魏子杰

（重慶交通大學(xué)機電與車輛工程學(xué)院，重慶 400074）

0 引言

汽車渦旋壓縮機通常在高轉(zhuǎn)速下運行，為了確保壓縮機在高速運行時保持平穩(wěn)，需要提供足夠的潤滑油[1]。然而當(dāng)潤滑油過多時會影響壓縮機的性能。因此，研究渦旋壓縮機的油循環(huán)率是很有必要的。

楊傳波等[2]對渦旋壓縮機（R134a）進行研究，建立了數(shù)學(xué)模型并驗證其準(zhǔn)確性，研究在不同工況條件下油循環(huán)率對壓縮機性能的影響，結(jié)果為當(dāng)油循環(huán)率介于7%～9%時，渦旋壓縮機可獲得較佳的工作性能; 陳志明等[3]對電動渦旋壓縮機（R22）進行了仿真和實驗對比研究，研究OCR對壓縮機排氣溫度、容積效率等的影響，結(jié)果表明，當(dāng)油循環(huán)率介于5% ～12%時，壓縮機的性能達到最佳值。胡青等[4]研究了斜盤式壓縮機（R12）并進行實驗，采用物性修正計算法對壓縮機的性能進行計算，實驗結(jié)果表明，當(dāng)OCR介于5% ～8%時壓縮機的性能最佳，但當(dāng)OCR約為10%時油對測量誤差的影響達到8%～10%。張斌等[5]研究了油循環(huán)率變化對補氣式壓縮機性能的影響，結(jié)果表明油循環(huán)率在5.5%左右時制熱COP（制熱效率）達到最高值；與非補氣狀態(tài)對比，補氣壓力為0.35 MPa時的系統(tǒng)制熱量和制熱COP分別提升了5.7%、2.0%；此時壓縮機出口排氣溫度會隨含油量的增加而下降。Ossorio等[6]實驗研究各參數(shù)對變頻渦旋壓縮機（R290）油循環(huán)率的影響，并得出結(jié)論：轉(zhuǎn)速和蒸發(fā)溫度是影響油循環(huán)率的主要因素。

本文構(gòu)建了基于汽車空調(diào)的渦旋壓縮機工作過程熱力學(xué)模型，并建立渦旋式壓縮機數(shù)值模型，搭建壓縮機性能實驗臺及OCR測量裝置用以驗證數(shù)值模型準(zhǔn)確性。OCR定義為

式中：OCR為油循環(huán)率；Woil為潤滑油質(zhì)量流量：Wref為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s。

本文研究在不同工況下汽車空調(diào)渦旋壓縮機排氣溫度、制冷量和軸功率與油循環(huán)率的關(guān)系。

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 幾何模型

渦旋壓縮機在工作過程中動渦旋盤繞靜渦旋盤做公轉(zhuǎn)平動，使得動靜渦旋盤之間的容積成周期性變化從而實現(xiàn)吸氣、壓縮和排氣工作，渦旋齒的幾何參數(shù)基本一致，安裝時將動渦旋齒和靜渦旋齒錯開180°安裝。某時刻其壓縮機工作腔模型如圖1所示。

圖1 渦旋壓縮機工作腔模型

1.2 傳熱模型

渦旋壓縮機工作過程中在吸排氣過程、各壓縮腔之間均存在換熱現(xiàn)象，壓縮機工作腔內(nèi)的熱傳遞現(xiàn)象主要包括吸氣加熱和工作腔加熱兩部分[7]。

吸氣加熱公式為

壓縮機工作腔內(nèi)加熱公式為

式中：Cp為平均質(zhì)量定壓熱容；Lp和Ls分別為壓縮機進氣管溫度和最初的進氣溫度；bp和fp分別為壓縮機進氣管的直徑和長度；hc為對流換熱系數(shù)；M（φ）和M（k，f）分別為壓縮腔內(nèi)介質(zhì)平均溫度和壓縮機第k個腔在θf時的溫度，θf為形成第k個工作腔時的主軸轉(zhuǎn)角；A為傳熱面積。

1.3 徑向泄漏和切向泄漏模型

由于在實際加工和安裝的過程中不可避免地會產(chǎn)生偏差，因此渦旋壓縮機內(nèi)部會存在內(nèi)泄漏，主要有徑向泄漏和切向泄漏兩種形式。工作腔內(nèi)的氣體變化率為

式中：ml－1為從第l-1個壓縮腔泄漏到第l個壓縮腔的氣體質(zhì)量。

徑向泄漏的泄漏量為

切向泄漏的泄漏量為

式中：L為軸向間隙長度，g為重力加速度，um為平均流速，ρ為密度，D為當(dāng)量直徑，λ為摩擦因數(shù)。

2 數(shù)值模型

2.1 網(wǎng)格模型

本研究利用SolidWorks軟件對渦旋壓縮機的壓縮腔進行建模，并將所構(gòu)建的模型導(dǎo)入CFD軟件以進行網(wǎng)格劃分。利用CFD商業(yè)軟件Pumplinx中嵌入的移動網(wǎng)格算法控制變形渦旋子域的運動。在整個工作過程中，網(wǎng)格不斷重新網(wǎng)格化，配合移動變形邊界。在仿真域中，徑向間隙為0.02 mm，由于密封條和軸向柔性調(diào)節(jié)機構(gòu)的存在，忽略了軸向間隙。對包括進氣道、工作腔和排氣管在內(nèi)的整個壓氣機流域生成六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格。

2.2 湍流模型

渦旋壓縮機內(nèi)流體流動與所有流動現(xiàn)象一樣都要受質(zhì)量、動量以及能量守恒定律等基本定律的支配。本文基于渦旋壓縮機內(nèi)流道氣液兩相流進行模擬，用歐拉模型來模擬潤滑油與制冷劑之間的相互作用。由于標(biāo)準(zhǔn)模型不能準(zhǔn)確模擬強旋流等流動，從而選用了RNG k-ε模型，其控制方程如下：

2.3 徑向間隙對進出口質(zhì)量流量影響分析

設(shè)定壓縮機在轉(zhuǎn)速為2000 r/min時，時間步長為每步0.000 01 s，共2000步，故0.02 s為模擬壓縮機轉(zhuǎn)動一圈所花時間。壓縮機內(nèi)部流體從高壓腔到低壓腔的泄漏，會使工作腔之間存在質(zhì)量交換，引起腔內(nèi)流體質(zhì)量的變化。圖2為3個周期內(nèi)進出口質(zhì)量流量，可以看出在渦旋壓縮機穩(wěn)定工作后，進出口差值的平均質(zhì)量流量穩(wěn)定在0.121 kg/s。這是因為渦旋壓縮機動靜盤實際徑向間隙為2 μm，而仿真徑向間隙設(shè)置為20 μm，如果間隙再縮小，在生成動網(wǎng)格的過程中會產(chǎn)生負體積，無法進行網(wǎng)格建模，故產(chǎn)生內(nèi)泄漏，內(nèi)泄漏也會導(dǎo)致仿真性能分析實驗結(jié)果產(chǎn)生偏差[8]。

圖2 進出口質(zhì)量流量

3 壓縮機實驗系統(tǒng)

3.1 壓縮機性能測試裝置

為了驗證本文數(shù)值模型的 準(zhǔn) 確性，需對數(shù)值模擬結(jié)果通過實驗進行對比。該實驗裝置根據(jù)第二制冷劑量熱器法搭建。性能實驗系統(tǒng)如圖3所示。

圖3 壓縮機性能實驗系統(tǒng)

第二制冷劑量熱器法是：在密閉容器中裝有適量的第二制冷劑，電加熱器在第二制冷劑中被完全浸沒。制冷系統(tǒng)工作時，形成的第二制冷劑蒸汽進入液面上方的氣相空間。制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)需要吸收熱量，同時將第二制冷劑蒸汽冷凝成液滴并落入第二制冷劑，形成熱量傳輸。在穩(wěn)態(tài)情況下，制冷劑帶走的熱量與電加熱器傳輸進量熱器中的熱量相等。實驗采用R22作為第二制冷劑，R134a作為制冷系統(tǒng)中的制冷劑。

質(zhì)量流量計可對制冷劑的質(zhì)量流量進行直接測量。

3.2 油循環(huán)率測試裝置

為了調(diào)節(jié)油循環(huán)率，在壓縮機和冷凝器之間安裝了一個潤滑油的分離器（分離率99.9%）。這樣可以將制冷劑與潤滑油分離開。潤滑油經(jīng)過中返回壓縮機內(nèi)部，并通過油質(zhì)量流量計進行測量，以獲取油的質(zhì)量流量。油質(zhì)量流量計與油分離器上的流量控制裝置組成控制回路，用于調(diào)節(jié)油的循環(huán)率OCR。

3.3 實驗對象及工況

本研究以排量為27 mL的電動汽車渦旋壓縮機作為研究對象。選擇轉(zhuǎn)速為2000、3000 r/min，對2.0%、2.5%、3.0%、3.5%、4.0%、4.5%、5.0%、5.5%、6.0%共9種不同的油循環(huán)率進行對比實驗研究，可以對比轉(zhuǎn)速、油循環(huán)率的影響。壓縮機的吸氣壓力為0.25 MPa，排氣壓力為1.39 MPa。

4 實驗結(jié)果分析

4.1 油循環(huán)率對排氣溫度的影響分析

9種狀態(tài)下排氣溫度隨油循環(huán)率變化的實驗結(jié)果和仿真結(jié)果對比如圖4所示。仿真中壓縮機的排氣溫度由于壓縮腔內(nèi)潤滑油對溶質(zhì)的冷卻下降[10]，當(dāng)潤滑油占比增加,壓縮機排氣口的出口溫度降低。還因為制冷劑與壓縮機有一定的互溶性，一部分制冷劑會在壓縮機的運行中溶解在潤滑油里，從而造成制冷劑的缺失。而且油循環(huán)率的上升也會減小制冷劑的比例，隨著參與壓縮的制冷劑含量降低，壓縮效果減弱。

圖4 排氣溫度隨油循環(huán)率變化

從圖4中可以看出，實驗結(jié)果與仿真結(jié)果趨勢接近，但實驗得到的出口溫度數(shù)值比仿真結(jié)果要高。原因為：仿真徑向間隙比實際間隙值偏大，所以仿真過程中制冷劑與油的泄漏量也更大，導(dǎo)致壓力降低，使仿真結(jié)果值比實驗結(jié)果低?？紤]到上述因素，仿真結(jié)果和實驗結(jié)果基本一致。

4.2 油循環(huán)率對軸功率的影響分析

圖5所示為油循環(huán)率對軸功率的影響，數(shù)值模擬中軸功率可近似看成渦旋壓縮機動盤功率，圖中壓縮機轉(zhuǎn)速為3000 r/min時軸功率油循環(huán)率的變化幅度不大，而轉(zhuǎn)速為2000 r/min時，仿真分析油循環(huán)率從2.0%到3.5%軸功率緩慢下降，3.5%～4.5%時軸功率下降速度加快，在OCR達到4.5%后軸功率趨于平穩(wěn)，實驗測得軸功率會在油循環(huán)率大于4.0%以后驟降。這是因為：當(dāng)油含量較低時，壓縮機的各個摩擦件之間摩擦損失增加，從而導(dǎo)致功耗變大。而隨著油循環(huán)率逐漸增加，改善了潤滑條件，從而使壓縮機的功耗降低，在到達臨界點后軸功率降低。高轉(zhuǎn)速情況下雖然變化趨勢不明顯，軸功率也在到達臨界點后緩慢下降。圖中數(shù)值模擬結(jié)果略高于試驗結(jié)果，原因是：動靜盤徑向間隙的增大，會導(dǎo)致壓縮腔的壓力差增加，從而導(dǎo)致動盤的軸功率增大。

圖5 軸功率隨油循環(huán)率變化

4.3 油循環(huán)率對制冷量的影響分析

圖6是油循環(huán)率和制冷量的關(guān)系曲線，由圖中可以看出，轉(zhuǎn)速在3000 r/min時，制冷量隨著油循環(huán)率的增加而上升，油循環(huán)率為2%～4%時，制冷量逐漸上升，4.5%后迅速下降。轉(zhuǎn)速為2000 r/min時制冷量在油循環(huán)率2%～4%時幾乎沒有變化，4%以后制冷量緩慢下降，但是變化趨勢依然不大，這說明在轉(zhuǎn)速較小的情況下油循環(huán)率對制冷量的影響趨勢相對較弱。原因是：在油循環(huán)率較低時影響壓縮機性能的主要因素是泄漏。油循環(huán)率增加，油的密封作用也會隨之加強。當(dāng)油循環(huán)率超過4%以后，過多的潤滑油就會增大流道阻力，使吸氣壓力下降，降低容積效率，造成制冷量的損失。

圖6 制冷量隨油循環(huán)率的變化

5 結(jié)論

本文基于熱力學(xué)第一定律和質(zhì)量守恒定律對車用渦旋式壓縮機工作過程數(shù)學(xué)模型進行了仿真模擬，并對渦旋壓縮機進行了數(shù)值模擬仿真，用第二制冷劑量熱器法搭建了壓縮機性能實驗臺及OCR測量裝置，研究油循環(huán)率對壓縮機性能影響。結(jié)果驗證了仿真的正確性，排氣溫度在兩種工況下都是隨著油循環(huán)率的增長逐漸下降，高轉(zhuǎn)速下溫度下降較慢，仿真分析趨勢與實驗相同，由于潤滑油占比增加和與制冷劑的互溶導(dǎo)致仿真結(jié)果比實驗略低。制冷量在轉(zhuǎn)速3000 r/min時，隨著油循環(huán)率的增加上升，在OCR達到4%后制冷量迅速減小，制冷量在轉(zhuǎn)速為2000 r/min時受油循環(huán)率影響較小。軸功率在轉(zhuǎn)速為2000 r/min時油循環(huán)率大于4%后陡降，在3000 r/min時軸功率受油循環(huán)率影響較小，2%～5%的油循環(huán)率工況下緩慢上升，OCR超過5%后軸功率下降。故油循環(huán)率在4.5%時渦旋壓縮機可以獲得較佳的工作性能。