降低汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)排氣溫度的結(jié)構(gòu)分析

唐景春 左承基

合肥工業(yè)大學(xué)，合肥，230009

0 引言

渦旋式制冷壓縮機(jī)由于具有體積小、容積效率高、動力性能好等諸多優(yōu)點，在當(dāng)代汽車空調(diào)系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用。汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的外壓力比取決于汽車空調(diào)系統(tǒng)實際運(yùn)行工況，隨著汽車室內(nèi)外環(huán)境溫度的變化而波動，而汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比則取決于渦旋盤圈數(shù)等結(jié)構(gòu)參數(shù)，這就導(dǎo)致了汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比與外壓力比不相等。汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的小型輕量化要求使得其渦旋盤的圈數(shù)小于3。盡管有些研究者在渦旋型線修正方面作出了卓越的貢獻(xiàn)，使開始排氣角度增大，提高了壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比。但是隨著開始排氣角度的增加，排氣孔口面積縮小，排氣流速增加。為了減少排氣的流動損失，排氣孔口處氣體的馬赫數(shù)應(yīng)在0.3左右，這要求有足夠的排氣孔口面積。在實際設(shè)計過程中，應(yīng)綜合考慮，以取得更高的綜合性能指標(biāo)，所以部分汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)排氣欠壓縮現(xiàn)象仍然存在。在壓縮機(jī)排氣的瞬間，制冷劑氣體將會經(jīng)過排氣等容壓縮過程，從而產(chǎn)生附加功耗，使得壓縮機(jī)排氣溫度升高。排氣溫度過高，將導(dǎo)致制冷劑分解、密封及絕緣材料老化、潤滑油結(jié)碳，還會使節(jié)流閥和干燥過濾器堵塞［1－2］。

提高渦旋壓縮機(jī)排氣閥前的靜壓力，改善壓縮機(jī)的排氣欠壓縮過程，降低排氣溫度，提高汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)的性能系數(shù)COP值，是汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須考慮的重要問題［3－5］。本文對渦旋壓縮機(jī)靜渦盤排氣口的內(nèi)壁進(jìn)行了勾內(nèi)環(huán)槽的結(jié)構(gòu)改進(jìn)，利用FLUENT軟件對建立的制冷劑排氣動力學(xué)模型進(jìn)行靜壓場數(shù)值模擬，并通過壓縮機(jī)制冷性能對比實驗驗證排氣口結(jié)構(gòu)改型的合理性。

1 結(jié)構(gòu)改型后排氣口氣流組織分析

按照表1所示的GB／T21360－2008《汽車空調(diào)用制冷壓縮機(jī)》中規(guī)定的名義試驗工況，從R134a的壓－焓圖可查得：飽和溫度63℃所對應(yīng)的排氣壓力pd＝1.83MPa，飽和溫度－1℃所對應(yīng)的吸氣壓力ps＝0.28MPa，兩者之比（壓縮機(jī)的外壓力比）為6.16。研究對象——渦旋壓縮機(jī)的動靜渦旋盤基本結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：齒形型線為圓的漸開線，基圓半徑為2.8mm，開線起始角為43°，渦旋圈數(shù)為2.75。根據(jù)渦旋壓縮機(jī)的型線幾何理論計算及熱力循環(huán)性能計算可得壓縮終了壓力pi與吸氣壓力ps之比（壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比）為3.84。顯然內(nèi)壓力比小于外壓力比，在壓縮機(jī)排氣瞬間會產(chǎn)生等容壓縮過程，產(chǎn)生的附加功率損失為

式中，n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r／min；Vi為壓縮腔壓縮終了容積，m3；V為壓縮腔瞬時容積，m3；p為壓縮腔瞬時壓力，Pa。

表1 汽車空調(diào)壓縮機(jī)名義試驗工況

等容壓縮附加功率損失產(chǎn)生的熱量使壓縮機(jī)排氣溫度升高。為了減少等容壓縮附加功率損失，降低壓縮機(jī)的排氣溫度，對圖1所示的渦旋壓縮機(jī)靜渦旋盤的排氣口內(nèi)壁作了勾內(nèi)環(huán)槽的結(jié)構(gòu)改型。

由于汽車空調(diào)系統(tǒng)在穩(wěn)定工況下運(yùn)行時，制冷壓縮機(jī)吸氣壓力、壓縮終了壓力及排氣背壓是恒定的，所以排氣流動可以看成是二維定常流動。考慮壓縮機(jī)傳熱等因素，排氣流動的連續(xù)性方程、動量方程和能量方程的矩陣形式為［6－7］

式中，ρ為氣體密度，kg／m3；u、v為氣體流速，m／s；κ為氣體等熵指數(shù)；ψ為單位質(zhì)量氣體所受到的摩擦力，N／kg；f為氣流摩擦因數(shù)；D為排氣孔口的當(dāng)量直徑，m；q為單位質(zhì)量氣體與外界的換熱量，W／kg；α為局部傳熱系數(shù)，W／（kg·K）；Δt為孔口與外界傳熱溫差，℃；q0為通過孔口的氣體流量，m3／s。

利用GAMBIT建立排氣口的二維有限元模型，通過FLUENT的耦合、隱式求解器計算排氣定常流，F(xiàn)LUENT的后處理功能所顯示的排氣口流體流動靜壓力場如圖2、圖3所示。對于一臺幾何容積排量及轉(zhuǎn)速一定的壓縮機(jī)而言，在不同工況下運(yùn)行時，氣體體積流量不變。由于氣體流經(jīng)內(nèi)環(huán)槽時截面積變大，流速變小，根據(jù)氣體流動的伯努利能量方程可知，氣體的靜壓力得到提高。對比分析圖2、圖3的模擬結(jié)果，可以看出，渦旋壓縮機(jī)排氣口內(nèi)環(huán)槽對制冷劑氣體的流動起到了擴(kuò)壓的作用，所以排氣閥前的靜壓力高于結(jié)構(gòu)改型前排氣閥前的靜壓力，使排氣閥片開啟瞬間發(fā)生的定容壓縮現(xiàn)象得到削弱，減少了此過程產(chǎn)生的附加功損失，從而可以降低壓縮機(jī)的排氣溫度。

2 結(jié)構(gòu)改型后壓縮機(jī)性能對比實驗

依據(jù)表1的試驗工況，在汽車空調(diào)制冷壓縮機(jī)性能試驗臺上，對幾何容積排量為60mL的渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了性能對比實驗［8－9］，實驗結(jié)果數(shù)據(jù)列于表2。

表2 國標(biāo)試驗工況下壓縮機(jī)性能對比實驗

從表2的實驗數(shù)據(jù)可以看出，在改型前進(jìn)行壓縮機(jī)性能實驗時，壓縮機(jī)環(huán)境溫度為64.65℃，傳熱使得壓縮機(jī)吸氣溫度為8.81℃；在改型后進(jìn)行壓縮機(jī)性能實驗時，壓縮機(jī)環(huán)境溫度為65.05℃，傳熱使得壓縮機(jī)吸氣溫度為8.85℃。根據(jù)熱力學(xué)可知壓縮機(jī)排氣溫度Td（K）與吸氣溫度Ts（K）的關(guān)系為

其中，mt為溫度多方指數(shù)。壓縮機(jī)的各項內(nèi)部損失（包括定容壓縮附加功損失）均會使溫度多方指數(shù)mt增大，由上式可知，這將導(dǎo)致壓縮機(jī)排氣溫度的升高。排氣口結(jié)構(gòu)改型前實驗得出的壓縮機(jī)排氣溫度為84.44℃，排氣口結(jié)構(gòu)改型后實驗得出的壓縮機(jī)排氣溫度為84.08℃，從中可以看出：改型后較改型前，吸氣溫度高而排氣溫度低，這說明排氣口結(jié)構(gòu)改型后壓縮機(jī)溫度多方指數(shù)變小，即減小了壓縮機(jī)內(nèi)部損失。

表2的實驗數(shù)據(jù)表明，排氣口具有內(nèi)環(huán)槽結(jié)構(gòu)的渦旋壓縮機(jī)，在排氣溫度降低的同時，制冷劑質(zhì)量流量、制冷量、制冷系數(shù)、等熵效率、容積效率等制冷性能指標(biāo)，均優(yōu)于排氣口結(jié)構(gòu)改型前的渦旋壓縮機(jī)。

3 結(jié)論

（1）排氣口具有內(nèi)環(huán)槽結(jié)構(gòu)的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)，減少了排氣等容壓縮附加功率損失，降低了排氣溫度。

（2）汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的排氣口結(jié)構(gòu)改型后，各項制冷性能指標(biāo)得到了相應(yīng)的提高。

［1］繆道平，吳業(yè)正.制冷壓縮機(jī)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001.

［2］劉振全.渦旋式流體機(jī)械與渦旋壓縮機(jī)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.

［3］Cui M M.Comparative Study of the Impact of the Dummy Port in a Scroll Compressor［J］.International Journal of Refrigeration，2007，30（5）：912－925.

［4］Liu Yangguang，Hung Chinghua，Chang Yuchoung，et al.Mathematical Model of Bypass Behaviors Used in Scroll Compressor［J］.Applied Thermal Engineering，2009，29（5／6）：1058－1066.

［5］Qiang Jianguo.Study on Basic Parameters of Scroll Fluid Machine Based on General Profile［J］.Mechanism and Machine Theory，2010，45（2）：212－223.

［6］Cui M M.Numerical Study of Unsteady Flows in a Scroll Compressor［J］.Journal of Fluids Engineering，2006，128（5）：947－955.

［7］Wang Baolong，Shi Wenxing，Li Xianting.Numerical Analysis on the Effects of Refrigerant Injection on the Scroll Compressor［J］.Applied Thermal Engineering，2009，29（1）：37－46.

［8］Blunier B，Cirrincione G，Herve Y，et al.A New Analytical and Dynamical Model of a Scroll Compressor with Experimental Validation［J］.International Journal of Refrigeration，2009，32（5）：874－891.

［9］Jang Kitae，Jeong Sangkwon.Experimental Investigation on Convective Heat Transfer Mechanism in a Scroll Compressor［J］.International Journal of Refrigeration，2006，29（5）：744－753.