李曉然，鐘 華，杜 鑫，楊 旭

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

1 引言

渦旋壓縮機與其他類型的容積式壓縮機相比，擁有易損件少、重量輕、體積??；氣體的流動損失較小；容積效率較高等優(yōu)良特性。隨著渦旋壓縮機應(yīng)用場合的拓展，許多都要求運行工質(zhì)無污染，因此，無油渦旋壓縮機成為了諸多專家和學(xué)者的重點研究領(lǐng)域。

趙遠揚等人[1]結(jié)合噴水無油渦旋空壓機的換熱和工作特性，建立了熱力學(xué)模型，并通過模擬計算分析了轉(zhuǎn)速和噴水量對性能的影響，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)無油渦旋壓縮機的特點，分析了其冷卻系統(tǒng)各部分的散熱量，對冷卻系統(tǒng)進行檢測和控制，從而得到了潤滑油溫度和靜盤溫度隨噴水量的變化規(guī)律。肖根福等人[3]針對無油渦旋壓縮機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動網(wǎng)格技術(shù)進行了二維和三維的流場模擬，展示了渦旋壓縮機工作過程中壓縮腔內(nèi)的流動規(guī)律。王俊亭[4]分析了渦齒和散熱區(qū)域溫度分布規(guī)律，得到了風冷式無油渦旋壓縮機的動盤、小曲拐、主軸和機架的作用力及力矩變化過程，并以減少泄漏為目標，根據(jù)渦旋盤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的傳熱過程和氣體泄漏過程，構(gòu)建數(shù)學(xué)模型對無油渦旋壓縮機的熱力學(xué)工作過程進行分析，并采用實驗驗證了該數(shù)學(xué)模型的可靠性。

無油渦旋壓縮機，由于渦盤散熱方式的改變，簡單的理論計算不能滿足壓縮機結(jié)構(gòu)參數(shù)的準確計算，為了更好地指導(dǎo)壓縮機的結(jié)構(gòu)設(shè)計與樣機研制，有必要借用數(shù)值模擬方法對壓縮機的熱力過程和內(nèi)部流場進行較為精確的計算。目前國內(nèi)的研究機構(gòu)對無油渦旋壓縮機進行了大量的研究，但是當前對于無油渦旋壓縮機在不同實際工況下，流場的數(shù)值模擬分析還較為欠缺。為了進一步提高無油渦旋壓縮機的設(shè)計及研制水平，依托車用無油空氣渦旋壓縮機的研發(fā)項目，采用PumpLinx計算軟件，對壓縮機熱力過程和內(nèi)部流場進行三維瞬態(tài)數(shù)值模擬，得到壓縮工作過程中工作腔內(nèi)的壓力、溫度和速度分布，并結(jié)合仿真結(jié)果分析對壓縮機性能的影響。

2 基本參數(shù)和數(shù)值方法

2.1 基本參數(shù)

無油渦旋壓縮機主要部件有動渦盤、靜渦盤、主軸和殼體等。本文采用圓的漸開線作為渦旋型線，并對渦圈的始端采用對稱圓弧加直線修正。

無油渦旋壓縮機基本參數(shù)，見表1。

表1 無油渦旋壓縮機基本參數(shù)

2.2 數(shù)值模型

本文利用PumpLinx 做數(shù)值計算時，選用了RNG k-ε湍流模型。邊界條件均為壓力進出口條件，設(shè)置進氣壓力為1.01325×105Pa，進氣溫度設(shè)置為300 K，出口壓力和轉(zhuǎn)速根據(jù)計算工況進行設(shè)定。空間插值格式采用一階迎風格式，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。為了準確記錄腔體內(nèi)的流場信息，在渦旋壓縮機幾何模型中沿靜渦盤內(nèi)壁面設(shè)置了12個監(jiān)測點。如圖1所示，每個監(jiān)測點角度相差90°，z軸坐標均為13.75 mm。

網(wǎng)格劃分方面，將整個流體域分為進氣管、排氣管和工作腔3個部分，動網(wǎng)格區(qū)域和靜網(wǎng)格區(qū)域分開劃分，通過交界面進行數(shù)據(jù)交互。工作腔與進氣管和排氣管設(shè)有2個交界面，使3個計算區(qū)域連接在一起。三維網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖1 監(jiān)測點的設(shè)置

圖2 三維網(wǎng)格劃分

3 計算結(jié)果分析

渦旋壓縮機內(nèi)部流場隨著主軸轉(zhuǎn)角的變化而變化，流動狀況也較為復(fù)雜多變，使用實驗設(shè)備獲得即時的物理場信息困難較大，通過CFD方法可以較為方便的求解內(nèi)部流場分布。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。對渦旋壓縮機工作過程中不同角度下的壓力、溫度、速度等進行描述和分析。

3.1 壓力場

圖3 不同轉(zhuǎn)角下壓力云圖

定義吸氣腔閉合的時刻主軸轉(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，將對稱壓縮腔進行劃分，見圖3（a）?？梢钥闯觯瑔蝹€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。在一個旋轉(zhuǎn)周期中，工作腔內(nèi)的壓力最高可達0.87 MPa，高于排氣背壓0.81 MPa，存在一定的過壓縮；當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。對于本文的無油渦旋壓縮機來說，動渦盤公轉(zhuǎn)方向為順時針，工質(zhì)從吸氣管進入壓縮機后流入右側(cè)壓縮腔與動盤公轉(zhuǎn)方向相同，相對于進入左側(cè)壓縮腔更為順暢，致使各壓縮腔進氣量存在略微差異，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稱工作腔1-1、1-2、1-3內(nèi)的壓力。此外，也可以推斷，在當前轉(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，隨著渦旋壓縮機動渦盤的旋轉(zhuǎn)，內(nèi)外工作腔的壓差逐漸增大，且對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)角時分別為0.003 MPa和0.0043 MPa?？梢?，在壓縮機形成初始最大封閉容積時，吸氣終了壓力的不同對壓縮過程也會造成一定程度的影響。

圖4為監(jiān)測點1～12的壓力變化曲線，由圖中可以看出，隨著監(jiān)測點越來越靠近中心腔，能達到的最大壓力也越來越大。本文的壓縮機樣機動、靜渦盤之間的徑向間隙為20 μm，可以看做一個狹長的微小泄漏通道，通道兩端具有較大的壓差，當動、靜渦盤渦圈嚙合線掠過某監(jiān)測點時，監(jiān)測點的壓力便會急劇變化，以監(jiān)測點5為例，轉(zhuǎn)角到達90°時，工作腔2-2和2-3之間的嚙合線運動到該點處，該點壓力迅速由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)測點的壓降也變大。

表2 各壓縮腔平均壓力 單位：MPa

3.2 溫度場

在無油渦旋壓縮機的設(shè)計開發(fā)過程中，由于對散熱的要求較高，整機的熱管理十分重要，因此有必要對壓縮機運行時溫度場進行研究。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)泄漏以及渦盤散熱，使得溫度分布具有很大的不均勻性。在工作過程中壓縮機通過動靜渦盤背面的散熱肋片在冷卻風道內(nèi)進行強制對流換熱，因此工作腔內(nèi)軸向存在較大溫度梯度。然而，在渦盤徑向方向上，同壓力分布情況相似，隨著內(nèi)壓縮過程的持續(xù)進行，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，對稱腔的溫度分布存在差異。由壓力云圖的分析可知，壓縮機工作過程存在一定的過壓縮，當工作腔與排氣腔連通之前工質(zhì)壓力達到最大，溫度也達到最高；由圖5（e），工作腔內(nèi)溫度最高可達515 K。

圖4 監(jiān)測點處壓力曲線

圖5 不同轉(zhuǎn)角下溫度云圖

圖6為主軸旋轉(zhuǎn)一圈內(nèi)壓縮機排氣管出口處瞬時溫度的變化曲線。排氣溫度隨著轉(zhuǎn)角變化幅度不大，最高可達460 K，在轉(zhuǎn)角到達300°時達到最低，為449.6 K。造成排氣溫度瞬時變化的主要原因是在整個排氣過程中，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刻變化，由此造成排氣流速的變化，當排氣流速較高時，氣流與排氣管壁面間的換熱時間較短由此造成了較高的溫度；反之，當排氣流速較低時，由于換熱充分，所以氣體的溫度有所降低。

3.3 速度場

渦旋壓縮機在工作過程中，工作腔內(nèi)工質(zhì)的流態(tài)隨著渦盤的轉(zhuǎn)動在時刻變化著，甚至會形成渦流，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)流場的流動規(guī)律。從圖中可以看出，流線從渦盤壁面延伸出來，整體的流動方向與動渦盤的運動方向一致，隨著各個工作腔容積的減小，由動盤帶動著由低壓腔被強制推向高壓腔。工作腔內(nèi)流線的顏色基本一致，除了間隙處，整個流場的流速變化不大，處在6～38 m/s之間。隨著動盤的運動，越向中心腔靠近工質(zhì)的流速越低，當壓縮腔和排氣腔連通后，排氣開始，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，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)開始升高，會有一部分氣體從吸氣口被擠推出來，因而兩吸氣口均產(chǎn)生了渦流。曲軸轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)過0°后，右下角箭頭處的流道逐漸打開，加上受動渦盤順時針轉(zhuǎn)動的影響，由吸氣口進入的工質(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稱的工作腔1-1內(nèi)的壓力。由圖7（c）～（e） 可以看到，隨著動盤的繼續(xù)運動，動盤渦圈最外側(cè)壁面與壓縮機殼體內(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，因此沿著動盤的外壁面產(chǎn)生了渦流，隨著間隙位置的移動渦也向內(nèi)移動。在整個流場中，相鄰工作腔間泄漏間隙處的氣體流速相對較大，特別是在中心腔與第二對工作腔之間能達到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、靜渦盤渦圈嚙合線的逐步內(nèi)移，各個泄漏間隙處的氣體流速因為相鄰工作腔壓差的增大而逐步增大。由此可以發(fā)現(xiàn)，在無油渦旋壓縮機當中，由于沒有潤滑油的密封作用，在相同泄漏間隙值下，壓縮機的內(nèi)部泄漏相對于有油壓縮機更為明顯，為此保證動、靜渦盤之間可靠的泄漏間隙值對提高壓縮機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 進出口流量

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

從圖中可以看出，由于在壓縮機吸、排氣過程中，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，所以整個吸氣、排氣過程中氣體質(zhì)量流量呈現(xiàn)一定的波動；此外，由于渦旋壓縮機的吸、排氣過程所持續(xù)的主軸轉(zhuǎn)角均為360°，所以壓縮機進、出口處質(zhì)量流量變化周期即為360°。另外，進出口質(zhì)量流量一個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 進出口質(zhì)量流量曲線圖

4 結(jié)論

本文利用CFD軟件PumpLinx對壓縮機熱力過程進行了數(shù)值模擬。模擬結(jié)果表明：無油渦旋壓縮機單個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)，且一對對稱工作腔內(nèi)壓力和溫度存在差異；吸氣過程結(jié)束前，吸氣腔容積有略微降低，吸氣口會產(chǎn)生渦流；沒有潤滑油的密封作用，在相同泄漏間隙值下，無油渦旋壓縮機的內(nèi)部泄漏相對于有油壓縮機更為明顯。本文研究，為進一步研究無油渦旋壓縮機的冷卻及性能優(yōu)化提供了依據(jù)參考。