非對(duì)稱無(wú)油渦旋壓縮機(jī)多載荷耦合分析及實(shí)驗(yàn)研究

中圖分類號(hào)：TH45 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：2096-3998（2025）04-0010-09

渦旋壓縮機(jī)是一種新型容積式壓縮機(jī)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行平穩(wěn)及容積效率高等特性[1]。大部分渦旋壓縮機(jī)工作時(shí)都需要有潤(rùn)滑油來(lái)保證其潤(rùn)滑和密封，但在一些特定場(chǎng)合，需要渦旋壓縮機(jī)在壓縮空氣后得到純凈的空氣，如用于醫(yī)療、食品、工業(yè)生產(chǎn)等行業(yè)。

在無(wú)油渦旋壓縮機(jī)工作過(guò)程中，渦旋盤需承受多種載荷，包括慣性力、氣體內(nèi)部壓力、不均勻溫度載荷和渦旋齒間的相互嚙合作用。這些載荷的綜合影響會(huì)引起渦旋盤的形變，對(duì)其工作性能造成較大影響，為了確保渦旋壓縮機(jī)安全、高效地運(yùn)行，需對(duì)各種載荷單獨(dú)加載以及耦合作用時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變的變化規(guī)律進(jìn)行分析[2]。

流場(chǎng)分布在渦旋壓縮機(jī)中具有決定性的影響，特別是在渦旋齒的受力和變形，以及整體的工作性能上。多位科研人員已通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究嘗試準(zhǔn)確預(yù)測(cè)渦旋齒的流場(chǎng)分布和受力變形規(guī)律[3-5]。例如，查海濱等[通過(guò)直接在渦旋齒上施加不同主軸轉(zhuǎn)角下壓力場(chǎng)載荷，分析渦旋齒變?cè)诓煌瑝毫?chǎng)下的變形，然而并沒(méi)有考慮到溫度載荷及慣性力載荷對(duì)渦旋齒的影響，未能更加全面模擬實(shí)際工作情況。王洪利等[7]則采用了力載荷的線性分布方法，并通過(guò)有限元分析技術(shù)，綜合評(píng)估了受力情況下的應(yīng)力和變形模式。劉振全等人[8通過(guò)建立渦旋盤有限元模型，全面分析了在氣體力作用下的應(yīng)力和變形情況。從目前的文獻(xiàn)來(lái)看，學(xué)者對(duì)圓漸開(kāi)線、變基圓漸開(kāi)線的研究居多[9-12]。吳臻等[13]的研究聚焦于圓漸開(kāi)線型線渦旋盤，通過(guò)分析腔內(nèi)流體的流動(dòng)壓力和速度變化，探討了壓縮過(guò)程中壓力、速度和溫度分布的不均勻性。楊廣衍等人[14]則分析了由溫差引起的渦旋壓縮機(jī)應(yīng)力分布和變形規(guī)律。張家揚(yáng)等[15]通過(guò)采用熱固耦合方法對(duì)渦旋盤進(jìn)行數(shù)值模擬，以評(píng)估不同載荷條件下的變形和應(yīng)力分布情況，然而并未考慮到空氣被壓縮時(shí)的壓力載荷。王君等人[1]采用氣體與渦旋齒壁的對(duì)流換熱模型，分析了渦旋齒在熱載荷和壓力載荷耦合下的受力和變形規(guī)律。

上述研究中對(duì)渦旋盤的變形研究大多按照渦旋盤半徑線性加載，或在工作區(qū)域以換熱系數(shù)的方式來(lái)加載溫度和壓力邊界條件，未考慮在各種載荷單獨(dú)加載及多載荷耦合作用下的渦旋盤應(yīng)力分布及變形規(guī)律。本研究在實(shí)際工況和帶有徑向間隙的條件下，通過(guò)仿真分析非對(duì)稱無(wú)油渦旋壓縮機(jī)工作時(shí)的內(nèi)部流場(chǎng)分布，選取排氣時(shí)刻的流場(chǎng)數(shù)據(jù)進(jìn)行熱流固耦合仿真計(jì)算，分析渦旋壓縮機(jī)的應(yīng)力分布和變形規(guī)律。最后搭建微型壓縮機(jī)臺(tái)架驗(yàn)證數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性，為渦旋壓縮機(jī)性能改進(jìn)提供理論依據(jù)和參考。

1 模型建立

1.1 三維模型

非對(duì)稱渦旋壓縮機(jī)模型如圖1所示。在此模型中，靜盤的型線相較于動(dòng)盤型線延伸了半個(gè)周期，該設(shè)計(jì)特性使得兩個(gè)獨(dú)立的工作腔在主軸旋轉(zhuǎn) 180^° 后交替進(jìn)行吸氣。

本研究以某型號(hào)0.5L微型渦旋壓縮機(jī)為對(duì)象，型線為圓漸開(kāi)線，采用雙圓弧齒頭修正方法，在確定排氣角后對(duì)齒頭進(jìn)行截?cái)嘈拚ＤＰ蛥?shù)見(jiàn)表1。

1.2 控制方程

動(dòng)渦旋盤受十字滑塊的防自轉(zhuǎn)機(jī)制約束，在偏心主軸的驅(qū)動(dòng)下進(jìn)行公轉(zhuǎn)平動(dòng)，與靜盤產(chǎn)生多點(diǎn)嚙合，形成多組封閉的月牙形工作腔[17]。隨著主軸的持續(xù)旋轉(zhuǎn)，嚙合點(diǎn)逐漸從外側(cè)向內(nèi)側(cè)移動(dòng)，使得各工作腔的體積連續(xù)變小，從而在壓縮、吸氣及排氣過(guò)程中形成周期性的體積變化。

除中心排氣腔以外的任意一對(duì)月牙形腔體容積的計(jì)算公式[18]為

式中， i 為壓縮腔編號(hào)， P 為渦旋齒節(jié)距（mm）， Ψ_tΨ_t 為渦旋齒齒厚 （mm），θ 為主軸轉(zhuǎn)角（rad）， h 為齒高 （mm ）。

壓縮腔體內(nèi)部流體壓力滿足方程：

各腔內(nèi)部溫度滿足方程：

圖1非對(duì)稱渦旋壓縮機(jī)渦旋盤

表1渦旋壓縮機(jī)幾何參數(shù)

腔內(nèi)流體密度滿足：

ρ₀V_s=ρ_i（θ）V_i（θ），

式中， p_i（θ） 和 ρ_i（θ） 分別為轉(zhuǎn)角為 θ 時(shí)腔內(nèi)流體壓力與密度， ρ₀…p₀…T₀ 分別為初始密度（ kg/m³ ）、壓力（MPa）、溫度（K）， k 為多方指數(shù)， V_s 為壓縮機(jī)吸氣容積（ mm³ ）。

渦旋壓縮機(jī)的流場(chǎng)分析同時(shí)涉及到流體動(dòng)力學(xué)和熱傳遞，其控制方程群包括質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒以及能量守恒和熱傳導(dǎo)方程，通過(guò)這些方程的數(shù)值解析，能夠確保模擬結(jié)果精確反映真實(shí)的物理現(xiàn)象，整體數(shù)學(xué)模型由相應(yīng)的控制方程、邊界條件及初始條件構(gòu)成，通過(guò)數(shù)值迭代方法可以求解得到[9]。常見(jiàn)的控制方程形式為

式中： u 為速度（ .m/s ）； ? 為通用變量，可以代表溫度、速度等求解變量； T 為廣義擴(kuò)散項(xiàng)； s 為廣義源項(xiàng)。動(dòng)渦旋盤相對(duì)于靜渦旋盤做公轉(zhuǎn)平動(dòng)，下列方程為動(dòng)盤在任意主軸轉(zhuǎn)角下的工作位置：

對(duì)上式求導(dǎo)得動(dòng)渦旋盤在任意時(shí)刻速度的控制方程：

式中， ω 為主軸轉(zhuǎn)速（ ）， R_or 為旋轉(zhuǎn)半徑（ χ_mm^′ ）。

1.3 網(wǎng)格劃分、動(dòng)網(wǎng)格及邊界設(shè)置

非對(duì)稱渦旋壓縮機(jī)的三維流場(chǎng)模型如圖2所示，主要包括工作腔內(nèi)部流場(chǎng)、進(jìn)氣口管道和排氣管道三個(gè)部分。在渦旋機(jī)械有限元分析軟件中，采用軟件自帶渦旋壓縮機(jī)專用網(wǎng)格模板，通過(guò)設(shè)定動(dòng)渦旋盤、靜渦旋盤和靜渦旋盤終止面，并定義動(dòng)、靜渦旋盤基圓中心和旋轉(zhuǎn)主軸，生成高質(zhì)量的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。為實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)傳遞，在相鄰區(qū)域之間創(chuàng)建交互面，并加密網(wǎng)格。流體域及間隙處網(wǎng)格劃分情況如圖3所示。

圖2非對(duì)稱渦旋壓縮機(jī)流體域

圖3渦旋壓縮機(jī)流體域網(wǎng)格劃分

1.4 邊界設(shè)置

在模擬過(guò)程中，對(duì)一些條件進(jìn)行了簡(jiǎn)化和假設(shè)：

（1）內(nèi)部流體被假定為理想氣體，采用理想氣體狀態(tài)方程描述其狀態(tài)；

（2）壁面條件為絕熱，即假定壓縮機(jī)外壁無(wú)熱傳遞；

（3）徑向間隙為0.02 mm[20] 。

主軸轉(zhuǎn)速為 3000r/min ，進(jìn)口溫度 293K ，進(jìn)口壓力 0.1MPa ，出口壓力 0.3MPa ，計(jì)算過(guò)程為瞬態(tài) 分析。

2 流場(chǎng)分布及數(shù)據(jù)傳遞

2.1 壓力分布

圖4所示為主軸轉(zhuǎn)角為 0^°?90^° 、 180^° 和 270^° 時(shí)各壓縮腔的壓力分布，在壓縮周期開(kāi)始時(shí)，工作腔1先完成吸氣；當(dāng)主軸旋轉(zhuǎn) 180^° 時(shí)，工作腔2完成吸氣。在這個(gè)過(guò)程中，腔內(nèi)壓力呈現(xiàn)非對(duì)稱分布，且隨著氣體被壓縮，非對(duì)稱程度逐漸增加。由于動(dòng)、靜渦旋盤之間存在徑向間隙使得氣體從高壓腔向低壓腔高速泄漏，導(dǎo)致氣體重復(fù)被壓縮，最終使得排氣腔的壓力顯著升高。當(dāng)工作腔2與排氣腔相連時(shí)，渦旋壓縮機(jī)開(kāi)始排氣。由于各工作腔的壓力分布受徑向間隙影響較小，且壓力傳遞速度快，導(dǎo)致壓力在軸向方向的分布未表現(xiàn)出顯著變化。在單個(gè)工作腔內(nèi)，壓力分布較為均勻，壓差相對(duì)較小。

2.2 溫度分布

在不同主軸轉(zhuǎn)角下渦旋壓縮機(jī)的腔體內(nèi)部溫度分布如圖5所示，氣體在被壓縮的過(guò)程中溫度逐漸升高，各壓縮腔內(nèi)的溫度分布呈現(xiàn)出明顯的非對(duì)稱性，與壓力場(chǎng)的分布情況相似。相鄰兩壓縮腔之間的徑向間隙導(dǎo)致高壓腔和低壓腔之間氣體高速泄漏，在嚙合間隙處氣體溫度顯著升高，這種現(xiàn)象不僅影響渦旋盤的熱穩(wěn)定性，也可能損害其耐用性。此外，泄漏的氣體在經(jīng)歷二次壓縮后，會(huì)在中心腔內(nèi)積累熱量，導(dǎo)致排氣口處溫度升高。在單個(gè)壓縮腔內(nèi)及其軸向上，溫度分布的不均勻性突出表明，溫度的傳播速度低于壓力的傳播速度，這揭示了熱力學(xué)與流體動(dòng)力學(xué)性質(zhì)之間的本質(zhì)差異。

圖4不同主軸轉(zhuǎn)角腔內(nèi)壓力分布

圖5不同主軸轉(zhuǎn)角腔內(nèi)溫度分布

2.3 流固界面數(shù)據(jù)傳遞

在熱流固耦合分析中，數(shù)據(jù)傳遞是核心環(huán)節(jié)。考慮到排氣時(shí)刻各工作腔內(nèi)的壓力和溫度較高，且渦旋齒的變形量也較大，選擇此時(shí)刻的流場(chǎng)特性作為研究對(duì)象具有重要意義。圖6所示為耦合面數(shù)據(jù)傳遞情況，耦合面上的數(shù)據(jù)交換通過(guò)插值運(yùn)算來(lái)實(shí)現(xiàn)，這種方法能將流場(chǎng)計(jì)算得到的溫度和壓力數(shù)據(jù)有效地映射到渦旋盤壁面上。這樣的處理不僅確保了計(jì)算結(jié)果的完整性，也提高了結(jié)果的準(zhǔn)確性。

圖6耦合面數(shù)據(jù)傳遞

2.4 渦旋盤的約束條件

動(dòng)渦旋的約束條件如下：

（1）渦旋盤周圍外壁面 Z 方向自由度為零；（2）動(dòng)渦旋盤軸承孔內(nèi)側(cè)四周 X，Y 方向的自由度為零；（3）動(dòng)渦旋盤軸承孔頂部Z方向自由度為零[21]渦旋盤的材料選用4032鋁合金，性能參數(shù)見(jiàn)表2。

表2性能參數(shù)

3 模擬結(jié)果分析

考慮到渦旋盤在流體動(dòng)力影響下，渦旋齒可能發(fā)生變形，本研究詳細(xì)分析了渦旋盤變形及應(yīng)力分布，確保結(jié)果能夠精確反映實(shí)際工作中的狀態(tài)。通過(guò)在渦旋齒齒頂外側(cè)沿型線選取200個(gè)特征點(diǎn)，得到從齒頭到齒尾的變形分布。

3.1 溫度載荷作用

圖7為溫度載荷作用下渦旋盤的變形情況。分析表明，最大的軸向變形和總變形均集中在渦旋齒頭部，最大變形量達(dá)到 54.753μm 。最大應(yīng)力位于動(dòng)渦旋盤底板中心，為 130.62MPa ，并且應(yīng)力從中心向四周逐漸遞減。由于動(dòng)、靜渦旋嚙合線周圍的壓力差異以及徑向泄漏間隙的存在，動(dòng)、靜渦旋盤嚙合處溫度升高，從而使得渦旋齒齒頂外側(cè)的總變形量在圖中表現(xiàn)出輕微波動(dòng)。渦旋齒齒頂?shù)膹较蜃冃螐凝X頭到齒尾呈現(xiàn)上下往復(fù)波動(dòng)模式;軸向變形則與總變形呈現(xiàn)相似的遞減趨勢(shì)，均從齒頭至齒尾逐漸減小。

3.2 氣體力載荷作用

圖8顯示了在氣體力載荷作用下渦旋盤的變形情況。動(dòng)盤的最大變形出現(xiàn)在工作腔2的渦旋齒齒頂中部，最大變形量為 25.534μm 。相應(yīng)地，最大應(yīng)力集中在同一工作腔的渦旋齒中部齒根處，數(shù)值為為 19.334MPa 。徑向力的產(chǎn)生是由于工作腔內(nèi)氣體被壓縮而形成的壓差，作用于相鄰壓縮腔之間;軸向力則來(lái)源于氣體壓縮對(duì)渦旋盤端板的作用，其值從端板中心向外逐漸減小。在僅受氣體力載荷影響的條件下，渦旋盤的徑向變形顯示出與總變形相似的上下往復(fù)波動(dòng)趨勢(shì);而在齒頂外側(cè)，軸向變形則顯示為較為平穩(wěn)的趨勢(shì)。

3.3 慣性力載荷作用

如圖9所示，在慣性力載荷單獨(dú)作用下，渦旋盤最大軸向變形量?jī)H為 0.53μm ，表明慣性載荷對(duì)軸向變形的影響較小，可以忽略不計(jì)。徑向變形量和總變形量的顯著增加出現(xiàn)在齒尾部，且總變形量最大為 4.97μm ，徑向最大變形量為 2.12μm 。

圖7溫度載荷作用

圖8氣體力載荷作用

圖9 慣性力載荷作用

動(dòng)渦旋盤圍繞主軸進(jìn)行公轉(zhuǎn)和平動(dòng)運(yùn)動(dòng)，任意點(diǎn)以旋轉(zhuǎn)半徑 R_or 做圓周運(yùn)動(dòng)，由此產(chǎn)生加速度和慣性力：

式中， m 為動(dòng)渦旋盤質(zhì)量（ ?_kg） ， R_or 為旋轉(zhuǎn)半徑（ mm ）， Ω_n 為主軸轉(zhuǎn)速（ ）。

3.4多載荷耦合分析

圖10顯示，在多載荷耦合作用下，渦旋盤的變形趨勢(shì)和應(yīng)力分布與僅受溫度載荷時(shí)的情況高度一致。在排氣階段，腔內(nèi)的壓力和溫度均處于較高水平，導(dǎo)致渦旋齒的變形更加顯著。渦旋齒內(nèi)側(cè)的壓力超過(guò)外側(cè)，導(dǎo)致渦旋齒呈現(xiàn)向外傾斜的形態(tài)。最大變形量出現(xiàn)在渦旋齒齒頂，達(dá)到 57.733μm 。最大應(yīng)力則集中在渦旋齒齒頭底部，為 136.04MPa ，位于渦旋盤端板中心位置。軸向變形和總變形變化趨勢(shì)相似，最大軸向變形量為 55.47μm ，整體上變形量從齒頭至齒尾逐漸減小。徑向變形量最大值為35.93μm ，整個(gè)過(guò)程中呈現(xiàn)明顯的上下波動(dòng)趨勢(shì)。

圖10多載荷耦合作用

圖11為多載荷耦合作用下渦旋齒頂內(nèi)外兩側(cè)型線的變形曲線。結(jié)果表明，齒頂外側(cè)的變形量大于內(nèi)側(cè)，盡管如此，內(nèi)外側(cè)的整體變形趨勢(shì)一致，表明載荷作用對(duì)齒頂各部位的影響具有一致性。

圖12展示了渦旋齒齒頂外側(cè)的變形曲線，進(jìn)一步揭示了其軸向和徑向的變形特性。在多載荷耦合作用下的變形量與單一溫度載荷作用下的變形情況相似，表明溫度載荷是渦旋齒變形的主要因素。在三種載荷共同作用下，渦旋齒頂徑向變形呈現(xiàn)周期性波動(dòng)，其中溫度載荷引起的變形幅度最大。此外，在多載荷耦合作用下，渦旋齒的變形不是各個(gè)載荷單獨(dú)作用下變形的簡(jiǎn)單線性疊加。這種非線性疊加效應(yīng)是因?yàn)椴煌d荷在相同位置引發(fā)的變形方向不一致，這些載荷的相互作用最終共同決定了渦旋齒的最終變形結(jié)果。

圖11多載荷耦合作用下齒頂內(nèi)外側(cè)變形規(guī)律

圖12渦旋齒齒頂外側(cè)變形規(guī)律

4 渦旋壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)

4.1 流場(chǎng)模擬結(jié)果驗(yàn)證

圖13和圖14分別為壓縮機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)機(jī)的原理圖和微型壓縮機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)機(jī)的實(shí)物圖。該實(shí)驗(yàn)機(jī)集成了多種關(guān)鍵設(shè)備，包括渦旋壓縮機(jī)、壓力測(cè)試儀、溫度測(cè)試器、紅外線轉(zhuǎn)速測(cè)量?jī)x和LZB-10型玻璃轉(zhuǎn)子流量計(jì)等。這些設(shè)備為精確測(cè)量和分析壓縮機(jī)性能提供了完善的實(shí)驗(yàn)支持。

圖13 實(shí)驗(yàn)機(jī)原理圖

圖14微型壓縮機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)機(jī)

壓力表和溫度傳感器分別安裝在壓縮機(jī)的進(jìn)氣口和排氣口，用于實(shí)時(shí)監(jiān)控并記錄壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)的進(jìn)排氣口壓力和溫度。在仿真模擬中，排氣壓力維持在設(shè)定的0.3MPa ，而在實(shí)際實(shí)驗(yàn)中，排氣壓力在初始運(yùn)行階段顯示較大波動(dòng)，隨著壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)而逐漸趨于一個(gè)穩(wěn)定值。模擬數(shù)據(jù)顯示排氣溫度最初呈現(xiàn)上升趨勢(shì)，并隨著曲軸旋轉(zhuǎn)最終穩(wěn)定在約 149°C （圖15）。模擬排氣溫度略高于實(shí)際測(cè)量值，約高出 5°C 。這一差異主要源于模擬中未充分考慮渦旋盤內(nèi)部流體與環(huán)境之間的熱交換。由于模擬條件假設(shè)壓縮過(guò)程為理想的絕熱狀態(tài)，因此模擬得出的排氣溫度高于實(shí)際測(cè)量的排氣溫度。

圖15排氣溫度示意圖

4.2 渦旋盤變形驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證動(dòng)渦旋盤的最大軸向變形量（約 55.47μm） ），通過(guò)裝配兩組具有不同軸向嚙合間隙的動(dòng)、靜渦旋盤組成測(cè)試機(jī)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。這兩組間隙分別設(shè)定 40～50μm 和 80～90μm 。在相同的工況和工作時(shí)間條件下進(jìn)行測(cè)試后，拆卸動(dòng)渦旋盤進(jìn)行檢查。如圖16為渦旋盤磨損位置圖，檢查渦旋盤發(fā)現(xiàn)軸向嚙合間隙為 40～50μm 的渦旋盤齒頂出現(xiàn)磨損痕跡，而軸向嚙合間隙為 80～90μm 的渦旋盤齒頂則未見(jiàn)明顯磨損。表明動(dòng)渦旋盤在該工況下的最大軸向變形量大于 50μm ，間接證明仿真模擬變形量的正確性。

圖16渦旋盤磨損位置圖

5 結(jié)論

（1）在同一壓縮腔內(nèi)，軸向和徑向壓力分布相對(duì)均勻，但受徑向間隙泄漏的影響，其溫度分布在徑向與軸向上均表現(xiàn)為不均勻，并且存在顯著的溫差。

（2）相較于氣體載荷和慣性力載荷，溫度載荷對(duì)渦旋盤的變形影響更為顯著，僅在溫度載荷下最大變形量出現(xiàn)在渦旋齒的齒頂部，且變形量從齒頭到齒尾逐步減小。因此，降低渦旋壓縮機(jī)工作時(shí)的溫度可以有效減少渦旋盤的變形和熱應(yīng)力。

（3）在多載荷耦合作用下，渦旋盤的變形并不是各個(gè)載荷單獨(dú)作用所導(dǎo)致的變形量的簡(jiǎn)單線性疊加。多種物理作用力的同時(shí)作用使得渦旋盤的應(yīng)力和應(yīng)變分布變得更加復(fù)雜，從而影響其整體的變形。

（4）通過(guò)搭建渦旋壓縮機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)機(jī)，裝配兩組具有不同軸向嚙合間隙的渦旋壓縮機(jī)測(cè)試機(jī)，間接驗(yàn)證了軸向變形量和最大變形位置位于渦旋齒齒頭，可為該型號(hào)渦旋壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供理論依據(jù)。課題組后續(xù)研究將通過(guò)采用齒頭型線修正、增加齒頭處壁厚和降低齒頭高度等措施，改善渦旋齒齒頭處的變形情況，并對(duì)改進(jìn)前后的效果進(jìn)行系統(tǒng)的對(duì)比分析。

［參考文獻(xiàn)］

[1］李增耀，楊超，李超.非線性溫度作用下渦旋機(jī)渦旋盤多載荷耦合分析[J].機(jī)電工程，2023，40（7）：1112-20.

[2]李超，劉競(jìng)中，王海宏，等.多載荷耦合作用下渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦旋盤的應(yīng)力應(yīng)變分析[J].流體機(jī)械，2020，48（10）：30-35.

[3] WINANDYEL，LEBRUNJ.Scroll compresors using gas and liquid injection：experimentalanalysisand modellingJ].In-ternational Journal ofRefrigeration，2002，25（8） ：1143-1156.

[4] WERNET M P，ZANTE D V，STRAZISAR TJ，etal. Characterization of the tip clearance flow in an axial compressor using3-D digital PIV[J].Experiments in Fluids，2005，39：743-753.

[5] BELLI H，GROLLEA，BRAUNJE，etal. Optimizationof a scrollcompresor for liquid flooding[J]. International JournalofRefrigeration，2012，35（7） ：1901-1913.

[6] 查海濱，姜營(yíng)，王君，等.渦旋壓縮機(jī)單向流固耦合方法與渦旋齒變形分析[J].流體機(jī)械，2015，43（12）：22-27.

[7] 王洪利，侯秀娟，馬一太.三種單級(jí) CO₂ 跨臨界循環(huán)性能[J].河北理工大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2011，33（1）：1-6.

[8] 劉振全，戚智勇.渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦旋盤應(yīng)力及變形的研究[J].流體機(jī)械，1995，23（10）：23-26.

[9] 吳嘉浩，宋霞，施駿業(yè)，等.梯形截面渦旋壓縮機(jī)的型線設(shè)計(jì)及泄漏特性[J].制冷學(xué)報(bào)，2022，43（2）：46-53.

[10] 王吉岱，張臻臻，魏軍英.變基圓半徑漸開(kāi)線渦旋膨脹機(jī)的研究[J].流體機(jī)械，2014，42（6）：33-36.

[11] 彭斌，朱兵國(guó).渦旋型線對(duì)渦旋壓縮機(jī)性能的影響[J].流體機(jī)械，2016，44（6）：17-23.

[12] QIANG Jianguo，LIUZhenquan.Scrollprofilesinsrollcompressors：GeneralcriteriaanderorsensitivityJ].Inteational Journal of Refrigeration，2013，36（7） ：1796-1808.

[13] 吳臻，馮治國(guó)，蘇亞鋒，等.基于workbench平臺(tái)的渦旋壓縮機(jī)渦旋齒瞬態(tài)流固耦合分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2021（4） ：206-210.

[14] 楊廣衍，盛林，張秀麗，等.無(wú)油渦旋真空泵溫度場(chǎng)、應(yīng)力場(chǎng)和熱變形的ANSYS模擬[J].真空，2008（5）：17-19.

[15] 張加揚(yáng)，孫敬偉，劉彬豪，等.18cc渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦旋盤的熱應(yīng)力分析[J].長(zhǎng)春理工大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2022，45（4）：108-113.

[16] 王君，劉強(qiáng)，姜營(yíng)，等.渦旋壓縮機(jī)渦旋齒溫度分布與變形研究[J].工程熱物理學(xué)報(bào)，2016，37（11）：2344-2348.

[17] BIN P，LEGROS A，LEMORT V，et al.Recent Advancesontheoi-free ScrollCompressr[J].Recent Patentson Mechan-ical Engineering，2016，9（1） ：37-47.

[18] 熊樹(shù)生，江仁埔，吳占寬，等.燃料電池空壓機(jī)渦旋盤均勻載荷應(yīng)力變形仿真[J].同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2019，47（增刊1）：146-153.

[19] 楊濰澤，馮治國(guó).渦旋壓縮機(jī)動(dòng)靜渦旋盤流場(chǎng)模擬分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2022，60（3）：10-14.

[20] 陳雪輝，張志遠(yuǎn)，李昊，等.一種非對(duì)稱異步排氣渦旋壓縮機(jī)的數(shù)值模擬研究[J].機(jī)電工程，2023，40（9）：1433-1440.

[21] 李超，謝文君，趙嫚.不同載荷及結(jié)構(gòu)對(duì)渦旋齒強(qiáng)度影響的有限元分析[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2015，51（6）：189-197.

[責(zé)任編輯：謝平]

（上接第18頁(yè)）

Abstract：In the operation of asymmetric oil-free scrollcompressors，the scroll’s complex working environment and force conditions can easily cause deformation and stress increases，adversely affcting seal integrity and operational efficiency. To address this issue，a numerical simulation study was conducted on the scroll of a specific model of asymmetric oil-free scroll compressor under various load conditions.Initially，a simulation of the internal flow field of the model was performed during operation to analyze the causes of uneven temperature and pressure field distributions. Subsequently，the results of the flow field calculations were applied to the scroll wallin various loading modes to analyze the stress distribution and deformation patterns under diferent load conditions.The simulation results show that at high-speed operation，the pressure and temperature inside the working chamber of the asymmetric oil-free scroll compressor exhibit an asymmetric distribution.Under multi-load coupling，the maximum deformation occurs at the top of the scroll’s teeth，with the greatest stresslocated at the center of the scroll's end plate.Temperature load plays a significant role in the deformation of thescroll teeth，leading to significant thermal deformationas the internal gas temperature increases.Finally，by constructing a compressor test rig，the accuracy of the simulation results was verified， providing important theoretical support for further optimization of this compressor model.

Key words：asymmetric oil-free vortex compressor; multi load coupling; numerical simulation; deformation analysis