吳 凱,孫帥輝,楊立博,郭鵬程

(1.西安理工大學水利水電學院,陜西西安710048;2.中國能源建設集團西北電力試驗研究院有限公司，陜西 西安 710032；3.西安陜鼓動力股份有限公司,陜西西安710075)

渦旋制冷壓縮機廣泛應用于空調(diào)制冷系統(tǒng),當環(huán)境溫度發(fā)生變化時,制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度和冷凝溫度發(fā)生變化,造成渦旋壓縮機的外壓比發(fā)生變化,因此渦旋制冷壓縮機需要在不同的壓比工況下工作。

渦旋壓縮機是按照額定壓比進行型線設計的,工作壓力不等于額定壓力都會造成附加損失[1],進而對其性能產(chǎn)生影響。王寶龍等[2-3]研究了蒸發(fā)溫度的變化對渦旋壓縮機性能的影響,指出有制冷劑泄漏時其壓縮機功耗及COP隨著蒸發(fā)溫度的升高而變大。文獻[4-6]研究了壓比變化對渦旋壓縮機效率的影響,研究發(fā)現(xiàn),隨著壓比的增大,泄漏增大,容積效率降低[4-5],而等熵效率隨壓比的升高先增大后減小[6]。Cuevas等[7-8]通過實驗測定了渦旋制冷壓縮機在變轉(zhuǎn)速下及多個壓比工況下的性能,指出文中所采用的壓縮機在壓比為2.2～2.6之間取得最高的容積效率與等熵效率,隨壓比的增大,其內(nèi)泄漏增大,潤滑條件變差,容積效率和等熵效率都隨之降低。文獻[9-10]分別研究了壓比變化對渦旋壓縮機排氣量及輸入功率影響。

一維穩(wěn)態(tài)仿真模型和外特性實驗的研究能較好地揭示壓縮機性能隨壓比的變化,但對于壓比變化造成的壓縮機性能變化原因及內(nèi)在機理卻無法清楚表達。近年來研究者們借助CFD方法對渦旋式流體機械的內(nèi)部流場進行模擬,以期更準確地研究其內(nèi)部流動狀態(tài)與機理。Cui[11-13]較早利用CFD軟件對渦旋壓縮機進行數(shù)值模擬。王君、查海濱等先后采用非結構化[14]和結構化動網(wǎng)格技術[15]對渦旋式流體機械進行了數(shù)值模擬,比較了數(shù)值模擬的精度[16],并對壓縮機內(nèi)的流場和泄漏規(guī)律進行了研究[17]。一方面,由于非穩(wěn)態(tài)模擬中動網(wǎng)格技術的需要,研究者大多采用非結構化網(wǎng)格[11-14],間隙處的網(wǎng)格層數(shù)很少,很難對渦旋式流體機械的內(nèi)部流場特別是間隙處的流場進行精確模擬。另一方面,當前對于渦旋式流體機械的數(shù)值研究多局限于單一工況的數(shù)值模擬,對于渦旋壓縮機在變壓比工況下的內(nèi)流場的研究還鮮有報道。

本文借助PumpLinx流場計算軟件,生成高質(zhì)量的結構化六面體網(wǎng)格[18],保證間隙處有足夠的網(wǎng)格層數(shù),建立了某渦旋制冷壓縮機的三維瞬態(tài)數(shù)值模擬模型,實現(xiàn)了對渦旋壓縮機內(nèi)部三維瞬態(tài)流場的精確模擬。在此基礎上,研究了該渦旋制冷壓縮機在變壓比工況下的內(nèi)部流動特性及變化規(guī)律,對于渦旋制冷壓縮機在變壓比工況下的運行效率和運行可靠性的研究具有理論指導意義,對于渦旋制冷壓縮機的結構優(yōu)化具有一定的借鑒意義。

1 數(shù)值計算模型

1.1 物理模型及網(wǎng)格

根據(jù)表1所示的某渦旋壓縮機的實際結構參數(shù)建立模型,并抽取流體域模型,見圖1。渦旋壓縮機的流體域模型包括吸氣管、排氣管及工作腔等。渦旋壓縮機的流體域模型建立完成后,利用PumpLinx進行網(wǎng)格劃分并進行流場計算。

表1 渦旋壓縮機幾何參數(shù)Tab.1 Structure parameters of scroll compressor

圖1 三維流體域模型Fig.1 Fluid domian model of scroll compressor

1.2 邊界條件設置及網(wǎng)格無關性驗證

進口給定壓力及溫度,出口給定壓力,具體參數(shù)按表2進行設置。

表2 運行工況Tab.2 Operation conditions

表2中工況一為該壓縮機的理論壓比。工質(zhì)為R22,由NIST調(diào)取R22的物性參數(shù),通過程序?qū)懭隤umpLinx。轉(zhuǎn)速設定為2 880 r/min。由于渦旋壓縮機的轉(zhuǎn)速很高,一般認為,在其運行過程中,熱量來不及從腔內(nèi)傳遞出來,因此計算采用絕熱模型。湍流模型為RNGk-ε模型。壓力速度耦合方程用SIMPLEC算法求解。

網(wǎng)格無關性的驗證結果見圖2,采用表2中的工況三,從16萬到65萬分別計算了6種網(wǎng)格數(shù)量,并對不同網(wǎng)格數(shù)量下的容積效率進行了計算。當網(wǎng)格數(shù)量由56萬增加到65萬的時候,容積效率由86.80%增加到86.85%。因此最終采用的計算網(wǎng)格單元數(shù)為56萬。圖3為渦旋壓縮機垂直于z軸的某截面網(wǎng)格,在徑向間隙處的網(wǎng)格層數(shù)達到13層,沿著齒高方向共有22層網(wǎng)格。吸氣管及排氣管流域采用笛卡爾網(wǎng)格,保證了間隙處流場的精確模擬。

圖2 網(wǎng)格無關性驗證Fig.2 Grid independence check

圖3 截面網(wǎng)格Fig.3 The grid in the cross section

2 實驗驗證與流量曲線

2.1 數(shù)值模擬與實驗結果對比分析

按照表2給定的7種工況,進行變壓比數(shù)值模擬,為了對數(shù)值結果的可靠性進行驗證,采用本文所述的渦旋制冷壓縮機樣機,進行外特性驗證試驗。圖4為試驗系統(tǒng)原理圖。對樣機在高壓比工況(表2中的工況三～工況七)下進行性能測試試驗,具體可參考文獻[19]中在無噴液工況下渦旋壓縮機的性能測試結果。

圖4 試驗系統(tǒng)原理圖Fig.4 Test system schematic diagram

圖5是不同壓比下排氣溫度及容積效率的實驗值和模擬值的對比情況。由圖5可知,排氣溫度的模擬值略高于實驗值,最大誤差為9 K;容積效率的模擬值下降幅度小于實驗值下降幅度,高壓比下二者存在較大誤差,最大誤差約為5.72%。

圖5 排氣溫度、容積效率Fig.5 Discharge temperature and volumetric efficiency

圖6給出了該渦旋制冷壓縮機的絕熱效率隨壓比的變化曲線圖。

圖6 絕熱效率及COPFig.6 Adiabatic efficiency and COP

由圖6可見，當壓比為3時,絕熱效率的模擬值最高,為69.25%；當壓比大于3時,絕熱效率隨著壓比的增大而減小。圖6也給出了COP的實驗值和模擬值的對比結果。由圖可知,COP的實驗值和模擬值均隨壓比的增大而減小,且模擬值略高于實驗值。

由圖5～6的實驗值和模擬值對比結果可知,模擬值均高于實驗值。由于實驗樣機采用了軸向背壓柔性結構,軸向間隙運行中受到背壓的作用可以認為趨于0,因此在數(shù)值模擬計算中將軸向間隙設置為0。但由于熱變形的影響,其實際的軸向間隙分布不均勻,并且不為0。因此模擬的泄漏量小于渦旋壓縮機實際工況下的泄漏量,導致容積效率的模擬值高于實驗值。

另外,渦旋壓縮機在實際工況下是有油的,由于油在渦旋壓縮機運行過程中會帶走一部分熱量,因此排氣溫度的模擬值高于實驗值?？偟膩碇v,數(shù)值模擬結果與實驗結果具有較好的一致性,具有較高的精度。

2.2 進出口流量曲線

圖7和圖8分別為不同壓比下一個周期內(nèi)的進出口質(zhì)量流量曲線圖?？梢钥闯?進出口質(zhì)量流量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化均有較大波動,且隨著壓比的增大,渦旋壓縮機的進、出口質(zhì)量流量均減小。

圖7 不同壓比下的進口流量Fig.7 Inlet mass flux at different pressure ratios

圖8 不同壓比下的出口流量Fig.8 Outlet mass flux at different pressure ratios

由圖7可知,各壓比下進口質(zhì)量流量的變化規(guī)律基本相同。隨著吸氣壓力的減小,渦旋壓縮機的進口質(zhì)量流量逐漸降低。渦旋壓縮機在各個壓比下,曲軸轉(zhuǎn)角約為30°時進口質(zhì)量流量達到最大值,曲軸轉(zhuǎn)角約為300°左右時進口質(zhì)量流量達到最小值,說明壓比對吸氣過程的影響較小。

圖8給出了不同壓比下的排氣流量曲線。在低壓比下,排氣流量的最小值在50°左右,此時是因為動盤末端遮擋排氣口,流阻增大,流量降低。當壓比為3.43及3.62時,此時由于壓縮機處于弱欠壓縮工況,在排氣開始前,排氣腔內(nèi)部分流體向最后一對工作腔倒流,但還未影響排氣口處的流動,因此排氣流量在排氣開始前取得最小值。當壓比超過3.92時,壓縮機處于強欠壓縮工況,當排氣開始后,排氣腔內(nèi)工質(zhì)繼續(xù)向最后一對工作腔內(nèi)倒流,并持續(xù)一定的回轉(zhuǎn)角度，導致出口質(zhì)量流量在130°達到最小值。特別地,當進出口壓比超過4.18時,出口存在明顯的回流現(xiàn)象;壓比為4.58時最大瞬時回流質(zhì)量流量達到0.049 66 kg/s,是平均質(zhì)量的83.02%。由圖7～8分析可知,渦旋壓縮機在高壓比下進氣質(zhì)量流量有明顯降低,且出口存在較為明顯的回流現(xiàn)象,造成較大的回流損失,排氣量降低,并導致壓縮功的增大,進而導致絕熱效率降低,這與圖6所示的絕熱效率的變化規(guī)律一致。

3 流場分析

由圖8的分析可知,曲軸轉(zhuǎn)角至130°左右時,壓比超過3.92時,出口有較為明顯的回流現(xiàn)象,以下將分析轉(zhuǎn)角在130°時的流場分布情況。

3.1 壓力場

圖9為130°時不同壓比下的x-y平面上的壓力云圖。

圖9 130°時不同壓比下的x-y平面上的壓力云圖Fig.9 The pressure contours at different pressure ratios on the x-y surface at 130°

由圖9可知,除徑向間隙處存在較大的壓力梯度外,同一工作腔內(nèi)的壓力分布較為均勻，一對工作腔內(nèi)的壓力對稱分布。隨著壓比的增大,中心工作腔內(nèi)的壓力逐漸降低,排氣腔內(nèi)壓力變化不大。

圖10為不同壓比下工作腔A(如圖3所示)內(nèi)的壓力隨工作過程角的變化,圖中Pd為排氣壓力。由圖10可知,壓比分別為2.63和3時,達到排氣壓力的時間明顯小于其他壓比下所用時間。在排氣開始前,在高壓比下,壓力的變化率基本相等,由于高壓比下吸氣壓力較低,因此在各個轉(zhuǎn)角下,腔內(nèi)的壓力較低,達到排氣壓力的角度也較大。在排氣開始(開始排氣角為471.5°)后,由于此時高壓比下工質(zhì)在出口的倒流,導致排氣腔內(nèi)質(zhì)量增大,壓力升高較快,因此高壓比下排氣腔的壓力變化率較大。另外,在給定轉(zhuǎn)速下和給定排氣壓力下,各個壓比達到的最高壓力基本相同,低壓比排氣損失反而較大,但高壓比由于存在回流損失,導致壓縮功增大,COP反而降低。

圖10 不同壓比下工作腔A內(nèi)的壓力變化Fig.10 Pressure variation curves of working chamber A

3.2 速度矢量場

圖11為130°時不同壓比下間隙處的x-y平面上的速度矢量。

圖11 130°時不同壓比下間隙處的x-y平面上的速度矢量Fig.11 Velocity vector contours of radial clearance at different pressure ratios on the x-y surface at 130°

由圖11可知,在此轉(zhuǎn)角下,間隙1處的速度分布在各壓比下的差異不大,而間隙2處的泄漏速度隨著壓比的增大而增大,表明間隙2處的泄漏量隨著壓比的增大而增大。特別地,在間隙3處,壓比為2.63和3時的速度朝向排氣腔,而當壓比高于4.18時,在間隙3處出現(xiàn)泄漏,并隨著壓比的增大,間隙3處的泄漏速度增大。

此外,隨著壓比的增大,一方面由于吸氣密度的降低,吸氣量逐漸降低,另一方面由于泄漏量逐漸增大,導致渦旋制冷壓縮機容積效率的降低(如圖5所示容積效率的變化)。

圖12為130°時不同壓比下y-z平面上的速度矢量分布。由于隨著排氣腔內(nèi)密度的增大,體積流量的下降,所以工質(zhì)在排氣腔內(nèi)的流速明顯低于在其他腔內(nèi)的流速。見圖12(a),理論壓比下,排氣管內(nèi)工質(zhì)的流速最高。見圖12(b)～(d),隨著壓比的增大,渦旋壓縮機的吸氣質(zhì)量減小,因此工質(zhì)在排氣管內(nèi)的流速降低。特別地,當壓比達到4.18時,在排氣管內(nèi)出現(xiàn)回流現(xiàn)象,當壓比增大到4.58時,這種回流現(xiàn)象變得更加明顯,回流速度顯著增大,這與圖8所示的出口質(zhì)量流量的變化曲線是一致的。

圖12 130°時不同壓比下y-z平面上的速度矢量Fig.12 Veocity vector at different pressure ratios on the y-z surface at 130°

3.3 溫度場

圖13為130°時不同壓比下的x-y平面上的溫度云圖。低壓比下中心工作腔內(nèi)的平均溫度明顯低于其他壓比下的平均溫度,在低壓比下,排氣腔內(nèi)的溫度低于中心工作腔內(nèi)的溫度,這種溫度的差異隨壓比的增大而減小。此外,隨著壓比的增大,由于泄漏逐漸增大,泄漏工質(zhì)攜帶著上游工作腔內(nèi)的熱量傳播到下游工作腔,因此同一工作腔內(nèi)嚙合點側(cè)的高溫區(qū)面積隨壓比升高而增大,工作腔內(nèi)工質(zhì)的平均溫度隨壓比的增大而增大。

圖13 130°時不同壓比下的x-y平面上的溫度云圖Fig.13 The temperature contours at different pressure ratios on the x-y surface at 130°

4 結 論

本文建立了某渦旋制冷壓縮機的三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值計算模型,采用了結構化網(wǎng)格,其徑向間隙處的網(wǎng)格層數(shù)達到13層,保證了模擬的精確性,利用該精確模型對其在不同壓比下的工作過程進行了模擬研究,并對模擬結果進行了實驗驗證,主要結論如下。

1) 數(shù)值模擬結果和實驗結果有較好的一致性。絕熱效率在壓比稍高于理論壓比時取得最大值。壓比高于3.92時,渦旋制冷壓縮機的性能顯著變差。

2) 壓比對吸氣過程影響較小,對排氣過程影響較大。排氣量最小值的位置角隨壓比的增大而增大。當壓比增大到4.18時,排氣管出口出現(xiàn)回流,造成較大的回流損失。

3) 排氣開始前,各個壓比下,壓力的變化率基本相同,但排氣開始后,高壓比下壓力升高較快。高壓比的回流損失較大,低壓比的排氣損失較大。

4) 排氣腔溫度在低壓比下低于中心工作腔而在高壓比下高于中心工作腔。同一工作腔內(nèi)側(cè)泄漏間隙處高溫區(qū)面積隨壓比升高而增大,工作腔內(nèi)工質(zhì)的平均溫度隨壓比的增大而增大。