降低汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)排氣溫度的結(jié)構(gòu)分析

唐景春 左承基

合肥工業(yè)大學(xué)，合肥，230009

0 引言

渦旋式制冷壓縮機(jī)由于具有體積小、容積效率高、動力性能好等諸多優(yōu)點(diǎn)，在當(dāng)代汽車空調(diào)系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用。汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的外壓力比取決于汽車空調(diào)系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行工況，隨著汽車室內(nèi)外環(huán)境溫度的變化而波動，而汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比則取決于渦旋盤圈數(shù)等結(jié)構(gòu)參數(shù)，這就導(dǎo)致了汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比與外壓力比不相等。汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的小型輕量化要求使得其渦旋盤的圈數(shù)小于3。盡管有些研究者在渦旋型線修正方面作出了卓越的貢獻(xiàn)，使開始排氣角度增大，提高了壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比。但是隨著開始排氣角度的增加，排氣孔口面積縮小，排氣流速增加。為了減少排氣的流動損失，排氣孔口處氣體的馬赫數(shù)應(yīng)在0.3左右，這要求有足夠的排氣孔口面積。在實(shí)際設(shè)計過程中，應(yīng)綜合考慮，以取得更高的綜合性能指標(biāo)，所以部分汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)排氣欠壓縮現(xiàn)象仍然存在。在壓縮機(jī)排氣的瞬間，制冷劑氣體將會經(jīng)過排氣等容壓縮過程，從而產(chǎn)生附加功耗，使得壓縮機(jī)排氣溫度升高。排氣溫度過高，將導(dǎo)致制冷劑分解、密封及絕緣材料老化、潤滑油結(jié)碳，還會使節(jié)流閥和干燥過濾器堵塞［1－2］。

提高渦旋壓縮機(jī)排氣閥前的靜壓力，改善壓縮機(jī)的排氣欠壓縮過程，降低排氣溫度，提高汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)的性能系數(shù)COP值，是汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須考慮的重要問題［3－5］。本文對渦旋壓縮機(jī)靜渦盤排氣口的內(nèi)壁進(jìn)行了勾內(nèi)環(huán)槽的結(jié)構(gòu)改進(jìn)，利用FLUENT軟件對建立的制冷劑排氣動力學(xué)模型進(jìn)行靜壓場數(shù)值模擬，并通過壓縮機(jī)制冷性能對比實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證排氣口結(jié)構(gòu)改型的合理性。

1 結(jié)構(gòu)改型后排氣口氣流組織分析

按照表1所示的GB／T21360－2008《汽車空調(diào)用制冷壓縮機(jī)》中規(guī)定的名義試驗(yàn)工況，從R134a的壓－焓圖可查得：飽和溫度63℃所對應(yīng)的排氣壓力pd＝1.83MPa，飽和溫度－1℃所對應(yīng)的吸氣壓力ps＝0.28MPa，兩者之比（壓縮機(jī)的外壓力比）為6.16。研究對象——渦旋壓縮機(jī)的動靜渦旋盤基本結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：齒形型線為圓的漸開線，基圓半徑為2.8mm，開線起始角為43°，渦旋圈數(shù)為2.75。根據(jù)渦旋壓縮機(jī)的型線幾何理論計算及熱力循環(huán)性能計算可得壓縮終了壓力pi與吸氣壓力ps之比（壓縮機(jī)的內(nèi)壓力比）為3.84。顯然內(nèi)壓力比小于外壓力比，在壓縮機(jī)排氣瞬間會產(chǎn)生等容壓縮過程，產(chǎn)生的附加功率損失為

式中，n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r／min；Vi為壓縮腔壓縮終了容積，m3；V為壓縮腔瞬時容積，m3；p為壓縮腔瞬時壓力，Pa。

表1 汽車空調(diào)壓縮機(jī)名義試驗(yàn)工況

等容壓縮附加功率損失產(chǎn)生的熱量使壓縮機(jī)排氣溫度升高。為了減少等容壓縮附加功率損失，降低壓縮機(jī)的排氣溫度，對圖1所示的渦旋壓縮機(jī)靜渦旋盤的排氣口內(nèi)壁作了勾內(nèi)環(huán)槽的結(jié)構(gòu)改型。

由于汽車空調(diào)系統(tǒng)在穩(wěn)定工況下運(yùn)行時，制冷壓縮機(jī)吸氣壓力、壓縮終了壓力及排氣背壓是恒定的，所以排氣流動可以看成是二維定常流動?？紤]壓縮機(jī)傳熱等因素，排氣流動的連續(xù)性方程、動量方程和能量方程的矩陣形式為［6－7］

式中，ρ為氣體密度，kg／m3；u、v為氣體流速，m／s；κ為氣體等熵指數(shù)；ψ為單位質(zhì)量氣體所受到的摩擦力，N／kg；f為氣流摩擦因數(shù)；D為排氣孔口的當(dāng)量直徑，m；q為單位質(zhì)量氣體與外界的換熱量，W／kg；α為局部傳熱系數(shù)，W／（kg·K）；Δt為孔口與外界傳熱溫差，℃；q0為通過孔口的氣體流量，m3／s。

利用GAMBIT建立排氣口的二維有限元模型，通過FLUENT的耦合、隱式求解器計算排氣定常流，F(xiàn)LUENT的后處理功能所顯示的排氣口流體流動靜壓力場如圖2、圖3所示。對于一臺幾何容積排量及轉(zhuǎn)速一定的壓縮機(jī)而言，在不同工況下運(yùn)行時，氣體體積流量不變。由于氣體流經(jīng)內(nèi)環(huán)槽時截面積變大，流速變小，根據(jù)氣體流動的伯努利能量方程可知，氣體的靜壓力得到提高。對比分析圖2、圖3的模擬結(jié)果，可以看出，渦旋壓縮機(jī)排氣口內(nèi)環(huán)槽對制冷劑氣體的流動起到了擴(kuò)壓的作用，所以排氣閥前的靜壓力高于結(jié)構(gòu)改型前排氣閥前的靜壓力，使排氣閥片開啟瞬間發(fā)生的定容壓縮現(xiàn)象得到削弱，減少了此過程產(chǎn)生的附加功損失，從而可以降低壓縮機(jī)的排氣溫度。

2 結(jié)構(gòu)改型后壓縮機(jī)性能對比實(shí)驗(yàn)

依據(jù)表1的試驗(yàn)工況，在汽車空調(diào)制冷壓縮機(jī)性能試驗(yàn)臺上，對幾何容積排量為60mL的渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了性能對比實(shí)驗(yàn)［8－9］，實(shí)驗(yàn)結(jié)果數(shù)據(jù)列于表2。

表2 國標(biāo)試驗(yàn)工況下壓縮機(jī)性能對比實(shí)驗(yàn)

從表2的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可以看出，在改型前進(jìn)行壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)時，壓縮機(jī)環(huán)境溫度為64.65℃，傳熱使得壓縮機(jī)吸氣溫度為8.81℃；在改型后進(jìn)行壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)時，壓縮機(jī)環(huán)境溫度為65.05℃，傳熱使得壓縮機(jī)吸氣溫度為8.85℃。根據(jù)熱力學(xué)可知壓縮機(jī)排氣溫度Td（K）與吸氣溫度Ts（K）的關(guān)系為

其中，mt為溫度多方指數(shù)。壓縮機(jī)的各項(xiàng)內(nèi)部損失（包括定容壓縮附加功損失）均會使溫度多方指數(shù)mt增大，由上式可知，這將導(dǎo)致壓縮機(jī)排氣溫度的升高。排氣口結(jié)構(gòu)改型前實(shí)驗(yàn)得出的壓縮機(jī)排氣溫度為84.44℃，排氣口結(jié)構(gòu)改型后實(shí)驗(yàn)得出的壓縮機(jī)排氣溫度為84.08℃，從中可以看出：改型后較改型前，吸氣溫度高而排氣溫度低，這說明排氣口結(jié)構(gòu)改型后壓縮機(jī)溫度多方指數(shù)變小，即減小了壓縮機(jī)內(nèi)部損失。

表2的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，排氣口具有內(nèi)環(huán)槽結(jié)構(gòu)的渦旋壓縮機(jī)，在排氣溫度降低的同時，制冷劑質(zhì)量流量、制冷量、制冷系數(shù)、等熵效率、容積效率等制冷性能指標(biāo)，均優(yōu)于排氣口結(jié)構(gòu)改型前的渦旋壓縮機(jī)。

3 結(jié)論

（1）排氣口具有內(nèi)環(huán)槽結(jié)構(gòu)的汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)，減少了排氣等容壓縮附加功率損失，降低了排氣溫度。

（2）汽車空調(diào)渦旋壓縮機(jī)的排氣口結(jié)構(gòu)改型后，各項(xiàng)制冷性能指標(biāo)得到了相應(yīng)的提高。

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