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

(蘭州理工大學機電工程學院 蘭州理工大學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

(蘭州理工大學機電工程學院 蘭州理工大學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，建立了其數學模型，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角的變化規律。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據進行對比，結果表明：自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機散熱效果良好，能夠達到預期效果。

渦旋壓縮機 無油潤滑 數學模型 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、結構簡單及運轉平穩等特點，被廣泛應用于動力工程、空調制冷及交通運輸等領域[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，空氣渦旋壓縮機轉速不同，內部傳熱情況也不一樣，轉速越高，壓縮機對外散熱效果越差。而通過風輪對壓縮機動、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等把他們設計的新型無油渦旋壓縮機作為氣泵，對它進行了測試，結果表明，該壓縮機性能滿足工作需求[3]；此外，Zhao Y Y等構建的無油密封渦旋壓縮機模型的模擬結果和測試結果平均偏差小于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、靜盤所構成的壓縮腔內沒有潤滑油。筆者針對無油潤滑空氣渦旋壓縮機的散熱問題，對它進行了結構上的改造與建模，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 無油渦旋壓縮機結構

無油潤滑空氣渦旋壓縮機結構如圖1所示。

圖1 自散熱無油潤滑空氣渦旋壓縮機結構示意圖

該壓縮機的動、靜渦旋盤偏心一定距離且相對旋轉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，風輪將產生風能并帶走動、靜渦旋盤的熱量，降低兩盤溫度，實現無油潤滑自散熱。

2 數學模型

為了使建立的無油潤滑空氣渦旋壓縮機的數學模型簡單易求解，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：在任何瞬時，各工作壓縮腔內的介質是均勻的，即任意兩點的狀態參數相同；忽略各工作腔內介質的動能和位能，認為各工作腔內氣體的總能量為內能或焓；主軸轉速恒定。

2.1吸氣換熱模型

氣體經過連接管道進入吸氣腔，由于管道和氣體之間有溫度差，因此兩者發生熱量交換。吸氣過程按照管內對流換熱計算，采用Dittus-Boelter方程，則換熱系數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——介質的定壓比熱；

dp——管徑；

k——熱導率；

Lp——吸氣管道長度；

Pr——普朗特數；

Re——雷諾數；

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

介質在壓縮過程中會產生大量的熱量，工作腔內介質會通過壁面與外界發生熱量傳遞，其換熱系數hc為：

(4)

其中，當量半徑raver定義為：

(5)

(6)

穩態條件下肋片向冷卻風傳遞的熱量與肋基截面上導入的熱量相等。

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——導熱系數；

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——壓縮機轉速；

N——圈數；

P——節距；

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——壓縮腔數量；

ps——吸氣壓力；

r——回轉半徑；

θ——曲軸轉角；

θ*——排氣角；

ρ1——壓縮比；

ηm——電機效率。

3 實驗測試與結果分析

根據熱力學基本定律，渦旋壓縮機中排氣溫度Td為：

式中m——壓縮指數；

Ts——吸氣溫度；

τ——容積比。

在沒有風輪散熱的情況下，當吸氣溫度為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學模型的正確性，分析不同工況下的整機性能，建立了實驗測試平臺，并將模擬與測試數據進行比較。樣機性能測試系統如圖2所示，各參數的測量按照GB/T 3858-1998進行。

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

結合式(11)～(13)，通過Matlab得出渦旋盤承受的氣體力隨轉角變化情況如圖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 樣機性能測試系統示意圖

圖3 工作容積與曲軸轉角的關系

圖4 渦旋盤承受的氣體力隨轉角變化情況

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

圖5 電機功率隨主軸轉速的變化情況

排氣量隨主軸轉速的變化情況如圖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，實驗數據和理論值基本一致。

圖6 排氣量隨主軸轉速的變化情況

排氣溫度隨主軸轉速的變化情況如圖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熱，因此電機轉速在1 148～1 460r/min(壓縮機主軸轉速2 500～3 200r/min)時所測的數據可用，此時的排氣溫度為87.0～115.2。

圖7 排氣溫度隨主軸轉速的變化情況(排氣壓力0.3MPa)

4 結束語

基于能量和質量守恒定律，充分考慮了工作過程中的吸氣加熱、工質與壁面的傳熱，構建了無油潤滑空氣渦旋壓縮機的數學模型。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，結果表明：當壓縮機主軸轉速達到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，能夠達到預期效果。該研究可為定量化分析、優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

* 國家自然科學基金資助項目(51275226)，浙江省自然科學基金資助項目(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