CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的設(shè)計與分析

田 華，馬一太，李敏霞，王 偉

(天津大學(xué)機械工程學(xué)院，天津 300072)

近年來，國際社會采取了很多應(yīng)對全球變暖以及臭氧層破壞的措施.為了進(jìn)一步保護(hù)臭氧層，2007年9月 17日召開的《蒙特利爾議定書》第 19次締約方大會[1]同意加速淘汰氫氯氟烴(HCFCs)的生產(chǎn)與消費.在解決全球氣候變暖方面，歐盟的 EC842/2006氟氣體法規(guī)和 2006/40/EC指令[2-4]，對 GWP值大于150的工質(zhì)做出了明確的限制.為此，CO2因其環(huán)境友好性、理想的熱力學(xué)性質(zhì)、無毒、不燃和廉價等特性得到了廣泛關(guān)注.

CO2臨界溫度較低(30.98,℃)，循環(huán)通常是在跨臨界條件下運行[5-6].由于系統(tǒng)運行壓力比常規(guī)制冷劑高很多，加之壓差很大(約 6,MPa)，節(jié)流損失嚴(yán)重，系統(tǒng)性能相對較低.采用雙級循環(huán)來降低排氣溫度(即降低當(dāng)量冷凝溫度)和減少壓縮機耗功是提高系統(tǒng)性能的主要手段.CO2壓縮機雖然壓比不大(3左右)，但是高壓可達(dá) 10,MPa，低壓為 3.5,MPa，壓差非常大.因此傳統(tǒng)的 CO2單級壓縮機，泄漏非常嚴(yán)重，由于壓差導(dǎo)致的不平衡力和摩擦也非常嚴(yán)重；同時，單級壓縮機排氣溫度很高(120,℃左右)，高低溫傳熱損失也比較嚴(yán)重.這些都導(dǎo)致了 CO2單級壓縮機本身效率不高(60%～70%).目前國外大公司開發(fā)的CO2雙級壓縮機表明，等熵效率可提高至 80%以上.國內(nèi)的上海日立電器有限公司也開展了適用于熱泵熱水器的兩級 CO2壓縮機樣機(定速和交流變頻)的開發(fā)，但未有實質(zhì)的成果發(fā)表.

為此，天津大學(xué)熱能研究所開展了CO2跨臨界雙級循環(huán)的研究[7-8].筆者設(shè)計了 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機，為實現(xiàn)CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的自主開發(fā)做好理論基礎(chǔ).

1 CO2跨臨界雙級循環(huán)

圖 1所示為一種典型的 CO2跨臨界雙級循環(huán)原理及 t-s圖.該循環(huán)屬于雙級壓縮中間完全冷卻式.循環(huán)的流程如下：自蒸發(fā)器出來的飽和氣態(tài)CO2,1，經(jīng)過雙級壓縮機低壓級壓縮至中間壓力狀態(tài)2；然后進(jìn)入中間冷卻裝置冷卻至飽和液 3，再進(jìn)入雙級壓縮機高壓級壓縮至排氣壓力的超臨界狀態(tài) 4；從壓縮機排出的高壓高溫超臨界 CO2經(jīng)過氣體冷卻器冷卻至 5.在中冷器中，從氣體冷卻器出來的流體一股經(jīng)節(jié)流閥1′節(jié)流降溫后冷卻另一股高壓流體，被冷卻后的流體進(jìn)入節(jié)流閥2'節(jié)流降溫，再進(jìn)入蒸發(fā)器吸收熱量，同時將低壓級排出的高溫氣體冷卻至高壓級進(jìn)口狀態(tài).

當(dāng)量冷凝溫度是在變溫冷卻系統(tǒng)中比較系統(tǒng)效率的常用參數(shù)，系統(tǒng)效率隨當(dāng)量冷凝溫度的降低而升高，其定義如下：

圖1(b)中，CO2跨臨界單級循環(huán)冷卻過程為2*—5，其當(dāng)量冷凝溫度如線A所示；雙級循環(huán)冷卻過程為2—3和4—7，當(dāng)量冷凝溫度如線B所示，明顯降低.據(jù)計算，當(dāng)蒸發(fā)溫度為0,℃、過熱度為5,℃、氣體冷卻器出口溫度為34,℃、高壓排氣壓力為10,MPa時，雙級壓縮的COP為2.85，比單級壓縮(2.398)高18%.

圖1 CO2跨臨界雙級循環(huán)原理及t-s圖Fig.1 Principle and t-s diagram of CO2 trans-critical two-stage cycle

2 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機

2.1 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的工作原理

圖2所示為 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的工作原理[9].氣缸被滾動轉(zhuǎn)子和滑板分為吸氣腔和壓縮腔.其工作工程包括如下4個階段.

(1)當(dāng)滾動轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過吸氣孔口前邊緣角度，滾動轉(zhuǎn)子左邊的吸氣腔壓力降低，吸氣開始；右邊的壓縮腔形成封閉空間，開始壓縮過程，見圖2(a).

圖2 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機工作原理Fig.2 Work principle of CO2 two-stage rolling piston compressor

(2)當(dāng)壓縮腔內(nèi)壓力足以克服排氣閥阻力，排氣過程開始；吸氣腔仍進(jìn)行吸氣過程.此時滾動轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動的角度稱為排氣角度，見圖2(b).

(3)當(dāng)轉(zhuǎn)過排氣孔口后邊緣角度，排氣口與吸氣腔連通，排氣閥關(guān)閉，排氣過程結(jié)束，見圖2(c).

(4)吸氣過程結(jié)束，壓縮腔形成封閉容積，開始下一循環(huán)過程，見圖2(d).

2.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計特點

圖3為筆者設(shè)計開發(fā)的 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的結(jié)構(gòu)示意.它具有以下4個特點[10-11].

圖3 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機結(jié)構(gòu)示意Fig.3 Structure diagram of CO2 two-stage rolling piston compressor

(1)為減小壓差變形和泄漏，選擇合適的中間壓力，以減小壓縮過程的進(jìn)出口壓差，而且兩級壓縮單元的壓比也盡可能保持相對一致，同時使第1級與第2級的質(zhì)量流量相等.

(2)2個壓縮單元利用單驅(qū)動軸保持 180°相差，由主軸上部的電動機驅(qū)動.由于兩級壓縮本身的壓差和受力相對較小，同時這種180°相差的布置結(jié)構(gòu)也有利于受力均衡，因此壓縮機軸的阻力矩變化平穩(wěn).

(3)低壓級壓縮單元排氣分為兩路：一路進(jìn)入高壓級壓縮腔；另一路進(jìn)入殼體內(nèi)保證殼體的壓力為低壓，然后再進(jìn)入高壓級壓縮腔.此設(shè)計不僅保證壓縮機殼內(nèi)的壓力為中間壓力，減小殼體的壓力強度要求，從而減小尺寸，同時有利于軸和其他部件的潤滑.

(4)由于兩個偏心輪之間的軸是應(yīng)力集中的部位，可對軸形狀進(jìn)行試探性改進(jìn)，而且滑板也可進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計，使變形明顯減小.

3 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的受力分析

圖4給出了作用在滑板上的力：與滾動轉(zhuǎn)子間的接觸力 Fn及 Ft；與滑板槽間的接觸力 Fr1、Fr2及 Frt1、Frt2；滑板彈簧的彈力 Fk；滑板的慣性力 Flv；滑板周圍的氣體或潤滑油壓力所造成的力等.

圖4 CO2雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機受力分析Fig.4 Force analysis of CO2 two-stage rolling piston compressor

如圖4所示，假設(shè)滑板與滑板槽間隙內(nèi)的壓力呈線性分布作用在滑板周圍.滑板兩端承受的壓差力Fc為

滑板伸到氣缸內(nèi)的部分承受的壓差力Fh為

式(4)對時間求一階和二階導(dǎo)數(shù)可得到滑板的速度和加速度公式，即

其他滾動轉(zhuǎn)子壓縮機受力計算公式為

4 結(jié)果與分析

表 1為 CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的設(shè)計參數(shù)和主要結(jié)構(gòu)尺寸.該壓縮機輸入功率為3,kW，名義制冷量為8,kW.

表1 CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機的設(shè)計參數(shù)及尺寸Tab.1 Design parameters and dimension of two-stage rolling piston compressor in CO2 trans-critical cycle

圖 5給出了 CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機滑板與滑板槽的摩擦力隨轉(zhuǎn)動角度的變化關(guān)系.隨著轉(zhuǎn)動角度的增大，滑板與滑板槽的摩擦力均是先增大后減小，而且均在 180°附近達(dá)到最大值.這是因為在轉(zhuǎn)角到達(dá)180°時，滾動轉(zhuǎn)子對滑板的正壓力不存在水平方向的分力，導(dǎo)致滑板與滑板槽的正壓力最大.低壓級滑板與滑板槽在吸氣腔側(cè)的最大摩擦力為 129 N，在壓縮腔側(cè)的最大摩擦力為 23.7 N；高壓級滑板與滑板槽在吸氣腔側(cè)的最大摩擦力為 65 N，在壓縮腔側(cè)的最大摩擦力為 15 N.為了減小滑板與滑板槽之間的摩擦損失，可考慮在滑板與滑板槽之間加入滾針，使之產(chǎn)生滾動摩擦以取代滑動摩擦，減小摩擦.

圖5 雙級壓縮機滑板與滑板槽的摩擦力Fig.5 Friction force between sliding vane and groove in two stage compressor

圖6給出了 CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉(zhuǎn)子壓縮機滑板與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦力隨轉(zhuǎn)動角度的變化關(guān)系.可以看出，隨著轉(zhuǎn)動角度的增大，滑板與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦力先減小后增大.這是因為，隨著轉(zhuǎn)動角度的增大，滑板與滾動轉(zhuǎn)子的正壓力與豎直方向的夾角先變小后變大，導(dǎo)致兩者接觸的正壓力呈現(xiàn)相同的變化規(guī)律.當(dāng)排氣開始以后，滑板兩端承受的壓差力 Fc和滑板伸到氣缸內(nèi)部分承受的壓差力 Fh一直保持最大，這導(dǎo)致滑板與轉(zhuǎn)子的正壓力比排氣前要小，因此出現(xiàn)了兩者摩擦力在排氣前后的不相等.低壓級滑板與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦力最大值可達(dá) 72 N；高壓級滑板與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦力最大值可達(dá) 42 N.為了減小這部分摩擦，可以在滑板端部安裝帶有凹圓面的密封柱，使凹圓面能夠與滾動轉(zhuǎn)子外圓重合.這樣，一方面由于密封柱隨滾動轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動而左右擺動，使接觸面處于較好的潤滑狀態(tài)，達(dá)到減小摩擦的目的；同時，由于密封柱存在一段小圓弧與滾動轉(zhuǎn)子相吻合，加強了密封作用.

圖6 雙級壓縮機滾動轉(zhuǎn)子與滑板的摩擦力Fig.6 Friction force between rolling piston and sliding vane in two stage compressor

5 結(jié) 論

(1)在一定的工況下對雙級壓縮機進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，選擇合適的中間壓力；兩個壓縮單元利用單驅(qū)動軸保持180°相差，使受力均衡、轉(zhuǎn)動力矩平穩(wěn).

(2)背壓采用中間壓力，使得壓縮機外殼承壓相對適當(dāng).對軸形狀和滑板進(jìn)行試探性改進(jìn)設(shè)計，使變形明顯減小.

(3)通過受力分析發(fā)現(xiàn)，滑板與滑板槽以及滑板端部與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦嚴(yán)重，提出了特定的設(shè)計改進(jìn)措施.

符號說明：

cp(t)—定壓比熱，kJ/(kg·K)；

s—熵，kJ/(kg·K)；

pb—滑板背部承受的壓力，Pa；

ps、pc—吸氣腔和壓縮腔的壓力，Pa；

Bv—滑板的寬度，m.

rv—滑板端部圓弧的半徑，m；

H—氣缸高度，m；

e—壓縮機偏心距，m；

θ—滾動轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動角度，rad；

K—彈簧彈性系數(shù)，N/m；

mv—滑板的質(zhì)量，kg；

Fk—滑板背部的彈簧力，N；

Flv—滑板的慣性力，N；

Fr1—滑板與滑板槽在壓縮腔側(cè)的正壓力，N；

Fr2—滑板與滑板槽在吸氣腔側(cè)的正壓力，N；

Fn—滑板與滾動轉(zhuǎn)子的正壓力，N；

Frt1—滑板與滑板槽在吸氣腔側(cè)的摩擦力，N；

Frt2—滑板與滑板槽在壓縮腔側(cè)的摩擦力，N；

Ft—滑板與滾動轉(zhuǎn)子的摩擦力，N；

fs—滑板與滑板槽之間的摩擦系數(shù)；

fv—滑板與滾動轉(zhuǎn)子之間的摩擦系數(shù)；

ε—滾動轉(zhuǎn)子與氣缸的半徑比；

x0—彈簧未壓縮或拉伸時的長度，m；

ω—滾動轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動速度，rad/min；

μ—動力黏度，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.

［3］ European Union. Relating to emissions from airconditioning systems in motor vehicles and amending Council Directive 70/156/EEC[J]. Official Journal of the European Union，2006，L161：12-18.

［4］ Calm J M. Options and outlook for chiller refrigerants[J]. Int J Refrig，2002，25(6)：705-715.

［5］ Lorentzen G. The use of natural refrigerants：A complete solution to the CFC/HCFC predicament [J]. Int J Refrig，1995，18(3)：190-197.

［6］ Lorentzen G，Pettersen J. A new，efficient and environmentally benign system for car air conditioning [J]. Int J Refrig，1993，16(1)：4-12.

［7］ 曾憲陽. CO2跨臨界循環(huán)滾動活塞膨脹機和渦旋壓縮機的研究[D]. 天津：天津大學(xué)機械工程學(xué)院，2006.Zeng Xianyang. Research on Rolling Piston Expander and Scroll Compressor in CO2Transcritical Cycle [D].Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2006(in Chinese).

［8］ Wang Hongli，Ma Yitai，Li Minxia，et al. Performance comparison of transcritical CO2single compression and two stage compression cycle with intercooler[C]//8th IIR Gustav Lorentzen Conference. Copenhagen Denmark，2008：CDS 26-W4-02.

［9］ 馬國遠(yuǎn)，李紅旗. 旋轉(zhuǎn)壓縮機[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.Ma Guoyuan，Li Hongqi. Rotary Compressor[M]. Beijing：China Machine Press，2003(in Chinese).

［10］ Winandy E. Scroll compressors for CO2refriger-ation[C]// Conference of Cooling with Carbon Dioxide.London，2007：1-22.

［11］ 管海清. CO2跨臨界循環(huán)膨脹機理與轉(zhuǎn)子式膨脹機-壓縮機研究[D]. 天津：天津大學(xué)機械工程學(xué)院，2005.Guan Haiqing. Research on Expansion Theory of CO2Transcritical Cycle and Focus on Rotory Expander-Compressor[D]. Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2005(in Chinese).