自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機的研究*

彭 斌 麥嘉偉 謝小正

(蘭州理工大學(xué)機電工程學(xué)院 蘭州理工大學(xué)溫州泵閥工程研究院)

自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機的研究*

彭 斌*麥嘉偉 謝小正

(蘭州理工大學(xué)機電工程學(xué)院 蘭州理工大學(xué)溫州泵閥工程研究院)

為了研究自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機的性能，建立了其數(shù)學(xué)模型，并通過Matlab分析了實際氣體在工作過程中的容積、氣體力和溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。將模擬計算得到的排氣量、軸功率和排氣溫度與在實驗測試平臺上的實驗數(shù)據(jù)進行對比，結(jié)果表明：自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機散熱效果良好，能夠達到預(yù)期效果。

渦旋壓縮機 無油潤滑 數(shù)學(xué)模型 排氣溫度 散熱效果

渦旋壓縮機是一種新型的容積式流體機械，具有效率高、體積小、噪音低、結(jié)構(gòu)簡單及運轉(zhuǎn)平穩(wěn)等特點，被廣泛應(yīng)用于動力工程、空調(diào)制冷及交通運輸?shù)阮I(lǐng)域[1,2]。散熱是影響空氣壓縮機性能的主要因素之一。如果散熱充分，壓縮過程就接近等溫過程，壓縮機功耗較小；反之，壓縮過程就接近絕熱過程，功耗較大。此外，空氣渦旋壓縮機轉(zhuǎn)速不同，內(nèi)部傳熱情況也不一樣，轉(zhuǎn)速越高，壓縮機對外散熱效果越差。而通過風(fēng)輪對壓縮機動、靜盤進行冷卻，可明顯改善其散熱效果。

近年來，人們對無油渦旋壓縮機的研究越來越多。Zhao Y Y等把他們設(shè)計的新型無油渦旋壓縮機作為氣泵，對它進行了測試，結(jié)果表明，該壓縮機性能滿足工作需求[3]；此外，Zhao Y Y等構(gòu)建的無油密封渦旋壓縮機模型的模擬結(jié)果和測試結(jié)果平均偏差小于10%[4]。

無油潤滑渦旋壓縮機的工作原理和普通渦旋壓縮機基本相同，不同的是無油潤滑渦旋壓縮機的動、靜盤所構(gòu)成的壓縮腔內(nèi)沒有潤滑油。筆者針對無油潤滑空氣渦旋壓縮機的散熱問題，對它進行了結(jié)構(gòu)上的改造與建模，避免壓縮機因溫度過高，對其工作性能和使用壽命造成影響[5]。

1 無油渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)

無油潤滑空氣渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)示意圖

該壓縮機的動、靜渦旋盤偏心一定距離且相對旋轉(zhuǎn)180°對插在一起，形成一個多點嚙合、多組月牙形封閉的工作腔[4]，靜渦旋盤固定在支架上，主軸帶動動渦旋盤做圍繞固定中心公轉(zhuǎn)的平動，動、靜渦旋盤接觸點跟隨型線移動，壓縮機工作過程中，風(fēng)輪將產(chǎn)生風(fēng)能并帶走動、靜渦旋盤的熱量，降低兩盤溫度，實現(xiàn)無油潤滑自散熱。

2 數(shù)學(xué)模型

為了使建立的無油潤滑空氣渦旋壓縮機的數(shù)學(xué)模型簡單易求解，以突出主要影響因素、淡化微小影響因素為原則，提出以下基本假設(shè)：在任何瞬時，各工作壓縮腔內(nèi)的介質(zhì)是均勻的，即任意兩點的狀態(tài)參數(shù)相同；忽略各工作腔內(nèi)介質(zhì)的動能和位能，認(rèn)為各工作腔內(nèi)氣體的總能量為內(nèi)能或焓；主軸轉(zhuǎn)速恒定。

2.1吸氣換熱模型

氣體經(jīng)過連接管道進入吸氣腔，由于管道和氣體之間有溫度差，因此兩者發(fā)生熱量交換。吸氣過程按照管內(nèi)對流換熱計算，采用Dittus-Boelter方程，則換熱系數(shù)hc為[6,7]：

(1)

排出吸氣管道溫度，即氣體進入吸氣腔的溫度Ts為：

(2)

(3)

式中Cp——介質(zhì)的定壓比熱；

dp——管徑；

k——熱導(dǎo)率；

Lp——吸氣管道長度；

Pr——普朗特數(shù)；

Re——雷諾數(shù)；

Tp——吸氣管道溫度；

Ts,o——氣體進入吸氣管溫度。

2.2渦旋盤傳熱模型

介質(zhì)在壓縮過程中會產(chǎn)生大量的熱量，工作腔內(nèi)介質(zhì)會通過壁面與外界發(fā)生熱量傳遞，其換熱系數(shù)hc為：

(4)

其中，當(dāng)量半徑raver定義為：

(5)

(6)

穩(wěn)態(tài)條件下肋片向冷卻風(fēng)傳遞的熱量與肋基截面上導(dǎo)入的熱量相等。

由傅里葉定律可知：

(7)

(8)

式中A——傳熱面積；

Dh——矩形管的當(dāng)量直徑；

Rg——漸開線基圓半徑；

Tscrolls——中間溫度；

T(k,j)——第k工作腔在θj時的溫度；

V——體積；

λ——導(dǎo)熱系數(shù)；

φk、φk-1——工作腔兩端的漸開角；

η——傳熱效率。

2.3排氣量的計算

渦旋壓縮機的排氣量Q為[9]：

Q=2ηvVsn

(9)

(10)

式中h——壓縮機齒高；

n——壓縮機轉(zhuǎn)速；

N——圈數(shù)；

P——節(jié)距；

t——齒厚；

Vs——吸氣容積；

θs——吸氣角；

ηv——容積效率。

2.4氣體力和電動機功率計算

渦旋盤受到的切向氣體力Ft、徑向氣體力Fr和軸向氣體力Fa分別為：

(11)

Fr=2ahps(ρ1-1)

(12)

(13)

由于主軸受到的力與渦旋盤受到的切向力相等，可求出軸功率Pz：

(14)

則電動機輸出功率P0為：

(15)

式中A1——軸向氣體力的作用面積；

N——壓縮腔數(shù)量；

ps——吸氣壓力；

r——回轉(zhuǎn)半徑；

θ——曲軸轉(zhuǎn)角；

θ*——排氣角；

ρ1——壓縮比；

ηm——電機效率。

3 實驗測試與結(jié)果分析

根據(jù)熱力學(xué)基本定律，渦旋壓縮機中排氣溫度Td為：

式中m——壓縮指數(shù)；

Ts——吸氣溫度；

τ——容積比。

在沒有風(fēng)輪散熱的情況下，當(dāng)吸氣溫度為20℃時，排氣溫度能達到187℃，過高的排氣溫度易造成容積效率下降、電功率升高等不利影響。

為了驗證無油潤滑空氣渦旋壓縮機數(shù)學(xué)模型的正確性，分析不同工況下的整機性能，建立了實驗測試平臺，并將模擬與測試數(shù)據(jù)進行比較。樣機性能測試系統(tǒng)如圖2所示，各參數(shù)的測量按照GB/T 3858-1998進行。

工作容積與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖3所示。可以看出，在開始吸氣階段，工作容積隨轉(zhuǎn)角的增大而增大，隨著壓縮過程的開始，工作容積逐漸減小，在排氣階段，排氣結(jié)束時工作腔內(nèi)氣體容積基本排盡，余隙容積很小。

結(jié)合式(11)～(13)，通過Matlab得出渦旋盤承受的氣體力隨轉(zhuǎn)角變化情況如圖4所示，可以看出，軸向力和切向力在排氣角處達到最大值。

圖2 樣機性能測試系統(tǒng)示意圖

圖3 工作容積與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系

圖4 渦旋盤承受的氣體力隨轉(zhuǎn)角變化情況

電機功率隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況如圖5所示，可以看出，由于摩擦損失、泄漏損失、機械效率及風(fēng)輪做功等因素，實際壓縮機功率比理論功率大，且隨著轉(zhuǎn)速的增大，總損耗增大，實驗值與理論值的差值也大。

圖5 電機功率隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況

排氣量隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況如圖6所示，可以看出，由于容積效率的影響，實際排氣量比理論排氣量小，實驗數(shù)據(jù)和理論值基本一致。

圖6 排氣量隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況

排氣溫度隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況如圖7所示，可以看出，由于在測量渦旋壓縮機排氣溫度前需要對機器進行預(yù)熱，因此電機轉(zhuǎn)速在1 148～1 460r/min(壓縮機主軸轉(zhuǎn)速2 500～3 200r/min)時所測的數(shù)據(jù)可用，此時的排氣溫度為87.0～115.2。

圖7 排氣溫度隨主軸轉(zhuǎn)速的變化情況(排氣壓力0.3MPa)

4 結(jié)束語

基于能量和質(zhì)量守恒定律，充分考慮了工作過程中的吸氣加熱、工質(zhì)與壁面的傳熱，構(gòu)建了無油潤滑空氣渦旋壓縮機的數(shù)學(xué)模型。為了驗證模型的正確性，搭建了實驗測試平臺并進行了樣機性能測試，結(jié)果表明：當(dāng)壓縮機主軸轉(zhuǎn)速達到3 200r/min時，排氣溫度為115.2℃，說明自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機散熱效果良好，能夠達到預(yù)期效果。該研究可為定量化分析、優(yōu)化提升無油潤滑渦旋壓縮機的性能提供參考。

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PerformanceStudyofSelf-coolingandOil-freeScrollAirCompressor

PENG Bin, MAI Jia-wei,XIE Xiao-zheng
(CollegeofMechanical&ElectricalEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050,China;WenzhouPumpsandValvesEngineeringInstitute,LanzhouUniversityofTechnology,Wenzhou325105,China)

In order to investigate the performance of oil-free scroll air compressors, a mathematical model for it was established and having Matlab adopted to analyze the volume, temperature and gas force’s changing with the crank angles was implemented. Comparing the gas displacement, shaft power and discharge temperature calculated with the experimental data proves the favorable thermal dissipation of this oil-free scroll air compressor.

scroll compressor，oil-free heat transfer,mathematical model,discharge temperature,cooling temperature

* 國家自然科學(xué)基金資助項目(51275226)，浙江省自然科學(xué)基金資助項目(LY12E05010)，甘肅省青年基金資助項目(1212RJYA010)。

** 彭 斌，男，1976年9月生，教授。甘肅省蘭州市，730050。

TQ051.21

A

0254-6094(2016)02-0204-05

2015-03-18，

2016-03-17)

(Continued from Page 227)

stant while the average stress decreases. According to EN13445-3-2009 codes, the conclusion that the stress amplitude is not the main reason of autofrettage improving the fatigue performance and the average stress’ reduction mainly influences the fatigue life was reached.

KeywordsCNG-2 gas cylinder, autofrettage, stress amplitude, average stress