無油渦旋壓縮機(jī)開槽渦旋齒的變形行為研究

孟 浩，李 奧，李海生，馮維剛，陳紀(jì)翰，崔 哲

（1.安徽雷鳴科化責(zé)任有限公司，安徽淮北 235000；2.中國礦業(yè)大學(xué) 化工學(xué)院，江蘇徐州 221116）

0 引言

渦旋壓縮機(jī)是一種容積式壓縮機(jī)，具有體積小、噪聲低、重量輕、能耗低、壽命長、運(yùn)行可靠等優(yōu)點(diǎn)，已被廣泛用于氣體輸送、制冷空調(diào)、新能源汽車供氣、氣體增壓等技術(shù)領(lǐng)域[1-8]。渦旋壓縮機(jī)在工作過程中大都采用油潤滑，循環(huán)潤滑油能夠?qū)崿F(xiàn)冷卻和潤滑功能，但壓縮氣體中含油，即便通過油氣分離器也無法實現(xiàn)完全凈化。為了獲得不被油污染的純凈壓縮氣體，可以采用無油潤滑形式渦旋壓縮機(jī)，目前市場需求前景較好。

無油渦旋壓縮機(jī)工作過程中，存在軸向間隙和徑向間隙的介質(zhì)泄漏，將會導(dǎo)致排氣量降低、容積效率下降等問題，嚴(yán)重影響了工作性能[9-10]。相對來說，軸向間隙的泄漏線長度比徑向間隙的大，降低軸向間隙的泄漏對提高壓縮機(jī)工作性能非常重要。傳統(tǒng)意義上，泄漏與渦旋壓縮機(jī)型線加工精度、推力軸承受力均勻性、傾覆力矩平穩(wěn)性、型線嚙合面磨損和變形等因素密切相關(guān)。對于無油渦旋壓縮機(jī)，除了上述因素以外，由于壓縮腔沒有循環(huán)潤滑油，缺乏油膜潤滑導(dǎo)致渦旋盤與渦旋齒接觸面摩擦磨損嚴(yán)重，同時壓縮腔內(nèi)因散熱降低、溫度升高形成大變形，這些因素將會加劇間隙泄漏量[11]。

無油渦旋壓縮機(jī)的軸向間隙泄漏已成為業(yè)界研究的熱點(diǎn)，研究者開展了大量卓有成效的研究工作，提出了多種可行的齒頂密封機(jī)構(gòu)技術(shù)方案。如王建吉等[12]開展了變截面無油渦旋壓縮機(jī)軸向間隙泄漏的定量研究，通過建立計算模型，運(yùn)用流體力學(xué)仿真方法，對軸向間隙泄漏量進(jìn)行了模擬與仿真，提出了合理的泄漏數(shù)學(xué)模型；同時，結(jié)合渦旋齒型線幾何特征，在多場耦合下探索了渦旋齒變形對軸向間隙的影響，開展了渦旋齒軸向間隙密封結(jié)構(gòu)和材料的設(shè)計，滿足工程應(yīng)用需求[13]。

張曉東[14]研究認(rèn)為摩擦、泄漏對渦旋壓縮機(jī)工作性能影響很大，在充分考慮這些因素的基礎(chǔ)上，提出了預(yù)測渦旋壓縮機(jī)性能預(yù)測數(shù)學(xué)模型，預(yù)測結(jié)果接近實際工況，為后續(xù)壓縮機(jī)工作優(yōu)化提供了指導(dǎo)依據(jù)。李炅等[15]認(rèn)為泄漏和密封式影響渦旋壓縮機(jī)技術(shù)發(fā)展的主要障礙，對內(nèi)泄漏相關(guān)的理論和實驗結(jié)果進(jìn)行了評述，分析了不同密封條、密封結(jié)構(gòu)的技術(shù)優(yōu)劣。宋永興[16]認(rèn)為渦旋齒嚙合泄漏將會影響渦旋壓縮機(jī)工作性能，采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格數(shù)值模擬方法能夠更加準(zhǔn)確地預(yù)測壓縮機(jī)泄漏量，對認(rèn)識齒嚙合泄漏模型具有一定的意義。梁秋立[17]提出渦旋壓縮機(jī)內(nèi)部泄漏間隙微小，現(xiàn)有泄漏理論研究沒有考慮泄漏通道表面粗糙度的影響，考慮微尺度和低壓差泄漏流動特征，運(yùn)用流體力學(xué)計算軟件開展了微間隙表面形貌、特征、分布方式對介質(zhì)泄漏的影響研究，提出了純氣體內(nèi)泄漏數(shù)學(xué)模型。彭斌等[18]提出了天然氣變頻渦旋壓縮機(jī)徑向和切向泄漏的密封方法，并在實驗中進(jìn)行了驗證，工作性能和可靠性良好。

結(jié)合現(xiàn)有研究與實踐發(fā)現(xiàn)，渦旋齒頂加工密封槽，安裝自潤滑材料的密封條，可以有效解決無油渦旋壓縮機(jī)軸向間隙氣體泄漏的難題，該技術(shù)已被獲得廣泛的認(rèn)可。李海生等[19]提出了齒頂密封機(jī)構(gòu)的技術(shù)方案，加裝彈簧和密封條機(jī)構(gòu)，實現(xiàn)壓差載荷作用下的結(jié)構(gòu)可調(diào)節(jié)特性，符合不同工況條件的密封要求，提出了截尾均值法求解密封間隙最佳值，結(jié)合計算案例開展了密封機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計[20]，對解決微間隙泄漏具有重要參考價值；同時，運(yùn)用有限元方法開展了聚四氟密封條分析計算，深入分析了密封條的應(yīng)力、變形，提出了密封條的理論設(shè)計依據(jù)[21]。

因此，密封槽對于解決軸向間隙密封具有可行性。渦旋齒頂部開設(shè)密封槽，將會改變渦旋齒結(jié)構(gòu)特征，開槽結(jié)構(gòu)將導(dǎo)致應(yīng)力集中或分布不均勻。同時，渦旋齒工作中承受介質(zhì)壓力載荷、溫度載荷的耦合作用，將會使渦旋齒頂部結(jié)構(gòu)產(chǎn)生變形，會影響無油渦旋壓縮機(jī)的工作性能，主要體現(xiàn)在2個方面：（1）直接影響渦旋齒頂部軸向間隙，導(dǎo)致局部區(qū)域軸向間隙過大或過小，而軸向間隙過大可能引發(fā)壓縮腔介質(zhì)的嚴(yán)重內(nèi)泄漏，軸向間隙過小將加劇渦旋齒與渦旋盤之間的摩擦磨損，破壞齒頂密封面或密封條，導(dǎo)致密封工況惡化；（2）齒頂密封槽變形將會破壞與密封條結(jié)構(gòu)體尺寸匹配關(guān)系，影響密封槽內(nèi)密封條的工作穩(wěn)定性。槽體尺寸過大時密封條活動度增加，無法實現(xiàn)有效密封，槽體尺寸過小時加劇密封條彈性變形，導(dǎo)致摩擦磨損嚴(yán)重，后期無法實現(xiàn)良好的密封性能。因此，開展渦旋齒頂密封槽工作穩(wěn)定性研究很有必要?？梢岳糜邢拊治龇椒ǎ_展渦旋齒頂密封槽在壓差、溫差載荷下的模擬研究，掌握渦旋齒應(yīng)力、變形的變化規(guī)律，對提高密封機(jī)構(gòu)的工作性能具有重要指導(dǎo)意義。

1 渦旋齒密封機(jī)構(gòu)

無油渦旋壓縮機(jī)工作過程中，隨著月牙形容積腔體積減小，其內(nèi)部氣體壓力逐漸升高，氣體進(jìn)入第三壓縮腔后達(dá)到排氣壓力，逐漸排出機(jī)體。由于存在軸向間隙而形成了壓縮腔間的介質(zhì)泄漏，這種介質(zhì)泄漏過程與壓縮腔間壓差密切相關(guān)，隨著氣體壓差的增加而加劇。即便是在外圍空間的一級壓縮腔內(nèi)，由于壓差的存在，也存在軸向間隙泄漏。

密封條是解決渦旋壓縮機(jī)軸向間隙密封的有效方法，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。在渦旋齒頂部開設(shè)密封槽，密封槽內(nèi)部粗糙度和形位公差具有一定的技術(shù)要求，將聚四氟乙烯材料制成的密封條零件安裝在密封槽內(nèi)，使密封條伸出密封槽一定的高度，確保其工作穩(wěn)定。由于存在相對運(yùn)動，動盤、靜盤的渦旋齒頂部均需要安裝密封條。

圖1 渦旋壓縮機(jī)軸向間隙密封結(jié)構(gòu)Fig.1 Axial clearance seal structure of scroll compressor

密封條具有密封和潤滑功能：（1）密封條借助自身良好的密封性能，可以有效減小渦旋齒頂軸向間隙，降低氣體介質(zhì)通過軸向間隙的泄漏；（2）在渦旋盤與渦旋齒的相對運(yùn)動過程中，密封條具有良好的潤滑性能，能夠減少摩擦功率損失，提高工作效率。密封條工作原理如圖2所示。

圖2 渦旋壓縮機(jī)軸向間隙密封條工作原理Fig.2 Working principle of the axial clearance sealing strip of scroll compressor

由圖可以看出，相鄰渦旋齒將壓縮腔分割為高壓腔和低壓腔。由于存在壓差，相鄰壓縮腔存在介質(zhì)泄漏的可能，氣體將從左側(cè)的高壓腔往右側(cè)的低壓腔泄漏。密封條安裝在齒頂密封槽內(nèi)，將有效降低氣體的泄漏量。渦旋齒頂開槽將會對其自身結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響，特別是應(yīng)力分布特征會發(fā)生變化；在溫度、壓力載荷作用下，渦旋齒將會產(chǎn)生變形，不但影響密封條的工作性能，還將改變齒頂軸向間隙。因此，需要進(jìn)一步探索頂部開槽渦旋齒在溫度、壓力載荷作用下的應(yīng)力和應(yīng)變情況，為渦旋齒頂密封結(jié)構(gòu)設(shè)計提供依據(jù)。

2 渦旋齒密封模型

2.1 力學(xué)模型

帶密封槽的渦旋齒力學(xué)模型如圖3所示。渦旋齒將壓縮腔分割為左側(cè)高壓腔和右側(cè)低壓腔，兩側(cè)壓縮腔內(nèi)氣體壓力分別為Pi＋1和Pi，氣體溫度分別為Ti＋1和Ti。節(jié)流作用下假定密封槽內(nèi)壓力呈現(xiàn)線性分布特征，密封槽內(nèi)所受壓力差如下：

圖3 帶密封槽的渦旋齒力學(xué)模型Fig.3 Mechanical model of scroll tooth with sealing groove

式中 ΔP——壓力差，MPa；

Pi——高壓腔壓力，MPa；

Pi＋1——低壓腔壓力，MPa。

由于 Pi＞ Pi＋1，使 ΔP＞ 0，渦旋齒頂部密封槽內(nèi)承受壓差力載荷，而渦旋齒厚度較小，被切槽后其壁面厚度能否承受應(yīng)力集中的影響，變形是否影響其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，需要加以研究。

依據(jù)渦旋型線特征，壓縮機(jī)吸氣容積Vs為：

式中 P——渦旋齒節(jié)距，m；

t——渦旋齒厚度，m；

N——漸開線圈數(shù)；

h——渦旋齒高度，m。

第i壓縮腔容積可以表示為：

式中 θ——曲軸轉(zhuǎn)角，（°）。

由此可知，第i壓縮腔的壓縮比為：

第i級排氣壓力Pi為：

式中 Ps——吸氣壓力，MPa。

第i級氣體溫度Ti為：

式中 K——空氣絕熱指數(shù)；

Ts——吸氣溫度，K。

2.2 幾何模型

開槽渦旋齒模型如圖4所示，渦旋齒寬度為6 mm，高度40 mm。

圖4 開槽渦旋齒模型Fig.4 Grooved scroll tooth model

圖4（a）是二維模型，圖中有3個不同截面，I-I截面是開槽渦旋齒左側(cè)齒寬中心線，而III-III截面是開槽渦旋齒右側(cè)齒寬中心線，其高度與渦旋齒高保持一致，而II-II截面為渦旋齒中心線截面，其高度為35 mm。運(yùn)用SolidWorks軟件建立齒頂開槽的渦旋齒結(jié)構(gòu)模型。截取齒厚度2 mm一段作為研究對象進(jìn)行有限元分析。依據(jù)其結(jié)構(gòu)，初步設(shè)定渦旋齒頂部開槽結(jié)構(gòu)，槽寬4 mm，深度5 mm。將三維模型導(dǎo)入Ansys軟件中，采用四面體網(wǎng)格形式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸0.1 mm，網(wǎng)格數(shù)量為238 709，最終網(wǎng)格模型如圖4（b）所示。

2.3 邊界條件

由于工作過程中，渦旋齒位置隨動變化，其壁面壓力和溫度載荷在發(fā)生變化。同一渦旋齒沿其漸開線方向上，受到不同的壓差和溫差載荷作用。為了便于研究不同工況條件下開槽渦旋齒的工作性能，考慮到渦旋壓縮機(jī)不同壓縮腔的載荷差異性，將壓縮機(jī)自內(nèi)向外依次定義為第三、第二、第一壓縮腔，分別開展研究。第三壓縮腔為中心排氣腔，壓力和溫度均為最高；模型兩側(cè)壓力分別為0.8，0.5 MPa，兩側(cè)溫度為 150，120 ℃；第二壓縮腔模型，兩側(cè)壓力分別為0.5，0.3 MPa，兩側(cè)溫度為120，90 ℃；第一壓縮腔是吸氣腔，兩側(cè)壓力分別為 0.3，0.1 MPa，兩側(cè)溫度為 90，50 ℃。依據(jù)無油渦旋壓縮機(jī)的特點(diǎn)，設(shè)定渦旋齒常規(guī)采用鑄鋁材料加工而成。渦旋齒底板結(jié)構(gòu)體較大，相對變形較小，將渦旋齒底面設(shè)定固定端。將依據(jù)這些邊界條件，開展模型的有限元分析，最后獲得渦旋齒應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果。

3 渦旋齒變形分析

3.1 壓力載荷的影響

不同壓差下渦旋齒變形圖和變形規(guī)律如圖5，6所示。由圖可知，開槽渦旋齒變形量與壓力和壓差載荷均有直接關(guān)系。隨著壓力的增加，渦旋齒將產(chǎn)生顯著變形。第一壓縮腔內(nèi)，處于初步壓縮階段，腔內(nèi)氣體壓力較小，最大變形量54.7 μm，位于渦旋齒頂部。第二壓縮腔內(nèi)最大變形量91.6 μm。第三壓縮腔內(nèi)氣體達(dá)到了排氣壓力，在0.8 MPa氣體壓力作用下最大變形量146.6 μm，沿渦旋齒豎直方向不同截面的變形量均有明顯增加。

圖5 不同壓差下渦旋齒變形Fig.5 Deformation diagram of scroll teeth under different pressure differences

圖6 不同壓差下渦旋齒變形規(guī)律Fig.6 Deformation law of scroll teeth under different pressure differences

在渦旋齒頂部的開槽區(qū)域，由于開槽結(jié)構(gòu)體壁厚較小，在有限的槽型區(qū)域內(nèi)存在氣體壓力作用，能夠形成較為明顯的結(jié)構(gòu)體變形，最大變形位于渦旋齒頂部，槽型結(jié)構(gòu)體兩側(cè)變形明顯高于槽體底部位置，這是由于壓差線性分布特征時，兩側(cè)氣體在渦旋齒頂槽內(nèi)實現(xiàn)了壓力再次平衡，形成的壓力差小于左側(cè)高壓壓力。

3.2 溫度載荷的影響

不同溫差下渦旋齒變形和變形規(guī)律如圖7，8所示?？梢钥闯?，第一壓縮腔內(nèi)溫度載荷對渦旋齒變形的影響明顯高于壓力載荷，但第三壓縮腔內(nèi)壓力載荷影響更大。經(jīng)過吸氣、壓縮、排氣的過程，氣體溫度逐漸升高，形成的渦旋齒熱變形逐漸增加。三級壓縮腔對比來看，溫度載荷作用下的熱變形差異較小，最大變形量119.6 μm位于第三壓縮腔，第一、二壓縮腔變形量分別為110.5，102.8 μm。

圖7 不同溫差下渦旋齒變形Fig.7 Deformation diagram of scroll teeth under different temperature differences

圖8 不同溫差下渦旋齒變形規(guī)律Fig.8 Deformation law of scroll teeth under different temperature differences

溫度載荷作用下，金屬鋁材料熱膨脹系數(shù)較大，渦旋齒極易產(chǎn)生熱量傳遞，由于材料較為均勻，變形分布具有一定的規(guī)律，高溫一側(cè)熱變形量高于低溫一側(cè)。槽內(nèi)兩側(cè)結(jié)構(gòu)體熱變形明顯增加，特別是在齒頂位置呈現(xiàn)最大變形量。由于存在溫差傳熱，槽內(nèi)底部不是熱變形最大區(qū)域，這將為槽內(nèi)密封條正常工作創(chuàng)造了良好的條件。

3.3 耦合載荷的影響

耦合載荷作用下渦旋齒變形圖和變形規(guī)律如圖9，10所示。由圖可知，在壓力和溫度耦合載荷作用下，渦旋齒變形量保持穩(wěn)定，分布特征變化不大，三級壓縮腔的變形量差異較小。此時，渦旋齒頂部槽內(nèi)兩側(cè)變形量存在顯著差異，槽內(nèi)底部平面熱變形相對穩(wěn)定。最大變形量137.1 μm位于第三壓縮腔齒頂部。

圖9 耦合載荷作用下渦旋齒變形Fig.9 Deformation of scroll teeth under different coupled loads

圖10 耦合載荷作用下渦旋齒變形規(guī)律Fig.10 Deformation law of scroll teeth under coupled load

渦旋齒在耦合載荷作用下產(chǎn)生明顯變形。如果齒頂變形量大于渦旋齒頂安裝間隙，工作過程中槽內(nèi)密封條將與渦旋盤底平面產(chǎn)生嚴(yán)重的摩擦磨損，增加了壓縮機(jī)的摩擦功率損失，不利于壓縮機(jī)正常工作。當(dāng)磨損嚴(yán)重時，還將導(dǎo)致渦旋齒頂部與渦旋盤的磨損。相反，當(dāng)齒頂變形量小于渦旋齒頂安裝間隙，密封條無法實現(xiàn)齒頂密封作用，相鄰壓縮腔間內(nèi)部泄漏嚴(yán)重，影響壓縮機(jī)的工作效率。因此，當(dāng)渦旋壓縮機(jī)安裝時，可以在考慮氣體壓力、溫度載荷作用下的渦旋齒變形量的基礎(chǔ)上，設(shè)置渦旋齒與渦旋盤合理的安裝間隙。由圖可以看出，三級壓縮腔渦旋齒齒頂變形分別為129.7，112.6，137.1 μm，可以按照變形量最小值112 μm設(shè)定安裝間隙，可以在較低摩擦功率損失的情況下，確保渦旋齒頂良好的密封性能。

4 結(jié)論

（1）壓力載荷對開槽結(jié)構(gòu)渦旋齒應(yīng)力和變形產(chǎn)生重要影響，壓縮腔內(nèi)氣體壓力與渦旋齒最大變形量呈正比例關(guān)系。槽型結(jié)構(gòu)兩側(cè)變形明顯高于槽體底部，密封槽形成壓力降有助于提高槽內(nèi)密封條工作穩(wěn)定性。

（2）溫度載荷作用下渦旋齒熱變形更加顯著，排氣腔因溫度最高而形成最大熱變形，分布在齒頂槽內(nèi)兩側(cè)位置，高低溫兩側(cè)傳熱作用下槽內(nèi)底部熱變形均勻。

（3）耦合載荷作用下三級壓縮腔的渦旋齒變形較穩(wěn)定，呈現(xiàn)相似的分布規(guī)律，最大變形量137.1 μm位于第三壓縮腔的渦旋齒頂部，將最小變形量112 μm設(shè)置為渦旋齒與渦旋盤安裝間隙，在壓力、溫度耦合載荷作用下，不但可有效降低摩擦功率損失，還可以提高渦旋齒頂?shù)拿芊庑阅堋?/p>