新型無油渦旋壓縮機(jī)性能

彭 斌 趙生顯 李要紅

蘭州理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，蘭州，730050

0 引言

渦旋壓縮機(jī)是繼離心式壓縮機(jī)、往復(fù)式壓縮機(jī)、螺桿式壓縮機(jī)之后出現(xiàn)的第4代容積式壓縮機(jī)，無油渦旋壓縮機(jī)采用新的散熱形式，用托盤來隔絕壓縮機(jī)工作腔和曲軸傳動系統(tǒng)，使得曲軸傳動系統(tǒng)可以采用脂潤滑而不會影響工作腔的無油狀態(tài)，通過成對的角接觸球軸承來平衡氣體力，它又稱為新型容積式壓縮機(jī)。隨著全球氣候問題的日益嚴(yán)重和不可再生資源的短缺，節(jié)能、減排、新能源的開發(fā)利用已成為當(dāng)今世界各國研究的重要課題之一。 “十三五”發(fā)展規(guī)劃將綠色發(fā)展作為一種全新的發(fā)展理念，同時(shí)加大實(shí)施新能源汽車推廣計(jì)劃，提高電動車產(chǎn)業(yè)化水平，作為新能源汽車氣源動力的無油壓縮機(jī)也必將得到迅猛發(fā)展[1]。新能源汽車無油壓縮機(jī)要求質(zhì)量小、體積小、高比功率，而且能在不同的工況下保持高效、穩(wěn)定的工作狀態(tài)。

為了獲得高效的運(yùn)轉(zhuǎn)效率和可靠性，一般都在壓縮機(jī)腔體中噴入潤滑油，噴入的潤滑油可以在渦旋齒和渦旋盤底面形成一定厚度的油膜，形成的油膜可以起到密封渦旋壓縮機(jī)軸向和徑向間隙的作用，同時(shí)，噴入的潤滑油還能帶走壓縮腔內(nèi)的熱量，降低渦旋壓縮機(jī)的溫度。渦旋壓縮機(jī)作為制冷壓縮機(jī)和有油潤滑空氣壓縮機(jī)，技術(shù)已趨近成熟，產(chǎn)品已能穩(wěn)定運(yùn)行，但在食品、醫(yī)藥、紡織和新能源汽車等領(lǐng)域，壓縮空氣是絕對不能含油的。目前有兩種方法來獲得無油壓縮空氣：1采用高性能過濾器，盡可能實(shí)現(xiàn)無油，但增加油氣分離器會導(dǎo)致系統(tǒng)龐大，同時(shí)壓縮氣體中含有的潤滑油凝結(jié)在壓縮系統(tǒng)中的其他設(shè)備上，會影響其正常工作；2采用無油渦旋壓縮機(jī)，由于無油渦旋壓縮機(jī)自身的優(yōu)良結(jié)構(gòu)特性，它在新能源汽車應(yīng)用上具有其他壓縮機(jī)無法比擬的優(yōu)勢。

在無油渦旋壓縮機(jī)領(lǐng)域，有很多學(xué)者也進(jìn)行了相關(guān)的研究工作。LAI等[1]設(shè)計(jì)并測試了用于電動汽車的一種無油渦旋壓縮機(jī)，指出軸向和徑向間隙對無油渦旋壓縮機(jī)的性能影響非常大[2]；ZHAO等[3]對用于燃料電池汽車的噴水無油渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了詳細(xì)的性能研究；房師毅等[4]在未考慮介質(zhì)與渦旋齒換熱的情況下，計(jì)算了新型無油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)過程；WANG等[5]設(shè)計(jì)開發(fā)了用于航空航天領(lǐng)域的制冷無油渦旋壓縮機(jī)，建立了熱力學(xué)模型，并對樣機(jī)的性能進(jìn)行了研究；YANAGISAWA等[6]對無油渦旋壓縮機(jī)的容積效率和總效率進(jìn)行了詳細(xì)研究； SHAFFER等[7]分別設(shè)計(jì)了一種塑料和金屬材質(zhì)的新型無油渦旋壓縮機(jī)，并對其兩者的性能進(jìn)行了對比研究，相對金屬材質(zhì)，塑料材質(zhì)對溫度更加敏感，但加工精度要求低，同時(shí)成本也相對較低；李超等[8]從運(yùn)動學(xué)和機(jī)構(gòu)學(xué)的角度對小曲拐進(jìn)行受力分析，得到了3個(gè)小曲拐在不同曲軸轉(zhuǎn)角下的變形和應(yīng)力狀態(tài)。王俊亭[9]對風(fēng)冷無油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)及渦旋盤的變形進(jìn)行了詳細(xì)分析。

目前無油渦旋壓縮機(jī)采用噴水潤滑或通過保證渦旋齒精度、渦旋齒間的間隙和改進(jìn)散熱系統(tǒng)來獲得高性能[10-11]。由于采用噴水潤滑需要相應(yīng)的水循環(huán)，一般在工業(yè)應(yīng)用中采用較少；而通過提升渦旋齒精度、保證渦旋齒間的間隙和改進(jìn)散熱系統(tǒng)就成為目前工業(yè)中普遍采用的手段。針對目前無油渦旋壓縮機(jī)的研究現(xiàn)狀、工作特點(diǎn)和存在的不足，研制開發(fā)了一種新型無油渦旋壓縮機(jī)并對其熱力學(xué)模型和試驗(yàn)進(jìn)行了詳細(xì)研究。依據(jù)新型無油渦旋壓縮機(jī)的幾何模型，基于熱力學(xué)第一定律、質(zhì)量守恒定律和氣體狀態(tài)方程，綜合考慮工作腔的兩種內(nèi)泄漏以及吸氣加熱模型，構(gòu)建了整機(jī)的熱力學(xué)模型。通過試驗(yàn)定量化研究了無油渦旋壓縮機(jī)的性能特性。

1 幾何模型

1.1 無油渦旋壓縮機(jī)的基本原理

本文研制開發(fā)的新型無油渦旋壓縮機(jī)樣機(jī)結(jié)構(gòu)見圖1。靜盤和動盤均為單渦旋齒結(jié)構(gòu)，相位角相差180°安裝，且其背部分布有散熱片。靜盤的背面設(shè)有一個(gè)端板，與靜盤的散熱片構(gòu)成了一個(gè)氣流通道，在動盤的背面設(shè)有一個(gè)托盤，與動盤的散熱片形成了一個(gè)氣流通道。渦旋齒的齒頂加裝自潤滑式摩擦副，托盤上安裝有小曲拐，目的是防止動盤的自轉(zhuǎn)。小曲拐上分別帶有自潤滑的密封軸承，靜盤通過螺栓固定在支架體上，動盤在靜盤和支架之間平動。動盤中心連接主軸，動盤在主軸的帶動下旋轉(zhuǎn)，主軸上裝有帶風(fēng)罩的冷卻風(fēng)輪，風(fēng)罩與風(fēng)輪形成氣流通道。皮帶輪帶動冷卻風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)，將樣機(jī)內(nèi)部產(chǎn)生的熱量排出到外界。

圖1 無油渦旋壓縮機(jī)Fig.1 Oil-free scroll compressor

1.2 型線基本方程及幾何參數(shù)

采用圓漸開線推導(dǎo)出渦旋盤的型線方程，則圓漸開線基準(zhǔn)線方程：

(1)

式中，rb為基圓半徑；φ為漸開線的展角。

基線確定后，根據(jù)法向等距曲線的特點(diǎn)[6]，確定渦旋盤的內(nèi)外側(cè)型線方程。內(nèi)圈圓漸開線方程為

(2)

式中，α為漸開線的發(fā)生角。

外圈圓漸開線方程為

(3)

根據(jù)上述渦旋型線方程，結(jié)合表1中所列出的幾何參數(shù)， 運(yùn)用基線法生成等截面渦旋內(nèi)外圈的型線見圖2。

表1 渦旋壓縮機(jī)的幾何參數(shù)

圖2 無油渦旋壓縮機(jī)型線Fig.2 Oil-free scroll compressor profile

1.3 工作腔容積變化分析

工作腔容積的變化依據(jù)單一腔體從吸氣開始到排氣結(jié)束的容積來計(jì)算[12]。

(1)吸氣腔容積。當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角θ∈(0,2π)時(shí)，渦旋壓縮機(jī)處于吸氣狀態(tài)，吸氣腔打開，動渦盤隨著偏心主軸的轉(zhuǎn)動將氣體吸入吸氣腔。吸氣腔容積

Vs=rbRoH[θ(2φe-θ-π)-2(φe-π+α)·

(4)

(2)壓縮腔容積。以圓漸開線作為基線所形成的渦旋齒，則腔體內(nèi)部的容積

(5)

式中，i為壓縮腔個(gè)數(shù);P為渦旋體節(jié)距。

(3)排氣腔容積。隨著曲軸的轉(zhuǎn)動，當(dāng)轉(zhuǎn)過6π+θ*弧度時(shí)，第二壓縮腔與中心排氣腔相連通成為一個(gè)腔體。當(dāng)θ∈(6π+θ*,8π)時(shí)，渦旋壓縮機(jī)開始對剛剛壓入中心排氣腔的氣體進(jìn)行排氣，排氣腔容積

(6)

隨曲軸的轉(zhuǎn)動，當(dāng)θ∈(8π,8π+θ*)時(shí)，排氣角打開，進(jìn)入排氣階段，腔內(nèi)的容積

(7)

(8)

2 熱力學(xué)模型

建立無油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)模型，需充分考慮吸氣加熱和工作腔之間的傳熱模型，以及徑向泄漏和切向泄漏兩種內(nèi)泄漏對熱力學(xué)模型的影響，揭示氣體在實(shí)際工作狀況下的變化規(guī)律。

2.1 基本方程

在工作狀態(tài)下，腔內(nèi)氣體的溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的基本方程為[13]

(9)

腔內(nèi)氣體質(zhì)量隨曲軸主軸轉(zhuǎn)角變化的基本方程為

(10)

2.2 傳熱

存在溫差的環(huán)境中必然會發(fā)生熱傳遞現(xiàn)象，熱傳遞有熱傳導(dǎo)、熱對流、熱輻射三種方式。介質(zhì)氣體進(jìn)入吸氣腔后，介質(zhì)氣體與腔內(nèi)發(fā)生比較復(fù)雜的熱傳遞過程，為了簡化傳熱模型，忽略熱傳導(dǎo)和熱輻射，只考慮熱對流現(xiàn)象。

2.2.1吸氣加熱

吸氣按照流體在管內(nèi)熱對流來計(jì)算，采用Dittus-Boelter方程，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)[14]

hc=0.023κRe0.8Pr0.4/dp

(11)

式中，κ為熱導(dǎo)率；dp為管徑；Re為雷諾數(shù)；η為流體黏度；cp為介質(zhì)的定壓質(zhì)量熱容；Pr為普朗特?cái)?shù)。

被壓縮的氣體從吸氣口進(jìn)入工作腔內(nèi)部的溫度為

(12)

式中，Tp為吸氣管溫度；Ts,o為介質(zhì)進(jìn)入吸氣管的溫度；Lp為吸氣管長度。

則介質(zhì)氣體與輸氣管的傳熱量

(13)

2.2.2工作腔傳熱

對于無油渦旋壓縮機(jī)，在建立傳熱模型時(shí)不考慮潤滑油的溫度對渦旋齒的影響以及潤滑油和渦旋齒之間的傳熱模型。采用螺旋板式換熱器平均對流模型來計(jì)算氣體與渦旋齒的傳熱過程，則渦旋盤的熱交換系數(shù)[15-16]

[1+8.48(1-exp(-5.35St))]

(14)

式中，St為斯特勞哈爾數(shù)；Raver為平均半徑。

其中，當(dāng)量直徑Def定義為工作腔容積與渦旋齒壁的比值：

Def=4V/A

(15)

式中，A為工作腔面積。

則當(dāng)量半徑定義為

(16)

式中，φk、φk-1分別為工作腔兩端的漸開角。

2.2.3傳熱面積

渦旋齒之間的傳熱面積在漸開角為φk到φk-2π范圍內(nèi)的表達(dá)式

dA=hcrb(φ-φ0)dφ

(17)

則渦旋盤底部的傳熱面積的表達(dá)式

(18)

氣體在渦旋齒、渦旋盤底部的換熱量，在任意工作腔中的表達(dá)式[17]

(19)

式中，Tscr(φ)為中間溫度；T(k,j)為第k工作腔在θj的溫度；dA為傳熱面積。

2.3 泄漏

渦旋壓縮機(jī)存在兩種不同的泄漏模型，即通過軸向間隙的徑向泄漏和通過徑向間隙的切向泄漏。對于壓縮機(jī)的兩種內(nèi)泄漏分析，可以得到徑向泄漏面積[18]

(20)

式中，L為徑向泄漏線長度；δr為徑向泄漏間隙；pH為高壓側(cè)壓力；pL為低壓側(cè)壓力。

δr可以寫成關(guān)于壓力比的線性函數(shù)：

δr=1.1×10-6(pd/ps)+10-6

(21)

式中，pd為排氣腔壓力；ps為吸氣腔壓力。

切向泄漏面積

Af=Hδf(pH,pL)

(22)

軸向泄漏間隙δf也可寫成關(guān)于壓力比的線性函數(shù)：

δf=-9.615×10-5(pH/pL-1.67)+20×10-6

(23)

渦旋壓縮機(jī)的泄漏可以抽象成為一種噴嘴模型，在模擬計(jì)算工質(zhì)氣體為空氣，則腔體內(nèi)氣體的質(zhì)量流量[19]

(24)

(25)

式中，ψ為流動系數(shù)；As為截面面積；ρH為高壓側(cè)密度；γ為壓縮指數(shù)。

2.4 理論排氣量

渦旋壓縮機(jī)的理論排氣量Qh為行程容積V0與轉(zhuǎn)速nc的乘積：

(26)

式中，ηv為容積效率；Qg為實(shí)際排氣量，m3/min；nc為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速；N為渦旋型線的任意圈數(shù)；θS為吸氣結(jié)束角；int(N)為N的取整函數(shù)。

2.5 軸功率

新型無油渦旋壓縮機(jī)的軸功率[20]

(27)

式中，n為曲軸轉(zhuǎn)速；t′為曲軸旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間；Tshaft為曲軸轉(zhuǎn)矩。

3 模擬分析

依據(jù)構(gòu)建的新型無油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)模型，借助Fortran和MATLAB軟件對模型進(jìn)行編程求解，新型無油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型的求解流程見圖3。輸入無油渦旋壓縮機(jī)的幾何參數(shù)，采用積分法編程求解容積隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。基于熱力學(xué)第一定律和能量守恒方程，綜合考慮工作腔內(nèi)部的兩種內(nèi)泄漏模型以及吸氣加熱和工作腔之間的兩種傳熱模型，采用歐拉法計(jì)算在不同的傳熱量和泄漏量的情況下，工作腔內(nèi)部氣體的質(zhì)量、溫度和壓力隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，進(jìn)一步研究和探索不同的傳熱量和泄漏量對新型無油渦旋壓縮機(jī)性能的影響規(guī)律。

圖3 熱力學(xué)模型的求解流程Fig.3 Thermodynamic model of the solution process

3.1 工作腔容積變化規(guī)律

無油渦旋壓縮機(jī)工作腔容積的變化曲線見圖4。氣體從吸氣口進(jìn)入吸氣腔，直至吸氣腔閉合，完成一次吸氣過程。容積的變化是先增加到最大值2.139×105mm3，然后略微減小。隨主軸轉(zhuǎn)角的增大，腔內(nèi)的氣體連續(xù)被壓縮，此時(shí)容積不斷減小，直至主軸轉(zhuǎn)角達(dá)到排氣角時(shí)，壓縮機(jī)開始排氣。排氣腔內(nèi)的容積進(jìn)一步減小，直到排氣結(jié)束，完成整個(gè)吸氣-壓縮-排氣全過程。從圖4中可以明顯看出，壓縮腔內(nèi)容積是一個(gè)連續(xù)變化的過程，其容積變化率可以直觀地反映在圖5中。

圖4 容積隨主軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.4 Volume variety with the spindle angle

圖5 容積變化率Fig.5 Volume variety rate

工作腔的容積變化率見圖5。在吸氣階段，容積變化較快；在壓縮過程中，容積的變化率基本保持不變；而在排氣階段，容積的下降速率很快，這是由于排氣孔口已經(jīng)打開，高溫高壓的氣體迅速排出到外界。

3.2 工作腔壓力變化規(guī)律

工作腔內(nèi)壓力的變化曲線見圖6。在吸氣結(jié)束前，不考慮傳熱和泄漏，壓力幾乎保持不變。隨著工作腔內(nèi)的容積的繼續(xù)減小，氣體的壓力不斷增大。在僅考慮傳熱的情況下，壓力的變化幅度最大，為101～780 kPa。不考慮泄漏的壓力變化比考慮泄漏的變化更大，這是因?yàn)樵诓豢紤]泄漏的影響時(shí)，質(zhì)量流量比是一常數(shù)，導(dǎo)致壓力瞬間達(dá)到最大值。排氣孔剛打開的瞬間，壓力會出現(xiàn)突變，隨著排氣孔完全打開，壓力基本上維持在某一穩(wěn)定的數(shù)值，在排氣階段，傳熱和泄漏對壓力的變化影響不大。

圖6 壓力隨主軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.6 Pressure changes with the spindle angle

3.3 工作腔溫度變化規(guī)律

工作腔內(nèi)溫度的變化曲線見圖7。氣體在進(jìn)入壓縮機(jī)的吸氣腔前，吸氣管道對氣體有吸氣加熱的效果，會有2～3oC的溫升變化。在壓縮階段，僅考慮傳熱的情況下，溫度的變化最大，從17 ～187oC變化?？紤]熱傳遞的影響時(shí)的溫度比未考慮熱傳遞時(shí)的溫度更高，這是由于工作介質(zhì)吸收從高壓側(cè)傳遞給渦旋齒壁面的溫度，導(dǎo)致溫度升高。在排氣階段，溫度的變化和壓力變化類似，先增大后略微減小，最終保持恒定。

圖7 溫度隨主軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.7 Temperature variety with the spindle angle

3.4 工作腔質(zhì)量變化規(guī)律

工作腔內(nèi)質(zhì)量變化曲線見圖7。在吸氣終了時(shí)刻，同時(shí)考慮傳熱和泄漏的質(zhì)量最小，不考慮傳熱和泄漏時(shí)的質(zhì)量最大。由于工作腔內(nèi)存在泄漏，導(dǎo)致質(zhì)量不斷減小。在不考慮泄漏時(shí)，壓縮腔內(nèi)的質(zhì)量保持一恒定值，直到排氣孔口打開，質(zhì)量迅速減小。僅考慮泄漏時(shí)，質(zhì)量先略微增大，后整體減小。在壓縮過程中，由于徑向泄漏較大，使得在考慮泄漏的影響時(shí)，質(zhì)量急劇減小，同時(shí)考慮傳熱和泄漏時(shí)的質(zhì)量是最小的。介質(zhì)進(jìn)入排氣腔，隨排氣孔的打開，腔內(nèi)的質(zhì)量也迅速減小，直至排氣結(jié)束。

圖8 質(zhì)量隨主軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.8 Mass changes with the spindle angle

4 試驗(yàn)

為驗(yàn)證新型無油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，分析不同工況下整機(jī)的性能，本文研制開發(fā)了新型無油渦旋壓縮機(jī)的樣機(jī)，測量在不同排氣壓力下排氣溫度、功率以及排氣量的變化，來評價(jià)樣機(jī)的性能是否達(dá)到設(shè)計(jì)要求，能否滿足工業(yè)應(yīng)用的要求。測試樣機(jī)實(shí)物見圖9a，依據(jù)測試系統(tǒng)原理圖(圖9b)搭建了無油渦旋壓縮機(jī)的測試平臺，并將模擬與測試數(shù)據(jù)進(jìn)行了對比。本試驗(yàn)數(shù)據(jù)的測試是嚴(yán)格參考最新版的GB/T 3853-1998《容積式壓縮機(jī)驗(yàn)收試驗(yàn)》和GB 19153-2009《容積式空氣壓縮機(jī)能效限定值及能效等級》標(biāo)準(zhǔn)執(zhí)行的。

圖9 測試樣機(jī)及測試平臺Fig.9 Test platform

不同壓力條件下，溫度隨主軸轉(zhuǎn)速的變化曲線見圖10?？梢钥闯?，當(dāng)排氣壓力相同時(shí)，隨主軸轉(zhuǎn)速的增大，排氣溫度不斷升高。在主軸達(dá)到相同轉(zhuǎn)速時(shí)，隨排氣壓力的增大，排氣溫度也不斷上升。

圖10 不同壓力條件下溫度隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.10 Temperature variety with speed under different pressure

排氣壓力為0.2 MPa時(shí)，模擬與試驗(yàn)排氣量的比較見圖11。轉(zhuǎn)速較低時(shí)，模擬計(jì)算的排氣量與試驗(yàn)測得的數(shù)據(jù)之間存在較大偏差，這是由于在低轉(zhuǎn)速時(shí)，氣體在腔體內(nèi)停留的時(shí)間較長，有一部分氣體發(fā)生泄漏；而在高轉(zhuǎn)速時(shí)，吸入的氣體快速排出到外界，因此，高轉(zhuǎn)速時(shí)模擬與試驗(yàn)測得的數(shù)據(jù)比較接近。測試數(shù)據(jù)表明，在構(gòu)建熱力學(xué)模型的過程中，對兩種泄漏模型以及傳熱模型的分析是合理的。

圖11 試驗(yàn)與模擬排氣量的比較Fig.11 Comparison of test and simulated displacement

不同壓力條件下，排氣量隨主軸轉(zhuǎn)速的變化曲線見圖12?？梢钥闯?，當(dāng)排氣壓力相同時(shí)，隨主軸轉(zhuǎn)速的增大，排氣量不斷增大。在主軸達(dá)到同一轉(zhuǎn)速時(shí)，隨著排氣壓力的持續(xù)增大，排氣量略微減小。由圖12可知，排氣壓力對排氣量的影響較小，不同排氣壓力下，排氣量的變化幅度不大。

圖12 不同壓力條件下排氣量隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.12 Displacement variety with speed under different pressure

模擬與試驗(yàn)軸功率的比較見圖13。隨轉(zhuǎn)速的增大，模擬軸功率與試驗(yàn)測得的數(shù)值均呈增大的趨勢，且兩者的誤差相對較小，從而驗(yàn)證了熱力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

圖13 模擬與試驗(yàn)軸功率比較Fig.13 Comparison of simulation and test shaft power

不同壓力條件下功率隨轉(zhuǎn)速的變化曲線見圖14?？梢钥闯?，在排氣壓力相等的情況下，隨主軸轉(zhuǎn)速的增大，功率不斷增大；同一主軸轉(zhuǎn)速下，隨排氣壓力的增大，功率也逐漸增大。

圖14 不同壓力條件下功率隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.14 Power variety with speed under different pressure

5 結(jié)論

(1)綜合考慮徑向泄漏和切向泄漏以及吸氣加熱和對流傳熱模型，建立了無油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)模型。

(2)采用歐拉法對建立的熱力學(xué)模型求解，得到了氣體在不同傳熱和泄漏條件下的溫度、壓力和質(zhì)量的變化規(guī)律。

(3)通過對建立的熱力學(xué)模型計(jì)算得出：傳熱對壓力和溫度的變化影響最大，而泄漏對質(zhì)量的變化影響最大。相比有油的渦旋壓縮機(jī)，無油渦旋壓縮機(jī)具有更高的功率。

(4)測試結(jié)果表明：在不同的排氣壓力下，溫度、功率變化幅度較大，而排氣量的變化幅度較小。該試驗(yàn)數(shù)據(jù)對新型無油渦旋壓縮機(jī)的研究和性能分析具有一定的指導(dǎo)和借鑒作用。研究結(jié)果可為無油渦旋壓縮機(jī)的理論研究及原創(chuàng)型的新能源汽車供氣系統(tǒng)研制方面提供基礎(chǔ)和技術(shù)儲備，真正實(shí)現(xiàn)能源的高效利用。