江波 李洋 曹紅軍

廣東美芝制冷設(shè)備有限公司 廣東佛山 528300

0 引言

潤(rùn)滑油起到為壓縮機(jī)的摩擦副和壓縮腔提供潤(rùn)滑和密封的作用，是壓縮機(jī)高效穩(wěn)定運(yùn)行的保障[1]。由于轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的周期性排氣特性，加上其內(nèi)部存在高速旋轉(zhuǎn)的電機(jī)，在機(jī)殼內(nèi)部的多相流動(dòng)呈現(xiàn)高速、脈動(dòng)而復(fù)雜的流動(dòng)特性，因此衍生了一系列可靠性問題，如吐油量大、油面不穩(wěn)等問題。

臥式轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)多用于家用冰箱、冷柜、車載空調(diào)、商用冷藏等場(chǎng)景[2,3]。其壓縮原理與立式轉(zhuǎn)子機(jī)并無區(qū)別，但由于其特殊的臥式安裝形式，導(dǎo)致其油池橫跨整個(gè)殼體，貫通泵體和電機(jī)腔；排氣管安裝于殼體側(cè)面而非旋轉(zhuǎn)軸位置；幾乎所有的排氣在排出前都需要經(jīng)過泵體油腔。以上特點(diǎn)均導(dǎo)致臥式機(jī)的運(yùn)行油面特性更為復(fù)雜，吐油量更難控制。

目前對(duì)臥式壓縮機(jī)的研究主要集中在其供油系統(tǒng)方面，安吉閣等利用CFD模擬了臥式機(jī)的供油系統(tǒng)及轉(zhuǎn)子風(fēng)扇設(shè)計(jì)，通過油相的分布來判斷供油系統(tǒng)的合理性[4]。郝唯等針對(duì)壓縮機(jī)性能波動(dòng)問題，對(duì)供油系統(tǒng)建立模型，發(fā)現(xiàn)滑片泵供油不穩(wěn)是性能波動(dòng)和磨損異常的主因[5]。呂浩福等通過CFD仿真發(fā)現(xiàn)不同安裝傾斜角度（0～30°）下對(duì)臥式機(jī)供油系統(tǒng)影響較小[6]。上述文獻(xiàn)均采用三維CFD仿真方法對(duì)臥式機(jī)供油系統(tǒng)的工作狀態(tài)進(jìn)行了分析，對(duì)壓差供油的動(dòng)力來源和流動(dòng)路徑較為清晰。但是潤(rùn)滑油池的穩(wěn)定性是供油的基礎(chǔ)，臥式機(jī)的運(yùn)行油面的形態(tài)及影響因素，是確保在動(dòng)態(tài)場(chǎng)景（例如駐車空調(diào)壓縮機(jī)在傾斜狀態(tài)下）運(yùn)行穩(wěn)定性的重要前提，但這方面的研究報(bào)道較少。

本文通過三維CFD仿真及視窗樣機(jī)油面觀測(cè)實(shí)驗(yàn)，研究了運(yùn)行狀態(tài)下的臥式機(jī)的油面分布及運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。通過流場(chǎng)信息提取分析了臥式機(jī)油池遷移的原因及影響因素。增進(jìn)了對(duì)臥式機(jī)內(nèi)多相流動(dòng)機(jī)理的認(rèn)知，也可為產(chǎn)品開發(fā)提供設(shè)計(jì)參考。

1 CFD仿真模型

1.1 計(jì)算域與網(wǎng)格劃分情況

圖1為基于壓縮機(jī)三維模型抽取出的流動(dòng)域及網(wǎng)格劃分結(jié)果。主要可分為泵體、電機(jī)（定子/轉(zhuǎn)子）和排氣腔。壓縮機(jī)內(nèi)部空間被泵體軸承分隔為電機(jī)腔和泵體腔，本文將圍繞這兩個(gè)流域進(jìn)行分析。

圖1 計(jì)算域與網(wǎng)格劃分結(jié)果

1.2 多相流模型

本文采用VOF模型對(duì)多相流過程進(jìn)行模擬。VOF模型是建立在固定的歐拉網(wǎng)格下的表面追蹤方法，適用于尋求多種不混合工質(zhì)的流體交界面，即有唯一連續(xù)界面。在每個(gè)控制體積內(nèi)，所有相體積分?jǐn)?shù)總和為1，所有變量及其屬性在控制體積內(nèi)各相共享，并代表了容積平均值。式（1）為VOF中連續(xù)性方程，其中 表示從p相向q相的質(zhì)量傳遞，αq為q相的相體積分?jǐn)?shù)[7]。

1.3 邊界設(shè)置與入口條件

計(jì)算條件及部分邊界設(shè)置如表1所示，采用多面體網(wǎng)格，全局尺寸2 mm，網(wǎng)格總量160萬。計(jì)算采用瞬態(tài)模型，轉(zhuǎn)子域采用旋轉(zhuǎn)網(wǎng)格運(yùn)動(dòng)模式，轉(zhuǎn)子與定子域界面設(shè)為旋轉(zhuǎn)壁面。入口采用理論排氣曲線來模擬間歇排氣過程。

表1 算例計(jì)算條件一覽

2 運(yùn)行油面觀察實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

為確認(rèn)壓縮機(jī)內(nèi)部油面高度差的仿真結(jié)果，對(duì)常規(guī)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)型進(jìn)行了改造，在壓縮機(jī)的電機(jī)腔、泵體腔兩側(cè)水平安裝兩個(gè)視窗鏡，以觀察運(yùn)行狀態(tài)下的油面高度變化，如圖2所示。

圖2 臥式轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)視窗樣機(jī)

3 結(jié)果分析與討論

3.1 臥式機(jī)內(nèi)流場(chǎng)標(biāo)量分布

首先通過標(biāo)量云圖理解臥式壓縮機(jī)內(nèi)的流場(chǎng)分布特性。圖3給出了豎直截面的速度云圖，可發(fā)現(xiàn)在泵體內(nèi)、轉(zhuǎn)子上下方以及泵體腔頂部的區(qū)域氣速較高。這是因?yàn)榕艢馐艿诫姍C(jī)和泵體間的碗狀導(dǎo)流部件限制，強(qiáng)制通過轉(zhuǎn)子通道進(jìn)入電機(jī)左側(cè)。轉(zhuǎn)子是壓縮機(jī)內(nèi)轉(zhuǎn)速最高的單元，其周圍的氣流會(huì)被帶動(dòng)，在其軸向兩側(cè)形成強(qiáng)旋流。主軸承將臥式機(jī)內(nèi)部分為兩個(gè)腔室，一般在其上部（與重力方向相反）會(huì)開有排氣通孔，其前后局部氣速都比較高。

圖3 制冷劑流速截面云圖

圖4給出了靜壓分布，可以發(fā)現(xiàn)壓力呈現(xiàn)如下的大小關(guān)系：泵體內(nèi)部＞電機(jī)腔＞泵體腔＞轉(zhuǎn)子頂部。泵體內(nèi)部進(jìn)行制冷劑壓縮過程，是排氣流道的起點(diǎn)，壓力最高，隨后壓力在整個(gè)排氣流道上逐漸降低。盡管供油系統(tǒng)的出口，曲軸頂部位于高壓力的電機(jī)腔，但是由于轉(zhuǎn)子平衡塊旋轉(zhuǎn)形成了局部低壓，因此臥式機(jī)的壓差供油機(jī)制得以實(shí)現(xiàn)。

圖4 靜壓截面云圖

圖5給出了內(nèi)部的兩相分布狀態(tài)，如上文所述，電機(jī)腔的高壓會(huì)將潤(rùn)滑油通過底部的回油通道壓向低壓的泵體腔，而通過供油系統(tǒng)，泵體側(cè)的油源源不斷的泵至電機(jī)側(cè)，形成補(bǔ)充。最終形成了如圖5所示的“左低右高”的運(yùn)行油面。

圖5 內(nèi)部油相體積分?jǐn)?shù)分布云圖

3.2 內(nèi)流場(chǎng)油池形態(tài)

圖6給出了不同轉(zhuǎn)速下運(yùn)行油面在啟動(dòng)后不同時(shí)間下的形態(tài)。在30 rps下電機(jī)腔的油面不斷下降，同時(shí)泵體側(cè)的不斷上升，在8 s左右兩側(cè)油面高度差趨于穩(wěn)定，而泵體側(cè)的油氣界面清晰可見，油池上方的油相體積分?jǐn)?shù)較低。而在60 rps下電機(jī)側(cè)的油池在3～5 s幾乎全部流至泵體側(cè)，而此時(shí)泵體側(cè)的油面相比30 rps反而更低，氣液界面較為模糊，且在油面上方油相體積分?jǐn)?shù)較高，意味著60 rps下內(nèi)部的存油量更低，而吐油量更高。

圖6 不同轉(zhuǎn)速下的運(yùn)行油面形成過程

圖7為60 rps，不同壓比工況下，仿真時(shí)間1 s時(shí)的油面分布結(jié)果。壓比分別為7.6/4.0/2.6，對(duì)應(yīng)排氣壓降分別為1000 Pa /2154 Pa /5210 Pa?？砂l(fā)現(xiàn)壓比越小，體積流量越大，內(nèi)部平均流速越高，排氣壓降越大，其結(jié)果是油池向泵體側(cè)遷移的速度越快。而泵體油面隨著油遷移流量的增大，其液位高度越高，表面穩(wěn)定性越差，因此油池上方的制冷劑含油量也越高，可能造成吐油量惡化。

圖7 60 rps下不同壓比下1 s的運(yùn)行油面分布結(jié)果

3.3 油池遷移驅(qū)動(dòng)力分析

水平工作的臥式機(jī)的油池能夠形成具有一定高度差的分布，其動(dòng)力主要來自排氣流道的節(jié)流導(dǎo)致的壓力分布特性。

以60 rps工況為例，圖8給出了數(shù)個(gè)周期內(nèi)電機(jī)-泵體腔壓差和軸承回油孔流量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，單個(gè)時(shí)間步為1°，360步為一個(gè)周期。其中發(fā)現(xiàn)在一個(gè)周期內(nèi)，由于雙缸機(jī)型有兩次排氣過程，壓差曲線表現(xiàn)出兩次尖峰。而在高壓推動(dòng)下，軸承回油孔的流量也隨著達(dá)到峰值，其后壓差雖然快速衰減，油池在慣性作用下會(huì)短暫延續(xù)，在下一次排氣前流量恢復(fù)到穩(wěn)定。在這種排氣帶來的周期性壓差作用下，油池脈動(dòng)性的從電機(jī)腔向泵體腔遷移，從而形成具有一定高度差的油面分布。

圖8 60 rps下3個(gè)周期內(nèi)壓差和油池遷移速率曲線

計(jì)算了不同工況下的腔室壓差，結(jié)果如表2所示，結(jié)果取1 s時(shí)刻前后10個(gè)周期內(nèi)的壓差均值?？梢园l(fā)現(xiàn)排氣壓差首選取決于排氣流量的大小影響，流量越大，其排氣壓降越大，自然壓差就越大；其次正比于轉(zhuǎn)速大小，同樣流量下，轉(zhuǎn)速越高其排氣間隔越接近，造成平均壓差越高。

表2 油池遷移壓差影響因子表格

4 實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

通過視窗樣機(jī)進(jìn)行了運(yùn)行油面的實(shí)驗(yàn)觀察，其中吸排氣保持不變，測(cè)試結(jié)果如表3。表3給出了壓縮機(jī)的吸排氣壓力、轉(zhuǎn)速和電機(jī)腔/泵體腔的油面高度。其中視窗0刻度線為壓縮機(jī)的旋轉(zhuǎn)軸所在水平面。在全部工況下，泵體側(cè)油面均高過電機(jī)油面。在30～60 rps范圍內(nèi)，泵體油面不斷升高，而電機(jī)油面不斷降低，這與仿真結(jié)果趨勢(shì)一致。

表3 視窗樣機(jī)油面實(shí)驗(yàn)結(jié)果

隨著轉(zhuǎn)速的繼續(xù)提升，泵體側(cè)的高油面在氣流擾動(dòng)下出現(xiàn)波動(dòng)，而電機(jī)側(cè)的視窗內(nèi)有大量油滴被氣流帶動(dòng)涌入，電機(jī)腔內(nèi)旋流強(qiáng)烈，無法存在穩(wěn)定的油池。

泵體側(cè)高油面的波動(dòng)情況易與在油池上腔形成大量油滴，極易造成吐油量的惡化。表4給出了不同封油量的樣機(jī)吐油測(cè)試結(jié)果。由于減油可以降低泵體側(cè)的最終油面高度，即使油面受到氣流擾動(dòng)，但油滴排出路徑更長(zhǎng)，因此吐油量得到了顯著改善，與上文仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

表4 吐油量測(cè)試結(jié)果

5 結(jié)論

本文通過仿真和實(shí)驗(yàn)研究了臥式轉(zhuǎn)子機(jī)的油面遷移過程，主要結(jié)論如下：

（1）臥式機(jī)內(nèi)各腔的壓力順序?yàn)楸皿w內(nèi)部＞電機(jī)腔＞泵體腔＞轉(zhuǎn)子頂部。由于電機(jī)對(duì)泵體腔保持高壓差，潤(rùn)滑油在壓力脈動(dòng)下間歇性向泵體側(cè)流動(dòng)，形成高低不等的運(yùn)行油面形態(tài)。

（2）電機(jī)與泵體腔的壓差主要來源于排氣流道的多個(gè)節(jié)流環(huán)節(jié)。該壓差隨著排氣流量和轉(zhuǎn)速的提高而增大，進(jìn)而導(dǎo)致油池遷移速率和兩側(cè)油面高度差的增加。

（3）在高轉(zhuǎn)速和高排氣流量下，泵體側(cè)的油面會(huì)過高，此時(shí)氣流對(duì)油池的擾動(dòng)劇烈，油面波動(dòng)性增加，且在泵體腔上部的含油量顯著增加，吐油量惡化。