雙螺桿壓縮機間隙泄露問題研究

饒 靜

(陜西理工大學機械工程學院，陜西 漢中 723001)

雙螺桿壓縮機是將低壓氣體轉換為高壓氣體的一種旋轉機械，其依靠體積小、重量輕、結構簡單等特點，廣泛地應用于工業領域，其內部結構如圖1所示。

①排氣端蓋 ②油封③軸承定位擋圈④陽轉子⑤外殼⑥圓錐滾子軸承⑦鎖緊螺母⑧后端蓋⑨排氣端后支座⑩陰轉子圓柱滾子軸承圖1 雙螺桿壓縮機結構圖

為保證雙螺桿壓縮機的正常運行，其內部運動部件與靜止部件以及運動部件與運動部件之間，均被強制留有間隙，間隙大體上可分為三類，分別是端面、齒頂以及齒間間隙，這三類間隙從而形成了對雙螺桿壓縮機性能影響巨大的內部泄漏系統[1-2]。這三大泄露間隙的存在勢必降低雙螺桿壓縮機容積效率，加劇雙螺桿壓縮機內部流體運動的復雜多變性，而且對其壓縮性能還會產生重大影響。因此，本研究以分析泄漏間隙對雙螺桿壓縮機內部流場的影響為研究內容，探究泄露間隙對雙螺桿壓縮機內部流場壓力、速度、質量流量、功率的影響，為后續雙螺桿壓縮機設計制造過程中，布置合理的間隙預留量提供參考價值。

1 間隙泄露形成機理及影響

考慮到裝配誤差、加工誤差、熱脹冷縮等因素的存在，在安裝時，需要在陰陽轉子之間以及轉子與氣缸內壁之間強制留有一定的間隙，以保證雙螺桿壓縮機內部旋轉部件與靜止部件之間和諧運行。若設計、裝配間隙過大，運轉過程中的泄漏量就會偏大，導致雙螺桿壓縮機的吸氣性能下降，工作效率降低。相反，若設計裝配間隙過小，不能在齒面之間形成一定厚度的油膜,引起轉子齒工作面的潤滑和冷卻變壞,導致工作中產生噪音和發熱現象，因此泄露間隙既是強制性預留的，又是設計者想要抑制的矛盾體。雙螺桿壓縮機泄露路徑如圖2所示。

圖2 雙螺桿壓縮機泄露路徑

2 雙螺桿壓縮機動力學數值仿真

2.1 雙螺桿壓縮機流體域模型的建立

雙螺桿壓縮機流體域模型建立的標準需要根據轉子型線尺寸確定[3]。進氣口流體域模型主要由陽轉子齒間容積后方齒的前段型線、低壓側嚙合線形狀、陰轉子齒間容積后方齒的前段型線、陰陽轉子的齒根圓所確定。排氣口流體域模型主要由轉子齒間容積前方齒的背段型線、高壓側嚙合線形狀、型線的齒根直徑組成。雙螺桿壓縮機進、排氣口流體域模型如圖3所示。

(a)進氣口流體域模型 (b)排氣口流體域模型圖3 雙螺桿壓縮機進、排氣口流體域模型

鑒于雙螺桿壓縮機陰陽轉子是一種具有復雜螺旋曲面幾何結構，內部流體在實際工作過程中呈現出一種非定常、強旋流、可壓縮旋轉流動[4-5]。本研究采用專業螺桿機械型線分析軟件Scorg，根據雙螺桿機械的型線文件自動生成高精度的轉子工作腔流體域模型，完美的解決了轉子工作腔結構建模問題，工作腔流體域模型如圖4所示。經過建立相關的動靜交互面，得到雙螺桿壓縮機整體模型如圖5所示。

圖4 工作腔流體域模型 圖5雙螺桿壓縮機整體模型

2.2 流體網格劃分模型

由于雙螺桿壓縮機陰陽轉子是一種具有復雜螺旋曲面幾何結構，此種結構勢必會增加動靜交界面網格生成難度和網格畸變率，從而導致網格質量下降，無法進行后續仿真計算[6-7]。因此，采用Pumplinx軟件自帶的基于二叉樹算法的直角笛卡爾六面體網格劃分技術，能較快的完成動靜網格生成速度和提高網格劃分質量，雙螺桿壓縮機整機網格劃分結果如圖6所示，網格劃分質量如表1所示。

圖6 雙螺桿壓縮機整機網格劃分結果

表1 雙螺桿壓縮機網格劃分質量

2.3 建立泄露模型監測點

為了深入揭示雙螺桿壓縮機各個性能參數的變化規律，捕捉轉子每個齒槽內微觀變化特征，本研究通過創建7 種不同尺寸間隙的雙螺桿壓縮機流體結構模型，采用建立追蹤點的方法對壓縮機進氣口處、工作腔體內、排氣口處建立監測點，各類間隙的模擬參數如表2所示，監測點布置如圖7所示。

表2 三大間隙模擬參數值

圖7 監測點位置布置

2.4 求解計算與結果分析

通過pumplinx軟件對螺桿壓縮機流場進行求解計算，得到如下結果。

圖8為三大泄露間隙下壓力變化對比曲線圖，通過分析可知齒頂間隙對雙螺桿壓縮機流場壓力的影響最大，其次為端面間隙和齒間間隙。在圖8(a)監測點1處出現流體壓力隨間隙的增大而增大，主要是由于監測點1位于進氣口處，間隙越大，在壓差作用下回流進入齒間容積內的氣體越多，圖8(b)、(c)、(d)為陰陽轉子周期性旋轉的壓縮階段，氣體壓力隨齒間嚙合間隙的增大而呈減小趨勢。主要是由于壓縮階段齒間容積不斷減小，泄露間隙越小，高壓氣體在壓縮區域壓縮速度越快，使得監測點2、3、4區域壓力增大，上升梯度較大。

(a)監測點1處壓力隨間隙值變化圖

(b)監測點2處壓力隨間隙值變化圖

(c)監測點3處壓力隨間隙值變化圖

(d)監測點4處壓力隨間隙值變化圖

(e)監測點5處壓力隨間隙值變化圖圖8 三大泄露間隙下壓力變化對比曲線圖

圖9為三大泄露間隙下速度變化曲線圖，從圖分析可知，速度變化規律并不明顯，監測點1處和監測點2處的速度變化規律與壓力變化情況具有一致性，即齒頂間隙速度變化最大，而在圖9(c)、(d)、(e)中齒間間隙變化最為明顯，由此表明雙螺桿壓縮機內部流場速度變化規律十分復雜，存在高流速、強旋流、流體流動紊亂的運動現象。

(a)監測點1處速度隨間隙值變化曲線

(b)監測點2處速度隨間隙值變化曲線

(c)監測點3處速度隨間隙值變化曲線

(d)監測點4處速度隨間隙值變化曲線

(e)監測點5處速度隨間隙值變化曲線圖9 三大泄露間隙下速度變化曲線圖

圖10為三大泄露間隙下進口質量流量變化曲線圖，由圖可知齒頂間隙泄露對質量流量影響最大，其次為齒間間隙和端面間隙,同時發現進口質量流量隨泄露間隙值的增大而增大。

圖10 三大泄露間隙下流量變化曲線

圖11為三大泄露間隙下功率變化曲線，由圖可知，齒頂間隙泄露對功率影響最大，其次為端面間隙和齒間間隙，并且功率隨泄露間隙值的增大而減小。

圖11 三大泄露間隙下功率變化曲線

為了充分論證研究結果的可靠性，引入了壓力脈動不均勻度的概念[8]，通過計算壓力脈動率的方式，對三大泄露間隙下雙螺桿壓縮機壓力、速度脈動情況進行定量化描述，計算結果如圖12和圖13所示。

(a)0.06 mm間隙下壓力脈動不均勻度曲線

(b)0.2 mm間隙下壓力脈動不均勻度曲線

(c)0.4 mm間隙下壓力脈動不均勻度曲線圖12 三大泄露間隙下壓力脈動不均勻度圖

圖12為三大泄露間隙下壓力脈動不均勻度圖，從總體變化趨勢上看，齒頂間隙波動率較大，其次為齒間間隙和端面間隙。三種泄露波動率均顯示為進口處壓力脈動率較低、然后逐漸上升、到達峰值、下降的趨勢，這種變化趨勢符合雙螺桿壓縮機吸氣、壓縮、排氣的工作原理，表明本次研究方法的正確性。

(a)0.06 mm間隙下速度脈動不均勻度曲線

(b)0.2 mm間隙下速度脈動不均勻度曲線

(c)0.4 mm間隙下速度脈動不均勻度曲線圖13 三大泄露間隙下速度脈動不均勻度圖

圖13為三大泄露間隙下速度脈動不均勻度圖，分析可知速度波動變化規律與壓力波動變化具有一致性，即齒頂間隙波動率較大，其次為齒間間隙和端面間隙。同時，速度波動值均在壓縮區域處較大，在出口處逐漸減小。

3 結論

(1)利用Pumplinx 軟件分別對三種間隙泄露類型進行計算研究，獲得了監測點1-5處的壓力、速度、質量流量、功率變化規律，分析發現齒頂間隙對雙螺桿壓縮機內部壓力、速度、質量流量、功率變化影響最為明顯，其次為端面間隙和齒間間隙。

(2)引入了壓力脈動不均勻度的標準作為評價手段，對壓力與速度脈動變化規律進行計算，齒頂間隙波動率較大，其次為齒間間隙和端面間隙。同時，發現速度變化和壓力脈動不均勻度變化趨勢具有一致性。

綜上所述，本研究所采用的研究方法和研究手段對設計制造過程中間隙預留量范圍的確定具有一定的參考價值，且有一定的實際工程指導意義。