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(wú)油渦旋壓縮機(jī)采用新的散熱形式，用托盤來(lái)隔絕壓縮機(jī)工作腔和曲軸傳動(dòng)系統(tǒng)，使得曲軸傳動(dòng)系統(tǒng)可以采用脂潤(rùn)滑而不會(huì)影響工作腔的無(wú)油狀態(tài)，通過(guò)成對(duì)的角接觸球軸承來(lái)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(wèn)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(kāi)發(fā)利用已成為當(dāng)今世界各國(guó)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(dòng)車產(chǎn)業(yè)化水平，作為新能源汽車氣源動(dòng)力的無(wú)油壓縮機(jī)也必將得到迅猛發(fā)展[1]。新能源汽車無(wú)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(rùn)滑油，噴入的潤(rùn)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(rùn)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(rùn)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(duì)不能含油的。目前有兩種方法來(lái)獲得無(wú)油壓縮空氣：1采用高性能過(guò)濾器，盡可能實(shí)現(xiàn)無(wú)油，但增加油氣分離器會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)龐大，同時(shí)壓縮氣體中含有的潤(rùn)滑油凝結(jié)在壓縮系統(tǒng)中的其他設(shè)備上，會(huì)影響其正常工作；2采用無(wú)油渦旋壓縮機(jī)，由于無(wú)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(wú)法比擬的優(yōu)勢(shì)。

在無(wú)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(cè)試了用于電動(dòng)汽車的一種無(wú)油渦旋壓縮機(jī)，指出軸向和徑向間隙對(duì)無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的性能影響非常大[2]；ZHAO等[3]對(duì)用于燃料電池汽車的噴水無(wú)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(wú)油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)過(guò)程；WANG等[5]設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)了用于航空航天領(lǐng)域的制冷無(wú)油渦旋壓縮機(jī)，建立了熱力學(xué)模型，并對(duì)樣機(jī)的性能進(jìn)行了研究；YANAGISAWA等[6]對(duì)無(wú)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(wú)油渦旋壓縮機(jī)，并對(duì)其兩者的性能進(jìn)行了對(duì)比研究，相對(duì)金屬材質(zhì)，塑料材質(zhì)對(duì)溫度更加敏感，但加工精度要求低，同時(shí)成本也相對(duì)較低；李超等[8]從運(yùn)動(dòng)學(xué)和機(jī)構(gòu)學(xué)的角度對(duì)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(duì)風(fēng)冷無(wú)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(wú)油渦旋壓縮機(jī)采用噴水潤(rùn)滑或通過(guò)保證渦旋齒精度、渦旋齒間的間隙和改進(jìn)散熱系統(tǒng)來(lái)獲得高性能[10-11]。由于采用噴水潤(rùn)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(guò)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(duì)目前無(wú)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(kāi)發(fā)了一種新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)并對(duì)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(wú)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(guò)試驗(yàn)定量化研究了無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的性能特性。

1 幾何模型

1.1 無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的基本原理

本文研制開(kāi)發(fā)的新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)樣機(jī)結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1。靜盤和動(dòng)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(dòng)盤的背面設(shè)有一個(gè)托盤，與動(dòng)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(rùn)滑式摩擦副，托盤上安裝有小曲拐，目的是防止動(dòng)盤的自轉(zhuǎn)。小曲拐上分別帶有自潤(rùn)滑的密封軸承，靜盤通過(guò)螺栓固定在支架體上，動(dòng)盤在靜盤和支架之間平動(dòng)。動(dòng)盤中心連接主軸，動(dòng)盤在主軸的帶動(dòng)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(dòng)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(wú)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(kāi)線推導(dǎo)出渦旋盤的型線方程，則圓漸開(kāi)線基準(zhǔn)線方程：

(1)

式中，rb為基圓半徑；φ為漸開(kāi)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(kāi)線方程為

(2)

式中，α為漸開(kāi)線的發(fā)生角。

外圈圓漸開(kāi)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(jiàn)圖2。

表1 渦旋壓縮機(jī)的幾何參數(shù)

圖2 無(wú)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(kāi)始到排氣結(jié)束的容積來(lái)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(kāi)，動(dòng)渦盤隨著偏心主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)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(kāi)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(dòng)，當(dāng)轉(zhuǎn)過(guò)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(kāi)始對(duì)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(dòng)，當(dāng)θ∈(8π,8π+θ*)時(shí)，排氣角打開(kāi)，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(wú)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(duì)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(huì)發(fā)生熱傳遞現(xiàn)象，熱傳遞有熱傳導(dǎo)、熱對(duì)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(guò)程，為了簡(jiǎn)化傳熱模型，忽略熱傳導(dǎo)和熱輻射，只考慮熱對(duì)流現(xiàn)象。

2.2.1吸氣加熱

吸氣按照流體在管內(nèi)熱對(duì)流來(lái)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(zhǎng)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(duì)于無(wú)油渦旋壓縮機(jī)，在建立傳熱模型時(shí)不考慮潤(rùn)滑油的溫度對(duì)渦旋齒的影響以及潤(rùn)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(duì)流模型來(lái)計(jì)算氣體與渦旋齒的傳熱過(guò)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(kāi)角。

2.2.3傳熱面積

渦旋齒之間的傳熱面積在漸開(kāi)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(guò)軸向間隙的徑向泄漏和通過(guò)徑向間隙的切向泄漏。對(duì)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(zhǎng)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(dòng)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(wú)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(wú)油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)模型，借助Fortran和MATLAB軟件對(duì)模型進(jìn)行編程求解，新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型的求解流程見(jiàn)圖3。輸入無(wú)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(duì)新型無(wú)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(wú)油渦旋壓縮機(jī)工作腔容積的變化曲線見(jiàn)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(guò)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(kāi)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(guò)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(guò)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(jiàn)圖5。在吸氣階段，容積變化較快；在壓縮過(guò)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(kāi)，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(jiàn)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(kāi)的瞬間，壓力會(huì)出現(xiàn)突變，隨著排氣孔完全打開(kāi)，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(duì)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(jiàn)圖7。氣體在進(jìn)入壓縮機(jī)的吸氣腔前，吸氣管道對(duì)氣體有吸氣加熱的效果，會(huì)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(jiàn)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(kāi)，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(guò)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(kāi)，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(wú)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(kāi)發(fā)了新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的樣機(jī)，測(cè)量在不同排氣壓力下排氣溫度、功率以及排氣量的變化，來(lái)評(píng)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(cè)試樣機(jī)實(shí)物見(jiàn)圖9a，依據(jù)測(cè)試系統(tǒng)原理圖(圖9b)搭建了無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的測(cè)試平臺(tái)，并將模擬與測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行了對(duì)比。本試驗(yàn)數(shù)據(jù)的測(cè)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(jí)》標(biāo)準(zhǔn)執(zhí)行的。

圖9 測(cè)試樣機(jī)及測(cè)試平臺(tái)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(jiàn)圖10?？梢钥闯觯?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(jiàn)圖11。轉(zhuǎn)速較低時(shí)，模擬計(jì)算的排氣量與試驗(yàn)測(cè)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(zhǎng)，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(cè)得的數(shù)據(jù)比較接近。測(cè)試數(shù)據(jù)表明，在構(gòu)建熱力學(xué)模型的過(guò)程中，對(duì)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(jiàn)圖12?？梢钥闯觯?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(duì)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(jiàn)圖13。隨轉(zhuǎn)速的增大，模擬軸功率與試驗(yàn)測(cè)得的數(shù)值均呈增大的趨勢(shì)，且兩者的誤差相對(duì)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(jiàn)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(duì)流傳熱模型，建立了無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的熱力學(xué)模型。

(2)采用歐拉法對(duì)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(guò)對(duì)建立的熱力學(xué)模型計(jì)算得出：傳熱對(duì)壓力和溫度的變化影響最大，而泄漏對(duì)質(zhì)量的變化影響最大。相比有油的渦旋壓縮機(jī)，無(wú)油渦旋壓縮機(jī)具有更高的功率。

(4)測(cè)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(duì)新型無(wú)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(wú)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(chǔ)備，真正實(shí)現(xiàn)能源的高效利用。