不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對排氣座回流強度的影響*

王小明，田青青，熊國良，吳志強，張 龍，羅嗣驍，萬長標(biāo)

(華東交通大學(xué) 機電工程學(xué)院，南昌 330013)

不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對排氣座回流強度的影響*

王小明，田青青，熊國良，吳志強，張 龍，羅嗣驍，萬長標(biāo)

(華東交通大學(xué) 機電工程學(xué)院，南昌 330013)

通過對雙螺桿壓縮機以排氣座氣道口形狀、氣管道容積以及形狀等不同參數(shù)選用五種典型模型，分別采用CFD嵌入式滑移網(wǎng)格技術(shù)對排氣座進(jìn)行非定常數(shù)值模擬，從中提取各種參數(shù)下排氣座回流強度數(shù)據(jù)，并對其進(jìn)行分析比較，得出在不同參數(shù)下排氣座回流分布情況，從而為螺桿壓縮機排氣座工程設(shè)計以及優(yōu)化提供有利的依據(jù)。

雙吸平衡式；螺桿壓縮機；排氣座；滑移網(wǎng)格；數(shù)值模擬

0 引言

雙螺桿壓縮機的容積效率是影響其技術(shù)特性的主要指標(biāo)之一。經(jīng)陰陽轉(zhuǎn)子壓縮的氣體由排氣座進(jìn)入到儲氣罐的過程中有部分氣體會向進(jìn)氣口方向回流，導(dǎo)致其容積效率降低。而影響排氣座回流強度主要有三個方面：陰陽轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、壓比以及結(jié)構(gòu)參數(shù)。前兩個因素已經(jīng)在“雙吸平衡式螺桿壓縮機排氣座的數(shù)值模擬”中介紹[1]。因此，為提高壓縮機的容積效率，從不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對排氣座回流強度的影響進(jìn)行分析具有重大的意義。

Shen.H.B等建立一個試驗系統(tǒng)對全封閉螺桿壓縮機的潤滑油流量進(jìn)行測試，試驗結(jié)果表明壓縮機的結(jié)構(gòu)參數(shù)對全封閉螺桿壓縮機的性能影響很大[2]。菜宏、范年寶對工藝無油螺桿壓縮機的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行研究，并介紹了關(guān)鍵部位的主要特征以及重要參數(shù)的選型原則[3]。但目前不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對排氣座回流強度分析的相關(guān)文獻(xiàn)及資料很少。本文為了更全面的分析結(jié)構(gòu)參數(shù)對回流強度的影響，下面選用了五種典型模型，采用CFD的嵌入式滑移網(wǎng)格分別對排氣座回流進(jìn)行分析比較，選出最優(yōu)結(jié)構(gòu)參數(shù)[4]。為螺桿壓縮機排氣座優(yōu)化設(shè)計以及工程應(yīng)用提供數(shù)據(jù)與范例，具有重要的實際應(yīng)用價值。

1 標(biāo)準(zhǔn)κ-ε模型方程

標(biāo)準(zhǔn)κ-ε模型是半經(jīng)驗公式，主要基于湍流動能和擴散率，其基本方程如式(1)和(2)所示[5]。

湍流動能κ方程：

(1)

湍動能耗散率ε方程：

(2)

式中μl為層流粘性系數(shù)；μt是湍流流粘性系數(shù)；Gk是由于層流速度梯度產(chǎn)生的湍流動能；Gb是由浮力產(chǎn)生的湍流動能；C1ε、C2ε、C3ε、σk以及σε為經(jīng)驗常數(shù)，一般取C1ε=1.44、C2ε=1.92、C3ε=0.09、σk=1.0以及σε=1.3。

將標(biāo)準(zhǔn)的κ-ε模型應(yīng)用于強旋流或帶有彎曲壁面的流動時，會出現(xiàn)一定的失真。針對此問題，一般用通過修正湍流強度的RNGκ-ε模型，其考慮了平均流動中的旋轉(zhuǎn)及旋轉(zhuǎn)流動情況，且在ε方程中增加了一項反應(yīng)主流的時均應(yīng)變率，也在同一問題中保證了還是空間坐標(biāo)的函數(shù)。

由此可見，RNGκ-ε模型比標(biāo)準(zhǔn)κ-ε模型具有更高的可信度，但是RNGκ-ε模型只是對發(fā)展完全的湍流模型有效，即是高Re數(shù)的湍流計算模型。但對近壁區(qū)的流動，Re數(shù)較低，湍流發(fā)展并不充分。必須采用近壁面法或者Re數(shù)較低的κ-ε模型來處理。又由于當(dāng)流動分離過大或者近壁面流動處于高壓時，近壁面函數(shù)法不是很理想，因此本文研究采用較低的κ-ε模型來求解，在近壁面區(qū)劃分較細(xì)的網(wǎng)格，離壁面越近，網(wǎng)格越細(xì)。

2 三維模型的建立與網(wǎng)格劃分

為了真實反映排氣座結(jié)構(gòu)參數(shù)對其回流強度的影響，本文從排氣座管道尺寸、管道容積以及進(jìn)口形狀三個方面，選用五種不同的排氣座模型進(jìn)行數(shù)值模擬，如圖1所示。其中圖1a表示直徑為50mm的圓筒管道；圖1b表示直徑為75mm的圓筒管道，其它尺寸與圖1a一樣；圖1c的進(jìn)出口尺寸以及排氣座容積與圖1b一樣，但與圖1b相比，圖1c為方筒管道；圖1d與圖1c相比，排氣座氣管口倒R=15mm的圓角，即氣管口形狀為弧形，其它結(jié)構(gòu)與圖1c一樣；圖1e為以上的結(jié)合體，氣管口是弧形的，氣管道上方是方形的，與圖1d一樣，下方出口是圓筒的，與圖1b一樣。

圖1 五種不同參數(shù)的排氣座模型

分別選用以上五種模型，結(jié)合壓縮機整機其它部件，對壓縮機整個系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)值模擬，從中提取相關(guān)數(shù)據(jù)。下面以圖1e模型為例，進(jìn)行網(wǎng)格劃分。定義網(wǎng)格類型為四面體單位、最小網(wǎng)格尺寸為2mm進(jìn)行網(wǎng)格畫制，如圖2所示。其中單元數(shù)為127331，節(jié)點數(shù)為632211。

圖2 螺桿壓縮機整機網(wǎng)格劃分圖

3 邊界條件與求解器選擇

3.1 邊界條件

選用進(jìn)出口條件為壓力進(jìn)出口，根據(jù)實際工況設(shè)置壓力進(jìn)口0.5MPa,壓力出口設(shè)置為0.8MPa,并設(shè)置相應(yīng)的回流溫度為348K。在cell zone中，設(shè)置陰陽轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)原點分別為(100，0，-90)、(0，0，-90)，旋轉(zhuǎn)方向分別為(0，0，-1)、(0，0，1)，其中陽轉(zhuǎn)子逆時針，陰轉(zhuǎn)子瞬時針旋轉(zhuǎn)，其旋轉(zhuǎn)速度分別為6000rpm、4000rpm。除此之外，其它的壁面設(shè)置為靜止壁面[6-7]。

3.2 求解器選擇

本文采用分離式求解器，基本方程的離散格式全部采用二階迎風(fēng)格式。求解方法采用SIMPLEC算法，另外為了保證不同離散方程之間的協(xié)調(diào)性，本文通過調(diào)整亞松弛因子來緩和收斂的不協(xié)調(diào)。

4 結(jié)果分析

通過對5種不同的排氣座模型進(jìn)行整機數(shù)值模擬，從中提取排氣座的回流強度圖[8-9]，如下圖3a、b、c、d、e所示。

由圖3a與圖3b可知，圖3a的回流強度最大值大概在180m-1s左右，而圖3b的回流強度大概在150m-1s左右。在保持其它條件一樣時，回流強度在排氣管管道直徑為75mm要比直徑為50mm的圓筒管道降低了30m-1s，即大概降低了圖3a的16.7%。因此，排氣座氣管道容積大小對排氣座的回流強度有很大的影響[10]，氣管道容積越大，排氣座回流強度越弱。

由圖3圖3c可知，氣管道為方筒的回流強度最大值大概在110m-1s左右,與圖3b相比，在排氣座氣管口形狀以及管道容積一樣的條件下，氣管道形狀為方筒的要比圓筒的回流強度低40m-1s左右，即大約降低了圖3b的26.7%，更適合螺桿壓縮機。

由圖3d可知，其內(nèi)部的回流強度大概在100m-1s，與圖3c相比，在排氣座氣管道形狀、容積以及進(jìn)出口尺寸一樣的情況下，把氣管口形狀改為弧形，其回流強度降低了10m-1s，即大概降低了圖3c的9.1%左右。因此管道形狀為弧形相比方形更適宜螺桿壓縮機排氣座。

作為以上模型的綜合體，圖3e的回流強度最大值大概在95左右，相比以上a、b、c、d 4種模型，回流強度分別降低了85m-1s、55m-1s、25m-1s、5m-1s，即大概降低了各自的47.2%、36.7%、22.7%、5%。因此，模型e是最優(yōu)的結(jié)構(gòu)。

(a)

(b)

(c)

(d)

(e)

5 結(jié)束語

通過選用不同的排氣座參數(shù)，分別對螺桿壓縮機整機工作過程進(jìn)行數(shù)值模擬，從中提取相關(guān)數(shù)據(jù)，結(jié)果表明，排氣座氣管口形狀設(shè)計為弧形、氣管道形狀設(shè)計成方筒與圓筒相結(jié)合，并盡量增大其容積，有利于減小排氣座的回流強度，對螺桿壓縮機整機的性能以及容積效率的提高有很大的幫助。從而為螺桿壓縮機排氣座的工程設(shè)計以及優(yōu)化提供有利的數(shù)據(jù)。

[1] 王小明, 田青青.雙吸平衡式螺桿壓縮機排氣座的數(shù)值模擬 [J].組合機床與自動化加工技術(shù)，2014(2)：114-117.

[2] B S H, S Z D, H Q Z. Experimental Study on Lubricant Flow Rate of Hermetic Compressor for Refrigerator[C]. Shanghai,China: 2008.

[3] 菜宏,范年寶.工藝用無油螺桿壓縮機的結(jié)構(gòu)與設(shè)計[J].流體機械，2011,39(10)：51-54.

[4] 張玉珠,鄭濤,韓清凱.離心式壓縮機進(jìn)排氣蝸室結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析 [J].組合機床與自動化加工技術(shù),2009(5):82-85.

[5] 李明高，李明.ANSYS13.0流場分析技術(shù)及應(yīng)用實例[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[6] 江帆，陳維平,李元元，等.潤滑用齒輪泵內(nèi)部流場的動態(tài)模擬[J].現(xiàn)代制造工程，2007(6)：116-118.

[7] 韓占忠．流體工程仿真計算實例與分析[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2009.

[8] 刁安娜,徐明照，曾躍波，等．螺桿壓縮機排氣腔氣體的數(shù)值模擬[J]．流體機械,2009,37(8):29-33．

[9] 王碩淵,谷波，周易.上下排氣結(jié)構(gòu)對空調(diào)壓縮機效率的影響[J].制冷與空調(diào),2007,7(3):77-79.

[10] 呂亞國，劉振俠，黃健.外嚙合齒輪泵內(nèi)部兩相流動的數(shù)值模擬[J].潤滑與密封，2012，37(1)：18-21.

(編輯 趙蓉)

Research of the Effect of Different Structure Parameters on the Backflow Intensity of Exhaust Seat

WANG Xiao-ming,TIAN Qing-qing,XIONG Guo-liang,WU Zhi-qiang, ZHANG Long,LUO Si-xiao,WAN Chang-biao

(Mechanical and Electrical Engineering College, East China Jiaotong University, Nanchang 330013，China)

Five typical models with different gas crossing shapes, gas pipeline volume and shapes of twin-rotor screw compressor exhaust seat are used to make an unsteady numerical simulation by the use of CFD sliding meshing technology, and the backflow intensity data of exhaust seat under different parameters is withdrawn. Meanwhile, through analyzing and comparing the data, backflow distribution situations under different parameters are gained, which provide useful basis for the engineering design and optimization of screw compressor exhaust seat.

double-suction balance type; screw compressor; suction seat; sliding meshing; numerical simulation

1001-2265(2014)04-0119-03

10.13462/j.cnki.mmtamt.2014.04.032

2013-08-02；

2013-08-28

國家科技部科技人員服務(wù)企業(yè)行動項目(SQ2009GJC5005668)；江西省科技支撐計劃項目(2010BGB00601)；江西省教育廳產(chǎn)學(xué)研合作資助項目(GJJ10005)

王小明(1959—)，男，江西吉安人，華東交通大學(xué)高級工程師，主要從事壓縮機、液壓以及自動化控制方面的技術(shù)研究，(E-mail)wxm2003@163.com。

TH166;TG65

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