高壓腔渦旋壓縮機曲軸油路流場分析

劉興旺，楊 歡，劉曉明，劉世成，韓向陽

(1.蘭州理工大學，甘肅 蘭州 730050；2.壓縮機技術國家重點實驗室(壓縮機技術安徽省實驗室)，合肥 安徽 230031)

1 引言

渦旋壓縮機作為新一代的容積式壓縮機，容積效率高、振動噪聲小、可靠性高，在制冷、空氣壓縮以及氣體輸送等方面有著廣泛的應用[1]。在壓縮機的運行過程中，供油系統(tǒng)非常重要。潤滑油不僅可在運動部件表面形成油膜，減少摩擦和磨損，還對軸承的潤滑、密封和冷卻有影響。適當?shù)臐櫥涂梢詭ё吣Σ廉a(chǎn)生的熱量和磨屑，在運動零件表面形成一定厚度的油膜，降低磨損，減少零件的磨損和咬合。如果供油不足，則會導致潤滑油平均溫度與軸承工作溫度大幅度提高，使?jié)櫥驼扯认陆?，摩擦磨損和零件的磨損量增大，壓縮機整體性能下降[2]。如果供油過剩，則會使壓縮腔中沉積太多的潤滑油，不利于壓縮機運行。

Liu等[3]研究了壓差、壓縮機轉速、油溫、軸承間隙、油道直徑等參數(shù)與潤滑油流量的關系，其中油溫和軸承間隙最為敏感，壓差次之，壓縮機轉速和油道直徑不敏感。Zhu等[4]研究了變轉速渦旋壓縮機進氣道結構對供油系統(tǒng)性能的影響，供油率隨油位高度、潤滑油粘度和壓縮機轉速的增加而增加。Nam等[5]研究電動渦旋壓縮機的最佳充油量，經(jīng)試驗發(fā)現(xiàn)最佳油量由背壓決定。劉興旺等[6]以單回路供油系統(tǒng)為研究對象，提出了轉速分區(qū)循環(huán)供油模式。趙興艷等[7]建立了渦旋壓縮機潤滑系統(tǒng)性能系統(tǒng)性能分析模型，得到渦旋壓縮機處于高效區(qū)的壓縮腔氣體含油率為5%～10%。李超[8]等建立渦旋壓縮機潤滑系統(tǒng)分配模型，推導出了潤滑油路系統(tǒng)的流量和耗散計算公式。陳江艷[9]等以汽車空調系統(tǒng)為例，通過試驗確定該潤滑系統(tǒng)最佳的潤滑油加注量及該加注油量下的潤滑油分布情況。李超[10]等運用數(shù)值模擬的方法獲得了潤滑油量隨轉速的變化規(guī)律，主軸供油量、主副軸承供油量均隨轉速的增大而增大。

對于潤滑油壓降的影響因素較多，結構參數(shù)和運行工況都對其有一定的影響。目前對潤滑油壓降的研究較少。本文利用CFD軟件對曲軸中壓差供油系統(tǒng)進行了模擬仿真。研究了操作參數(shù)和結構參數(shù)對穩(wěn)態(tài)油壓的影響，并進一步分析了壓差對各參數(shù)的敏感性。研究所得的結論可為渦旋壓縮機供油系統(tǒng)的設計和優(yōu)化提供指導。

2 理論計算

2.1 供油系統(tǒng)

高壓腔渦旋壓縮機結構如圖1所示，供油系統(tǒng)局部視圖如圖2所示。該壓縮機為雙渦圈，殼體采用高壓腔式，起初潤滑油以油狀液體的形態(tài)存儲在壓縮機的底部油池中。通過壓差作用通過軸中油道進入背壓腔，潤滑背壓腔中的主軸承、驅動軸承、十字滑環(huán)，同時給背壓腔提供足夠的背壓以平衡動渦盤的軸向氣體力，背壓腔的潤滑油在壓差的推動下通過支架體上的油孔進入壓縮腔，腔中的潤滑油起到導熱、減少摩擦磨損，減少噪聲的作用，與此同時，潤滑油形成的薄膜在不同壓縮腔的分界面處隔斷不同壓力的氣體，起到徑向密封的作用[11]；接著壓縮腔中潤滑油以氣態(tài)的形式跟隨壓縮介質經(jīng)排氣口排出，進入油氣分離器中，經(jīng)油氣分離器分離后的潤滑油進入空冷器冷卻，最后經(jīng)油泵注入渦旋壓縮機油池底部。壓縮機的副軸承浸泡在油池中。渦旋壓縮機的工況參數(shù)如表1所示，潤滑油基本參數(shù)如表2所示。

表1 渦旋壓縮機工況參數(shù)

表2 潤滑油物性參數(shù)

圖1 高壓腔渦旋壓縮機結構示意圖

圖2 供油系統(tǒng)局部視圖

2.2 曲軸潤滑油路結構尺寸

本文研究的曲軸油路結構尺寸如圖3所示。

圖3 曲軸油路結構尺寸圖

為方便計算將該段油路標識為3部分，取a～e共5個截面。其中a-a截面和b-b截面為進口截面，e-e為出口截面。

2.3 曲軸出口油壓的數(shù)值計算

為了簡化計算，做了如下假設：

(1)潤滑油的物性參數(shù)保持不變；

(2)潤滑油在曲軸中無相變，且與殼體無熱交換；

(3)潤滑油在曲軸中溫度不變；

(4)潤滑油在供油系統(tǒng)內的流動為定常流動；

(5)潤滑油為不可壓縮流體。

曲軸油路進出口之間的能量守恒用流體力學中的粘性流體總流的伯努利方程來表示

(1)

式中Z1、Z2——兩截面的位置水頭，m

p1、p2——兩截面的壓力，Pa

α1、α1——總流的動能修正系數(shù)，取α1=α2=1

υ1、υ2——兩截面的平均流速，m/s

hw——總流的水頭損失，m

總流的水頭損失hw可分為沿程摩擦損失∑hf和局部阻力損失∑hj。沿程摩擦損失為

(2)

式中ν——運動粘度，mm2/s

Li——油路各段長度，mm

υi——油路各段油速，m/s

de——油路當量直徑，mm

局部阻力損失為

(3)

式中ζi——油路截面突變處的局部阻力系數(shù)。

總流的水頭損失為

hw=∑hj+∑hf

(4)

3 曲軸油路模擬分析

3.1 曲軸油路建模

曲軸油路的三維圖如圖4所示，左側為曲軸SolidWorks三維圖，右側部分為SpaceClaim抽取的油道。

圖4 曲軸油路三維圖

3.2 控制方程

曲軸油路中的潤滑油是不可壓縮的單向流，滿足流體力學中的三大方程。

質量守恒方程

(5)

動量守恒方程

(6)

能量守恒方程

(7)

式中 [τ]——應力張量

u——單位質量流體內能

Q——單位質量流體熱量

K——流體的傳熱系數(shù)

3.3 數(shù)值模型

模型的求解域如圖4所示，圖5顯示了該模型的計算網(wǎng)格，該流域采用結構化網(wǎng)格，將進口和出口的網(wǎng)格細化，最終的網(wǎng)格數(shù)量為76萬，網(wǎng)格質量為0.65，滿足計算要求。該模型采用的邊界條件如圖4所示的壓力入口和流量出口，分別設為壓縮機排氣壓力2.4 MPa和齒輪油泵輸出的流量0.2525 kg/s，油道壁面設為運動壁面，壁面轉動角速度等于電機轉速2900 r/min，曲軸油道上面為靜止壁面，潤滑油和壁面之間沒有相對滑動，模型中考慮了重力，流體流態(tài)視為穩(wěn)態(tài)層流，流體狀態(tài)為不可壓縮流體的定常流動。連續(xù)性方程和動量方程采用SIMPLE方法和壓力求解器；控制方程采用有限體積法離散；壓力項用PRESTO!格式離散；擴散項用中心差分格式離散；采用二階迎風格式計算迭代初值直至收斂，對于穩(wěn)態(tài)模擬的速度方程和能量方程的收斂準則分別為10-6和10-8。

圖5 計算網(wǎng)格

3.4 Fluent模擬結果分析

3.4.1 靜壓模擬分析

經(jīng)Fluent壓力監(jiān)測，模擬得到曲軸油路出口壓力為2.3606407×106Pa，理論計算所得壓力為2.3534×106Pa，理論計算所得出口油壓與數(shù)值模擬所得出口油壓間誤差為δ=0.3%。二者之間存在一定的誤差，主要是：(1)理論計算沒有考慮曲軸旋轉角速度，數(shù)值模擬過程中考慮了曲軸轉速；(2)理論計算時未考慮潤滑油對旋轉壁面的作用；(3)用MATLAB軟件計算時求解精度對計算結果的影響。

數(shù)值模擬所得靜壓分布如圖6所示。

圖6 Z=0截面處靜壓分布

因為潤滑油在壓差的作用下，由油池經(jīng)油道到達背壓腔，故油道入口處的壓力最大；潤滑油在油道流動過程中受到重力和沿程阻力損失的影響，故在流動過程中壓力逐漸減小；在經(jīng)過c-c截面和d-d截面時，由于局部阻力損失過大而導致壓力發(fā)生劇變，由此可見在曲軸油路中沿程阻力損失遠小于局部阻力損失。其主要是沿程阻力損失是與管道粗糙度和流體粘性有關，而局部阻力損失主要是由流體的相互碰撞和形成漩渦等原因造成的。

3.4.2 速度分析

速度分布如圖7所示，由圖7(a)可知，中心流體速度比較穩(wěn)定，但在c-c截面和d-d截面變化較大，并且在c-c截面主流后方形成滯止區(qū)，由于離心力的影響，兩股流體合流時，流體后方會形成區(qū)域很小的滯止區(qū)；流體流到Still-Wall壁面時，由于壁面的阻擋，此處的流體與主流方向相反，會產(chǎn)生回流，在此處形成漩渦。由圖7(b)、(c)可知，流體在進入油道時速度變化幅度較小，相反出口截面的速度變化則較為顯著，且速度分布不規(guī)則。圖7(d)則是曲軸油道的橫截面速度分布圖，可以看出，中心流速最大，由內向外逐次遞減，轉速對第2段油路的速度影響不是很大，速度分布較為規(guī)則。

圖7 速度分布

3.5 參數(shù)對壓降的影響

選取c-c、d-d、outlet三個截面分析油道直徑、潤滑油油溫、主軸轉速、潤滑油流量對壓降的影響。同時，選取c-c、outlet兩個截面分析第3段油路和水平線的夾角、主軸偏心距對壓降的影響。

從圖8可以看出，增大曲軸油道直徑會降低壓降，從而使出口壓力增加，從功耗損失來看這是有利的；隨著直徑的增大，壓降的增幅較之前有所下降。從8 mm到10 mm，壓降降低了59.59%，從8 mm增加到12 mm，壓降降低了81.1%。故此在一定范圍內改變油道直徑會有效的降低壓降。

圖8 曲軸油道直徑的影響

由圖9可知，潤滑油溫度對壓降影響也比較明顯，降低了壓降，主要是因為潤滑油溫度升高，導致粘度下降，粘性是流體阻力產(chǎn)生的根本原因，故此損失也就隨之降低。但是隨著潤滑油溫度升高，潤滑效果隨之降低，故此，在設計潤滑系統(tǒng)時需要考慮合適的油溫。

圖9 潤滑油溫度的影響

如圖10所示，當壓縮機的曲軸轉速從1500 r/min到3000 r/min時，壓力基本保持不變。這是因為在壓差供油系統(tǒng)中，壓差是驅動潤滑油運動的主要因素，與總壓相比，曲軸旋轉引起的壓力變化可以忽略，而且在模擬中曲軸油道沒有偏心。故轉速對壓降的影響可以忽略不計。

圖10 轉速的影響

從圖11可以看到，隨潤滑油流量的減小，壓降在逐漸減小。這是因為當潤滑油量減小時，流速隨之減小，流阻損失減小，曲軸出口壓力增大，壓降減小。當潤滑油流量從0.2525 kg/s減小到0.0525 kg/s時，壓降降低了90.29%。故此，在壓差供油系統(tǒng)中潤滑油量是一個關鍵因素，過少的潤滑油可能會達不到潤滑效果，過多的潤滑油會增加流阻損失，設計合適的潤滑油量是壓差供油系統(tǒng)的關鍵。

圖11 潤滑油流量的影響

從圖12可以看出，改變第3段油路和水平線的夾角，即改變緩彎管的角度，壓力隨角度的增大而增大，在0～15°時的壓差最大，再之后繼續(xù)增加角度，壓力基本上變化不顯著。其主要原因是流體流過彎管時，在彎管內側會形成分離區(qū)，產(chǎn)生渦漩，造成損失，而當角度增加時，分離區(qū)減小，造成的損失降低。

圖12 角度的影響

由圖13可知，隨著油道偏心距的增大，壓力呈下降趨勢。當偏心距大于6 mm時，壓力變化較之前比較大。但是整個壓差變化不大，其主要原因是在曲軸供油系統(tǒng)中，入口的離心力和出口產(chǎn)生的離心力會相互抵消，故偏心距的改變則不會引起壓力的大幅升降。

圖13 偏心距的影響

4 結論

(1)油道直徑和油量對壓降影響最大，增加油道直徑可使壓降最高降低81.1%，減小潤滑油流量可使壓降最高降低90.29%。

(2)潤滑油溫度對壓降的影響次之。溫度越高，壓降越小。

(3)主軸轉速、緩彎管的角度和油道偏心距對壓降的影響較小。其中，主軸轉速對壓降基本不影響。緩彎管的角度在0～15°時壓降變化最為明顯，大于15°時，壓降變化趨于穩(wěn)定。油道偏心距越大，壓降越大。