劉興旺，萬春煥

(蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院，蘭州 730050)

前言

電動(dòng)汽車作為新興能源產(chǎn)業(yè)之一，已在汽車工業(yè)占據(jù)一定份額，且將是汽車工業(yè)發(fā)展的熱點(diǎn)[1]。電動(dòng)汽車與傳統(tǒng)汽車有諸多不同[2]，對相應(yīng)的空調(diào)壓縮機(jī)也提出了新的要求，如空調(diào)壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng)方式、類型結(jié)構(gòu)等方面的改變。渦旋壓縮機(jī)作為最高水平的第4代壓縮機(jī)，被電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)所采用。與傳統(tǒng)汽車空調(diào)壓縮機(jī)相比，具有零部件數(shù)量少、體積小、質(zhì)量輕、效率高、噪聲低、抗液擊、啟動(dòng)力矩小等優(yōu)點(diǎn)。對于封閉結(jié)構(gòu)形式，還減小了結(jié)構(gòu)尺寸和泄漏。因此電動(dòng)渦旋壓縮機(jī)是非常適合電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的壓縮機(jī)形式[3]。

汽車空調(diào)裝置使用條件非常苛刻，最突出地體現(xiàn)在汽車室外氣候環(huán)境的劇烈變化[4]，這就給汽車空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和控制帶來了困難，也使得變工況性能評(píng)價(jià)分析研究顯得尤為重要，但相關(guān)研究較少。M.J.Maertens等[5]通過對同一制冷系統(tǒng)變工況下，采用不同設(shè)計(jì)壓縮比的渦旋壓縮機(jī)實(shí)驗(yàn)分析，驗(yàn)證了渦旋壓縮機(jī)效率只有在設(shè)計(jì)壓縮比下才達(dá)到最優(yōu)的結(jié)論。但其研究未深入發(fā)掘變工況造成渦旋壓縮機(jī)效率下降的內(nèi)部原因。對于渦旋壓縮機(jī)，其內(nèi)部核心腔體背壓腔對工況變化是非常敏感的。變工況情況下，背壓腔內(nèi)流場分布也將受到直接影響，研究其影響程度可對渦旋壓縮機(jī)的背壓腔設(shè)計(jì)起到指導(dǎo)作用。

本文中針對電動(dòng)汽車用渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)形式特點(diǎn)，提出將空調(diào)系統(tǒng)變工況與渦旋壓縮機(jī)背壓腔流場關(guān)聯(lián)研究，探究變工況對于動(dòng)渦盤軸向氣體力的平衡和機(jī)內(nèi)潤滑油循環(huán)量的影響規(guī)律及原因，提出了一種優(yōu)化設(shè)計(jì)新方法。

1 系統(tǒng)變工況分析

汽車空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示，主要包括4大組成部分[6]:壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥和蒸發(fā)器。某型號(hào)空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行范圍圖如圖2所示[7]，可以看出空調(diào)系統(tǒng)工作范圍非常寬，汽車空調(diào)系統(tǒng)的變工況運(yùn)行非常普遍，因此研究變工況對渦旋壓縮機(jī)的性能影響顯得十分必要。

圖1 空調(diào)系統(tǒng)示意圖

汽車空調(diào)系統(tǒng)變工況本質(zhì)上來源于與外界環(huán)境直接接觸的兩個(gè)換熱器[8]。當(dāng)蒸發(fā)溫度增大，壓縮機(jī)吸氣壓力增大，由于渦旋壓縮機(jī)是定壓縮比，排氣壓力也增大，影響到排氣腔內(nèi)壓力；當(dāng)冷凝器溫度增大，與冷凝器相通的壓縮機(jī)內(nèi)置油分離器和排氣腔內(nèi)壓力也將增大到相應(yīng)的冷凝壓力。

背壓腔內(nèi)的潤滑油靠內(nèi)置油分離器壓差輸送，而內(nèi)置油分離器內(nèi)油壓源于排氣腔內(nèi)壓力，所以排氣腔內(nèi)壓力的變化將對背壓腔入口油壓造成直接影響。

圖2 某型號(hào)汽車空調(diào)工作范圍圖

2 背壓腔作用分析

背壓腔是渦旋壓縮機(jī)核心腔體之一，是由動(dòng)渦盤與機(jī)架形成的充滿潤滑油的腔體。其肩負(fù)多項(xiàng)渦旋壓縮機(jī)關(guān)鍵功能，如動(dòng)渦盤的軸向受力平衡、潤滑油循環(huán)量和二次平衡等，是渦旋壓縮機(jī)設(shè)計(jì)的重點(diǎn)與難點(diǎn)之一。

2.1 軸向氣體力平衡分析

圖3為動(dòng)渦盤軸向受力平衡圖，動(dòng)渦盤所受軸向氣體力Fa是渦旋壓縮機(jī)的固有缺陷之一，只能設(shè)法平衡。圖4為樣機(jī)動(dòng)渦盤所受軸向氣體作用力Fa隨主軸轉(zhuǎn)角θ變化關(guān)系圖?？梢钥闯觯瑒?dòng)渦盤所受軸向氣體作用力具有周期脈動(dòng)性，在開始排氣角為θ?時(shí)達(dá)到最大值。

圖3 動(dòng)渦盤軸向受力平衡示意圖

目前廣泛采用軸向柔性機(jī)構(gòu)解決動(dòng)渦盤軸向受力平衡問題。軸向柔性機(jī)構(gòu)是將某一壓力的流體引入動(dòng)渦盤背部腔體，形成所謂的背壓腔?？勘硥呵恢辛黧w壓力來平衡動(dòng)渦盤上所受的軸向氣體力，而壓力來源和控制是背壓腔的核心技術(shù)所在。對于汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)，普遍使用內(nèi)置油分離器底部高壓潤滑油作為壓力源，將潤滑油引入背壓腔，而背壓腔出口則采用單向閥控制出口壓力和流量[9]。

圖4 軸向氣體作用力隨轉(zhuǎn)角變化圖(R134a，p s＝0.26MPa，P＝18mm，N＝3，α＝30°)

2.2 循環(huán)油路及油量分析

圖5 為研究所采用樣機(jī)的循環(huán)油供給方案。

圖5 油路循環(huán)圖

圖6 為本樣機(jī)的內(nèi)置油分離器結(jié)構(gòu)，排氣腔內(nèi)的制冷劑氣體和潤滑油液滴切向進(jìn)入油分離器，利用離心力慣性力將油滴甩在外桶壁面上，靠重力下落收集潤滑油，其結(jié)構(gòu)簡單緊湊，效率優(yōu)良。

2.3 二次平衡分析

渦旋壓縮機(jī)的一次平衡是將動(dòng)渦盤質(zhì)心調(diào)到其基圓中心軸線上。但由于動(dòng)渦盤偏心旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心慣性力傳遞到主軸，增加主軸負(fù)荷并引起振動(dòng)，故在結(jié)構(gòu)限制情況下采用幾塊平衡塊共同平衡動(dòng)渦盤和曲軸偏心部分偏心軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心慣性力Fcm和Fcc，受力示意圖如圖7所示，并可列平衡方程[10]。

由式(1)力和力矩的平衡方程可看出，在動(dòng)渦盤下方最近距離直接布置大平衡塊，可最有效平衡動(dòng)渦盤離心慣性力，且使得結(jié)構(gòu)最為緊湊，以滿足汽車空調(diào)壓縮機(jī)苛刻的空間安裝要求，這也是汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)將大平衡塊布置于背壓腔的原因。

圖6 內(nèi)置油分離器結(jié)構(gòu)圖

圖7 二次平衡受力分析圖

3 有限元分析

3.1 有限元分析模型

采用的樣機(jī)背壓腔實(shí)物圖如圖8所示。

將背壓腔實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸作一定的簡化處理，得到如圖9所示的由1個(gè)包含扇形平衡塊的圓柱形腔體和2個(gè)半圓形長管組成的背壓腔三維模型。采用ICEM劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分如圖10所示。

圖8 背壓腔實(shí)物圖

圖9 背壓腔簡化模型圖

圖10 背壓腔網(wǎng)格劃分圖

3.2 求解設(shè)置

采用Fluent軟件的滑移網(wǎng)格(Sliding Mesh)模型模擬不同入口壓力下主軸同平衡塊勻速旋轉(zhuǎn)的非穩(wěn)態(tài)過程，選擇RNG k-ε方程模型作為湍流計(jì)算模型，在近壁面采用壁面函數(shù)法。計(jì)算工質(zhì)采用實(shí)際合成冷凍機(jī)油PAG 56，主要物性參數(shù)見表1。

表1 PAG56主要物性參數(shù)

根據(jù)滑移網(wǎng)格模型應(yīng)用要求，建立interface面將流場分為內(nèi)外兩個(gè)計(jì)算域，內(nèi)計(jì)算域?yàn)閯?dòng)區(qū)域，設(shè)置相應(yīng)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，外計(jì)算域?yàn)殪o止區(qū)域，該模型每個(gè)時(shí)間步都會(huì)將interface面節(jié)點(diǎn)上流動(dòng)變量進(jìn)行傳遞，實(shí)現(xiàn)兩個(gè)區(qū)域的流場耦合求解。

對于變工況下排氣壓力的變化導(dǎo)致背壓腔入口壓力的改變，選取0.9，1.1和1.3MPa 3種工況的背壓腔入口壓力。背壓腔出口壓力通過單向調(diào)節(jié)閥控制，因此不受變工況影響而保持一定，選取0.5MPa出口壓力。旋轉(zhuǎn)角速度取600rad/s。

在迭代計(jì)算時(shí)，添加5個(gè)監(jiān)視窗口，觀察流場參數(shù)變化。根據(jù)監(jiān)視參數(shù)達(dá)到周期性穩(wěn)定和出入口平衡，方可綜合判斷為計(jì)算收斂。

3.3 背壓腔流場特性分析

3.3.1 背壓腔內(nèi)部流場分析

平衡塊是背壓腔內(nèi)部重要運(yùn)動(dòng)部件，針對其形狀特殊性，研究其高轉(zhuǎn)速下周圍流場分布，有利于分析其阻力損失，為平衡塊優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

選擇背壓腔軸向尺寸中間徑向平面，對其壓力場分布進(jìn)行觀察分析，觀察平衡塊周圍流場分布，如圖11～圖13所示。

圖11 0.9MPa中間平面壓力云圖

圖12 1.1MPa中間平面壓力云圖

由圖可見:(1)相同半徑下，離平衡塊前端部越遠(yuǎn)，壓力越低；(2)相同角度下，半徑越大，壓力越高；(3)隨入口壓力分別提高0.2MPa，前后端部壓力也相應(yīng)提高約0.12和0.13MPa，壓差基本保持穩(wěn)定，據(jù)此分析可得平衡塊所受壓差阻力損失隨入口壓力變化基本保持不變。

圖13 1.3MPa中間平面壓力云圖

在平衡塊攪動(dòng)下，內(nèi)部流體受迫運(yùn)動(dòng)。前端部是受壓迫最嚴(yán)重的部位，離前端部越遠(yuǎn)，壓力越低。由于轉(zhuǎn)速一定，半徑越大線速度越高，受迫越嚴(yán)重，因此前端部最外圈壓力最高。入口壓力增大，背壓腔作為中間壓力腔，整體平均壓力也將提高，各點(diǎn)相對壓力基本不變。由于平衡塊轉(zhuǎn)速一定，前端部受迫運(yùn)動(dòng)與后端部繞流運(yùn)動(dòng)強(qiáng)度均未改變，所以，內(nèi)部壓差基本保持穩(wěn)定。

3.3.2 背壓腔上平面壓力分布

背壓腔上平面是與動(dòng)渦盤直接接觸的平面，直接對動(dòng)渦盤提供軸向平衡力，研究其流場分布，對動(dòng)渦盤軸向受力有重要意義。

選擇與動(dòng)渦盤直接接觸的上平面，對其不同進(jìn)口壓力下壓力場分布進(jìn)行觀察分析，如圖14～圖16所示。

圖14 0.9MPa上平面壓力云圖

由圖可見:(1)背壓腔上平面呈現(xiàn)出與背壓腔內(nèi)部流場相似的流場分布；(2)上平面壓力最大最小位置分別在平衡塊前端部最外圈和后端部最內(nèi)圈軸向投影位置；(3)入口壓力兩次分別提升0.2MPa，流場分布基本規(guī)律保持不變，上平面各點(diǎn)壓力相應(yīng)提升了0.121 6和0.131 3MPa。

由于背壓腔上平面與平衡塊距離近，其流場受平衡塊攪動(dòng)影響，呈現(xiàn)出與內(nèi)部流場相似的流場分布，形成原因也大抵相同。

圖15 1.1MPa上平面壓力云圖

圖16 1.3MPa上平面壓力云圖

可見，一方面背壓腔內(nèi)部包括上平面流場分布受平衡塊攪動(dòng)影響，呈現(xiàn)出巨大的不均勻性；另一方面，變工況情況下，背壓腔流場壓力也有較大程度變化。

3.3.3 軸向平衡力隨主軸轉(zhuǎn)角變化規(guī)律

上平面壓力云場分布并不能直觀反映軸向平衡力大小，通過設(shè)置監(jiān)視器，對各個(gè)轉(zhuǎn)角背壓腔上平面壓力積分，得到不同轉(zhuǎn)角下背壓腔上平面的軸向平衡力變化圖，如圖17所示。

圖17 軸向平衡力變化圖

由圖可見:(1)軸向平衡力變化呈現(xiàn)出周期性脈動(dòng)規(guī)律，且波動(dòng)幅值隨進(jìn)口壓力提升基本不變；(2)軸向平衡力峰值位置轉(zhuǎn)角約為61°，谷值位置轉(zhuǎn)角約為205°；(3)入口壓力提升，軸向平衡力將整體提升，而軸向氣體作用力也隨壓力變化而整體變化。因此變工況下，軸向平衡力與軸向氣體力將保持設(shè)計(jì)平衡關(guān)系。

選擇軸向平衡力出現(xiàn)峰谷值轉(zhuǎn)角，觀察其上平面流場分布，如圖18和圖19所示。

圖18 1.1MPa 61°軸向平衡力峰值位置流場

圖19 1.1MPa 205°軸向平衡力谷值位置流場

由圖18和圖19峰谷位置轉(zhuǎn)角上平面的流場分布圖可以看出:軸向平衡力大小與平衡塊相對于出入口管的位置密切相關(guān)，即與主軸轉(zhuǎn)角密切相關(guān)。

內(nèi)部壓力是由入口高壓流體維持，由于入口管與內(nèi)部流場交界面處壓力的脈動(dòng)性，當(dāng)交界面處壓力高于入口管內(nèi)壓力時(shí)，入口管內(nèi)壓力向內(nèi)部流場擴(kuò)散受阻，甚至將出現(xiàn)壓力回流，內(nèi)部流場得不到壓力補(bǔ)充而出口由于繼續(xù)向外泄壓，內(nèi)部流場壓力將減小。

出口管也類似，由于內(nèi)部流場壓力高于出口壓力，內(nèi)部流場壓力會(huì)由于向出口管壓力擴(kuò)散而導(dǎo)致壓力降低。

對于軸向平衡力，是對兩個(gè)壓力擴(kuò)散部位壓力得失的相加，內(nèi)部流場得到的壓力大于擴(kuò)散到管內(nèi)的壓力，則內(nèi)部壓力增加，軸向平衡力增加，反之亦然。

背壓腔可以看作出口管與入口管中間的一段管路，在出入口管壓力恒定情況下，背壓腔平均壓力應(yīng)該是保持穩(wěn)定的，而脈動(dòng)性是由于攪動(dòng)和管口布置導(dǎo)致的。因此，在攪動(dòng)強(qiáng)度與管口布置一定的情況下，入口壓力的提升導(dǎo)致中間管路(背壓腔)平均壓力的相應(yīng)提升也是必然，而作為上平面壓力積分的軸向平衡力，其大小也相應(yīng)增加。

3.3.4 潤滑油循環(huán)量

潤滑油循環(huán)量的變化規(guī)律通過對出入管口設(shè)置流場監(jiān)視器實(shí)時(shí)監(jiān)測流量變化，結(jié)果如圖20和圖21所示。

圖20 入口流量變化圖

圖21 出口流量變化圖

由圖可見:(1)出入口流量也呈現(xiàn)周期性脈動(dòng)現(xiàn)象；(2)入口最小流量位置在主軸轉(zhuǎn)角195°，最大流量位置在主軸轉(zhuǎn)角308°；(3)出口最小流量位置在主軸轉(zhuǎn)角61°和205°，最大流量位置在主軸轉(zhuǎn)角318°；(4)隨入口壓力增大，出入口各轉(zhuǎn)角位置流量相應(yīng)增加。

對于流量出現(xiàn)峰谷位置的主軸轉(zhuǎn)角位置61°，195°，205°，308°和 318°，對其上平面流場分布進(jìn)行觀察，如圖18、圖19和圖22～圖24所示。

圖22 1.1MPa主軸轉(zhuǎn)角195°流場分布

圖23 1.1MPa主軸轉(zhuǎn)角308°流場分布

圖24 1.1MPa主軸轉(zhuǎn)角318°流場分布

出入口流量的周期性脈動(dòng)是由于內(nèi)部流場周期性變化導(dǎo)致的。以入口管為例，入口壓力一定，但入口管與內(nèi)部流場接觸面上的壓力卻發(fā)生周期性脈動(dòng)，接觸面上壓力與入口壓力之差決定了入口流量大小。壓差越大，流量越大，反之亦然。出口管流量變化規(guī)律也如此。

在入口壓力提高的情況下，流量也整體提升。背壓腔只是出入口間一段管路，由于出入口管與背壓腔之間距離較近，背壓腔流場波動(dòng)對出入口管造成直接影響，也就導(dǎo)致流量的脈動(dòng)性。但決定流量大小的本質(zhì)原因是出口與入口的壓差，因此在入口壓力和出入口壓差增大情況下，流量的提升也是合理的現(xiàn)象。

3.4 動(dòng)渦盤軸向受力的優(yōu)化研究

由圖4與圖17可以看出，軸向平衡力的脈動(dòng)性與軸向氣體力的脈動(dòng)性非常相似，存在互補(bǔ)性。軸向氣體力在開始排氣角θ?時(shí)達(dá)到峰值，而軸向平衡力也在固定角度達(dá)到峰值。通過合理設(shè)計(jì)背壓腔出入口管位置，從而改變軸向平衡力與軸向氣體力極值對應(yīng)的相位差，實(shí)現(xiàn)軸向氣體力的有效平衡，減小動(dòng)渦盤所受軸向合力的不均勻性，使之受力更加平穩(wěn)。

選取背壓腔設(shè)計(jì)入口壓力為1.1MPa的運(yùn)行工況進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化前后動(dòng)渦盤所受軸向合力變化曲線如圖25所示。

圖25 動(dòng)渦盤軸向合力變化圖

對比分析優(yōu)化前后動(dòng)渦盤軸向合力曲線可以看出，優(yōu)化后動(dòng)渦盤所受軸向合力的振幅僅為優(yōu)化前軸向合力振幅的69%，即動(dòng)渦盤所受軸向合力的振幅減少了31%，軸向合力更加平穩(wěn)，有利于提高動(dòng)渦盤及整機(jī)運(yùn)行的可靠性。

4 結(jié)論

(1)受平衡塊攪動(dòng)影響，背壓腔中壓力場分布不均勻，平衡塊前端部最外圈壓力最大，后端部最內(nèi)圈壓力最小。且平衡塊所受壓差阻力損失受背壓腔入口壓力影響很小。

(2)背壓腔中流體產(chǎn)生的軸向平衡力隨入口壓力的增大而增大，而其波動(dòng)幅值受入口壓力的影響較小。

(3)受平衡塊攪動(dòng)的影響，流經(jīng)背壓腔的潤滑油流量發(fā)生周期性脈動(dòng)，而平均流量只取決于出入口壓差。

(4)提出了背壓腔優(yōu)化協(xié)調(diào)設(shè)計(jì)的新方法，通過將軸向平衡力與軸向氣體力變相位協(xié)調(diào)疊加，可有效減小動(dòng)渦盤所受軸向合力波動(dòng)振幅31%，提高了動(dòng)渦盤運(yùn)行的平穩(wěn)性。