蔣蕓慧 陳亞平 吳嘉峰 顧花朵

(東南大學能源與環(huán)境學院, 南京 210096)

在超臨界二氧化碳(s-CO2)動力循環(huán)、有機朗肯循環(huán)(ORC)發(fā)電系統(tǒng)以及工業(yè)余熱動力回收等循環(huán)系統(tǒng)中,容積式膨脹機因具備中小功率、中小流量、工頻轉速、較低膨脹比、較低成本等特點而被廣泛建議采用[1-4].相較于透平式膨脹機,容積式膨脹機在實際運行中具有更強的靈活性和穩(wěn)定性.然而各類容積式膨脹機亦存在各自的缺點,其中活塞式膨脹機存在著進排氣阻力大、動平衡性能差、工作噪音大以及機械磨損等問題[5]；螺桿式膨脹機則存在三角區(qū)泄漏、承壓承溫較低(不超過3 MPa和250 ℃)、工藝復雜、成本高等缺點[6]；渦旋膨脹機的幾何結構較復雜,且其旋轉慣性力不易平衡,泄漏損失較大[7].滑片式膨脹機的機械結構簡單,制造成本較低,但是氣缸與滑片之間的摩擦磨損和內(nèi)部泄漏帶來的效率偏低問題是其推廣應用的主要阻礙[8-9].其中,運動滑片頂端與靜止氣缸內(nèi)壁之間和轉子與氣缸內(nèi)壁相切處的相對運動均會產(chǎn)生摩擦磨損,影響膨脹機使用壽命,造成能量損耗和效率降低.為減少摩擦,通常會在工質(zhì)中混入一定量的潤滑油,但是潤滑油的存在會造成額外膨脹損失,并使得換熱器的性能變差.對于泄漏問題,Vodicka等[10]的研究表明,通過將滑片式膨脹機內(nèi)部間隙由0.15 mm減小到0.05 mm可有效減少內(nèi)部泄漏,使其等熵效率由0.46提升至0.55.

針對滑片式壓縮機中存在的同樣問題,屈宗長[11]提出了一種只有一塊滑片的同步回轉式壓縮機方案,通過滑片驅動氣缸隨轉子同步轉動,可有效減輕轉子與氣缸的相對運動所造成的摩擦和磨損.但由于該方案的滑片數(shù)目少,壓力和流量脈動比較明顯.周曉裕[12]、Gu等[13]研究了氣缸隨著轉子旋轉的滑片式壓縮機方案,理論分析和數(shù)值模擬結果顯示,氣缸隨轉的滑片式壓縮機的滑片與氣缸內(nèi)壁面的相對速度約降低為氣缸固定不動的滑片式壓縮機的1/10,極大地降低了摩擦和磨損,并可改善壓力和流量脈動.

近年來,數(shù)值模擬方法,特別是以用戶自定義函數(shù)(UDF)為基礎的動網(wǎng)格技術被廣泛應用于旋轉機械的模擬來仿真物理現(xiàn)象,以進行結構優(yōu)化和工況對比,可簡化研究過程并節(jié)約研究成本.Sun等[14]通過計算流體動力學(CFD)技術對渦旋式壓縮機進行非穩(wěn)態(tài)模擬,根據(jù)流場結果分析得出相應機型的后續(xù)優(yōu)化方向.Ye等[15]提出了一種結合UDF的動態(tài)網(wǎng)格生成方法,并以此對海水反滲透系統(tǒng)的旋轉葉片能量回收裝置進行空化現(xiàn)象模擬,為旋轉葉片機械的優(yōu)化設計提供參考.Bianchi等[16]提出一種針對滑片式機械的節(jié)點位移網(wǎng)格生成法,對小型ORC膨脹機進行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,分析了主流場以及滑片端部的泄漏路徑.

本文的研究對象是在氣缸隨轉子旋轉的滑片式壓縮機[12-13]基礎上設計的一種新型滑片式膨脹機,利用氣缸隨轉子轉動的理念減小摩擦磨損,通過縮小轉子直徑增大腔室容積,并在進、排氣流道中設置導葉.針對6片和12片兩種不同滑片數(shù)目的膨脹機,采用SolidWorks機械設計軟件對其流體域進行幾何建模,采用ICEM前處理軟件進行混合網(wǎng)格劃分,并通過動網(wǎng)格及CFD技術對各方案進行內(nèi)部流場的三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,監(jiān)測進、排氣邊界物理參數(shù),根據(jù)結果分析不同方案的內(nèi)部流場特征以及排氣流量、溫度和滑片端部泄漏流量的變化,總結不同方案的性能差異,并尋找優(yōu)化方案.

1 計算模型

1.1 膨脹機結構簡介

該新型膨脹機整體構成及內(nèi)部結構如圖1所示,主要部件除機殼、氣缸、轉子、軸承和機械密封外,還增設了導流盤結構,嵌合在設有軸向進、排氣口的左端蓋內(nèi)側.氣缸同軸布置于機殼內(nèi),轉子偏心布置于氣缸內(nèi),若干塊滑片均勻布置于轉子上的矩形槽內(nèi),劃分出相應數(shù)目的單元膨脹腔室；其中一塊寬滑片嵌入氣缸上軸向等腰梯形槽內(nèi),用于驅動氣缸同步轉動；膨脹機左端蓋上設有從圓形過渡到滴水形的軸向進、排氣口,導流盤上與之對應位置的扇面形截面的導流通道內(nèi)分別設置2個和5個導流葉片,以增強做功能力并實現(xiàn)更好的流動效果.該膨脹機的氣缸半徑為100 mm,轉子半徑為82 mm,轉子偏心距為12 mm,腔室軸向長度為162 mm,滑片寬度為8 mm,入口管內(nèi)徑為20 mm,出口管內(nèi)徑為50 mm.

圖1 膨脹機結構示意圖

1.2 網(wǎng)格劃分方法

由于該膨脹機模型內(nèi)部流通區(qū)域形狀較復雜,將其分為包含導葉的進排氣流道、各單元膨脹腔室以及滑片端部間隙3部分,為節(jié)省計算資源和便于實現(xiàn)局部動網(wǎng)格,采用混合網(wǎng)格進行模擬計算.

在機械設計軟件SolidWorks中對膨脹機流通區(qū)域建模時,對幾何形狀不規(guī)則的進、排氣流道進行結構簡化,并在網(wǎng)格劃分軟件ICEM中進行幾何修復,隨后對其進行非結構網(wǎng)格劃分.而膨脹腔室的幾何輪廓為偏心環(huán)狀,無法采用周期性網(wǎng)格,因此本文借助ICEM的block生長功能和O-block劃分思想,將單元膨脹腔室和滑片端部間隙劃分為結構化網(wǎng)格.本文取滑片端部與氣缸內(nèi)壁形成的泄漏間隙為0.02 mm.各部分網(wǎng)格劃分完成后需在ICEM中進行合并處理以形成網(wǎng)格裝配體,如圖2(a)所示.在模擬計算開始之前進行網(wǎng)格自檢,確保不存在負體積,并在滑片端部間隙g1處設置參考端面,用于實時監(jiān)測端部間隙泄漏狀況,如圖2(b)所示.

(a) 網(wǎng)格裝配體

1.3 CFD模擬方法

采用FLUENT軟件進行三維瞬態(tài)湍流模擬,選取絕熱、無滑移壁面邊界條件,考慮空氣的黏性、可壓縮性和渦流的影響；選取RNGk-ε湍流雙方程模型,啟用基于壓力的瞬態(tài)求解器,采用COUPLED算法處理壓力與速度二者的耦合,控制方程包括質(zhì)量、動量和能量守恒方程,選用二階迎風格式離散控制方程.模擬計算的進、出口邊界條件分別選取壓力進口和壓力出口條件,進氣口總壓為0.5 MPa,進氣口溫度為600 K,排氣口背壓為0.1 MPa,總膨脹壓比為5,轉速為1 500 r/min.此外,為使各計算域之間得以傳遞信息,將進、排氣流道，膨脹腔室以及泄漏間隙之間相結合的面設定為交界面條件并進行面的耦合.

為展現(xiàn)環(huán)形腔室內(nèi)部流場隨轉動時間的變化,采用動網(wǎng)格技術,通過編譯特定的UDF文件,以DEFINE_GRID_MOTION宏命令實現(xiàn)膨脹腔室及滑片端部泄漏間隙體網(wǎng)格、面網(wǎng)格的節(jié)點運動,選取彈性光順方法來控制動態(tài)計算域的網(wǎng)格更新,并通過缸內(nèi)模型定義轉速,取旋轉步長為0.2°,最終實現(xiàn)氣缸與轉子按照指定轉速同步轉動的效果.

1.4 網(wǎng)格獨立性驗證

Gu等[13]采用與計算氣缸隨著轉子旋轉的滑片式壓縮機相同的數(shù)值模擬方法對比驗證了已有的滑片式壓縮機方案的試驗結果.本文所采用數(shù)值模擬計算方法與之相同,且研究對象也為同類機型,所以本文驗證方法也可認為可行.

為既滿足計算精度又節(jié)省時間成本,本文選取6滑片的方案對膨脹機網(wǎng)格規(guī)模進行了網(wǎng)格獨立性驗證.為加快計算,在使用SolidWorks建模時將網(wǎng)格獨立性驗證模型的軸向長度減為一半,即調(diào)整為81 mm.在ICEM中,進、出口流道的非結構化網(wǎng)格根據(jù)其特征尺寸將全局網(wǎng)格尺度初步設為3.5,流道邊界層初始高度設為0.02,增長率為1.2,共取5層,共設置了4組網(wǎng)格方案.動網(wǎng)格部分的具體節(jié)點分布及膨脹機運轉穩(wěn)定后的計算結果如表1所示.可見網(wǎng)格方案3與網(wǎng)格方案4的質(zhì)量流量只相差0.15%,綜合考慮計算精度和時間成本以及6滑片方案的代表性,選取較為合適的網(wǎng)格方案3網(wǎng)格尺寸.

表1 網(wǎng)格獨立性驗證方案及結果

2 模擬結果分析

2.1 方案描述

根據(jù)噴嘴能量轉換的原理,流體在葉柵流道中產(chǎn)生焓降,相應地壓力和溫度均降低,而流速增加.因此葉柵流道除了改變流體方向外,還可產(chǎn)生膨脹效應,增強了流體對滑片的沖擊力和做功能力.本文模型中,進氣導葉采用機翼型,導葉間形成的葉柵單元流道如圖3(a)所示,其進口截面A0的寬度為15.5 mm,喉部截面A1的寬度為5.8 mm,葉片安裝角β為20°；進氣導葉數(shù)目為2片,如圖3(b)所示；排氣導葉采用兩端均為尖頭的結構,其數(shù)目為5片,頭尾均參考進氣導葉的尾端尺寸設計,如圖3(c)所示.

(a) 單元流道

為分析不同滑片數(shù)對膨脹機性能的影響,本文討論了滑片數(shù)目分別為6和12兩種方案,且為保證從膨脹程度最大處開始排氣,排氣通道的初始端需要根據(jù)不同單元腔室大小進行調(diào)整.其中,方案1為6滑片,排氣通道的初始邊和終邊的角度在210°～285°之間,角度變化范圍為75°；方案2為12滑片,排氣通道的初始邊前移,排氣角度變化范圍為90°.上述2種方案中進、排氣通道的終邊和導葉位置均維持不變.

2.2 流場云圖分析

2.2.1 進氣導葉流場云圖分析

由于排氣導葉主要用于改變排氣流動方向,起導流作用,限于篇幅,僅對進氣導葉進行分析.圖4(a)～(c)分別為進氣導葉處的壓力分布、溫度分布和速度及流線分布云圖.圖中,p表示壓力,MPa；T表示熱力學溫度,K；v表示速度,m/s.由圖4(a)可見,在進口的導葉處形成了由高壓漸變到低壓的膨脹效應,且壓降最低處出現(xiàn)在導葉形成的噴嘴喉部；相應地,圖4(b)顯示進氣溫度經(jīng)過導葉后也出現(xiàn)了明顯的溫降,而圖4(c)顯示進氣速度在導葉噴嘴中出現(xiàn)了速度驟增的現(xiàn)象.進氣流經(jīng)導葉前后的壓力、溫度及速度的變化符合能量守恒原則,且進氣流方向由垂直方向經(jīng)由導葉變?yōu)樾鼻邢?既有利于擾動腔內(nèi)流體,又有助于推動滑片旋轉.因此,在進氣段采用導葉結構對于提高膨脹機做功能力和腔內(nèi)流場的均勻分布都是有利的.

(a) 壓力分布

2.2.2 整體流場云圖分析

本節(jié)分別選取可以表征轉過一個單元膨脹腔的旋轉角度θ不同的3個時刻,展示了2種方案的內(nèi)部流場特性.圖5、圖6和圖7分別為方案1、方案2在3個旋轉時刻對應的壓力場、速度流線和溫度場分布.

(a) 方案1,θ=0

(a) 方案1,θ=0

(a) 方案1,θ=0

由圖5可見,同一方案的不同旋轉時刻,單元膨脹腔室的壓力隨著旋轉方向由進氣到排氣逐漸降低.為了防止串漏,排氣終邊與進氣始邊之間的夾角必須超過一個腔室的夾角,此段夾角即為余隙容積段,排氣結束后的殘留氣體隨著腔室向進氣段的旋轉會受到一定程度的壓縮,隨后與進氣一同參與新一輪的膨脹.當完成排氣的腔室部分接通高壓進氣時,會對該腔室的2塊滑片施加凈反向作用力.對比方案1和方案2可知,隨著滑片數(shù)的增多,腔室范圍及其2塊滑片的高度差均減小,故凈反向作用力亦減??；而對滑片施加正向作用力的各個膨脹腔室之間的壓力過渡則比較均勻.

由圖6所示的速度流線分布可見,2種方案的腔內(nèi)流速整體呈現(xiàn)較均勻的分布.由于進氣導葉的存在,進氣段腔室內(nèi)出現(xiàn)明顯的高速渦流,而該渦流會連續(xù)出現(xiàn)在2～3個腔室內(nèi),隨后腔內(nèi)流動穩(wěn)定,在排氣段附近渦流再次出現(xiàn),此類擾動有利于流場溫度及壓力的均勻分布.此外,雖然滑片數(shù)目的增多使得單元膨脹腔室縱橫比增大,但進氣末端產(chǎn)生的高速氣流仍然可以擾動到腔室的最底部,未產(chǎn)生流動死區(qū).

由圖7可見,2種方案的溫度分布十分相似,進氣端相連的腔室具有最高的溫度,隨著旋轉的進行,溫度逐漸降低,排氣結束后,余隙容積內(nèi)的排氣余量隨著進一步旋轉而受到一定程度的壓縮,溫度有所升高并參與下一輪膨脹.

2種方案中,方案1各個膨脹腔室內(nèi)的溫度分布較為均勻,但高溫段占比較大,相鄰腔室間溫度差亦較大；而方案2各個腔室內(nèi)的高溫段占比較小,相鄰腔室間溫差也較小.對于方案1,進口末端由于導葉的膨脹效應形成的低溫尾流較為明顯,而方案2這種現(xiàn)象逐漸變得不明顯,這應該是由于2種方案排氣終邊方位角均一致,使得滑片數(shù)較多的方案較早地脫離排氣低壓區(qū).因此為了降低余隙容積對進氣的影響,排氣終邊也應隨著滑片數(shù)目增多而后移.

基于上述分析,以下的討論增加了方案3,即在方案2基礎上將排氣終邊延后25°,排氣角度變化范圍增加到115°.在排氣結束和進氣開始之間留有45°間隔.

2.3 排氣參數(shù)分析

計算結果表明，膨脹機在運行到第3轉時排氣質(zhì)量流量mout呈現(xiàn)穩(wěn)定的周期性變化,而運轉至第6轉時排氣溫度Tout亦呈現(xiàn)穩(wěn)定的周期性變化.圖8顯示了膨脹機運行穩(wěn)定后的一個典型旋轉周期內(nèi)3種方案的排氣參數(shù)變化.各參數(shù)均呈現(xiàn)周期性波動,且波形數(shù)目與相應方案的滑片數(shù)目一致,滑片數(shù)目多的方案則排氣更加連續(xù)穩(wěn)定.圖8(a)顯示滑片數(shù)目多的方案的排氣質(zhì)量流量反而有所減小,但排氣終邊延后的方案3的排氣質(zhì)量流量比方案2略有增加.圖8(b)所示3種方案的排氣溫度變化區(qū)間相近,相比滑片數(shù)較多的方案2、方案3,方案1的溫度波動更大,而排氣終邊延后的方案3的排氣溫度水平顯然低于方案1、方案2.

(a) 排氣質(zhì)量流量

圖9顯示了3種方案的排氣參數(shù)平均值的比較.方案1～方案3的平均排氣質(zhì)量流量分別為22.0、20.7、21.2 g/s,方案2較方案1和方案3較方案2平均排氣質(zhì)量流量分別減小5.91%和增大2.42%；平均溫度分別為432.38、434.43和429.87 K,可見方案3的排氣溫度低于方案2,方案2較方案1和方案3較方案2平均溫度分別升高2.05 K和降低4.56 K；3種方案的平均等熵效率分別為77.42%、76.49%、78.57%,方案2較方案1和方案3較方案2平均等熵效率分別下降0.93%和提高2.08%.

圖9 3種方案平均值的對比

2.4 泄漏分析

在模擬計算中對滑片與氣缸之間形成的間隙g1進行了端面質(zhì)量流量監(jiān)測,其初始位置在180°處(見圖2),所得曲線如圖10所示,泄漏流量mgap值為負時表示與運動方向相反.整體上3種方案泄漏曲線趨勢一致.被監(jiān)測滑片受排氣口低壓的影響在初始階段基本無泄漏,旋轉90°后開始逆向泄漏,方案3泄漏出現(xiàn)的時間最晚.逆向泄漏說明從此時開始產(chǎn)生余隙容積,排氣段的低壓腔隨著旋轉開始受到壓縮并產(chǎn)生壓力回升.至受監(jiān)測滑片旋轉180°后開始轉為正向泄漏,此時正對應進氣段,峰值處說明膨脹腔到達此處時壓力和兩側腔室的壓差最大,隨后膨脹階段壓力逐漸降低.方案1、方案2和方案3對應的平均泄漏流量依次遞減,分別為0.127、0.070、0.066 g/s,方案2較方案1和方案3較方案2平均泄漏流量分別下降44.88%和5.71%.可見膨脹腔室數(shù)目越多,排氣終邊角度越大,則相鄰腔室之間壓力差以及從滑片端部間隙所泄漏的流量就越少.

圖10 滑片端部泄漏隨氣缸旋轉角的變化

3 結論

1) 帶導葉的進氣流道會產(chǎn)生一定的壓降和溫降,使流速增加,且流動方向由垂直變?yōu)樾鼻邢?沖擊滑片產(chǎn)生旋轉運動,有利于改善流動狀況,即使腔室縱橫比增大時,進氣渦流仍然可以擾動到腔室底部,有利于增強膨脹機做功能力.

2) 滑片數(shù)目由6增加至12,膨脹機的排氣連續(xù)性增強,平均排氣質(zhì)量流量減小5.91%,平均排氣溫度升高2.05 K,等熵效率下降0.93%,平均泄漏流量減少44.88%.若增加滑片數(shù)目的同時將排氣終邊延后25°,則可減少余隙容積,使平均排氣質(zhì)量流量增大2.42%,平均排氣溫度降低4.56 K,等熵效率提高2.08%,平均泄漏流量減少5.71%.

3) 氣缸與轉子同步轉動使得在滑片端部與氣缸內(nèi)壁產(chǎn)生的摩擦和磨損減弱,且本文的偏心環(huán)形腔室結構與采用轉子與氣缸相切的月牙形腔室結構相比,有效增大了腔室的容積,但存在余隙容積問題,當排氣終邊延后時,余隙容積對膨脹機性能的影響減弱.