蔣蕓慧 陳亞平 吳嘉峰 顧花朵

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院, 南京 210096)

在超臨界二氧化碳(s-CO2)動力循環(huán)、有機(jī)朗肯循環(huán)(ORC)發(fā)電系統(tǒng)以及工業(yè)余熱動力回收等循環(huán)系統(tǒng)中,容積式膨脹機(jī)因具備中小功率、中小流量、工頻轉(zhuǎn)速、較低膨脹比、較低成本等特點(diǎn)而被廣泛建議采用[1-4].相較于透平式膨脹機(jī),容積式膨脹機(jī)在實(shí)際運(yùn)行中具有更強(qiáng)的靈活性和穩(wěn)定性.然而各類容積式膨脹機(jī)亦存在各自的缺點(diǎn),其中活塞式膨脹機(jī)存在著進(jìn)排氣阻力大、動平衡性能差、工作噪音大以及機(jī)械磨損等問題[5]；螺桿式膨脹機(jī)則存在三角區(qū)泄漏、承壓承溫較低(不超過3 MPa和250 ℃)、工藝復(fù)雜、成本高等缺點(diǎn)[6]；渦旋膨脹機(jī)的幾何結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,且其旋轉(zhuǎn)慣性力不易平衡,泄漏損失較大[7].滑片式膨脹機(jī)的機(jī)械結(jié)構(gòu)簡單,制造成本較低,但是氣缸與滑片之間的摩擦磨損和內(nèi)部泄漏帶來的效率偏低問題是其推廣應(yīng)用的主要阻礙[8-9].其中,運(yùn)動滑片頂端與靜止氣缸內(nèi)壁之間和轉(zhuǎn)子與氣缸內(nèi)壁相切處的相對運(yùn)動均會產(chǎn)生摩擦磨損,影響膨脹機(jī)使用壽命,造成能量損耗和效率降低.為減少摩擦,通常會在工質(zhì)中混入一定量的潤滑油,但是潤滑油的存在會造成額外膨脹損失,并使得換熱器的性能變差.對于泄漏問題,Vodicka等[10]的研究表明,通過將滑片式膨脹機(jī)內(nèi)部間隙由0.15 mm減小到0.05 mm可有效減少內(nèi)部泄漏,使其等熵效率由0.46提升至0.55.

針對滑片式壓縮機(jī)中存在的同樣問題,屈宗長[11]提出了一種只有一塊滑片的同步回轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)方案,通過滑片驅(qū)動氣缸隨轉(zhuǎn)子同步轉(zhuǎn)動,可有效減輕轉(zhuǎn)子與氣缸的相對運(yùn)動所造成的摩擦和磨損.但由于該方案的滑片數(shù)目少,壓力和流量脈動比較明顯.周曉裕[12]、Gu等[13]研究了氣缸隨著轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)的滑片式壓縮機(jī)方案,理論分析和數(shù)值模擬結(jié)果顯示,氣缸隨轉(zhuǎn)的滑片式壓縮機(jī)的滑片與氣缸內(nèi)壁面的相對速度約降低為氣缸固定不動的滑片式壓縮機(jī)的1/10,極大地降低了摩擦和磨損,并可改善壓力和流量脈動.

近年來,數(shù)值模擬方法,特別是以用戶自定義函數(shù)(UDF)為基礎(chǔ)的動網(wǎng)格技術(shù)被廣泛應(yīng)用于旋轉(zhuǎn)機(jī)械的模擬來仿真物理現(xiàn)象,以進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和工況對比,可簡化研究過程并節(jié)約研究成本.Sun等[14]通過計算流體動力學(xué)(CFD)技術(shù)對渦旋式壓縮機(jī)進(jìn)行非穩(wěn)態(tài)模擬,根據(jù)流場結(jié)果分析得出相應(yīng)機(jī)型的后續(xù)優(yōu)化方向.Ye等[15]提出了一種結(jié)合UDF的動態(tài)網(wǎng)格生成方法,并以此對海水反滲透系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)葉片能量回收裝置進(jìn)行空化現(xiàn)象模擬,為旋轉(zhuǎn)葉片機(jī)械的優(yōu)化設(shè)計提供參考.Bianchi等[16]提出一種針對滑片式機(jī)械的節(jié)點(diǎn)位移網(wǎng)格生成法,對小型ORC膨脹機(jī)進(jìn)行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,分析了主流場以及滑片端部的泄漏路徑.

本文的研究對象是在氣缸隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)的滑片式壓縮機(jī)[12-13]基礎(chǔ)上設(shè)計的一種新型滑片式膨脹機(jī),利用氣缸隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動的理念減小摩擦磨損,通過縮小轉(zhuǎn)子直徑增大腔室容積,并在進(jìn)、排氣流道中設(shè)置導(dǎo)葉.針對6片和12片兩種不同滑片數(shù)目的膨脹機(jī),采用SolidWorks機(jī)械設(shè)計軟件對其流體域進(jìn)行幾何建模,采用ICEM前處理軟件進(jìn)行混合網(wǎng)格劃分,并通過動網(wǎng)格及CFD技術(shù)對各方案進(jìn)行內(nèi)部流場的三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬,監(jiān)測進(jìn)、排氣邊界物理參數(shù),根據(jù)結(jié)果分析不同方案的內(nèi)部流場特征以及排氣流量、溫度和滑片端部泄漏流量的變化,總結(jié)不同方案的性能差異,并尋找優(yōu)化方案.

1 計算模型

1.1 膨脹機(jī)結(jié)構(gòu)簡介

該新型膨脹機(jī)整體構(gòu)成及內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要部件除機(jī)殼、氣缸、轉(zhuǎn)子、軸承和機(jī)械密封外,還增設(shè)了導(dǎo)流盤結(jié)構(gòu),嵌合在設(shè)有軸向進(jìn)、排氣口的左端蓋內(nèi)側(cè).氣缸同軸布置于機(jī)殼內(nèi),轉(zhuǎn)子偏心布置于氣缸內(nèi),若干塊滑片均勻布置于轉(zhuǎn)子上的矩形槽內(nèi),劃分出相應(yīng)數(shù)目的單元膨脹腔室；其中一塊寬滑片嵌入氣缸上軸向等腰梯形槽內(nèi),用于驅(qū)動氣缸同步轉(zhuǎn)動；膨脹機(jī)左端蓋上設(shè)有從圓形過渡到滴水形的軸向進(jìn)、排氣口,導(dǎo)流盤上與之對應(yīng)位置的扇面形截面的導(dǎo)流通道內(nèi)分別設(shè)置2個和5個導(dǎo)流葉片,以增強(qiáng)做功能力并實(shí)現(xiàn)更好的流動效果.該膨脹機(jī)的氣缸半徑為100 mm,轉(zhuǎn)子半徑為82 mm,轉(zhuǎn)子偏心距為12 mm,腔室軸向長度為162 mm,滑片寬度為8 mm,入口管內(nèi)徑為20 mm,出口管內(nèi)徑為50 mm.

圖1 膨脹機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 網(wǎng)格劃分方法

由于該膨脹機(jī)模型內(nèi)部流通區(qū)域形狀較復(fù)雜,將其分為包含導(dǎo)葉的進(jìn)排氣流道、各單元膨脹腔室以及滑片端部間隙3部分,為節(jié)省計算資源和便于實(shí)現(xiàn)局部動網(wǎng)格,采用混合網(wǎng)格進(jìn)行模擬計算.

在機(jī)械設(shè)計軟件SolidWorks中對膨脹機(jī)流通區(qū)域建模時,對幾何形狀不規(guī)則的進(jìn)、排氣流道進(jìn)行結(jié)構(gòu)簡化,并在網(wǎng)格劃分軟件ICEM中進(jìn)行幾何修復(fù),隨后對其進(jìn)行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分.而膨脹腔室的幾何輪廓為偏心環(huán)狀,無法采用周期性網(wǎng)格,因此本文借助ICEM的block生長功能和O-block劃分思想,將單元膨脹腔室和滑片端部間隙劃分為結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格.本文取滑片端部與氣缸內(nèi)壁形成的泄漏間隙為0.02 mm.各部分網(wǎng)格劃分完成后需在ICEM中進(jìn)行合并處理以形成網(wǎng)格裝配體,如圖2(a)所示.在模擬計算開始之前進(jìn)行網(wǎng)格自檢,確保不存在負(fù)體積,并在滑片端部間隙g1處設(shè)置參考端面,用于實(shí)時監(jiān)測端部間隙泄漏狀況,如圖2(b)所示.

(a) 網(wǎng)格裝配體

1.3 CFD模擬方法

采用FLUENT軟件進(jìn)行三維瞬態(tài)湍流模擬,選取絕熱、無滑移壁面邊界條件,考慮空氣的黏性、可壓縮性和渦流的影響；選取RNGk-ε湍流雙方程模型,啟用基于壓力的瞬態(tài)求解器,采用COUPLED算法處理壓力與速度二者的耦合,控制方程包括質(zhì)量、動量和能量守恒方程,選用二階迎風(fēng)格式離散控制方程.模擬計算的進(jìn)、出口邊界條件分別選取壓力進(jìn)口和壓力出口條件,進(jìn)氣口總壓為0.5 MPa,進(jìn)氣口溫度為600 K,排氣口背壓為0.1 MPa,總膨脹壓比為5,轉(zhuǎn)速為1 500 r/min.此外,為使各計算域之間得以傳遞信息,將進(jìn)、排氣流道，膨脹腔室以及泄漏間隙之間相結(jié)合的面設(shè)定為交界面條件并進(jìn)行面的耦合.

為展現(xiàn)環(huán)形腔室內(nèi)部流場隨轉(zhuǎn)動時間的變化,采用動網(wǎng)格技術(shù),通過編譯特定的UDF文件,以DEFINE_GRID_MOTION宏命令實(shí)現(xiàn)膨脹腔室及滑片端部泄漏間隙體網(wǎng)格、面網(wǎng)格的節(jié)點(diǎn)運(yùn)動,選取彈性光順方法來控制動態(tài)計算域的網(wǎng)格更新,并通過缸內(nèi)模型定義轉(zhuǎn)速,取旋轉(zhuǎn)步長為0.2°,最終實(shí)現(xiàn)氣缸與轉(zhuǎn)子按照指定轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)動的效果.

1.4 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證

Gu等[13]采用與計算氣缸隨著轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)的滑片式壓縮機(jī)相同的數(shù)值模擬方法對比驗(yàn)證了已有的滑片式壓縮機(jī)方案的試驗(yàn)結(jié)果.本文所采用數(shù)值模擬計算方法與之相同,且研究對象也為同類機(jī)型,所以本文驗(yàn)證方法也可認(rèn)為可行.

為既滿足計算精度又節(jié)省時間成本,本文選取6滑片的方案對膨脹機(jī)網(wǎng)格規(guī)模進(jìn)行了網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證.為加快計算,在使用SolidWorks建模時將網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證模型的軸向長度減為一半,即調(diào)整為81 mm.在ICEM中,進(jìn)、出口流道的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格根據(jù)其特征尺寸將全局網(wǎng)格尺度初步設(shè)為3.5,流道邊界層初始高度設(shè)為0.02,增長率為1.2,共取5層,共設(shè)置了4組網(wǎng)格方案.動網(wǎng)格部分的具體節(jié)點(diǎn)分布及膨脹機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定后的計算結(jié)果如表1所示.可見網(wǎng)格方案3與網(wǎng)格方案4的質(zhì)量流量只相差0.15%,綜合考慮計算精度和時間成本以及6滑片方案的代表性,選取較為合適的網(wǎng)格方案3網(wǎng)格尺寸.

表1 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證方案及結(jié)果

2 模擬結(jié)果分析

2.1 方案描述

根據(jù)噴嘴能量轉(zhuǎn)換的原理,流體在葉柵流道中產(chǎn)生焓降,相應(yīng)地壓力和溫度均降低,而流速增加.因此葉柵流道除了改變流體方向外,還可產(chǎn)生膨脹效應(yīng),增強(qiáng)了流體對滑片的沖擊力和做功能力.本文模型中,進(jìn)氣導(dǎo)葉采用機(jī)翼型,導(dǎo)葉間形成的葉柵單元流道如圖3(a)所示,其進(jìn)口截面A0的寬度為15.5 mm,喉部截面A1的寬度為5.8 mm,葉片安裝角β為20°；進(jìn)氣導(dǎo)葉數(shù)目為2片,如圖3(b)所示；排氣導(dǎo)葉采用兩端均為尖頭的結(jié)構(gòu),其數(shù)目為5片,頭尾均參考進(jìn)氣導(dǎo)葉的尾端尺寸設(shè)計,如圖3(c)所示.

(a) 單元流道

為分析不同滑片數(shù)對膨脹機(jī)性能的影響,本文討論了滑片數(shù)目分別為6和12兩種方案,且為保證從膨脹程度最大處開始排氣,排氣通道的初始端需要根據(jù)不同單元腔室大小進(jìn)行調(diào)整.其中,方案1為6滑片,排氣通道的初始邊和終邊的角度在210°～285°之間,角度變化范圍為75°；方案2為12滑片,排氣通道的初始邊前移,排氣角度變化范圍為90°.上述2種方案中進(jìn)、排氣通道的終邊和導(dǎo)葉位置均維持不變.

2.2 流場云圖分析

2.2.1 進(jìn)氣導(dǎo)葉流場云圖分析

由于排氣導(dǎo)葉主要用于改變排氣流動方向,起導(dǎo)流作用,限于篇幅,僅對進(jìn)氣導(dǎo)葉進(jìn)行分析.圖4(a)～(c)分別為進(jìn)氣導(dǎo)葉處的壓力分布、溫度分布和速度及流線分布云圖.圖中,p表示壓力,MPa；T表示熱力學(xué)溫度,K；v表示速度,m/s.由圖4(a)可見,在進(jìn)口的導(dǎo)葉處形成了由高壓漸變到低壓的膨脹效應(yīng),且壓降最低處出現(xiàn)在導(dǎo)葉形成的噴嘴喉部；相應(yīng)地,圖4(b)顯示進(jìn)氣溫度經(jīng)過導(dǎo)葉后也出現(xiàn)了明顯的溫降,而圖4(c)顯示進(jìn)氣速度在導(dǎo)葉噴嘴中出現(xiàn)了速度驟增的現(xiàn)象.進(jìn)氣流經(jīng)導(dǎo)葉前后的壓力、溫度及速度的變化符合能量守恒原則,且進(jìn)氣流方向由垂直方向經(jīng)由導(dǎo)葉變?yōu)樾鼻邢?既有利于擾動腔內(nèi)流體,又有助于推動滑片旋轉(zhuǎn).因此,在進(jìn)氣段采用導(dǎo)葉結(jié)構(gòu)對于提高膨脹機(jī)做功能力和腔內(nèi)流場的均勻分布都是有利的.

(a) 壓力分布

2.2.2 整體流場云圖分析

本節(jié)分別選取可以表征轉(zhuǎn)過一個單元膨脹腔的旋轉(zhuǎn)角度θ不同的3個時刻,展示了2種方案的內(nèi)部流場特性.圖5、圖6和圖7分別為方案1、方案2在3個旋轉(zhuǎn)時刻對應(yīng)的壓力場、速度流線和溫度場分布.

(a) 方案1,θ=0

(a) 方案1,θ=0

(a) 方案1,θ=0

由圖5可見,同一方案的不同旋轉(zhuǎn)時刻,單元膨脹腔室的壓力隨著旋轉(zhuǎn)方向由進(jìn)氣到排氣逐漸降低.為了防止串漏,排氣終邊與進(jìn)氣始邊之間的夾角必須超過一個腔室的夾角,此段夾角即為余隙容積段,排氣結(jié)束后的殘留氣體隨著腔室向進(jìn)氣段的旋轉(zhuǎn)會受到一定程度的壓縮,隨后與進(jìn)氣一同參與新一輪的膨脹.當(dāng)完成排氣的腔室部分接通高壓進(jìn)氣時,會對該腔室的2塊滑片施加凈反向作用力.對比方案1和方案2可知,隨著滑片數(shù)的增多,腔室范圍及其2塊滑片的高度差均減小,故凈反向作用力亦減?。欢鴮┘诱蜃饔昧Φ母鱾€膨脹腔室之間的壓力過渡則比較均勻.

由圖6所示的速度流線分布可見,2種方案的腔內(nèi)流速整體呈現(xiàn)較均勻的分布.由于進(jìn)氣導(dǎo)葉的存在,進(jìn)氣段腔室內(nèi)出現(xiàn)明顯的高速渦流,而該渦流會連續(xù)出現(xiàn)在2～3個腔室內(nèi),隨后腔內(nèi)流動穩(wěn)定,在排氣段附近渦流再次出現(xiàn),此類擾動有利于流場溫度及壓力的均勻分布.此外,雖然滑片數(shù)目的增多使得單元膨脹腔室縱橫比增大,但進(jìn)氣末端產(chǎn)生的高速氣流仍然可以擾動到腔室的最底部,未產(chǎn)生流動死區(qū).

由圖7可見,2種方案的溫度分布十分相似,進(jìn)氣端相連的腔室具有最高的溫度,隨著旋轉(zhuǎn)的進(jìn)行,溫度逐漸降低,排氣結(jié)束后,余隙容積內(nèi)的排氣余量隨著進(jìn)一步旋轉(zhuǎn)而受到一定程度的壓縮,溫度有所升高并參與下一輪膨脹.

2種方案中,方案1各個膨脹腔室內(nèi)的溫度分布較為均勻,但高溫段占比較大,相鄰腔室間溫度差亦較大；而方案2各個腔室內(nèi)的高溫段占比較小,相鄰腔室間溫差也較小.對于方案1,進(jìn)口末端由于導(dǎo)葉的膨脹效應(yīng)形成的低溫尾流較為明顯,而方案2這種現(xiàn)象逐漸變得不明顯,這應(yīng)該是由于2種方案排氣終邊方位角均一致,使得滑片數(shù)較多的方案較早地脫離排氣低壓區(qū).因此為了降低余隙容積對進(jìn)氣的影響,排氣終邊也應(yīng)隨著滑片數(shù)目增多而后移.

基于上述分析,以下的討論增加了方案3,即在方案2基礎(chǔ)上將排氣終邊延后25°,排氣角度變化范圍增加到115°.在排氣結(jié)束和進(jìn)氣開始之間留有45°間隔.

2.3 排氣參數(shù)分析

計算結(jié)果表明，膨脹機(jī)在運(yùn)行到第3轉(zhuǎn)時排氣質(zhì)量流量mout呈現(xiàn)穩(wěn)定的周期性變化,而運(yùn)轉(zhuǎn)至第6轉(zhuǎn)時排氣溫度Tout亦呈現(xiàn)穩(wěn)定的周期性變化.圖8顯示了膨脹機(jī)運(yùn)行穩(wěn)定后的一個典型旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)3種方案的排氣參數(shù)變化.各參數(shù)均呈現(xiàn)周期性波動,且波形數(shù)目與相應(yīng)方案的滑片數(shù)目一致,滑片數(shù)目多的方案則排氣更加連續(xù)穩(wěn)定.圖8(a)顯示滑片數(shù)目多的方案的排氣質(zhì)量流量反而有所減小,但排氣終邊延后的方案3的排氣質(zhì)量流量比方案2略有增加.圖8(b)所示3種方案的排氣溫度變化區(qū)間相近,相比滑片數(shù)較多的方案2、方案3,方案1的溫度波動更大,而排氣終邊延后的方案3的排氣溫度水平顯然低于方案1、方案2.

(a) 排氣質(zhì)量流量

圖9顯示了3種方案的排氣參數(shù)平均值的比較.方案1～方案3的平均排氣質(zhì)量流量分別為22.0、20.7、21.2 g/s,方案2較方案1和方案3較方案2平均排氣質(zhì)量流量分別減小5.91%和增大2.42%；平均溫度分別為432.38、434.43和429.87 K,可見方案3的排氣溫度低于方案2,方案2較方案1和方案3較方案2平均溫度分別升高2.05 K和降低4.56 K；3種方案的平均等熵效率分別為77.42%、76.49%、78.57%,方案2較方案1和方案3較方案2平均等熵效率分別下降0.93%和提高2.08%.

圖9 3種方案平均值的對比

2.4 泄漏分析

在模擬計算中對滑片與氣缸之間形成的間隙g1進(jìn)行了端面質(zhì)量流量監(jiān)測,其初始位置在180°處(見圖2),所得曲線如圖10所示,泄漏流量mgap值為負(fù)時表示與運(yùn)動方向相反.整體上3種方案泄漏曲線趨勢一致.被監(jiān)測滑片受排氣口低壓的影響在初始階段基本無泄漏,旋轉(zhuǎn)90°后開始逆向泄漏,方案3泄漏出現(xiàn)的時間最晚.逆向泄漏說明從此時開始產(chǎn)生余隙容積,排氣段的低壓腔隨著旋轉(zhuǎn)開始受到壓縮并產(chǎn)生壓力回升.至受監(jiān)測滑片旋轉(zhuǎn)180°后開始轉(zhuǎn)為正向泄漏,此時正對應(yīng)進(jìn)氣段,峰值處說明膨脹腔到達(dá)此處時壓力和兩側(cè)腔室的壓差最大,隨后膨脹階段壓力逐漸降低.方案1、方案2和方案3對應(yīng)的平均泄漏流量依次遞減,分別為0.127、0.070、0.066 g/s,方案2較方案1和方案3較方案2平均泄漏流量分別下降44.88%和5.71%.可見膨脹腔室數(shù)目越多,排氣終邊角度越大,則相鄰腔室之間壓力差以及從滑片端部間隙所泄漏的流量就越少.

圖10 滑片端部泄漏隨氣缸旋轉(zhuǎn)角的變化

3 結(jié)論

1) 帶導(dǎo)葉的進(jìn)氣流道會產(chǎn)生一定的壓降和溫降,使流速增加,且流動方向由垂直變?yōu)樾鼻邢?沖擊滑片產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)運(yùn)動,有利于改善流動狀況,即使腔室縱橫比增大時,進(jìn)氣渦流仍然可以擾動到腔室底部,有利于增強(qiáng)膨脹機(jī)做功能力.

2) 滑片數(shù)目由6增加至12,膨脹機(jī)的排氣連續(xù)性增強(qiáng),平均排氣質(zhì)量流量減小5.91%,平均排氣溫度升高2.05 K,等熵效率下降0.93%,平均泄漏流量減少44.88%.若增加滑片數(shù)目的同時將排氣終邊延后25°,則可減少余隙容積,使平均排氣質(zhì)量流量增大2.42%,平均排氣溫度降低4.56 K,等熵效率提高2.08%,平均泄漏流量減少5.71%.

3) 氣缸與轉(zhuǎn)子同步轉(zhuǎn)動使得在滑片端部與氣缸內(nèi)壁產(chǎn)生的摩擦和磨損減弱,且本文的偏心環(huán)形腔室結(jié)構(gòu)與采用轉(zhuǎn)子與氣缸相切的月牙形腔室結(jié)構(gòu)相比,有效增大了腔室的容積,但存在余隙容積問題,當(dāng)排氣終邊延后時,余隙容積對膨脹機(jī)性能的影響減弱.