基于熱力學渦旋壓縮機渦旋盤的結構設計優化

陳洪輝

（廣東吉洪茂醫療科技有限公司，廣東 佛山 528303）

渦旋壓縮機時通過動渦旋盤和靜渦旋盤嚙合來實現氣體壓縮。渦旋盤變形后，初始嚙合間隙會發生改變，嚙合間隙過大，會導致渦旋壓縮機泄漏嚴重，而嚙合間隙過小，則會發生干涉撞齒。因此，渦旋盤嚙合間隙與渦旋壓縮機的性能具有直接關系，影響到壓縮機是否能夠穩定運行?；跓崃W來分析壓縮機渦旋盤溫度和熱變形后各個位置的嚙合情況，優化渦旋盤結構，能夠有效地提升渦旋壓縮機的性能。

1 渦旋壓縮機的結構設計

1.1 動渦旋盤的設計

渦旋齒的結構參數包括：渦旋齒齒高h、齒厚t、節距Pt以及渦旋齒圈數n、渦旋盤直徑D等。如圖1。渦旋齒圈數n是指渦旋齒型線在渦旋盤上的圓弧長度。圈數過多會造成渦旋壓縮機整尺寸過大，整機體積和重量也隨之增加，圈數太少會使壓力達不到設計值。在工程上渦旋齒圈數一般是根據生產實際中的經驗值來選取，一般取值為2～5圈。表1為渦旋盤基本結構參數。

圖1 渦旋齒結構參數示意圖

表1 渦旋盤結構基本參數

根據設置的渦旋盤基本結構參數，對渦旋盤結構進行了設計。動渦旋盤的正面為渦旋齒，通過與靜渦旋齒嚙合實現氣體壓縮。動渦旋盤背面中心具有主軸軸承座，動渦旋盤通過與主軸過盈配合聯接。在底板邊緣，共有三個呈圓周分布的軸承座，其中設有偏心小軸。在偏心小軸的作用下，動渦旋盤進行偏心平移。主軸軸承座周邊均勻分布有加強筋，可以增加渦旋盤底板強度。為了減少軸向泄漏，在渦旋齒的上部開有密封槽，并用聚四氟乙烯密封。

1.2 靜渦旋盤的設計

靜渦旋盤的前表面中心為渦旋齒，其結構參數與動態渦旋盤的結構參數相同。由于壓縮機的吸入和排出需要，需要在渦旋盤上設計一個吸入和排出孔。在氣體壓縮過程中，壓縮腔從渦旋齒的周邊向內部逐漸移動，使排氣孔位于渦旋齒的中心，靠近齒頭。在齒嚙合過程中，應形成兩個對稱的吸氣腔。為了滿足進氣的需要，節省渦旋盤空間，在兩個吸氣腔之間的距離附近設置進風口[1]。為了提高壓縮過程中各壓縮腔的密封效果，在渦旋盤渦旋齒頂部和外緣設置密封槽。另外，在氣體壓縮過程中，由于外部工作產生的大量熱量，渦流的溫度會迅速升高，所以在靜渦旋盤背部增加風冷系統，提高壓縮效率，減少溫度變化對渦旋盤應力和的影響。

圖2 靜渦旋盤幾何模型

2 動、靜渦旋盤溫度場與結構變形仿真

2.1 動、靜渦旋盤溫度場仿真分析

為了獲得動、靜渦旋壓縮機的溫度場，必須計算渦旋壓縮機的熱力學過程。目前，國內外對壓縮室內對流換熱的研究已經取得了很多成果，但在分析壓氣機盤溫度場時，溫度邊界條件過于簡化。在穩態條件下，雖然渦旋盤上的溫度不隨主軸旋轉角度而變化，但壓縮腔內氣體溫度的周期性作用導致渦旋盤上的溫度分布。因此，為了獲得更合理的渦旋盤溫度，提出了一種計算渦旋盤熱邊界的新方法。

2.1.1 渦旋盤熱載荷分析與計算

在對溫度場進行有限元分析時，有必要確定其熱邊界條件，因此，首先分析了渦旋壓縮機渦旋盤的熱負荷[2]。動渦旋盤上的熱量主要來自工作腔中的壓縮氣體與渦旋盤表面之間的對流換熱。除了與壓縮腔中的空氣進行對流換熱外，靜態渦旋盤還受到由后部風冷的對流換熱，所以，提出了渦旋盤熱邊界計算時的假設：

（1）假定每個壓縮腔內的氣體狀態參數相同。

（2）對于動渦旋盤，僅考慮與壓縮腔內氣體接觸的渦旋齒表面的對流傳熱，其他渦旋盤的表面可視為絕熱處理。

（3）對于靜態渦旋盤，僅考慮與壓縮腔內氣體接觸的渦旋齒表面的對流換熱和外部冷卻的對流傳熱，而靜態渦旋盤上的其他表面被視為絕熱處理。

2.1.2 建立有限元模型

為了避免關鍵部件因為網格退化導致的計算失真，忽略了動靜渦旋盤的一些不必要的特性[3]。在進行有限元分析之前，必須將三維模型導入到ANSYS Workbench中。然后對于動、靜渦旋盤進行網格劃分，網格劃分方式采用結構網格劃分中的自由網格劃分方法，將網格單元的最小尺寸設置為2.5 mm。網格采用十節點四面體高階單元。內部中間節點被添加到四面體的每條邊上，并使用高階多項式進行插值。渦旋盤由鑄造鋁合金制成。材料參數可以在ANSYS中設置。鑄造鋁合金材料的特征參數見表2。

表2 壓鑄鋁合金的材料特性參數

2.1.3 仿真結果

對動、靜渦旋盤的有限元模型施加荷載，然后經過求解獲得它們的溫度場分布情況。如圖3和圖4所示。從圖中可以看出，溫度場分布從中心到外圍逐漸減小，但溫度分布不易觀察到。為了詳細分渦旋盤的軸向和徑向溫度分布，建立了以渦旋齒尾處為起點、弧長為橫坐標、溫度為縱標系的坐標系。從底部到頂部，每隔相同距離，并繪制六個不同的齒高。而動渦旋盤和靜渦旋盤渦旋齒上的分布情況中，溫度從頭部到尾部逐漸降低，頭部附近的溫度變化迅速，尾部附近的溫度變化緩慢[4]。

圖3 動渦旋盤溫度場云圖

圖4 靜渦旋盤溫度場云圖

2.2 動、靜渦旋盤結構變形仿真分析

通過熱-結構耦合模擬，可以得到板的動態和靜態結構變形。熱-結構耦合可分為直接耦合和順序耦合[5]。將溫度場模擬結果作為熱載荷直接加載到靜力分析中，采用順序耦合法模擬動、靜態位移盤的結構變形。在溫度場分析中，建立了渦流板的有限元模型。因此，將位移約束和靜載荷約束添加到靜力分析中。

求解動態和靜態渦旋盤有限元模型，獲得動態渦旋盤的整體變形。如圖5和6所示，動渦旋盤的總變形從中心到邊緣逐漸增加。這是因為位移盤后部的軸承孔與主軸之間存在干涉，從而限制了軸承孔的底面。因此，位移板只能沿軸承孔的周邊向外延伸。同時，可以看出，在位移盤的中心，位移齒從下齒向上齒有明顯的趨勢。這主要是由于溫度沿動渦旋盤高度移動。隨著溫度沿高度方向產生彎曲應力，渦流向外擴展。為了實現動渦旋盤位移在各個方向上的具體變形，建立了以尾齒位移和弧長為橫坐標、位移為縱坐標的坐標系，分別提取了上齒位移的軸向位移和徑向位移[6]。

圖5 動渦旋盤整體位移云圖

在徑向上，靜渦旋齒頂的變形趨勢呈周期性變化，但隨著離心弧長的增加，變形量的數值逐漸減小。在軸向上，靜渦旋齒的變形趨勢與徑向方向變形相似，但也呈現出周期性的不規則波動，然后變形逐漸減小。

圖6 靜渦旋盤整體位移云圖

3 渦旋齒厚度對壓縮機排量的影響分析

為了解不同齒厚對壓縮機排氣性能的影響，分別模擬了齒厚為2 mm、3 mm、4 mm和5 mm時的結構變形，獲得了不同齒厚的渦旋壓縮機動、靜渦旋盤重新建模，進行結構變形仿真分析。根據建立的變形分析數學模型，對仿真結果進行了處理，得到了不同齒厚動、靜態滑動盤的徑向和軸向變形。因為干涉分析的目的是獲得嚙合點處的齒位移畸變隨延伸角的變化，而壓縮機位移分析的目的是分析壓縮機位移隨主軸旋轉角的變化。將動、靜渦旋盤隨渦旋展角變化的干涉值置換為對應主軸轉角下的嚙合點處的干涉值。當主軸旋轉角度為0°時，渦旋壓縮機的吸入室腔關閉，與網格點相對應的動、靜渦旋齒內測的最終展角為1530°。當主軸旋轉角度增大1°時，相關嚙合點的最終擴張角減小1°，從而實現渦旋壓縮機從吸氣到排氣過程中動、靜渦旋齒嚙合點處的徑向干涉值隨主軸轉角的變化情況。如圖7、8所示。

圖7 動渦旋齒外側與靜渦旋齒內側干涉情況

圖8 動渦旋齒內側與靜渦旋齒外側干涉情況

從圖7、8中可以看出，齒厚的變化對于渦旋齒的干涉影響非常小，但是會對干涉值大小造成影響。隨著齒厚的增加，在發生干涉的區域，靜渦旋齒外側和動渦旋齒內側的干涉值會逐漸增加。根據壓縮機排量計算數學模型，獲得了不同齒厚下渦旋壓縮機壓縮腔的質量的變化曲線，了解齒厚變化對壓縮機排量的影響，如圖9所示。

圖9 不同渦旋齒厚度渦旋壓縮機排量變化曲線

4 結語

基于渦旋壓縮機開展熱力學來優化渦旋盤結構，通過優化渦旋壓縮機渦旋盤結構的基本參數，分析了渦旋壓縮機渦旋盤單一結構參數和組合結構參數下的排量變化，表明渦旋齒厚度及渦旋盤底板厚度的變化都會對壓縮機最終排量產生影響。