無(wú)油渦旋空壓機(jī)熱力過(guò)程數(shù)值模擬及分析

李曉然，鐘 華，杜 鑫，楊 旭

（西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，陜西西安 710049）

1 引言

渦旋壓縮機(jī)與其他類型的容積式壓縮機(jī)相比，擁有易損件少、重量輕、體積小；氣體的流動(dòng)損失較小；容積效率較高等優(yōu)良特性。隨著渦旋壓縮機(jī)應(yīng)用場(chǎng)合的拓展，許多都要求運(yùn)行工質(zhì)無(wú)污染，因此，無(wú)油渦旋壓縮機(jī)成為了諸多專家和學(xué)者的重點(diǎn)研究領(lǐng)域。

趙遠(yuǎn)揚(yáng)等人[1]結(jié)合噴水無(wú)油渦旋空壓機(jī)的換熱和工作特性，建立了熱力學(xué)模型，并通過(guò)模擬計(jì)算分析了轉(zhuǎn)速和噴水量對(duì)性能的影響，找到了一種接近等溫壓縮的工況條件。李海生等人[2]根據(jù)無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的特點(diǎn)，分析了其冷卻系統(tǒng)各部分的散熱量，對(duì)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行檢測(cè)和控制，從而得到了潤(rùn)滑油溫度和靜盤(pán)溫度隨噴水量的變化規(guī)律。肖根福等人[3]針對(duì)無(wú)油渦旋壓縮機(jī)建立了較為完整的熱力學(xué)仿真模型，并利用局部彈性變形與網(wǎng)格重劃的CFD動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行了二維和三維的流場(chǎng)模擬，展示了渦旋壓縮機(jī)工作過(guò)程中壓縮腔內(nèi)的流動(dòng)規(guī)律。王俊亭[4]分析了渦齒和散熱區(qū)域溫度分布規(guī)律，得到了風(fēng)冷式無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的動(dòng)盤(pán)、小曲拐、主軸和機(jī)架的作用力及力矩變化過(guò)程，并以減少泄漏為目標(biāo)，根據(jù)渦旋盤(pán)的形變情況提出了渦齒修正方法。Peng Bin等人[5，6]綜合考慮了渦旋壓縮機(jī)的傳熱過(guò)程和氣體泄漏過(guò)程，構(gòu)建數(shù)學(xué)模型對(duì)無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)工作過(guò)程進(jìn)行分析，并采用實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該數(shù)學(xué)模型的可靠性。

無(wú)油渦旋壓縮機(jī)，由于渦盤(pán)散熱方式的改變，簡(jiǎn)單的理論計(jì)算不能滿足壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)的準(zhǔn)確計(jì)算，為了更好地指導(dǎo)壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與樣機(jī)研制，有必要借用數(shù)值模擬方法對(duì)壓縮機(jī)的熱力過(guò)程和內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行較為精確的計(jì)算。目前國(guó)內(nèi)的研究機(jī)構(gòu)對(duì)無(wú)油渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了大量的研究，但是當(dāng)前對(duì)于無(wú)油渦旋壓縮機(jī)在不同實(shí)際工況下，流場(chǎng)的數(shù)值模擬分析還較為欠缺。為了進(jìn)一步提高無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)及研制水平，依托車用無(wú)油空氣渦旋壓縮機(jī)的研發(fā)項(xiàng)目，采用PumpLinx計(jì)算軟件，對(duì)壓縮機(jī)熱力過(guò)程和內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行三維瞬態(tài)數(shù)值模擬，得到壓縮工作過(guò)程中工作腔內(nèi)的壓力、溫度和速度分布，并結(jié)合仿真結(jié)果分析對(duì)壓縮機(jī)性能的影響。

2 基本參數(shù)和數(shù)值方法

2.1 基本參數(shù)

無(wú)油渦旋壓縮機(jī)主要部件有動(dòng)渦盤(pán)、靜渦盤(pán)、主軸和殼體等。本文采用圓的漸開(kāi)線作為渦旋型線，并對(duì)渦圈的始端采用對(duì)稱圓弧加直線修正。

無(wú)油渦旋壓縮機(jī)基本參數(shù)，見(jiàn)表1。

表1 無(wú)油渦旋壓縮機(jī)基本參數(shù)

2.2 數(shù)值模型

本文利用PumpLinx 做數(shù)值計(jì)算時(shí)，選用了RNG k-ε湍流模型。邊界條件均為壓力進(jìn)出口條件，設(shè)置進(jìn)氣壓力為1.01325×105Pa，進(jìn)氣溫度設(shè)置為300 K，出口壓力和轉(zhuǎn)速根據(jù)計(jì)算工況進(jìn)行設(shè)定。空間插值格式采用一階迎風(fēng)格式，求解器選擇壓力求解器，壓力速度耦合方程用SIMPLE-S算法，湍流模型為RNG k-ε湍流模型。為了準(zhǔn)確記錄腔體內(nèi)的流場(chǎng)信息，在渦旋壓縮機(jī)幾何模型中沿靜渦盤(pán)內(nèi)壁面設(shè)置了12個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)。如圖1所示，每個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)角度相差90°，z軸坐標(biāo)均為13.75 mm。

網(wǎng)格劃分方面，將整個(gè)流體域分為進(jìn)氣管、排氣管和工作腔3個(gè)部分，動(dòng)網(wǎng)格區(qū)域和靜網(wǎng)格區(qū)域分開(kāi)劃分，通過(guò)交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)交互。工作腔與進(jìn)氣管和排氣管設(shè)有2個(gè)交界面，使3個(gè)計(jì)算區(qū)域連接在一起。三維網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖1 監(jiān)測(cè)點(diǎn)的設(shè)置

圖2 三維網(wǎng)格劃分

3 計(jì)算結(jié)果分析

渦旋壓縮機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)隨著主軸轉(zhuǎn)角的變化而變化，流動(dòng)狀況也較為復(fù)雜多變，使用實(shí)驗(yàn)設(shè)備獲得即時(shí)的物理場(chǎng)信息困難較大，通過(guò)CFD方法可以較為方便的求解內(nèi)部流場(chǎng)分布。本文取轉(zhuǎn)速為3000 r/min、吸氣溫度為300 K、吸氣壓力為0.101325 MPa與排氣壓力為0.8106 MPa。對(duì)渦旋壓縮機(jī)工作過(guò)程中不同角度下的壓力、溫度、速度等進(jìn)行描述和分析。

3.1 壓力場(chǎng)

圖3 不同轉(zhuǎn)角下壓力云圖

定義吸氣腔閉合的時(shí)刻主軸轉(zhuǎn)角為0°，給出工作腔z軸方向渦圈橫截面在不同主軸轉(zhuǎn)角下的壓力分布云圖，如圖3所示。為方便表述，將對(duì)稱壓縮腔進(jìn)行劃分，見(jiàn)圖3（a）。可以看出，單個(gè)月牙形工作腔內(nèi)的壓力分布差異很小，由于工質(zhì)從高壓腔泄漏至低壓腔，在徑向間隙處存在一定的壓力梯度。在一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期中，工作腔內(nèi)的壓力最高可達(dá)0.87 MPa，高于排氣背壓0.81 MPa，存在一定的過(guò)壓縮；當(dāng)壓縮腔和排氣腔連通后，氣體被排出，排氣腔內(nèi)的壓力也隨之下降。對(duì)于本文的無(wú)油渦旋壓縮機(jī)來(lái)說(shuō)，動(dòng)渦盤(pán)公轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針，工質(zhì)從吸氣管進(jìn)入壓縮機(jī)后流入右側(cè)壓縮腔與動(dòng)盤(pán)公轉(zhuǎn)方向相同，相對(duì)于進(jìn)入左側(cè)壓縮腔更為順暢，致使各壓縮腔進(jìn)氣量存在略微差異，造成同一轉(zhuǎn)角下工作腔2-1、2-2、2-3內(nèi)的壓力要略高于其對(duì)稱工作腔1-1、1-2、1-3內(nèi)的壓力。此外，也可以推斷，在當(dāng)前轉(zhuǎn)速下，右側(cè)工作腔的較左側(cè)工作腔具有更為明顯的“吸氣增壓效應(yīng)”。

在云圖平面建立壓力探針，各壓縮腔的平均壓力列于表2中，分析可知，隨著渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦盤(pán)的旋轉(zhuǎn)，內(nèi)外工作腔的壓差逐漸增大，且對(duì)稱壓縮腔之間的壓差也逐漸變大，以工作腔1-2與2-2的壓差為例，在0°和240°轉(zhuǎn)角時(shí)分別為0.003 MPa和0.0043 MPa?？梢?jiàn)，在壓縮機(jī)形成初始最大封閉容積時(shí)，吸氣終了壓力的不同對(duì)壓縮過(guò)程也會(huì)造成一定程度的影響。

圖4為監(jiān)測(cè)點(diǎn)1～12的壓力變化曲線，由圖中可以看出，隨著監(jiān)測(cè)點(diǎn)越來(lái)越靠近中心腔，能達(dá)到的最大壓力也越來(lái)越大。本文的壓縮機(jī)樣機(jī)動(dòng)、靜渦盤(pán)之間的徑向間隙為20 μm，可以看做一個(gè)狹長(zhǎng)的微小泄漏通道，通道兩端具有較大的壓差，當(dāng)動(dòng)、靜渦盤(pán)渦圈嚙合線掠過(guò)某監(jiān)測(cè)點(diǎn)時(shí)，監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力便會(huì)急劇變化，以監(jiān)測(cè)點(diǎn)5為例，轉(zhuǎn)角到達(dá)90°時(shí)，工作腔2-2和2-3之間的嚙合線運(yùn)動(dòng)到該點(diǎn)處，該點(diǎn)壓力迅速由0.39 MPa降到0.17 MPa。隨著相鄰工作腔壓差的增大，嚙合線兩側(cè)工作腔的壓差增大，因此監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓降也變大。

表2 各壓縮腔平均壓力 單位：MPa

3.2 溫度場(chǎng)

在無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中，由于對(duì)散熱的要求較高，整機(jī)的熱管理十分重要，因此有必要對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)溫度場(chǎng)進(jìn)行研究。圖5是不同轉(zhuǎn)角下x軸方向中間截面的溫度分布云圖。

可以看出在工作腔軸向方向上，工作腔內(nèi)的溫度分布與壓力分布不同，由于相鄰工作腔的工質(zhì)泄漏以及渦盤(pán)散熱，使得溫度分布具有很大的不均勻性。在工作過(guò)程中壓縮機(jī)通過(guò)動(dòng)靜渦盤(pán)背面的散熱肋片在冷卻風(fēng)道內(nèi)進(jìn)行強(qiáng)制對(duì)流換熱，因此工作腔內(nèi)軸向存在較大溫度梯度。然而，在渦盤(pán)徑向方向上，同壓力分布情況相似，隨著內(nèi)壓縮過(guò)程的持續(xù)進(jìn)行，從吸氣腔到排氣腔溫度逐漸升高，外部的工作腔由于壓力升高較小，溫升也較小，對(duì)稱腔的溫度分布存在差異。由壓力云圖的分析可知，壓縮機(jī)工作過(guò)程存在一定的過(guò)壓縮，當(dāng)工作腔與排氣腔連通之前工質(zhì)壓力達(dá)到最大，溫度也達(dá)到最高；由圖5（e），工作腔內(nèi)溫度最高可達(dá)515 K。

圖4 監(jiān)測(cè)點(diǎn)處壓力曲線

圖5 不同轉(zhuǎn)角下溫度云圖

圖6為主軸旋轉(zhuǎn)一圈內(nèi)壓縮機(jī)排氣管出口處瞬時(shí)溫度的變化曲線。排氣溫度隨著轉(zhuǎn)角變化幅度不大，最高可達(dá)460 K，在轉(zhuǎn)角到達(dá)300°時(shí)達(dá)到最低，為449.6 K。造成排氣溫度瞬時(shí)變化的主要原因是在整個(gè)排氣過(guò)程中，由于中心腔容積隨轉(zhuǎn)角并非線性變化，并且排氣孔口截面也時(shí)刻變化，由此造成排氣流速的變化，當(dāng)排氣流速較高時(shí)，氣流與排氣管壁面間的換熱時(shí)間較短由此造成了較高的溫度；反之，當(dāng)排氣流速較低時(shí)，由于換熱充分，所以氣體的溫度有所降低。

3.3 速度場(chǎng)

渦旋壓縮機(jī)在工作過(guò)程中，工作腔內(nèi)工質(zhì)的流態(tài)隨著渦盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)在時(shí)刻變化著，甚至?xí)纬蓽u流，如圖7所示，流線圖可以清晰的顯示出工質(zhì)的方向和流速，從而展現(xiàn)出內(nèi)流場(chǎng)的流動(dòng)規(guī)律。從圖中可以看出，流線從渦盤(pán)壁面延伸出來(lái)，整體的流動(dòng)方向與動(dòng)渦盤(pán)的運(yùn)動(dòng)方向一致，隨著各個(gè)工作腔容積的減小，由動(dòng)盤(pán)帶動(dòng)著由低壓腔被強(qiáng)制推向高壓腔。工作腔內(nèi)流線的顏色基本一致，除了間隙處，整個(gè)流場(chǎng)的流速變化不大，處在6～38 m/s之間。隨著動(dòng)盤(pán)的運(yùn)動(dòng)，越向中心腔靠近工質(zhì)的流速越低，當(dāng)壓縮腔和排氣腔連通后，排氣開(kāi)始，壓力減小，腔內(nèi)壓力與背壓的差值變小，流速也隨之降低。

圖6 出口溫度曲線圖

從圖7（a） 中可以看到，在0°轉(zhuǎn)角位置時(shí)，由于在吸氣腔完全閉合前，腔內(nèi)的容積有略微降低，壓力已經(jīng)開(kāi)始升高，會(huì)有一部分氣體從吸氣口被擠推出來(lái)，因而兩吸氣口均產(chǎn)生了渦流。曲軸轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)過(guò)0°后，右下角箭頭處的流道逐漸打開(kāi)，加上受動(dòng)渦盤(pán)順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)的影響，由吸氣口進(jìn)入的工質(zhì)更多流入了工作腔2-1中，這也就造成了前節(jié)所述的工作腔2-1的壓力略高于與其對(duì)稱的工作腔1-1內(nèi)的壓力。由圖7（c）～（e） 可以看到，隨著動(dòng)盤(pán)的繼續(xù)運(yùn)動(dòng)，動(dòng)盤(pán)渦圈最外側(cè)壁面與壓縮機(jī)殼體內(nèi)壁面的間距逐漸減小，在工作腔1-1的吸氣口處對(duì)工質(zhì)造成了推擠，從而使工質(zhì)獲得了較高的流速。120°轉(zhuǎn)角下可以看到，排氣腔由間隙處泄漏至工作腔的工質(zhì)與壓縮腔內(nèi)工質(zhì)的流向相反，因此沿著動(dòng)盤(pán)的外壁面產(chǎn)生了渦流，隨著間隙位置的移動(dòng)渦也向內(nèi)移動(dòng)。在整個(gè)流場(chǎng)中，相鄰工作腔間泄漏間隙處的氣體流速相對(duì)較大，特別是在中心腔與第二對(duì)工作腔之間能達(dá)到260 m/s以上，圖8為不同角度下間隙處速度矢量圖。

由壓力場(chǎng)分析可知，越靠近中心腔，相鄰工作腔內(nèi)的壓差越大，因此隨著動(dòng)、靜渦盤(pán)渦圈嚙合線的逐步內(nèi)移，各個(gè)泄漏間隙處的氣體流速因?yàn)橄噜徆ぷ髑粔翰畹脑龃蠖鸩皆龃蟆Ｓ纱丝梢园l(fā)現(xiàn)，在無(wú)油渦旋壓縮機(jī)當(dāng)中，由于沒(méi)有潤(rùn)滑油的密封作用，在相同泄漏間隙值下，壓縮機(jī)的內(nèi)部泄漏相對(duì)于有油壓縮機(jī)更為明顯，為此保證動(dòng)、靜渦盤(pán)之間可靠的泄漏間隙值對(duì)提高壓縮機(jī)的容積效率十分重要。

圖7 不同轉(zhuǎn)角下流線圖

圖8 不同轉(zhuǎn)角下間隙處速度矢量圖

3.4 進(jìn)出口流量

如圖9所示，給出了渦旋壓縮機(jī)主軸旋轉(zhuǎn)兩周進(jìn)出口瞬時(shí)質(zhì)量流量變化曲線。

從圖中可以看出，由于在壓縮機(jī)吸、排氣過(guò)程中，工作腔容積變化率不同，且因吸排氣孔口截面積的變化造成了吸、排氣阻力的變化，所以整個(gè)吸氣、排氣過(guò)程中氣體質(zhì)量流量呈現(xiàn)一定的波動(dòng)；此外，由于渦旋壓縮機(jī)的吸、排氣過(guò)程所持續(xù)的主軸轉(zhuǎn)角均為360°，所以壓縮機(jī)進(jìn)、出口處質(zhì)量流量變化周期即為360°。另外，進(jìn)出口質(zhì)量流量一個(gè)周期的積分均值分別為0.00897 kg/s 和0.00875 kg/s，兩者相差2.4%，誤差在工程可接受的范圍內(nèi)，滿足質(zhì)量守恒。

圖9 進(jìn)出口質(zhì)量流量曲線圖

4 結(jié)論

本文利用CFD軟件PumpLinx對(duì)壓縮機(jī)熱力過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值模擬。模擬結(jié)果表明：無(wú)油渦旋壓縮機(jī)單個(gè)工作腔的壓力分布均勻，在徑向間隙處存在較大壓力梯度；工作腔內(nèi)軸向存在較大溫度梯度；吸氣腔內(nèi)存在“吸氣增壓”效應(yīng)，且一對(duì)對(duì)稱工作腔內(nèi)壓力和溫度存在差異；吸氣過(guò)程結(jié)束前，吸氣腔容積有略微降低，吸氣口會(huì)產(chǎn)生渦流；沒(méi)有潤(rùn)滑油的密封作用，在相同泄漏間隙值下，無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)部泄漏相對(duì)于有油壓縮機(jī)更為明顯。本文研究，為進(jìn)一步研究無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的冷卻及性能優(yōu)化提供了依據(jù)參考。