王訓(xùn)杰，薛 麗

(江西科技學(xué)院 人工智能學(xué)院，江西 南昌 330029)

1 引言

由于渦旋壓縮機具有高的工作效率、較低的工作噪聲、平穩(wěn)的運動、較小的震動及組成零部件少等優(yōu)點，已廣泛應(yīng)用于空調(diào)、熱泵等領(lǐng)域中。渦旋壓縮機在工作過程中，沿著動靜渦旋盤的渦旋線徑向方向會不可避免的存在一定的間隙，即徑向間隙，經(jīng)大量研究表明此間隙對渦旋壓縮機的性能有一定的影響。若此間隙過大，會使氣體在壓縮的過程中泄漏量增大，導(dǎo)致工作效率變低；若此間隙過小，對制造加工、裝配精度要求高，導(dǎo)致成本和價格的上升[1-3]。因此，渦旋壓縮機的徑向間隙是否在一個合理的范圍內(nèi)，是渦旋壓縮機研究的關(guān)鍵性問題之一。

本文借助PumpLinx流場計算軟件，建立了不同徑向間隙的三維流體模型，生成了較高質(zhì)量的網(wǎng)格，分析了不同的徑向間隙下渦旋壓縮機內(nèi)部流場的性能變化，此研究可為渦旋壓縮機的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供相應(yīng)的參考。

2 仿真模型的建立

2.1 計算幾何模型

動靜盤渦圈型線均為圓的漸開線。具體幾何參數(shù)如下表1所示。

表1 模型幾何參數(shù)

2.2 數(shù)值計算的控制方程

渦旋壓縮機在工作過程中，隨著動盤的運動，內(nèi)部的流體域位置也隨之發(fā)生變化，因此，本文采用動網(wǎng)格技術(shù)對其內(nèi)部流場進行數(shù)值模擬。渦旋壓縮機內(nèi)部流場的流動滿足流體連續(xù)性方程、動量和能量守恒定律，具體的控制方程如下[4]

(1)連續(xù)性方程

式中Ω(t)—— 控制體

ρ——流體密度

v——流體速度

σ——控制體Ω(t)的幾何表面

n——表面σ的法方向

(2)動量守恒方程

式中p——靜壓

f——體積力

對于牛頓流體，上式中的可以表示為

式中μ——動力黏性系數(shù)

ui——速度v的分量(i=1,2,3)

δij——單位應(yīng)力張量

(3)能量守恒方程

式中CP——流體熱容

T——流體溫度

Pr——普朗特數(shù)

S——熱源項

2.3 模型網(wǎng)格劃分

在渦旋壓縮機瞬態(tài)模擬中，各個工作腔與泄漏間隙之間不斷的發(fā)生著周期性的變化，且渦旋壓縮機的幾何結(jié)構(gòu)復(fù)雜、工作過程特殊，所以對渦旋壓縮機的模型進行合理的網(wǎng)格劃分就顯得特別重要。

(1)泄漏間隙

徑向間隙是由于渦旋壓縮機動靜渦旋盤的制造與裝配精度等原因產(chǎn)生的一種間隙，圖1為渦旋壓縮機內(nèi)部徑向間隙的泄漏示意圖，由示意圖可知動靜渦旋盤之間存在的微小間隙會使壓縮氣體從高壓腔向低壓腔泄漏。從圖1所示的泄漏通道可看出，渦旋齒的高度決定了徑向間隙的泄漏線長度，且徑向間隙的大小會隨著泄漏方向的變化而發(fā)生變化，本文計算時設(shè)定該值為常值，仿真計算的泄漏模型選用范諾流動模型。

圖1 渦旋壓縮機內(nèi)部徑向泄漏示意圖

(2)模型網(wǎng)格劃分

本文根據(jù)渦旋壓縮機三維流體域幾何模型及徑向間隙的分析，利用PumpLinx軟件中的笛卡爾網(wǎng)格技術(shù)生成計算域中的網(wǎng)格，同時通過軟件中的scroll模板生成變形區(qū)域和徑向間隙的網(wǎng)格。其中轉(zhuǎn)子變形區(qū)域中的封閉表面的笛卡爾網(wǎng)格由軟件中的特有算法幾何等角自適應(yīng)二元樹生成。在網(wǎng)格劃分時保持間隙網(wǎng)格和工作腔網(wǎng)格的劃分層數(shù)一致。本仿真模型進行網(wǎng)格劃分后，模型中的網(wǎng)格單元有387233個，節(jié)點數(shù)有 754712 個，在渦旋壓縮機的內(nèi)部流體域和動靜渦旋盤的交界處設(shè)有 interface 耦合面，渦旋壓縮機流體域網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 渦旋壓縮機流體域網(wǎng)格

2.4 邊界條件與模型設(shè)置

實際壓縮機中充入的是冷媒，由于冷媒在壓縮過程中會有相變，通過仿真模擬難于實現(xiàn)，因此本文中假設(shè)渦旋壓縮機內(nèi)部流動體為理想氣體。由NIST調(diào)取理想氣體的物性參數(shù)，通過程序?qū)懭隤umpLinx。模擬計算時壓縮機的轉(zhuǎn)速設(shè)為1500 min。由于渦旋壓縮機在高速下運行，工作腔內(nèi)的熱量來不及進行熱傳遞，因此計算時采用絕熱模型。壓力及速度的耦合用SIMPLEC算法求解。仿真的湍流模型選用RNGk-ε模型[5-8]。

在瞬態(tài)計算中，渦旋壓縮機的壓力、溫度和速度場的初始值都設(shè)置為均勻分布，且初始的壓力、溫度與吸氣口的壓力、溫度相等，流場的初始速度設(shè)置為0。進口壓力為6個大氣壓，進口溫度為300 K。

3 仿真結(jié)果分析

本中研究了渦旋壓縮機在同一轉(zhuǎn)速1500 r/min，3種不同的徑向間隙下，渦旋壓縮機的工作腔內(nèi)流場的溫度及壓力分布情況，排氣口的出口溫度及流量。

3.1 壓力場

如圖3所示，此圖為渦旋壓縮機在不同間隙下，主軸轉(zhuǎn)角分別為90°、180°、270°及360°時工作腔內(nèi)的瞬時壓力場分布云圖，圖3中的(a)、(b)、(c)、(d)從左至右渦旋壓縮機的徑向間隙分別為0.0425 mm、0.085 mm及0.1275 mm。

由圖3可知，在同一徑向間隙下，隨著主軸轉(zhuǎn)角的增大，氣體由外緣逐漸壓縮至中心區(qū)域，工作腔內(nèi)的壓力越來越大；不同的徑向間隙，在同一主軸轉(zhuǎn)角下，隨著徑向間隙的增大，工作腔內(nèi)的壓力大致呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢。工作腔內(nèi)的壓力越大，對渦旋齒的變形影響越大，會加速渦旋齒之間的磨損，同時工作腔內(nèi)的密封性也同樣受到影響。

3.2 溫度場

如圖4所示，此圖為渦旋壓縮機在不同間隙下，主軸轉(zhuǎn)角分別為90°、180°、270°及360°時工作腔內(nèi)的瞬時溫度場分布云圖，圖3中的(a)、(b)、(c)、(d)從左至右渦旋壓縮機的徑向間隙分別為0.0425 mm、0.085 mm及0.1275 mm。

圖3 壓力場云圖

圖4 溫度場云圖

由圖4可知，在同一徑向間隙下，隨著主軸轉(zhuǎn)角的增大，氣體壓縮越來越厲害，工作腔內(nèi)的溫度逐漸增大；不同的徑向間隙，在同一主軸轉(zhuǎn)角下，隨著徑向間隙的增大，工作腔內(nèi)的溫度越來越高。工作腔內(nèi)的溫度越大，對渦旋齒的變形影響越大，會加速渦旋齒之間的磨損，同時工作腔內(nèi)的密封性也同樣受到影響。

3.3 出口溫度

圖5為渦旋壓縮機在完成一次吸氣過程中，不同的徑向間隙下，排氣口的出口溫度曲線。由圖5可知，當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)至100°左右時，徑向間隙越小，出口溫度的變化曲線越陡，徑向間隙為0.0425 mm時，溫度瞬間增加了10%左右，而徑向間隙為0.1275 mm時，溫度幾乎保持平穩(wěn)。當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角從120°轉(zhuǎn)至150°時，出口溫度基本保持不變。當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)至150°時，不同的徑向間隙下，溫度均有比較大幅度的增加。當(dāng)主軸轉(zhuǎn)過150°時，不同的徑向間隙下出口溫度均緩慢增加，直到主軸轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)至300°左右時，出口溫度趨于穩(wěn)定。渦旋壓縮機工作時，排氣口的出口溫度不宜過大。

圖5 出口溫度

3.4 輸出流量

圖6為渦旋壓縮機在完成一次吸氣過程中，不同的徑向間隙下，排氣口的輸出流量曲線。由圖6可知，出口流量隨著主軸轉(zhuǎn)角的變化有較大波動，且隨著徑向間隙的增大，渦旋壓縮機的出口流量減小。渦旋壓縮機在啟動階段，輸出流量較小且平穩(wěn)，當(dāng)主軸轉(zhuǎn)至110°左右時，此時渦旋壓縮機的中心壓縮腔逐漸變小，輸出流量劇增且出現(xiàn)較大的波動，其波動性隨著徑向間隙的減小而增大，直到中心壓縮腔氣體完全排出，隨后輸出流量銳減且又趨于平穩(wěn)，進入下一個壓縮周期。

圖6 輸出流量

4 結(jié)論

本文針對新能源汽車空調(diào)用的渦旋壓縮機，利用PumpLinx模擬分析了徑向間隙對渦旋壓縮機非穩(wěn)態(tài)性能的影響規(guī)律，對比分析了不同徑向間隙下內(nèi)部流場的分布規(guī)律。得到如下結(jié)論：

(1)相同轉(zhuǎn)速下徑向間隙的大小對壓縮腔內(nèi)的溫度及壓力都有一定的影響。壓縮腔內(nèi)的溫度及壓力隨著徑向間隙的增大而增大，工作腔內(nèi)的溫度及壓力增大，對渦旋壓縮機的工作將會產(chǎn)生不利影響。

(2)相同轉(zhuǎn)速下徑向間隙的大小對渦旋壓縮機的出口溫度也有一定的影響。出口溫度隨著徑向間隙的減小而增大，且徑向間隙越小，出口溫度在一個壓縮過程中變化越劇烈。

(3)相同轉(zhuǎn)速下徑向間隙的大小對渦旋壓縮機的輸出流量也有較大的影響。輸出流量隨著主軸轉(zhuǎn)角的變化有較大波動，此波動隨著徑向間隙的增大而減小，且隨著徑向間隙的增大，渦旋壓縮機的出口流量呈減小趨勢。