渦旋壓縮機吸氣過程流場特性研究

李增耀 楊 超 李 超

（蘭州理工大學石油化工學院）

渦旋壓縮機通過動渦旋的公轉平動，實現月牙形工作腔容積的周期性變化，以此完成氣體壓縮過程。 考慮渦旋壓縮機的結構和運轉特點，吸氣過程會產生預壓縮現象，使得吸氣量、吸氣腔結束壓力、腔內流場特性等發生變化。 為探明預壓縮現象對壓縮過程流場的影響以及隨壓縮機工作轉速的變化規律，研究學者們普遍采用計算流體動力學理論，對渦旋壓縮機內部流場進行研究。

由于借助試驗方法獲得渦旋壓縮機內部完整的流場分布較困難， 因此國內外研究學者們采用理論模型與模擬仿真相結合的方法對渦旋壓縮機內部流場及分布規律進行研究［1～3］。彭斌等運用動網格技術對無油渦旋壓縮機的內部流場進行了數值模擬， 分析了腔內工質的流動規律和狀態分布［4］。 CAVAZZINI G等采用不同軸向間隙建模策略， 對渦旋壓縮機內部流體動力學進行了數值分析［5］。 SUN S H等對渦旋壓縮機不穩定非定常流動進行了數值研究， 分析了沿流動路徑不對稱結構間的相互作用［6］。 CUI M和SAULS J研究了氣體流速、渦旋壓縮機的幾何細節等方面對吸氣過程的影響［7］。 SUN S H等通過改變進氣流道容積來提高壓縮機性能，研究了進氣流道改型后的渦旋壓縮機內部流場及性能［8］。

綜上所述，目前大量的研究工作都是基于計算流體力學技術對渦旋壓縮機整個工作過程進行數值模擬，但對吸氣階段及其影響的研究仍不夠全面。 吸氣過程會產生泄漏及流動損失，進而引起吸氣腔入口處氣體質量流量發生變化。 為此，筆者通過建立渦旋壓縮機三維非結構化動網格模型，采用數值模擬方法，深入分析吸氣過程，探明預壓縮現象產生機理以及對渦旋壓縮機流場分布與性能等方面的影響。

1 模型建立

1.1 幾何模型

渦旋壓縮機流場模型示意圖如圖1所示，包括進氣區域、 渦旋盤流域和排氣區域3部分。 其中，渦旋齒型線采用雙圓弧修正的圓漸開線型線［9］。

圖1 渦旋壓縮機流場模型

渦旋壓縮機基本參數如下：

基圓半徑r 2.28 mm

渦旋齒壁厚t 3.3 mm

回轉半徑Ror3.87 mm

渦旋齒高h 20 mm

進氣口直徑d114 mm

排氣口直徑d26 mm

1.2 網格劃分

由于渦旋壓縮機內部流場較復雜，采用非結構化動網格技術實現數值模擬，網格總數724 100， 對嚙合間隙處網格進行加密， 層數為5層， 如圖2所示。 為避免計算過程中出現網格撕裂，產生負體積，采用Smoothing和Remeshing方法對動網格進行設置，完成局部網格重構。

圖2 網格劃分

1.3 網格無關性驗證

選取網格數量為594 210、724 100和922 003的模型進行6 000 r/min轉速下的網格無關性驗證，測得監測點在單一壓縮腔工作過程中的壓力變化曲線（圖3）。 由圖3可知，曲軸轉角的增加使監測點處的壓縮過程發生變化，壓力降低為上一壓縮過程結束， 壓力升高為下一壓縮過程開始，最低點位于嚙合區域。 隨著網格數量的增加，壓力變化趨于一致， 網格數量為922 003和724 100的壓力曲線近趨重疊，計算其理論壓力與模擬壓力的相對誤差，前者為4.28%，后者為3.20%，因此在保證計算精度的前提下并控制計算時間，故選取網格數量為724 100。

圖3 網格無關性驗證

1.4 計算方法及邊界條件

采用RNG k-ε湍流模型描述流體介質的流動狀態，近壁面采用標準壁面函數，壁面網格設置為無滑移，選擇SIMPLE算法進行計算。進氣管、渦旋盤流場及排氣管間重疊區域， 采用interface技術進行處理，允許流體正常流通。

邊界條件設置為壓力進出口，進口壓力0.1 MPa，進口溫度293 K，出口壓力0.5 MPa，曲軸轉速設置為6 000、8 000、10 000 r/min，流體介質為理想空氣。

2 模擬結果與分析

2.1 吸氣過程流場

圖4給出了曲軸轉速為10 000 r/min時不同曲軸轉角下的速度流線圖，可以看出吸氣過程速度流線分布較為復雜，產生了不同強度的渦流區。

圖4 工作腔內10 000 r/min時不同曲軸轉角下的速度流線分布

進一步分析可知：

a.兩側進氣流道均存在渦流區，左側渦流位于靜渦旋齒尾部下方，曲軸轉角330～345°時出現渦流短暫消失；如圖5所示，右側渦流位于動渦旋齒尾部上方，不同曲軸轉角下的渦流強度有所不同，曲軸轉角在285～330°時渦流強度最大，渦流占據右側吸氣流道， 干擾了進氣口氣體正常流動，阻力損失增加。

圖5 進氣流道局部渦流

b.氣體從進氣流道進入兩側吸氣腔，不同曲軸轉角時動靜渦旋齒尾部均出現氣體回流現象。

c.兩側吸氣腔吸氣量不同。 右側進氣流道中部分氣體將流向進氣流道中的低壓區域及左側吸氣腔，導致左側吸氣腔內氣體質量大于右側吸氣腔。

d.進氣流道沿動靜渦旋齒流場分布不對稱，關鍵因素為兩側吸氣腔動靜邊界不同。 吸氣腔內部流場分布也不對稱，如圖6所示，當曲軸轉角在315～345°時，左側吸氣腔內出現渦流現象，流場產生局部擾動。

圖6 吸氣腔內局部渦流

2.2 預壓縮現象

吸氣過程曲軸轉角θ位于（0，2π），期間吸氣腔為開放式系統。當θ=2π時，吸氣過程結束，吸氣腔封閉。 吸氣腔容積Vs計算式如下［10］：

其中，φe為型線最終展角，α為型線起始角。 吸氣腔容積隨曲軸轉角的變化率為：

吸氣腔入口面積As計算式如下：

根據式（1）～（3）可知，吸氣容積在某一轉角時達到最大值，之后將逐漸減??；吸氣腔入口面積先增大后減小， 在曲軸轉角180°時達到最大值。 圖7給出了工作腔容積隨曲軸轉角的變化曲線，可以看出，曲軸轉角310.57°時吸氣容積達到最大值，后呈減小趨勢，表明真實吸氣過程中可能出現吸氣腔容積變化導致吸氣量改變的情況，從而影響壓縮過程氣體量， 該現象在文獻［10，11］中也有所提及。

圖7 工作腔容積隨曲軸轉角的變化曲線

在吸氣腔設置6個監測點，具體分布如圖8所示。 由于監測點設置不連續，吸氣腔的監測曲軸轉角小于吸氣過程持續轉角，例如對于監測點1、4， 曲軸轉角在0～45°時表示壓縮過程壓力變化，45～360°時表示嚙合過程與吸氣過程壓力變化，故存在監測壓力大幅降低的現象。

圖8 吸氣腔監測點分布

圖9給出了3個吸氣周期吸氣腔的壓力變化曲線，可以看出，隨著曲軸轉速的增加，不同監測點吸氣結束時的壓力位于0.24～0.26 MPa之間，增幅為吸氣壓力0.2 MPa （絕對壓力） 的23.5%～29.0%。不同曲軸轉速下，預壓縮現象發生時曲軸轉角不同，6 000 r/min時約為282°、8 000 r/min時約為272°、10 000 r/min時約為261°。 兩側吸氣腔因流場不對稱， 導致兩側吸氣腔的吸氣量不同，使得預壓縮階段右側吸氣腔內壓力略低于左側吸氣腔，即左側吸氣腔吸入氣體由進氣口吸入與未進入右側吸氣腔的兩部分氣體組成，其大于右側吸氣腔內進氣口的吸氣量。

圖9 吸氣腔內各監測點的壓力變化曲線

曲軸轉速為10 000 r/min時， 選取監測點2并結合圖7、9可知， 曲軸轉角310.57°時達到吸氣腔容積最大值， 預壓縮現象發生時曲軸轉角約為261°，計算得到261～310.57°時單位轉角下的壓力增幅為196 Pa，310.57～360°時單位轉角下的壓力增幅為867 Pa，且隨著吸氣腔容積的減小，壓力增幅愈大。

圖10給出了預壓縮現象發生到吸氣過程結束時，動靜渦旋齒尾部速度流線分布圖。 曲軸轉角為261～310.57°時，預壓縮現象發生時吸氣腔內壓力增幅較小，少量氣體回流與吸入氣體形成渦流區。 兩側吸氣腔吸氣量不同引起渦流區強度與位置有所差異。 曲軸轉角為310.57～360°時，壓力增幅急劇上升， 吸氣腔與進氣流道壓差變大，大量腔內氣體流出，使進氣流道內氣體無法進入吸氣腔內， 在渦旋齒尾部形成了強度較大的渦流區。

圖10 預壓縮局部流場變化

依據吸氣腔容積變化規律，將吸氣過程分為曲軸轉角0～310.57°時吸氣腔容積逐漸增大與310.57～360°時吸氣腔的入口面積與容積逐漸減小兩個過程，對預壓縮現象產生機理進行分析。

第一過程，吸氣腔容積逐漸增大，氣體吸入進氣流道與吸氣腔。 吸氣開始時吸氣腔內壓力低于進氣流道壓力，隨著吸氣腔容積增大，吸氣量增多，吸氣腔內壓力達到吸氣壓力。 不同曲軸轉速下吸氣量不同，低轉速時吸氣較充分，高轉速時吸氣不充分。

第二過程， 吸氣腔的入口面積與容積減小，吸氣量持續增加，根據不同曲軸轉速下流場分布特點及吸氣量差異，低轉速時吸氣腔回流現象高于高轉速時的氣體回流。 隨著吸氣腔入口面積逐漸減小，吸氣腔內回流現象逐漸減弱。

第二過程回流氣體量與吸入氣體量大于第一過程不充分吸氣量， 可以消除不充分吸入對吸氣過程的影響，部分吸入氣體回流至渦旋齒尾部，產生渦流區。 不同曲軸轉速的吸氣過程結束壓力不同，曲軸轉速10 000 r/min 吸氣結束時壓力為0.247 MPa，低于6 000 r/min時壓力為0.258 MPa。

圖11給出了曲軸轉角為255°、315°時吸氣腔內流線分布。 由圖11可知，吸氣腔內回流的低速氣體與吸入的高速氣體形成了沿齒高方向強度不等的2～3個渦流區， 在渦流的剪切力作用下，大部分回流氣體改變流向與吸入氣體混合。 隨著曲軸轉角的增大，引起渦流區強度增強、范圍擴大，吸氣腔容積減小、腔內氣體質量增大，吸氣腔內壓力不斷升高，產生預壓縮現象。

圖11 吸氣腔內速度流線分布

圖12為預壓縮現象發生到吸氣過程結束時流場湍動能分布圖。 可以看出，吸氣腔內湍動能較大區域集中在嚙合間隙靠近吸氣腔側與吸氣腔中部。 氣體泄漏導致間隙處湍動能較大；吸氣腔內流速不同的氣體混合產生渦流區，加劇了流場湍動程度。 隨著曲軸轉角的增大，湍動能逐漸增大并向嚙合區域移動，與圖11吸氣腔內流線分布相吻合。

圖12 工作腔內湍動能分布

2.3 模型可靠性分析

為了驗證工作腔內部流場模型的正確性以及預壓縮現象分析的合理性，通過將發生預壓縮現象時曲軸轉角區間與進氣流道、吸氣腔內流場分 布 規 律 與 已 有 研 究 文 獻［10，12，13］進 行 對 比 分 析?？紤]不同工況條件下流場參數的差異性，可知筆者所得預壓縮現象流場分布規律與上述研究中的流場分布趨勢一致，驗證了流場模擬的合理性和預壓縮現象分析的可靠性，相關結論對后續的流場模擬研究具有一定的參考價值。

3 結論

3.1 吸氣過程兩側的進氣流道與吸氣腔內均存在不對稱流場分布現象，導致進氣流道產生不同強度的渦流區，干擾氣體進入吸氣腔。

3.2 吸氣腔容積先增大后減小， 吸氣量持續增加， 腔內不同流速氣體沿渦旋齒高方向形成2～3個渦流區，腔內湍動能不斷增大，壓力升高，產生預壓縮現象。

3.3 預壓縮現象導致吸氣腔內壓力增幅為23.5%～29.0%， 造成實際吸氣量與理想吸氣量不同，渦旋齒尾部渦流現象加劇，影響整機運行效率。 隨著曲軸轉速的增加，預壓縮現象發生時曲軸轉角提前10～21°不等，吸氣腔內沿齒高方向渦流區強度逐漸增大。