劉興旺，楊 歡，劉曉明，劉世成，韓向陽

(1.蘭州理工大學(xué)，甘肅 蘭州 730050；2.壓縮機(jī)技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(壓縮機(jī)技術(shù)安徽省實(shí)驗(yàn)室)，合肥 安徽 230031)

1 引言

渦旋壓縮機(jī)作為新一代的容積式壓縮機(jī)，容積效率高、振動(dòng)噪聲小、可靠性高，在制冷、空氣壓縮以及氣體輸送等方面有著廣泛的應(yīng)用[1]。在壓縮機(jī)的運(yùn)行過程中，供油系統(tǒng)非常重要。潤滑油不僅可在運(yùn)動(dòng)部件表面形成油膜，減少摩擦和磨損，還對軸承的潤滑、密封和冷卻有影響。適當(dāng)?shù)臐櫥涂梢詭ё吣Σ廉a(chǎn)生的熱量和磨屑，在運(yùn)動(dòng)零件表面形成一定厚度的油膜，降低磨損，減少零件的磨損和咬合。如果供油不足，則會(huì)導(dǎo)致潤滑油平均溫度與軸承工作溫度大幅度提高，使?jié)櫥驼扯认陆?，摩擦磨損和零件的磨損量增大，壓縮機(jī)整體性能下降[2]。如果供油過剩，則會(huì)使壓縮腔中沉積太多的潤滑油，不利于壓縮機(jī)運(yùn)行。

Liu等[3]研究了壓差、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、油溫、軸承間隙、油道直徑等參數(shù)與潤滑油流量的關(guān)系，其中油溫和軸承間隙最為敏感，壓差次之，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和油道直徑不敏感。Zhu等[4]研究了變轉(zhuǎn)速渦旋壓縮機(jī)進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)對供油系統(tǒng)性能的影響，供油率隨油位高度、潤滑油粘度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而增加。Nam等[5]研究電動(dòng)渦旋壓縮機(jī)的最佳充油量，經(jīng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)最佳油量由背壓決定。劉興旺等[6]以單回路供油系統(tǒng)為研究對象，提出了轉(zhuǎn)速分區(qū)循環(huán)供油模式。趙興艷等[7]建立了渦旋壓縮機(jī)潤滑系統(tǒng)性能系統(tǒng)性能分析模型，得到渦旋壓縮機(jī)處于高效區(qū)的壓縮腔氣體含油率為5%～10%。李超[8]等建立渦旋壓縮機(jī)潤滑系統(tǒng)分配模型，推導(dǎo)出了潤滑油路系統(tǒng)的流量和耗散計(jì)算公式。陳江艷[9]等以汽車空調(diào)系統(tǒng)為例，通過試驗(yàn)確定該潤滑系統(tǒng)最佳的潤滑油加注量及該加注油量下的潤滑油分布情況。李超[10]等運(yùn)用數(shù)值模擬的方法獲得了潤滑油量隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律，主軸供油量、主副軸承供油量均隨轉(zhuǎn)速的增大而增大。

對于潤滑油壓降的影響因素較多，結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行工況都對其有一定的影響。目前對潤滑油壓降的研究較少。本文利用CFD軟件對曲軸中壓差供油系統(tǒng)進(jìn)行了模擬仿真。研究了操作參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對穩(wěn)態(tài)油壓的影響，并進(jìn)一步分析了壓差對各參數(shù)的敏感性。研究所得的結(jié)論可為渦旋壓縮機(jī)供油系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供指導(dǎo)。

2 理論計(jì)算

2.1 供油系統(tǒng)

高壓腔渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示，供油系統(tǒng)局部視圖如圖2所示。該壓縮機(jī)為雙渦圈，殼體采用高壓腔式，起初潤滑油以油狀液體的形態(tài)存儲(chǔ)在壓縮機(jī)的底部油池中。通過壓差作用通過軸中油道進(jìn)入背壓腔，潤滑背壓腔中的主軸承、驅(qū)動(dòng)軸承、十字滑環(huán)，同時(shí)給背壓腔提供足夠的背壓以平衡動(dòng)渦盤的軸向氣體力，背壓腔的潤滑油在壓差的推動(dòng)下通過支架體上的油孔進(jìn)入壓縮腔，腔中的潤滑油起到導(dǎo)熱、減少摩擦磨損，減少噪聲的作用，與此同時(shí)，潤滑油形成的薄膜在不同壓縮腔的分界面處隔斷不同壓力的氣體，起到徑向密封的作用[11]；接著壓縮腔中潤滑油以氣態(tài)的形式跟隨壓縮介質(zhì)經(jīng)排氣口排出，進(jìn)入油氣分離器中，經(jīng)油氣分離器分離后的潤滑油進(jìn)入空冷器冷卻，最后經(jīng)油泵注入渦旋壓縮機(jī)油池底部。壓縮機(jī)的副軸承浸泡在油池中。渦旋壓縮機(jī)的工況參數(shù)如表1所示，潤滑油基本參數(shù)如表2所示。

表1 渦旋壓縮機(jī)工況參數(shù)

表2 潤滑油物性參數(shù)

圖1 高壓腔渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 供油系統(tǒng)局部視圖

2.2 曲軸潤滑油路結(jié)構(gòu)尺寸

本文研究的曲軸油路結(jié)構(gòu)尺寸如圖3所示。

圖3 曲軸油路結(jié)構(gòu)尺寸圖

為方便計(jì)算將該段油路標(biāo)識(shí)為3部分，取a～e共5個(gè)截面。其中a-a截面和b-b截面為進(jìn)口截面，e-e為出口截面。

2.3 曲軸出口油壓的數(shù)值計(jì)算

為了簡化計(jì)算，做了如下假設(shè)：

(1)潤滑油的物性參數(shù)保持不變；

(2)潤滑油在曲軸中無相變，且與殼體無熱交換；

(3)潤滑油在曲軸中溫度不變；

(4)潤滑油在供油系統(tǒng)內(nèi)的流動(dòng)為定常流動(dòng)；

(5)潤滑油為不可壓縮流體。

曲軸油路進(jìn)出口之間的能量守恒用流體力學(xué)中的粘性流體總流的伯努利方程來表示

(1)

式中Z1、Z2——兩截面的位置水頭，m

p1、p2——兩截面的壓力，Pa

α1、α1——總流的動(dòng)能修正系數(shù)，取α1=α2=1

υ1、υ2——兩截面的平均流速，m/s

hw——總流的水頭損失，m

總流的水頭損失hw可分為沿程摩擦損失∑hf和局部阻力損失∑hj。沿程摩擦損失為

(2)

式中ν——運(yùn)動(dòng)粘度，mm2/s

Li——油路各段長度，mm

υi——油路各段油速，m/s

de——油路當(dāng)量直徑，mm

局部阻力損失為

(3)

式中ζi——油路截面突變處的局部阻力系數(shù)。

總流的水頭損失為

hw=∑hj+∑hf

(4)

3 曲軸油路模擬分析

3.1 曲軸油路建模

曲軸油路的三維圖如圖4所示，左側(cè)為曲軸SolidWorks三維圖，右側(cè)部分為SpaceClaim抽取的油道。

圖4 曲軸油路三維圖

3.2 控制方程

曲軸油路中的潤滑油是不可壓縮的單向流，滿足流體力學(xué)中的三大方程。

質(zhì)量守恒方程

(5)

動(dòng)量守恒方程

(6)

能量守恒方程

(7)

式中 [τ]——應(yīng)力張量

u——單位質(zhì)量流體內(nèi)能

Q——單位質(zhì)量流體熱量

K——流體的傳熱系數(shù)

3.3 數(shù)值模型

模型的求解域如圖4所示，圖5顯示了該模型的計(jì)算網(wǎng)格，該流域采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，將進(jìn)口和出口的網(wǎng)格細(xì)化，最終的網(wǎng)格數(shù)量為76萬，網(wǎng)格質(zhì)量為0.65，滿足計(jì)算要求。該模型采用的邊界條件如圖4所示的壓力入口和流量出口，分別設(shè)為壓縮機(jī)排氣壓力2.4 MPa和齒輪油泵輸出的流量0.2525 kg/s，油道壁面設(shè)為運(yùn)動(dòng)壁面，壁面轉(zhuǎn)動(dòng)角速度等于電機(jī)轉(zhuǎn)速2900 r/min，曲軸油道上面為靜止壁面，潤滑油和壁面之間沒有相對滑動(dòng)，模型中考慮了重力，流體流態(tài)視為穩(wěn)態(tài)層流，流體狀態(tài)為不可壓縮流體的定常流動(dòng)。連續(xù)性方程和動(dòng)量方程采用SIMPLE方法和壓力求解器；控制方程采用有限體積法離散；壓力項(xiàng)用PRESTO!格式離散；擴(kuò)散項(xiàng)用中心差分格式離散；采用二階迎風(fēng)格式計(jì)算迭代初值直至收斂，對于穩(wěn)態(tài)模擬的速度方程和能量方程的收斂準(zhǔn)則分別為10-6和10-8。

圖5 計(jì)算網(wǎng)格

3.4 Fluent模擬結(jié)果分析

3.4.1 靜壓模擬分析

經(jīng)Fluent壓力監(jiān)測，模擬得到曲軸油路出口壓力為2.3606407×106Pa，理論計(jì)算所得壓力為2.3534×106Pa，理論計(jì)算所得出口油壓與數(shù)值模擬所得出口油壓間誤差為δ=0.3%。二者之間存在一定的誤差，主要是：(1)理論計(jì)算沒有考慮曲軸旋轉(zhuǎn)角速度，數(shù)值模擬過程中考慮了曲軸轉(zhuǎn)速；(2)理論計(jì)算時(shí)未考慮潤滑油對旋轉(zhuǎn)壁面的作用；(3)用MATLAB軟件計(jì)算時(shí)求解精度對計(jì)算結(jié)果的影響。

數(shù)值模擬所得靜壓分布如圖6所示。

圖6 Z=0截面處靜壓分布

因?yàn)闈櫥驮趬翰畹淖饔孟拢捎统亟?jīng)油道到達(dá)背壓腔，故油道入口處的壓力最大；潤滑油在油道流動(dòng)過程中受到重力和沿程阻力損失的影響，故在流動(dòng)過程中壓力逐漸減小；在經(jīng)過c-c截面和d-d截面時(shí)，由于局部阻力損失過大而導(dǎo)致壓力發(fā)生劇變，由此可見在曲軸油路中沿程阻力損失遠(yuǎn)小于局部阻力損失。其主要是沿程阻力損失是與管道粗糙度和流體粘性有關(guān)，而局部阻力損失主要是由流體的相互碰撞和形成漩渦等原因造成的。

3.4.2 速度分析

速度分布如圖7所示，由圖7(a)可知，中心流體速度比較穩(wěn)定，但在c-c截面和d-d截面變化較大，并且在c-c截面主流后方形成滯止區(qū)，由于離心力的影響，兩股流體合流時(shí)，流體后方會(huì)形成區(qū)域很小的滯止區(qū)；流體流到Still-Wall壁面時(shí)，由于壁面的阻擋，此處的流體與主流方向相反，會(huì)產(chǎn)生回流，在此處形成漩渦。由圖7(b)、(c)可知，流體在進(jìn)入油道時(shí)速度變化幅度較小，相反出口截面的速度變化則較為顯著，且速度分布不規(guī)則。圖7(d)則是曲軸油道的橫截面速度分布圖，可以看出，中心流速最大，由內(nèi)向外逐次遞減，轉(zhuǎn)速對第2段油路的速度影響不是很大，速度分布較為規(guī)則。

圖7 速度分布

3.5 參數(shù)對壓降的影響

選取c-c、d-d、outlet三個(gè)截面分析油道直徑、潤滑油油溫、主軸轉(zhuǎn)速、潤滑油流量對壓降的影響。同時(shí)，選取c-c、outlet兩個(gè)截面分析第3段油路和水平線的夾角、主軸偏心距對壓降的影響。

從圖8可以看出，增大曲軸油道直徑會(huì)降低壓降，從而使出口壓力增加，從功耗損失來看這是有利的；隨著直徑的增大，壓降的增幅較之前有所下降。從8 mm到10 mm，壓降降低了59.59%，從8 mm增加到12 mm，壓降降低了81.1%。故此在一定范圍內(nèi)改變油道直徑會(huì)有效的降低壓降。

圖8 曲軸油道直徑的影響

由圖9可知，潤滑油溫度對壓降影響也比較明顯，降低了壓降，主要是因?yàn)闈櫥蜏囟壬?，?dǎo)致粘度下降，粘性是流體阻力產(chǎn)生的根本原因，故此損失也就隨之降低。但是隨著潤滑油溫度升高，潤滑效果隨之降低，故此，在設(shè)計(jì)潤滑系統(tǒng)時(shí)需要考慮合適的油溫。

圖9 潤滑油溫度的影響

如圖10所示，當(dāng)壓縮機(jī)的曲軸轉(zhuǎn)速從1500 r/min到3000 r/min時(shí)，壓力基本保持不變。這是因?yàn)樵趬翰罟┯拖到y(tǒng)中，壓差是驅(qū)動(dòng)潤滑油運(yùn)動(dòng)的主要因素，與總壓相比，曲軸旋轉(zhuǎn)引起的壓力變化可以忽略，而且在模擬中曲軸油道沒有偏心。故轉(zhuǎn)速對壓降的影響可以忽略不計(jì)。

圖10 轉(zhuǎn)速的影響

從圖11可以看到，隨潤滑油流量的減小，壓降在逐漸減小。這是因?yàn)楫?dāng)潤滑油量減小時(shí)，流速隨之減小，流阻損失減小，曲軸出口壓力增大，壓降減小。當(dāng)潤滑油流量從0.2525 kg/s減小到0.0525 kg/s時(shí)，壓降降低了90.29%。故此，在壓差供油系統(tǒng)中潤滑油量是一個(gè)關(guān)鍵因素，過少的潤滑油可能會(huì)達(dá)不到潤滑效果，過多的潤滑油會(huì)增加流阻損失，設(shè)計(jì)合適的潤滑油量是壓差供油系統(tǒng)的關(guān)鍵。

圖11 潤滑油流量的影響

從圖12可以看出，改變第3段油路和水平線的夾角，即改變緩彎管的角度，壓力隨角度的增大而增大，在0～15°時(shí)的壓差最大，再之后繼續(xù)增加角度，壓力基本上變化不顯著。其主要原因是流體流過彎管時(shí)，在彎管內(nèi)側(cè)會(huì)形成分離區(qū)，產(chǎn)生渦漩，造成損失，而當(dāng)角度增加時(shí)，分離區(qū)減小，造成的損失降低。

圖12 角度的影響

由圖13可知，隨著油道偏心距的增大，壓力呈下降趨勢。當(dāng)偏心距大于6 mm時(shí)，壓力變化較之前比較大。但是整個(gè)壓差變化不大，其主要原因是在曲軸供油系統(tǒng)中，入口的離心力和出口產(chǎn)生的離心力會(huì)相互抵消，故偏心距的改變則不會(huì)引起壓力的大幅升降。

圖13 偏心距的影響

4 結(jié)論

(1)油道直徑和油量對壓降影響最大，增加油道直徑可使壓降最高降低81.1%，減小潤滑油流量可使壓降最高降低90.29%。

(2)潤滑油溫度對壓降的影響次之。溫度越高，壓降越小。

(3)主軸轉(zhuǎn)速、緩彎管的角度和油道偏心距對壓降的影響較小。其中，主軸轉(zhuǎn)速對壓降基本不影響。緩彎管的角度在0～15°時(shí)壓降變化最為明顯，大于15°時(shí)，壓降變化趨于穩(wěn)定。油道偏心距越大，壓降越大。