CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计与分析

田 华，马一太，李敏霞，王 伟

(天津大学机械工程学院，天津 300072)

近年来，国际社会采取了很多应对全球变暖以及臭氧层破坏的措施.为了进一步保护臭氧层，2007年9月 17日召开的《蒙特利尔议定书》第 19次缔约方大会[1]同意加速淘汰氢氯氟烃(HCFCs)的生产与消费.在解决全球气候变暖方面，欧盟的 EC842/2006氟气体法规和 2006/40/EC指令[2-4]，对 GWP值大于150的工质做出了明确的限制.为此，CO2因其环境友好性、理想的热力学性质、无毒、不燃和廉价等特性得到了广泛关注.

CO2临界温度较低(30.98,℃)，循环通常是在跨临界条件下运行[5-6].由于系统运行压力比常规制冷剂高很多，加之压差很大(约 6,MPa)，节流损失严重，系统性能相对较低.采用双级循环来降低排气温度(即降低当量冷凝温度)和减少压缩机耗功是提高系统性能的主要手段.CO2压缩机虽然压比不大(3左右)，但是高压可达 10,MPa，低压为 3.5,MPa，压差非常大.因此传统的 CO2单级压缩机，泄漏非常严重，由于压差导致的不平衡力和摩擦也非常严重；同时，单级压缩机排气温度很高(120,℃左右)，高低温传热损失也比较严重.这些都导致了 CO2单级压缩机本身效率不高(60%～70%).目前国外大公司开发的CO2双级压缩机表明，等熵效率可提高至 80%以上.国内的上海日立电器有限公司也开展了适用于热泵热水器的两级 CO2压缩机样机(定速和交流变频)的开发，但未有实质的成果发表.

为此，天津大学热能研究所开展了CO2跨临界双级循环的研究[7-8].笔者设计了 CO2双级滚动转子压缩机，为实现CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机的自主开发做好理论基础.

1 CO2跨临界双级循环

图 1所示为一种典型的 CO2跨临界双级循环原理及 t-s图.该循环属于双级压缩中间完全冷却式.循环的流程如下：自蒸发器出来的饱和气态CO2,1，经过双级压缩机低压级压缩至中间压力状态2；然后进入中间冷却装置冷却至饱和液 3，再进入双级压缩机高压级压缩至排气压力的超临界状态 4；从压缩机排出的高压高温超临界 CO2经过气体冷却器冷却至 5.在中冷器中，从气体冷却器出来的流体一股经节流阀1′节流降温后冷却另一股高压流体，被冷却后的流体进入节流阀2'节流降温，再进入蒸发器吸收热量，同时将低压级排出的高温气体冷却至高压级进口状态.

当量冷凝温度是在变温冷却系统中比较系统效率的常用参数，系统效率随当量冷凝温度的降低而升高，其定义如下：

图1(b)中，CO2跨临界单级循环冷却过程为2*—5，其当量冷凝温度如线A所示；双级循环冷却过程为2—3和4—7，当量冷凝温度如线B所示，明显降低.据计算，当蒸发温度为0,℃、过热度为5,℃、气体冷却器出口温度为34,℃、高压排气压力为10,MPa时，双级压缩的COP为2.85，比单级压缩(2.398)高18%.

图1 CO2跨临界双级循环原理及t-s图Fig.1 Principle and t-s diagram of CO2 trans-critical two-stage cycle

2 CO2双级滚动转子压缩机

2.1 CO2双级滚动转子压缩机的工作原理

图2所示为 CO2双级滚动转子压缩机的工作原理[9].气缸被滚动转子和滑板分为吸气腔和压缩腔.其工作工程包括如下4个阶段.

(1)当滚动转子转过吸气孔口前边缘角度，滚动转子左边的吸气腔压力降低，吸气开始；右边的压缩腔形成封闭空间，开始压缩过程，见图2(a).

图2 CO2双级滚动转子压缩机工作原理Fig.2 Work principle of CO2 two-stage rolling piston compressor

(2)当压缩腔内压力足以克服排气阀阻力，排气过程开始；吸气腔仍进行吸气过程.此时滚动转子转动的角度称为排气角度，见图2(b).

(3)当转过排气孔口后边缘角度，排气口与吸气腔连通，排气阀关闭，排气过程结束，见图2(c).

(4)吸气过程结束，压缩腔形成封闭容积，开始下一循环过程，见图2(d).

2.2 结构设计特点

图3为笔者设计开发的 CO2双级滚动转子压缩机的结构示意.它具有以下4个特点[10-11].

图3 CO2双级滚动转子压缩机结构示意Fig.3 Structure diagram of CO2 two-stage rolling piston compressor

(1)为减小压差变形和泄漏，选择合适的中间压力，以减小压缩过程的进出口压差，而且两级压缩单元的压比也尽可能保持相对一致，同时使第1级与第2级的质量流量相等.

(2)2个压缩单元利用单驱动轴保持 180°相差，由主轴上部的电动机驱动.由于两级压缩本身的压差和受力相对较小，同时这种180°相差的布置结构也有利于受力均衡，因此压缩机轴的阻力矩变化平稳.

(3)低压级压缩单元排气分为两路：一路进入高压级压缩腔；另一路进入壳体内保证壳体的压力为低压，然后再进入高压级压缩腔.此设计不仅保证压缩机壳内的压力为中间压力，减小壳体的压力强度要求，从而减小尺寸，同时有利于轴和其他部件的润滑.

(4)由于两个偏心轮之间的轴是应力集中的部位，可对轴形状进行试探性改进，而且滑板也可进行改进设计，使变形明显减小.

3 CO2双级滚动转子压缩机的受力分析

图4给出了作用在滑板上的力：与滚动转子间的接触力 Fn及 Ft；与滑板槽间的接触力 Fr1、Fr2及 Frt1、Frt2；滑板弹簧的弹力 Fk；滑板的惯性力 Flv；滑板周围的气体或润滑油压力所造成的力等.

图4 CO2双级滚动转子压缩机受力分析Fig.4 Force analysis of CO2 two-stage rolling piston compressor

如图4所示，假设滑板与滑板槽间隙内的压力呈线性分布作用在滑板周围.滑板两端承受的压差力Fc为

滑板伸到气缸内的部分承受的压差力Fh为

式(4)对时间求一阶和二阶导数可得到滑板的速度和加速度公式，即

其他滚动转子压缩机受力计算公式为

4 结果与分析

表 1为 CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计参数和主要结构尺寸.该压缩机输入功率为3,kW，名义制冷量为8,kW.

表1 CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计参数及尺寸Tab.1 Design parameters and dimension of two-stage rolling piston compressor in CO2 trans-critical cycle

图 5给出了 CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机滑板与滑板槽的摩擦力随转动角度的变化关系.随着转动角度的增大，滑板与滑板槽的摩擦力均是先增大后减小，而且均在 180°附近达到最大值.这是因为在转角到达180°时，滚动转子对滑板的正压力不存在水平方向的分力，导致滑板与滑板槽的正压力最大.低压级滑板与滑板槽在吸气腔侧的最大摩擦力为 129 N，在压缩腔侧的最大摩擦力为 23.7 N；高压级滑板与滑板槽在吸气腔侧的最大摩擦力为 65 N，在压缩腔侧的最大摩擦力为 15 N.为了减小滑板与滑板槽之间的摩擦损失，可考虑在滑板与滑板槽之间加入滚针，使之产生滚动摩擦以取代滑动摩擦，减小摩擦.

图5 双级压缩机滑板与滑板槽的摩擦力Fig.5 Friction force between sliding vane and groove in two stage compressor

图6给出了 CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机滑板与滚动转子的摩擦力随转动角度的变化关系.可以看出，随着转动角度的增大，滑板与滚动转子的摩擦力先减小后增大.这是因为，随着转动角度的增大，滑板与滚动转子的正压力与竖直方向的夹角先变小后变大，导致两者接触的正压力呈现相同的变化规律.当排气开始以后，滑板两端承受的压差力 Fc和滑板伸到气缸内部分承受的压差力 Fh一直保持最大，这导致滑板与转子的正压力比排气前要小，因此出现了两者摩擦力在排气前后的不相等.低压级滑板与滚动转子的摩擦力最大值可达 72 N；高压级滑板与滚动转子的摩擦力最大值可达 42 N.为了减小这部分摩擦，可以在滑板端部安装带有凹圆面的密封柱，使凹圆面能够与滚动转子外圆重合.这样，一方面由于密封柱随滚动转子的转动而左右摆动，使接触面处于较好的润滑状态，达到减小摩擦的目的；同时，由于密封柱存在一段小圆弧与滚动转子相吻合，加强了密封作用.

图6 双级压缩机滚动转子与滑板的摩擦力Fig.6 Friction force between rolling piston and sliding vane in two stage compressor

5 结 论

(1)在一定的工况下对双级压缩机进行了结构设计，选择合适的中间压力；两个压缩单元利用单驱动轴保持180°相差，使受力均衡、转动力矩平稳.

(2)背压采用中间压力，使得压缩机外壳承压相对适当.对轴形状和滑板进行试探性改进设计，使变形明显减小.

(3)通过受力分析发现，滑板与滑板槽以及滑板端部与滚动转子的摩擦严重，提出了特定的设计改进措施.

符号说明：

cp(t)—定压比热，kJ/(kg·K)；

s—熵，kJ/(kg·K)；

pb—滑板背部承受的压力，Pa；

ps、pc—吸气腔和压缩腔的压力，Pa；

Bv—滑板的宽度，m.

rv—滑板端部圆弧的半径，m；

H—气缸高度，m；

e—压缩机偏心距，m；

θ—滚动转子转动角度，rad；

K—弹簧弹性系数，N/m；

mv—滑板的质量，kg；

Fk—滑板背部的弹簧力，N；

Flv—滑板的惯性力，N；

Fr1—滑板与滑板槽在压缩腔侧的正压力，N；

Fr2—滑板与滑板槽在吸气腔侧的正压力，N；

Fn—滑板与滚动转子的正压力，N；

Frt1—滑板与滑板槽在吸气腔侧的摩擦力，N；

Frt2—滑板与滑板槽在压缩腔侧的摩擦力，N；

Ft—滑板与滚动转子的摩擦力，N；

fs—滑板与滑板槽之间的摩擦系数；

fv—滑板与滚动转子之间的摩擦系数；

ε—滚动转子与气缸的半径比；

x0—弹簧未压缩或拉伸时的长度，m；

ω—滚动转子的转动速度，rad/min；

μ—动力黏度，Pa·s.

［1］ United Nations Environment Programme. Decisions Adopted by the Nineteenth Meeting of the Parties to the Montreal Protocol on Substances that Deplete the Ozone Layer [R]. Montreal，Canada，2007.

［2］ European Union. Regulation(EC)No 842/2006 of the European parliament and of the council[J]. Official Journal of the European Union，2006，L161：1-10.

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