影響加大，如圖6所示，在油溫為303K時的絕熱效率值反而比油溫為308K時的絕熱效率低，就是這一緣故。噴油溫度的選取還要林強等：單螺桿壓縮機噴油霧化的理論分析和實驗研究綜合其他一些因素，如為減小油冷凝器的體積及冷卻形式為風冷的情況下，油溫應取高一點再如螺桿與星輪間間隙過大其噴油溫度應取低一些。從實驗結果分析看出，噴油參數的選取好壞對壓縮機工作腔中油的霧化影響很大，直接影響了壓縮機的性能。

　　對這種小型單螺桿壓縮機，噴油速度不應太小，應比螺桿外圓速度大，噴油孔徑應取適當，不能太小。噴油參數的選取應保證油在壓縮腔中霧化良好，從以上實驗結果分析，噴油的維勃數應不小于60 .

　　4結論1）噴油參數對單螺桿壓縮機性能影響很大。從實驗結果可以看出，僅靠經驗來選取噴油參數的方法不適用于本機器，由維勃數來判定噴油霧化的好壞，從而確定噴油參數的方法是合理的，它為壓縮機的設計提供了更為可靠的理論依據。

　　2）從容積效率和絕熱效率與噴油參數的關系曲線中可以看出，當效率曲線變為平坦后，繼續增加噴油量對提高壓縮機的效率影響不大，而所需的噴油壓力卻隨之增大，管道阻力也加大。噴油溫度也應適度選取，如油溫過低，會造成油的粘性阻力加大，使絕熱效率降低。實驗結果與在第二節中對噴油參數的理論分析是相吻合的。