自散热无油润滑空气涡旋压缩机的研究*

彭 斌 麦嘉伟 谢小正

(兰州理工大学机电工程学院 兰州理工大学温州泵阀工程研究院)

自散热无油润滑空气涡旋压缩机的研究*

彭 斌*麦嘉伟 谢小正

(兰州理工大学机电工程学院 兰州理工大学温州泵阀工程研究院)

为了研究自散热无油润滑空气涡旋压缩机的性能，建立了其数学模型，并通过Matlab分析了实际气体在工作过程中的容积、气体力和温度随曲轴转角的变化规律。将模拟计算得到的排气量、轴功率和排气温度与在实验测试平台上的实验数据进行对比，结果表明：自散热无油润滑空气涡旋压缩机散热效果良好，能够达到预期效果。

涡旋压缩机 无油润滑 数学模型 排气温度 散热效果

涡旋压缩机是一种新型的容积式流体机械，具有效率高、体积小、噪音低、结构简单及运转平稳等特点，被广泛应用于动力工程、空调制冷及交通运输等领域[1,2]。散热是影响空气压缩机性能的主要因素之一。如果散热充分，压缩过程就接近等温过程，压缩机功耗较小；反之，压缩过程就接近绝热过程，功耗较大。此外，空气涡旋压缩机转速不同，内部传热情况也不一样，转速越高，压缩机对外散热效果越差。而通过风轮对压缩机动、静盘进行冷却，可明显改善其散热效果。

近年来，人们对无油涡旋压缩机的研究越来越多。Zhao Y Y等把他们设计的新型无油涡旋压缩机作为气泵，对它进行了测试，结果表明，该压缩机性能满足工作需求[3]；此外，Zhao Y Y等构建的无油密封涡旋压缩机模型的模拟结果和测试结果平均偏差小于10%[4]。

无油润滑涡旋压缩机的工作原理和普通涡旋压缩机基本相同，不同的是无油润滑涡旋压缩机的动、静盘所构成的压缩腔内没有润滑油。笔者针对无油润滑空气涡旋压缩机的散热问题，对它进行了结构上的改造与建模，避免压缩机因温度过高，对其工作性能和使用寿命造成影响[5]。

1 无油涡旋压缩机结构

无油润滑空气涡旋压缩机结构如图1所示。

图1 自散热无油润滑空气涡旋压缩机结构示意图

该压缩机的动、静涡旋盘偏心一定距离且相对旋转180°对插在一起，形成一个多点啮合、多组月牙形封闭的工作腔[4]，静涡旋盘固定在支架上，主轴带动动涡旋盘做围绕固定中心公转的平动，动、静涡旋盘接触点跟随型线移动，压缩机工作过程中，风轮将产生风能并带走动、静涡旋盘的热量，降低两盘温度，实现无油润滑自散热。

2 数学模型

为了使建立的无油润滑空气涡旋压缩机的数学模型简单易求解，以突出主要影响因素、淡化微小影响因素为原则，提出以下基本假设：在任何瞬时，各工作压缩腔内的介质是均匀的，即任意两点的状态参数相同；忽略各工作腔内介质的动能和位能，认为各工作腔内气体的总能量为内能或焓；主轴转速恒定。

2.1吸气换热模型

气体经过连接管道进入吸气腔，由于管道和气体之间有温度差，因此两者发生热量交换。吸气过程按照管内对流换热计算，采用Dittus-Boelter方程，则换热系数hc为[6,7]：

(1)

排出吸气管道温度，即气体进入吸气腔的温度Ts为：

(2)

(3)

式中Cp——介质的定压比热；

dp——管径；

k——热导率；

Lp——吸气管道长度；

Pr——普朗特数；

Re——雷诺数；

Tp——吸气管道温度；

Ts,o——气体进入吸气管温度。

2.2涡旋盘传热模型

介质在压缩过程中会产生大量的热量，工作腔内介质会通过壁面与外界发生热量传递，其换热系数hc为：

(4)

其中，当量半径raver定义为：

(5)

(6)

稳态条件下肋片向冷却风传递的热量与肋基截面上导入的热量相等。

由傅里叶定律可知：

(7)

(8)

式中A——传热面积；

Dh——矩形管的当量直径；

Rg——渐开线基圆半径；

Tscrolls——中间温度；

T(k,j)——第k工作腔在θj时的温度；

V——体积；

λ——导热系数；

φk、φk-1——工作腔两端的渐开角；

η——传热效率。

2.3排气量的计算

涡旋压缩机的排气量Q为[9]：

Q=2ηvVsn

(9)

(10)

式中h——压缩机齿高；

n——压缩机转速；

N——圈数；

P——节距；

t——齿厚；

Vs——吸气容积；

θs——吸气角；

ηv——容积效率。

2.4气体力和电动机功率计算

涡旋盘受到的切向气体力Ft、径向气体力Fr和轴向气体力Fa分别为：

(11)

Fr=2ahps(ρ1-1)

(12)

(13)

由于主轴受到的力与涡旋盘受到的切向力相等，可求出轴功率Pz：

(14)

则电动机输出功率P0为：

(15)

式中A1——轴向气体力的作用面积；

N——压缩腔数量；

ps——吸气压力；

r——回转半径；

θ——曲轴转角；

θ*——排气角；

ρ1——压缩比；

ηm——电机效率。

3 实验测试与结果分析

根据热力学基本定律，涡旋压缩机中排气温度Td为：

式中m——压缩指数；

Ts——吸气温度；

τ——容积比。

在没有风轮散热的情况下，当吸气温度为20℃时，排气温度能达到187℃，过高的排气温度易造成容积效率下降、电功率升高等不利影响。

为了验证无油润滑空气涡旋压缩机数学模型的正确性，分析不同工况下的整机性能，建立了实验测试平台，并将模拟与测试数据进行比较。样机性能测试系统如图2所示，各参数的测量按照GB/T 3858-1998进行。

工作容积与曲轴转角的关系如图3所示。可以看出，在开始吸气阶段，工作容积随转角的增大而增大，随着压缩过程的开始，工作容积逐渐减小，在排气阶段，排气结束时工作腔内气体容积基本排尽，余隙容积很小。

结合式(11)～(13)，通过Matlab得出涡旋盘承受的气体力随转角变化情况如图4所示，可以看出，轴向力和切向力在排气角处达到最大值。

图2 样机性能测试系统示意图

图3 工作容积与曲轴转角的关系

图4 涡旋盘承受的气体力随转角变化情况

电机功率随主轴转速的变化情况如图5所示，可以看出，由于摩擦损失、泄漏损失、机械效率及风轮做功等因素，实际压缩机功率比理论功率大，且随着转速的增大，总损耗增大，实验值与理论值的差值也大。

图5 电机功率随主轴转速的变化情况

排气量随主轴转速的变化情况如图6所示，可以看出，由于容积效率的影响，实际排气量比理论排气量小，实验数据和理论值基本一致。

图6 排气量随主轴转速的变化情况

排气温度随主轴转速的变化情况如图7所示，可以看出，由于在测量涡旋压缩机排气温度前需要对机器进行预热，因此电机转速在1 148～1 460r/min(压缩机主轴转速2 500～3 200r/min)时所测的数据可用，此时的排气温度为87.0～115.2。

图7 排气温度随主轴转速的变化情况(排气压力0.3MPa)

4 结束语

基于能量和质量守恒定律，充分考虑了工作过程中的吸气加热、工质与壁面的传热，构建了无油润滑空气涡旋压缩机的数学模型。为了验证模型的正确性，搭建了实验测试平台并进行了样机性能测试，结果表明：当压缩机主轴转速达到3 200r/min时，排气温度为115.2℃，说明自散热无油润滑空气涡旋压缩机散热效果良好，能够达到预期效果。该研究可为定量化分析、优化提升无油润滑涡旋压缩机的性能提供参考。

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PerformanceStudyofSelf-coolingandOil-freeScrollAirCompressor

PENG Bin, MAI Jia-wei,XIE Xiao-zheng
(CollegeofMechanical&ElectricalEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050,China;WenzhouPumpsandValvesEngineeringInstitute,LanzhouUniversityofTechnology,Wenzhou325105,China)

In order to investigate the performance of oil-free scroll air compressors, a mathematical model for it was established and having Matlab adopted to analyze the volume, temperature and gas force’s changing with the crank angles was implemented. Comparing the gas displacement, shaft power and discharge temperature calculated with the experimental data proves the favorable thermal dissipation of this oil-free scroll air compressor.

scroll compressor，oil-free heat transfer,mathematical model,discharge temperature,cooling temperature

* 国家自然科学基金资助项目(51275226)，浙江省自然科学基金资助项目(LY12E05010)，甘肃省青年基金资助项目(1212RJYA010)。

** 彭 斌，男，1976年9月生，教授。甘肃省兰州市，730050。

TQ051.21

A

0254-6094(2016)02-0204-05

2015-03-18，

2016-03-17)

(Continued from Page 227)

stant while the average stress decreases. According to EN13445-3-2009 codes, the conclusion that the stress amplitude is not the main reason of autofrettage improving the fatigue performance and the average stress’ reduction mainly influences the fatigue life was reached.

KeywordsCNG-2 gas cylinder, autofrettage, stress amplitude, average stress