江波 李洋 曹紅軍

廣東美芝制冷設備有限公司 廣東佛山 528300

0 引言

潤滑油起到為壓縮機的摩擦副和壓縮腔提供潤滑和密封的作用，是壓縮機高效穩(wěn)定運行的保障[1]。由于轉子壓縮機的周期性排氣特性，加上其內(nèi)部存在高速旋轉的電機，在機殼內(nèi)部的多相流動呈現(xiàn)高速、脈動而復雜的流動特性，因此衍生了一系列可靠性問題，如吐油量大、油面不穩(wěn)等問題。

臥式轉子壓縮機多用于家用冰箱、冷柜、車載空調、商用冷藏等場景[2,3]。其壓縮原理與立式轉子機并無區(qū)別，但由于其特殊的臥式安裝形式，導致其油池橫跨整個殼體，貫通泵體和電機腔；排氣管安裝于殼體側面而非旋轉軸位置；幾乎所有的排氣在排出前都需要經(jīng)過泵體油腔。以上特點均導致臥式機的運行油面特性更為復雜，吐油量更難控制。

目前對臥式壓縮機的研究主要集中在其供油系統(tǒng)方面，安吉閣等利用CFD模擬了臥式機的供油系統(tǒng)及轉子風扇設計，通過油相的分布來判斷供油系統(tǒng)的合理性[4]。郝唯等針對壓縮機性能波動問題，對供油系統(tǒng)建立模型，發(fā)現(xiàn)滑片泵供油不穩(wěn)是性能波動和磨損異常的主因[5]。呂浩福等通過CFD仿真發(fā)現(xiàn)不同安裝傾斜角度（0～30°）下對臥式機供油系統(tǒng)影響較小[6]。上述文獻均采用三維CFD仿真方法對臥式機供油系統(tǒng)的工作狀態(tài)進行了分析，對壓差供油的動力來源和流動路徑較為清晰。但是潤滑油池的穩(wěn)定性是供油的基礎，臥式機的運行油面的形態(tài)及影響因素，是確保在動態(tài)場景（例如駐車空調壓縮機在傾斜狀態(tài)下）運行穩(wěn)定性的重要前提，但這方面的研究報道較少。

本文通過三維CFD仿真及視窗樣機油面觀測實驗，研究了運行狀態(tài)下的臥式機的油面分布及運動狀態(tài)。通過流場信息提取分析了臥式機油池遷移的原因及影響因素。增進了對臥式機內(nèi)多相流動機理的認知，也可為產(chǎn)品開發(fā)提供設計參考。

1 CFD仿真模型

1.1 計算域與網(wǎng)格劃分情況

圖1為基于壓縮機三維模型抽取出的流動域及網(wǎng)格劃分結果。主要可分為泵體、電機（定子/轉子）和排氣腔。壓縮機內(nèi)部空間被泵體軸承分隔為電機腔和泵體腔，本文將圍繞這兩個流域進行分析。

圖1 計算域與網(wǎng)格劃分結果

1.2 多相流模型

本文采用VOF模型對多相流過程進行模擬。VOF模型是建立在固定的歐拉網(wǎng)格下的表面追蹤方法，適用于尋求多種不混合工質的流體交界面，即有唯一連續(xù)界面。在每個控制體積內(nèi)，所有相體積分數(shù)總和為1，所有變量及其屬性在控制體積內(nèi)各相共享，并代表了容積平均值。式（1）為VOF中連續(xù)性方程，其中 表示從p相向q相的質量傳遞，αq為q相的相體積分數(shù)[7]。

1.3 邊界設置與入口條件

計算條件及部分邊界設置如表1所示，采用多面體網(wǎng)格，全局尺寸2 mm，網(wǎng)格總量160萬。計算采用瞬態(tài)模型，轉子域采用旋轉網(wǎng)格運動模式，轉子與定子域界面設為旋轉壁面。入口采用理論排氣曲線來模擬間歇排氣過程。

表1 算例計算條件一覽

2 運行油面觀察實驗設計

為確認壓縮機內(nèi)部油面高度差的仿真結果，對常規(guī)轉子壓縮機型進行了改造，在壓縮機的電機腔、泵體腔兩側水平安裝兩個視窗鏡，以觀察運行狀態(tài)下的油面高度變化，如圖2所示。

圖2 臥式轉子壓縮機視窗樣機

3 結果分析與討論

3.1 臥式機內(nèi)流場標量分布

首先通過標量云圖理解臥式壓縮機內(nèi)的流場分布特性。圖3給出了豎直截面的速度云圖，可發(fā)現(xiàn)在泵體內(nèi)、轉子上下方以及泵體腔頂部的區(qū)域氣速較高。這是因為排氣受到電機和泵體間的碗狀導流部件限制，強制通過轉子通道進入電機左側。轉子是壓縮機內(nèi)轉速最高的單元，其周圍的氣流會被帶動，在其軸向兩側形成強旋流。主軸承將臥式機內(nèi)部分為兩個腔室，一般在其上部（與重力方向相反）會開有排氣通孔，其前后局部氣速都比較高。

圖3 制冷劑流速截面云圖

圖4給出了靜壓分布，可以發(fā)現(xiàn)壓力呈現(xiàn)如下的大小關系：泵體內(nèi)部＞電機腔＞泵體腔＞轉子頂部。泵體內(nèi)部進行制冷劑壓縮過程，是排氣流道的起點，壓力最高，隨后壓力在整個排氣流道上逐漸降低。盡管供油系統(tǒng)的出口，曲軸頂部位于高壓力的電機腔，但是由于轉子平衡塊旋轉形成了局部低壓，因此臥式機的壓差供油機制得以實現(xiàn)。

圖4 靜壓截面云圖

圖5給出了內(nèi)部的兩相分布狀態(tài)，如上文所述，電機腔的高壓會將潤滑油通過底部的回油通道壓向低壓的泵體腔，而通過供油系統(tǒng)，泵體側的油源源不斷的泵至電機側，形成補充。最終形成了如圖5所示的“左低右高”的運行油面。

圖5 內(nèi)部油相體積分數(shù)分布云圖

3.2 內(nèi)流場油池形態(tài)

圖6給出了不同轉速下運行油面在啟動后不同時間下的形態(tài)。在30 rps下電機腔的油面不斷下降，同時泵體側的不斷上升，在8 s左右兩側油面高度差趨于穩(wěn)定，而泵體側的油氣界面清晰可見，油池上方的油相體積分數(shù)較低。而在60 rps下電機側的油池在3～5 s幾乎全部流至泵體側，而此時泵體側的油面相比30 rps反而更低，氣液界面較為模糊，且在油面上方油相體積分數(shù)較高，意味著60 rps下內(nèi)部的存油量更低，而吐油量更高。

圖6 不同轉速下的運行油面形成過程

圖7為60 rps，不同壓比工況下，仿真時間1 s時的油面分布結果。壓比分別為7.6/4.0/2.6，對應排氣壓降分別為1000 Pa /2154 Pa /5210 Pa?？砂l(fā)現(xiàn)壓比越小，體積流量越大，內(nèi)部平均流速越高，排氣壓降越大，其結果是油池向泵體側遷移的速度越快。而泵體油面隨著油遷移流量的增大，其液位高度越高，表面穩(wěn)定性越差，因此油池上方的制冷劑含油量也越高，可能造成吐油量惡化。

圖7 60 rps下不同壓比下1 s的運行油面分布結果

3.3 油池遷移驅動力分析

水平工作的臥式機的油池能夠形成具有一定高度差的分布，其動力主要來自排氣流道的節(jié)流導致的壓力分布特性。

以60 rps工況為例，圖8給出了數(shù)個周期內(nèi)電機-泵體腔壓差和軸承回油孔流量隨曲軸轉角的變化曲線，單個時間步為1°，360步為一個周期。其中發(fā)現(xiàn)在一個周期內(nèi)，由于雙缸機型有兩次排氣過程，壓差曲線表現(xiàn)出兩次尖峰。而在高壓推動下，軸承回油孔的流量也隨著達到峰值，其后壓差雖然快速衰減，油池在慣性作用下會短暫延續(xù)，在下一次排氣前流量恢復到穩(wěn)定。在這種排氣帶來的周期性壓差作用下，油池脈動性的從電機腔向泵體腔遷移，從而形成具有一定高度差的油面分布。

圖8 60 rps下3個周期內(nèi)壓差和油池遷移速率曲線

計算了不同工況下的腔室壓差，結果如表2所示，結果取1 s時刻前后10個周期內(nèi)的壓差均值。可以發(fā)現(xiàn)排氣壓差首選取決于排氣流量的大小影響，流量越大，其排氣壓降越大，自然壓差就越大；其次正比于轉速大小，同樣流量下，轉速越高其排氣間隔越接近，造成平均壓差越高。

表2 油池遷移壓差影響因子表格

4 實驗結果對比

通過視窗樣機進行了運行油面的實驗觀察，其中吸排氣保持不變，測試結果如表3。表3給出了壓縮機的吸排氣壓力、轉速和電機腔/泵體腔的油面高度。其中視窗0刻度線為壓縮機的旋轉軸所在水平面。在全部工況下，泵體側油面均高過電機油面。在30～60 rps范圍內(nèi)，泵體油面不斷升高，而電機油面不斷降低，這與仿真結果趨勢一致。

表3 視窗樣機油面實驗結果

隨著轉速的繼續(xù)提升，泵體側的高油面在氣流擾動下出現(xiàn)波動，而電機側的視窗內(nèi)有大量油滴被氣流帶動涌入，電機腔內(nèi)旋流強烈，無法存在穩(wěn)定的油池。

泵體側高油面的波動情況易與在油池上腔形成大量油滴，極易造成吐油量的惡化。表4給出了不同封油量的樣機吐油測試結果。由于減油可以降低泵體側的最終油面高度，即使油面受到氣流擾動，但油滴排出路徑更長，因此吐油量得到了顯著改善，與上文仿真和實驗結果吻合較好。

表4 吐油量測試結果

5 結論

本文通過仿真和實驗研究了臥式轉子機的油面遷移過程，主要結論如下：

（1）臥式機內(nèi)各腔的壓力順序為泵體內(nèi)部＞電機腔＞泵體腔＞轉子頂部。由于電機對泵體腔保持高壓差，潤滑油在壓力脈動下間歇性向泵體側流動，形成高低不等的運行油面形態(tài)。

（2）電機與泵體腔的壓差主要來源于排氣流道的多個節(jié)流環(huán)節(jié)。該壓差隨著排氣流量和轉速的提高而增大，進而導致油池遷移速率和兩側油面高度差的增加。

（3）在高轉速和高排氣流量下，泵體側的油面會過高，此時氣流對油池的擾動劇烈，油面波動性增加，且在泵體腔上部的含油量顯著增加，吐油量惡化。