單螺桿壓縮機增壓槽道內噴液成膜特性研究

代澤宇,邵華,王增麗,張建輝,崔慶杰,馮全科

(1.中國石油大學(華東)新能源學院,266580,山東青島; 2.中國石油集團測井有限公司天津分公司,300280,天津; 3.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

隨著經濟和社會的高速發展,能源短缺問題日益凸顯。由蒸汽壓縮機驅動的高溫熱泵技術由于能夠實現低品位余熱的高效回收利用,且工作介質綠色環保,已成為提高能源利用率、降低碳排放的重要手段[1-3]。蒸汽壓縮機作為維持水蒸氣高溫熱泵系統穩定運行的“心臟”設備,其性能對于熱泵系統的運行效率具有重要影響。目前,水蒸氣高溫熱泵系統中應用較成熟的水蒸氣壓縮機主要有離心式、羅茨式和螺桿式[4]。其中單螺桿蒸汽壓縮機由于耐液性好、容量大、單級壓比高,特別是與雙螺桿壓縮機相比具有力學平衡性能好的獨特優勢,是目前水蒸氣高溫熱泵系統的優選機型[5-7]。目前,包括單螺桿式壓縮機在內的容積式壓縮機常采用噴液的手段來實現壓縮過程的冷卻、密封和潤滑[8-10],但對于噴入液體在工作腔內的彌散分布及成膜特性尚未開展研究,導致噴液彌散及成膜機理不清晰,難以準確控制噴液參數。噴液量過低,易造成氣體泄漏量大,容積效率下降;噴液量過大又會造成蒸汽過冷,轉子轉動所引起的動力損失和氣液混合物在排氣口處造成的阻力損失增大,整機效率下降。因此,針對單螺桿蒸汽壓縮機噴液壓縮過程工作腔內部水的氣液兩相流動過程開展數值模擬研究,對其噴液參數設計和性能優化提升提供參考。

目前,國內外學者針對螺桿式壓縮機工作過程中增壓流動特性開展了一系列研究。Dutta等[11]通過建立均勻模型、段塞模型和液滴模型3種不同的數值計算模型,模擬了雙螺桿壓縮機壓縮過程中氣缸內溫度和壓力的變化趨勢。Yang等[12]通過CFX模擬研究了噴油雙螺桿壓縮機的內部增壓特性,得到了工作過程中氣體的壓力分布特征。吳華根等[13]研究了雙螺桿壓縮機增壓過程中嚙合間隙和排氣端面間隙對壓縮機性能的影響,得到了嚙合間隙分布的優化設計。Liu等[14]針對旋轉式壓縮機建立了氣液兩相壓縮過程的數學模型,后有學者利用該模型分別對渦旋式、單螺桿式和兩級旋轉式壓縮機增壓過程進行了分析與驗證[15-17]。Zhao等[18]基于模糊理論、曲線小波變換和有限元方法,對單螺桿壓縮機間隙內油氣兩相流體的流動與傳熱耦合規律進行了研究分析。黃銳等[19]針對單螺桿壓縮機提出了油膜流場數值模擬計算模型,基于上述模型對油膜壓力場進行了分析。寧新杰[20]通過抽取單螺桿壓縮機的內部流場模型,利用數值模擬方法得到了螺旋槽內部壓縮過程中介質壓力、溫度、體積流量等參數的分布特性。上述研究多是針對螺桿壓縮機增壓特性的研究,均未涉及噴液過程中的液滴彌散分布和成膜特性的研究。

對于單螺桿壓縮機,噴入工作腔內的液體以兩種形態存在:一部分被霧化為微小的液滴,與腔室氣體均勻混合并進行換熱,實現冷卻降溫;另一部分被壁面捕捉,在腔室壁面上形成液膜從而起到潤滑和密封作用,并最終影響壓縮機的工作性能。為了厘清工作腔噴液對壓縮機性能的影響,國內外學者針對該方面也開展了一定的研究。周雷等[21]建立了噴液單螺桿空氣壓縮機基元容積內液滴的空間運動學模型,從理論上分析了噴液參數對氣液換熱的影響。李紅旗等[22]通過實驗測試了潤滑油霧化后單螺桿壓縮機的排氣溫度,驗證了潤滑油霧化可以有效提高壓縮機的性能。Hishiki等[23]開展的相關研究也發現不同壓力比工況下,工作腔噴液均可以降低壓縮機出口溫度。吳修聞等[24]通過研究噴油參數對壓縮機性能的影響,得出了不同噴油孔直徑下保證噴油呈霧化狀態的最小噴油量。林強等[25]對單螺桿壓縮機噴油霧化特性進行了理論分析和實驗研究,得到了單螺桿壓縮機效率隨噴油參數的變化規律。王增麗等[26]通過建立工作腔噴液的幾何模型,得到任意星輪轉角位置處的有效噴液面積,并分析了不同噴液孔初始位置及噴液孔徑對有效噴液面積的影響。

以上研究主要針對油潤滑單螺桿壓縮機工作腔噴液對壓縮機性能影響展開,現有關于單螺桿蒸汽壓縮機噴液壓縮過程的研究較少,且由于水的比熱、黏度等物性參數與油有較大的差別。此外,針對液體噴入工作腔后的液滴的彌散分布及成膜特性,還未見研究。因此,有必要針對單螺桿蒸汽壓縮機噴液壓縮過程工作腔內部水的氣液兩相流動特性進行研究。本文即基于單螺桿蒸汽壓縮機的基本結構和多圓柱復合包絡型面嚙合副的空間嚙合原理和相對運動特征建立了等效矩形槽道模型,研究了變工況噴液壓縮過程中噴入液體在工作腔內的彌散分布和成膜特性,以及運動參數對噴入液體流動特性的影響機理。研究結果可為單螺桿蒸汽壓縮機噴液參數的設計和優化提供理論指導。

1 基本假設及控制方程

1.1 基本假設

為了簡化計算,對整個模擬過程做出以下假設:①忽略流體位能、動能以及流動損失的變化;②控制容積內各流體的溫度、壓力等分布是均勻的,并且工質的狀態參數隨螺桿轉角呈周期性變化;③液態水的密度為常數;④濕空氣中水蒸氣始終為飽和狀態;⑤液態水以液膜和液滴兩種形態存在。

1.2 連續性方程

螺旋槽道中的水蒸氣-液滴兩相介質在增壓流動過程中滿足質量守恒方程,選取螺旋槽道內微元流體作為研究對象,流體在運動過程中遵循的連續性方程為

(1)

式中:ρ為密度;t為時間;u、v、w依次是x、y、z方向上速度的矢量分量。

1.3 能量守恒方程

流體的能量守恒方程如下

(2)

(3)

(4)

其中Su、Sv、Sw為動量守恒方程的廣義源項,其表達式如下

(5)

(6)

(7)

式中:p為壓力;U為流體速度矢量;μ為流體動力黏度;λ為流體第2分子黏度。

1.4 能量守恒方程

流體的動量守恒方程表達式如下

(8)

其中ST為源項,其表達式如下

ST=Sh+Φ

(9)

式中:Sh為流體內熱源;Φ為由于黏性作用機械能轉換為熱能的部分。

1.5 控制方程

綜合上述連續性方程、能量守恒方程和動量守恒方程,可得工質在流動過程中的控制方程如下

(10)

式中:Γφ為廣義擴散系數;φ為通用求解變量;Sφ為廣義源項。

2 仿真模型構建

2.1 三維模型建立

單螺桿壓縮機基本結構如圖1所示,工作過程中,由星輪齒面、螺桿轉子螺槽側面與機殼內壁面共同組成壓縮腔,星輪齒面嚙入螺槽過程中工質不斷被壓縮,待工作腔與排氣孔口連通時,壓縮過程結束,排氣過程開始。

圖1 單螺桿壓縮機基本結構

由單螺桿壓縮機的基本結構特征可知,螺旋槽道的分布具有對稱性,在壓縮機運行過程中各槽道內部介質增壓流動過程可以視為一致。因此,本文研究過程選取其中一條螺旋槽道作為研究對象,利用直接數值建模方法構建單條槽道的三維模型,如圖2所示。

圖2 螺旋槽道的三維模型

螺旋槽道為三維空間扭曲結構,增壓流動模擬計算過程中動網格控制非常復雜。由于螺旋槽道的壓縮過程為星輪端面以順時針掃過整個槽道,該運動形式下噴入液體的運動形態和成膜特性,近似于在矩形槽道自左向右壓縮的,故為了簡化計算,在對螺旋槽道噴入液體彌散分布及成膜特性初步研究過程中,將該螺旋槽道等效成截面積和流道長度一致的如圖3所示的矩形槽道進行分析,矩形槽道側壁面運動速度等效于星輪齒與螺桿轉子相對運動速度的平均值。

圖3 矩形槽道模型

2.2 網格劃分

通過ICEM軟件對模型進行網格劃分,經過網格無關性驗證,網格數為46 629,網格質量較好,網格劃分如圖4所示。

圖4 矩形槽道網格劃分

簡化的矩形槽道模型中端面入口為剛體運動壁面;壁面1～4為變形壁面;出口為靜止壁面;Fluid為內部水蒸汽流域。運動壁面通過動網格中層鋪的方式以恒定速度向靜止壁面運動,代表星輪齒面在螺旋槽道內的嚙進過程,速度方程以嚙合轉速為基礎通過UDF函數編程進行自定義。

2.3 模型參數設置

噴水過程采用Fluent的淹沒射流模塊,壁面采用Wall-film類型,噴射源設置在工作腔上表面(Wall2面)。模擬計算過程所用壓縮機運行參數及噴液參數見表1。

表1 模擬計算過程所用壓縮機運行參數及噴液參數設置

3 結果與討論

基于上述模型,研究了工作腔內介質吸氣壓力、腔內初始溫度、運動壁面移動速度、噴射源流量、噴液速度等條件對噴液彌散及成膜特性的影響。結果分析中受液面的液膜分布位置均以到運動壁面初始位置的距離描述。

3.1 介質吸氣壓力影響

高溫熱泵系統運動過程中,熱源溫度會影響產生蒸汽的壓力,進而影響蒸汽壓縮機的吸氣壓力。本文針對增壓槽道分別研究了0.08、0.10、0.15和0.20 MPa 4種工況下內部氣液兩相介質的流動特性,得到了增壓槽道內部噴液成膜的瞬時液膜厚度分布以及受液面液膜平均厚度變化,如圖5所示。

(a)0.08 MPa (b)0.10 MPa

由圖5可知,由于噴液位置不變,4種工況條件下增壓槽道內受液面上的液膜分布范圍基本一致,并且液膜厚度最大值在0.08 mm處上下浮動,液膜厚度變化不大。

在壓力由0.08 MPa增加到0.20 MPa的過程中,受液面平均液膜厚度持續下降,平均液膜厚度改變了30.3%,由此可知,工作腔內壓力的改變可以引起噴液成膜的液膜厚度變化,液膜厚度隨著壓力的升高而下降。

3.2 介質吸氣溫度影響

高溫熱泵系統熱源溫度的變化同樣會引起蒸汽溫度的變化,本文針對增壓槽道分別計算了吸氣溫度為80、100、150和200℃ 4個工況下內部水的氣液兩相的流動特性,得到的噴液成膜的瞬時液膜厚度分布以及受液面液膜平均厚度變化,如圖6所示。

(a)80℃ (b)100℃

由圖6可知,4種工況條件下,增壓槽道內受液面上液膜分布范圍也基本一致,液膜厚度峰值同樣也在0.08 mm處上下浮動。

在吸氣溫度由80℃增加到200℃的過程中,受液面平均液膜厚度處于波動狀態,但波動范圍最大僅為0.000 16 mm,平均液膜厚度波動幅度僅為8.3%,可以得出腔內吸氣溫度的改變對受液面的液膜厚度影響較小。

二是在合同履行過程中對具體行政行為不服的救濟方式。在合同履行過程中，出讓人依據相關行政法的規定實施查封、扣押等強制措施以及行政處罰時，因出讓人實施的行政行為，受讓人認為合法權益受到侵害時可以通過行政復議、行政訴訟的方式進行救濟。

3.3 運動壁面移動速度影響

簡化模型中的運動壁面為星輪齒和螺桿螺槽嚙合面的等效,其運動速度的大小可由螺桿轉子轉速和星輪轉速通過內嚙合關系確定。槽道內部介質的流速與運動壁面速度密切相關,針對增壓槽道分別研究了10、20、30和40 m/s 4個工況下內部兩相介質的流動特性,求解得到了噴液成膜的瞬時液膜厚度分布以及受液面液膜平均厚度變化,如圖7所示。

(a)10 m/s (b)20 m/s

由圖7可知,4種工況條件下,受液面上的液膜主要分布范圍隨著壁面運動速度的增加而逐漸減小,并且瞬時液膜厚度最大值隨著運動壁面移動速度的增加而降低。當運動壁面速度達到40 m/s時,由于移動速度過快,運動壁面越過噴射孔時,噴射的流體還未到達受液面,受液面上液膜厚度為0 mm。在運動壁面移動速度由10 m/s增加到40 m/s的過程中,受液面平均液膜厚度由0.011 2 mm不斷減小到0 mm。

除壓縮機基本工作參數影響外,噴液參數對工作腔內氣液兩相介質的流動過程也存在較大影響。鑒于此本文還分析了噴液流量和噴射速度對液滴彌散和成膜特性的影響。

3.4 噴液流量影響

改變增壓槽道內部的噴液流量,分別研究了噴液流量為0.01、0.03、0.05和0.07 kg/s 4個工況下的噴液成膜特性,得到的瞬時液膜厚度分布以及受液面液膜平均厚度變化,如圖8所示。

(a)0.01 kg/s (b)0.03 kg/s

由圖8可知,隨著噴液量的增加,受液面上的液膜主要分布范圍基本一致,但瞬時液膜厚度峰值和平均液膜厚度值會隨著噴射流量的增加而增加。

噴射流量由0.01 kg/s增加到0.07 kg/s的過程中,受液面液膜平均厚度增加了830.7%。由此可知噴射流量的改變對受液面的液膜厚度影響較大,并隨著噴射流量的增加,液膜厚度不斷上升。

3.5 噴射速度影響

改變工作腔噴液的噴射速度,模擬分析了噴射速度為10、20、30和40 m/s 4個工況下增壓槽道內部介質的流動特性,計算所得瞬時液膜厚度分布以及受液面液膜平均厚度變化,如圖9所示。

(a)10 m/s (b)20 m/s

由圖9可知,在噴射速度較大時,受液面上的液膜主要分布范圍幾乎不隨噴射速度增大而改變,但液膜厚度最大值會隨噴射速度增加不斷減小。當噴射速度較小時,受液面上液膜厚度分布為0 mm,由于噴射速度過小,當運動壁面越過噴射口時,噴射的流體還未到達受液面。

在噴射速度由10 m/s增大到40 m/s的過程中,受液面平均液膜厚度由0 mm上升到0.003 87 mm,可得噴射速度對受液面的液膜厚度影響較小。

4 結 論

本文基于單螺桿蒸汽壓縮機基本結構和多圓柱復合包絡嚙合副型面特征,建立了螺旋增壓槽道簡化模型,并據此構建了噴液成膜特性的數值計算模型,研究了不同壓縮機工況參數及噴液參數對增壓槽道內噴液成膜特性的影響,得到以下結論。

(1)壓縮機工況參數對噴液成膜特性具有較大的影響,噴液位置不變的情況下,增壓槽道內受液面上的液膜分布范圍主要受壁面運動速度(嚙合運動相對速度)以及噴液質量流量的影響。壁面運動速度從10 m/s增大到40 m/s的過程中,受液面平均液膜厚度自0.011 2 mm不斷減小,壁面移動速度過快,會造成受液面無液膜分布的現象;噴液質量流量由0.01 kg/s增大到0.07 kg/s的過程中,受液面液膜平均厚度增加了830.7%。

(2)噴射速度改變對工作腔內噴入液體的彌散特性及其成膜特性的影響較小。噴射速度過小,會造成受液面無液膜分布的現象,噴射速度在10 m/s增加到40 m/s的過程中,液膜厚度變化量是壁面移動速度影響的1/4。

(3)工作腔內介質溫度和壓力的改變會引起液膜平均厚度的波動,但波動幅度極小,介質溫度和壓力變化引起的液膜平均厚度變化是壁面移動速度引起變化的1/70以及1/30。