无油润滑涡旋式压缩机性能研究

无油润滑涡旋式压缩机性能研究

0无油润滑潮旋式压缩机涡旋式压缩机结构紧凑，效率高，运营可靠，噪声低。它在冷却和动力行业的应用越来越广泛。目前,有油润滑的涡旋压缩机在市场上占据主导地位,无油润滑的涡旋压缩机尚处于开发阶段。其中,无油润滑涡旋式压缩机的研究在我国才刚刚起步,还很不完善。由于无油润滑的涡旋式压缩机较其他形式的无油压缩机在结构、工作效率、可靠性、振动及环保等方面有着不可替代的优势,因此,对无油润滑的涡旋式压缩机的研究以及尽快实现产品的国产化,已经成为当今国内涡旋压缩机研究领域的热点。在无油润滑涡旋式压缩机中,被压缩介质不再是油气混合物,热力过程的分析对象为纯气体,空气压缩机则可以假设为理想气体。尽管这种压缩机的动涡盘、静涡盘采用自润滑材料或在金属材料的表面进行涂层处理,但其润滑状况与有油涡旋式压缩机的相比相差甚远。另外,材料不同,极限pv值与许用[pv]值便不同,因此,无油涡旋式压缩机有特定的工作转速范围要求。要实现无油润滑涡旋压缩机的正常工作,必须首先解决以下三个方面的问题:①动涡盘、静涡盘采用自润滑材料,涡旋压缩机可以在较高转速下运行;②保证动涡盘、静涡盘的端面和侧面之间足够小的间隙,尽可能减少泄漏;③采用合理的结构布局,解决压缩过程中的散热问题。1数值模拟1.1定压比热容的测定(1)压缩空气始终可看作理想气体,控制容积内气体参数均匀。(2)由于干空气温度从20℃到120℃变化时,定压比热容变化很小,故定压比热容cp取定值。(3)机器转速恒定,忽略吸排气过程中的损失和气流脉动。1.2一般程序1.2.1dms计算取任一对封闭容积为控制容积。忽略气体流进/流出控制容积的动能和势能变化,由以上假设,根据热力学第一定律和质量守恒定律得d(mu)=dQ+∑hidmi-∑hodmo+dW(1)式中,m为控制容积的气体质量;u为气体内能;mi为进入控制容积的气体质量;mo为流出控制容积的气体质量;hi为进入控制容积气体焓;ho为流出控制容积气体焓;Q为热量;W为功。其中dQ=0,dW=-pdVc(p为气体压力,Vc为控制容积),故有d(mu)=-pdVc+∑hidmi-∑hodmo(2)1.2.2控制容积比的比mi涡旋压缩机控制容积内气体压力变化率的方程式为式中,θ为涡旋压缩机主轴转角;v为比体积;mi为第i压缩腔的控制容积的气体质量;hi为第i压缩腔的控制容积的气体比焓。根据基本假设,将理想气体的状态方程pv=RT(R为气体常数)及气体焓值计算式h=cpT代入式(3)得式中,Ti为第i压缩腔的控制容积气体温度值。1.3潮旋压缩机的泄漏通道与其他结构形式的压缩机一样,在涡旋压缩机的工作过程也同样存在着内外两种泄漏。按照涡旋压缩机的泄漏通道,可以分为通过径向间隙的切向泄漏和通过轴向间隙的径向泄漏两种。其中,通过最外面的压缩腔的泄漏间隙(径向间隙和切向间隙)向压缩腔吸气管路的泄漏属于外泄漏,相邻两个压缩腔(中心压缩腔及所有封闭的压缩腔)之间的泄漏属于内泄漏。1.3.1泄漏量的计算气体通过轴向间隙的流动,可以假设为一元稳定流动,位能的影响忽略不计,由于流动的时间足够短,气体与压缩机壁面之间来不及换热,因此热力过程可以假设为绝热过程,则一元稳定流动的能量方程为dh+12dv2=0dh+12dv2=0(5)于是,气体通过径向间隙从第i个压缩腔向第i+1个压缩腔泄漏时的流动速度为vi=2(hi−hi+1)−−−−−−−−−−√vi=2(hi-hi+1)(6)单位回转角的泄漏量为dmltidθ=αrρi(θ)c¯rHω2[hi(θ)−hi+1(θ)]−−−−−−−−−−−−−−√dmltidθ=αrρi(θ)c¯rΗω2[hi(θ)-hi+1(θ)](7)式中,mlti为第i个压缩腔内气体泄漏质量;ω为动涡盘转动角速度;H为涡卷高度;ρi(θ)为在压缩机转角为θ时的第i个压缩腔内气体密度;c¯c¯r为平均径向间隙;αr为径向流量系数,与流量、泄漏通道的形状等有关,一般情况下αr=0.87～0.95。则,根据绝热过程可以表示为dmltidθ=αrρi(θ)c¯rHω2kk−1RTi(θ)[1−(pi+1(θ)pi(θ))]k−1k−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−√dmltidθ=αrρi(θ)c¯rΗω2kk-1RΤi(θ)[1-(pi+1(θ)pi(θ))]k-1k(8)1.3.2径向泄漏线t气体通过轴向间隙的流动,可以采用同样的假设进行计算,单位回转角的泄漏量为dmltidθ=αtρi(θ)ctLri(θ)ω2[hi(θ)−hi+1(θ)]−−−−−−−−−−−−−−√dmltidθ=αtρi(θ)ctLri(θ)ω2[hi(θ)-hi+1(θ)](9)式中,αt为轴向流量系数,一般情况下αt=0.90～0.95;ct为轴向间隙;Lri(θ)为压缩机转角为θ时的径向泄漏线长度,Lri(θ)=2aπ(2iπ-θπ/180)。按照理想气体计算,有式中,k为气体绝热指数。1.4不同腔控制容积法在涡旋压缩机工作过程中,根据主轴转角的变化,封闭的压缩腔数发生周期性变化。圈数为n(非整数)的涡旋压缩机在0°≤θ≤360°范围内各压缩腔的变化情况和发生泄漏的情况见图1。本文采用三腔控制容积法(见图2)计算压缩过程的泄漏量和气体泄漏消耗指示功。由于涡旋式压缩机属定容积比机械,当吸气压力一定时,其压缩终了的气体压力也大约为一定值。但在实际使用过程中,它的排气压力却是变化的,除了用户用气量变化造成气体压力变化外,还与充气过程(空气压缩机大都设置储气罐)的压力变化特性有关。压缩终了的气体压力大于实际排气压力时称为过压缩,相反则称为不足压缩或欠压缩。1.4.1压缩腔内的气体压力在过压缩的情况下,涡旋压缩机的中心压缩腔(又称排气腔,与排气管相通)中的气体压力始终小于与其相邻的压缩腔压缩终了的气体压力。将压缩机压缩过程假设为绝热过程,根据压缩腔容积的变化情况可以得到工作腔的压力,见式(9)。当主轴转角等于排气角时,中心压缩腔与其相邻压缩腔贯通,相通的瞬间出现定容膨胀现象,见图3a。当主轴转角小于排气角时,与中心压缩腔相邻的压缩腔中的气体压力将经历一个小于、等于及大于排气压力的压力变化过程。小于排气压力时,压缩气体由中心压缩腔泄漏到相邻工作腔,此时泄漏按正值计算;大于排气压力时,气体由相邻工作腔泄漏到中心压缩腔,由于这部分气体将由中心压缩腔经过排气孔排出,因此这部分泄漏可以认为是正常压缩过程的一部分,没有减少压缩机的排气量。1.4.2中心压缩腔与相邻压缩腔的贯通在欠压缩过程,涡旋压缩机的排气压力始终大于与中心压缩腔相邻的压缩腔中的气体压力,此时的压缩气体均由中心压缩腔向与其相邻的压缩腔泄漏。同过压缩的情形一样,当主轴转角等于排气角的瞬间,中心压缩腔与相邻压缩腔贯通,出现等容压缩现象,见图3b。一般工作腔的泄漏均是由高压工作腔向低压工作腔泄漏,图3c所示为一般工作腔在压缩机完成一转过程中的泄漏情况。2实验2.1数据采集系统无油润滑涡旋式压缩机实验装置示意图见图4。其中,数据采集系统采用合肥通用机器研究所研制的mr3000自动采集系统。涡旋压缩机的基本特征参数和涡旋型线的基本参数分别见表1和表2。2.2测量数据和数据处理无油润滑涡旋式空气压缩机的实测数据见表3。3计算3.1全绝进行组合压缩试验图5a是涡旋压缩机的理论计算绝热功率和折算轴功以及实测电机功率随排气压力变化的示意图。折算轴功按下式计算:Ps=Peη-Pfan(11)其中,Pfan为无油润滑涡旋式压缩机的同轴离心风扇的功率,在n=2060r/min的转速下,Pfan=328.7W。图5b是全绝热效率随排气压力变化的示意图。涡旋式压缩机属定容积比机械,当吸气压力一定时,其压缩终了的气体压力也大约为一定值,由图可见,当压缩机工作于这一定值排气压力下时,全绝热效率达到最大值,压缩机获得最佳的经济性;当运行的工作压力偏离这一定值时,全绝热效率下降。尤其工作于过压缩的情况下时,压缩机的压缩功浪费较多,经济性极差。3.2压缩机泄漏线减少了回收剂的积根据压缩机的实际参数可以得到压缩机的行程容积为9.920745×10-5m3,图6所示为容积效率随排气压力变化的示意图。随着压缩机工作压力的提高,泄漏量逐渐增大,容积效率随之降低。此外,在工作压力超过压缩机正常运转所达到的定值排气压力的情况下,压缩机泄漏量增大得更快,因此,容积效率降低得也快,图中线段斜率的变化验证了这一结论。无油润滑的涡旋式压缩机泄漏线缺少了润滑油的密封,泄漏现象比较严重。工作腔的压力升高,压缩机的泄漏量增大,见图7a。图7b所示为由泄漏造成的压缩机功率的消耗,从高压腔泄漏到低压腔的气体,经过了正常的压缩过程,消耗了压缩机的压缩功,将这部分功计算出来,即为泄漏造成的压缩机的功率的消耗。3.3无油润滑的锚点压缩机的性能变化与活塞式压缩机相比,涡旋式压缩机结构简单、体积小、重量轻,其主要零部件数量仅为活塞式的1/3,体积减少40%,重量减小15%以上。因此,较活塞式压缩机,涡旋式压缩机有着明显的优势。但是,涡旋式压缩机本身独特的结构形式决定了在实现无油润滑以后,在某些性能方面存在不足之处。这些不足之处主要体现在涡旋式压缩机在偏离内容积比的高压力工况下工作时的功率、效率变化。随着排气压力的提高,无油润滑的涡旋式压缩机的泄漏量和泄漏功率显著升高,从而导致容积效率降低,全绝热效率降低,这些性能的变化在无油润滑的活塞式压缩机中也是存在的。但由于存在以下几个方面的原因,涡旋式压缩机的性能变化要比活塞式的大:(1)涡旋式压缩机的泄漏线长度较活塞式压缩机的泄漏线长