下载文档原格式
变压比工况下涡旋制冷压缩机内部流动特性研究吴凯;孙帅辉;杨立博;郭鹏程【摘要】本文通过对某涡旋制冷压缩机流体域进行结构化网格划分,使其径向间隙(30 μm)处的网格层数达到13层,结合动网格技术建立了该涡旋制冷压缩机的三维瞬态数值模拟模型,并进行了外特性验证实验,结果表明该模型可以准确预测其性能.在此基础上,采用该模型对该涡旋制冷压缩机在变压比工况下的内部流动特性进行了研究,结果表明:在2.63～4.58的压比范围内,随着压比的增大,绝热效率先增大后减小,且绝热效率在压比略高于理论压比时取得最大值;压比对排气质量流量具有较大影响,排气口的流速随压比的增大逐渐下降,当压比达到4.18时,排气口出现较为明显的回流;排气开始前,各压比条件下压力的变化率基本相同,但排气开始后,高压比下压力升高较快,低压比的排气损失较大,而高压比的回流损失较大;泄漏速度随压比的增大而增大,造成内侧间隙处的高温区面积增大.【期刊名称】《西安理工大学学报》【年(卷),期】2018(034)003【总页数】7页(P338-343,370)【关键词】涡旋制冷压缩机;结构化网格;压比;流场分析【作者】吴凯;孙帅辉;杨立博;郭鹏程【作者单位】西安理工大学水利水电学院,陕西西安710048;中国能源建设集团西北电力试验研究院有限公司,陕西西安710032;西安理工大学水利水电学院,陕西西安710048;西安陕鼓动力股份有限公司,陕西西安710075;西安理工大学水利水电学院,陕西西安710048【正文语种】中文【中图分类】TH45涡旋制冷压缩机广泛应用于空调制冷系统,当环境温度发生变化时,制冷系统的蒸发温度和冷凝温度发生变化,造成涡旋压缩机的外压比发生变化,因此涡旋制冷压缩机需要在不同的压比工况下工作。
涡旋压缩机是按照额定压比进行型线设计的,工作压力不等于额定压力都会造成附加损失[1],进而对其性能产生影响。
王宝龙等[2-3]研究了蒸发温度的变化对涡旋压缩机性能的影响,指出有制冷剂泄漏时其压缩机功耗及COP随着蒸发温度的升高而变大。
迷宫密封-滚动轴承-悬臂转子系统非线性动力学特性分析作者：罗跃纲王鹏飞王晨勇徐昊来源：《振动工程学报》2020年第02期摘要：對于带有迷宫密封的航空发动机转子系统气流激振问题，基于有限元理论，应用非线性滚动轴承支承力模型以及Muzynska密封力模型建立了两个滚动轴承支承的迷宫密封一悬臂转子系统动力学模型，并运用Newmark-β数值积分法求解得到系统在不同转速、偏心量和密封结构参数下的动力学响应特征。
研究结果表明，系统在一定转速范围内作周期一运动，随着转速的升高系统发生失稳并作拟周期运动;适当增大偏心量会导致转子在共振区出现偏心力所引起的短暂的混沌运动;增大密封间隙会使系统在高转速区重新回归周期一运动，而且失稳区域也随之减小;适当提高密封长度，系统仅表现为周期一运动，但继续增大密封长度，悬臂端承受密封圆盘的重量也将提高，失稳转速提前;另外还分析了失稳转速和密封力的影响因素及其影响规律，为转子系统的密封激振故障诊断及密封结构优化设计提供一定的理论依据。
关键词：非线性振动;悬臂转子系统;迷宫密封;密封力;有限元中图分类号：0322;0347.6文献标志码：A 文章编号：1004-4523（2020）02-0256-09DOI：10.16385/ki.issn.1004-4523.2020.02.005引言迷宫密封是普遍安装在现代航空发动机、汽轮机等旋转机械结构中的有效封严结构，它作为一种非接触式密封，具有结构简单、耗能小、使用寿命长、无需润滑等特点，其作用是减少轴端与各级问的流体泄漏损失。
对于带有迷宫密封的转子系统，由于工作转速的提高、转子柔性增大和高参数密封致使密封激振作用极易发生，并导致转子失稳。
因此，为加强该类系统的运行稳定性与工作安全性，研究含有密封激振力作用下的转子系统动力学特征并分析一些典型参数影响规律有着重要的意义。
多年以来，国内外许多专家学者在含有密封的转子动力学领域作了大量研究，比如在求解密封动力特性系数并分析其影响因素方面，wang等通过应用单控制体模型及摄动法对含有迷宫密封的转子系统进行动力学建模并对其进行计算;文献[2-3]利用cFX-TAscflow流体动力学软件计算了密封转子动力系数，并研究了它的影响因素等。
三螺杆泵流体脉动特性的仿真与分析王秋波1,2，何涛1,2，郝夏影1,2，沈斌琦1,2（1.中国船舶科学研究中心船舶振动噪声重点实验室，江苏无锡214082；2.江苏省绿色船舶技术重点实验室，江苏无锡214082）0引言为满足LNG、VLCC等高技术船舶对甲板机械的较高振动噪声控制要求，整体动力单元噪声值要求≤105dB(A)，大功率、大流量和高转速螺杆泵振动噪声控制要求严格。
螺杆泵作为动力源，它的振动噪声也逐渐作为船舶产品的可靠性、绿色环保、舒适性的一个重要考核指标。
三螺杆泵具有流量平稳、压力脉动小、振动小、效率高等优势[1]，因此在船舶等诸多领域得到了广泛应用。
螺杆泵振动噪声的原因复杂，主要分为机械振动、水力脉动、电磁振动等3个主要方面[2]。
国内外学者对三螺杆泵的型线、结构及振动等方面有着诸多研究。
朱博文等[3]对三螺杆泵的定常流场下螺杆泵的工作特性进行了分析；如朱川等[4]对某典型三螺杆泵的电磁及轴系激励振动特性进行了分析和优化；陈春轩等[5]则在工程应用中针对泵组进行减震降噪方案设计并取得了不错的效果。
国外学者[6-8]针对螺杆机械的计算与仿真计算主要集中在螺杆压缩机的机组性能流场模拟方面进行了不少研究工作，研究主要集中在双螺杆泵及压缩机上，并未对三螺杆泵内部流动细节及流体激励特性进行分析。
上述研究主要针对三螺杆泵的定常流场、工作特性及结构振动特点进行了探索，对三螺杆泵的非定常流体激励特性及内部流动细节尚未有较深入的涉及。
本文主要采用基于动网格同步迭代来实现对某船用135型三螺杆泵复杂流域运动的非定常计算分析，并基于计算结果对螺杆泵的典型流量工况及内部压力、速度流动细节进行了分析，根据泵流量及转子脉动力特性进行了进一步分析，得到了三螺杆流体脉动特性，为三螺杆泵的振动噪声评估及优化设计提供了基础。
1数值方法1.1流体建模及网格处理方法由于螺杆泵的螺旋结构及变流域的运动特性，采用常规CFD技术对其进行三维非定常数值分析时会异常困难，很难得到理想的结果。
滚动转子的压缩机泄漏研究及设计优化摘要：滚动转子型压缩机作为空调压缩机中最为常用的一类，凭借着工作特性优越，优良结构紧凑的优势，获得了许多厂家的一致赞誉，但同时由于压缩机作为中央空调的关键部分，因此压缩机运行效果的优劣也直接影响着中央空调的实际使用性能，并且近些年来，由于制冷剂替代时间表的出现，不同国家对于制冷剂替代品的研究都加大了研究力度，但是不同制冷剂对于压缩机的容积效率都有着重要影响，即影响主要体现在压缩机渗漏量，本文主要研究滚动转子式压缩机在实际的使用过程中泄露的原因，并且针对压缩机进行结构优化。
关键字：滚动转子式压缩机泄漏分析结构优化由于近些年来环境问题日益严重，全球温室效应的急剧上升，我国人民对于生活舒适的要求也越来越高，这就导致全国空调量的需求日益上升，根据近些年来能源消耗统计分析发现压缩机能耗是空调使用功耗中占比最大的，如何提高压缩机的实际运行效率，对于推动能源优化改革有着非常重要的作用，空调压缩机的能耗损失主要是由于制冷剂的泄漏，制冷剂作为压缩机中重要的存在，分析制冷剂泄漏的原因，以及做出针对性的压缩机结构改革，对于提高压缩机使用效率有着重要意义。
一：滚动转子式压缩机滚动叶轮压缩机同样是容积式压缩机，一般由气缸、偏心滚子、滑片、排空气阀门等构成。
偏心滚子安装在气缸内，当滚子围绕旋转轴心运动时，滚子紧贴在气缸内表面上摩擦。
因此，在滚子的外部表面和气缸内外表之间可组成一个月牙状空隙，其距离会因滚子的旋转方式而不同。
来回移动的滑片把这个空隙范围分成两个单独的区域，一部分与吸气室相连，另一部分则通过排气阀与排出室相连。
滑片靠减振簧或背压下紧在定子外部上面。
滚动转子式压缩机气缸容量由偏心轮和滑片划分为二片，一块是高压腔，另一片则是低温腔，由于高低压室的空气压力差较大，尤其是在冬季制热高温的运行状态下，很易出现内泄露现象，即高温压缩室内的空气泄露在低温压缩室中，由于泄露的高压空气压力要减小而体积又要扩大，再从低温状态的耗功被减少至高温状态，所以，内泄露的后果一是直接提高了压缩机的工作效率，二是由于泄露的高压空气降压体积扩大后的有效吸入空气体积，降低了气体的循环能量，此外，滚动转子式压缩机还具有余隙容量，当余隙容量与低压基元容积相连时，将余隙容量的高压空气扩大至有效吸入空气压力，使吸入的空气进一步减少，降低了挤压机的有效呼吸空气容量，从而导致对部分制冷剂气体产生了重新加压的作用，但因此高压气体膨胀时并不能使转子做功，所以滚动转子式挤压机的余隙容量既限制了排气量，也无法利用膨胀功能，这就造成了挤压机的总排气量下降和整体空调制冷量的下降，也由此造成了整体挤压机效能与高压气机本身能效比的下降。
热力管网泄漏检测数学模型
杨开林
【期刊名称】《水利学报》
【年(卷),期】1996(000)005
【摘要】本文研究了基于恒定流动模拟的静态泄漏检测方法和基于水力瞬变模拟的瞬变泄漏检测法，分析了瞬变泄漏检测法用于热力管网的可行性，建立了瞬态泄漏检测法的数学模型，误差准则，以及泄漏位置的确定方法，并通过实际供热管网泄漏检测数值仿真作了比较，表明用瞬态泄漏检测法可显著改善热网微机监控系统泄漏检测的能力。
【总页数】1页(P50)
【作者】杨开林
【作者单位】不详;不详
【正文语种】中文
【中图分类】TU833.12
【相关文献】
1.热力管网模型及单点泄漏故障诊断方法研究 [J], 吕玉坤;程博;赵锴;彭鑫;李聪
2.管道泄漏检测的水力瞬变全频域数学模型 [J], 郭新蕾;杨开林
3.气缸泄漏差压检测法的数学模型与方法 [J], 郦鸣阳;王国雄
4.检测有线电视网络中的电磁泄漏——罗德与施瓦茨公司新型测试接收机检测来自有线电视网络的电磁泄漏辐射 [J], Peter Lampel
5.基于GPRS和BP神经网络的热力管网泄漏监测系统 [J], 赵迪;李允俊
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
基于跨尺度动网格模型的迷宫压缩机中动态泄漏特性研究温杰;王玲子;彭学院【摘要】运用计算流体动力学方法对迷宫活塞压缩机迷宫结构的泄漏过程进行了动态仿真模拟,采用耦合的方法解决跨尺度网格接触面的问题,用动网格技术实现了压缩机活塞的运动.将数值模拟结果与试验结果进行对比分析,结果表明:随着压比的增加、转速的减小、余隙容积的增加,相对泄漏量增加;随着压比的增加、转速的增加、余隙容积的增加、绝对泄漏量增加.【期刊名称】《压缩机技术》【年(卷),期】2019(000)002【总页数】6页(P1-6)【关键词】迷宫活塞压缩机;跨尺度;动网格;泄漏量【作者】温杰;王玲子;彭学院【作者单位】西安交通大学能源与动力工程学院,陕西西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院,陕西西安 710049;西安交通大学能源与动力工程学院,陕西西安 710049【正文语种】中文【中图分类】TH4571 引言迷宫压缩机是指活塞与气缸壁、活塞杆与填料之间采用非接触式迷宫密封技术的一种新型压缩机。
迷宫压缩机不存在填料密封环、活塞环等摩擦产生的碎屑对气体的影响，并且对于混入介质的杂质不是很敏感，但迷宫间隙处的气体泄漏情况很严重[1]。
迷宫间隙处的气体泄漏是影响迷宫压缩机性能的重要因素。
目前对迷宫密封的性能分析，多数集中在旋转机械中的迷宫密封[2]，而针对往复活塞式迷宫压缩机迷宫密封的研究较少，且主要以讨论齿型参数为主[3-6]。
并且大多数学者仅研究少数几个迷宫腔，而少有对整段活塞迷宫结构的研究[7]。
另外，大多数针对迷宫压缩机的迷宫性能的分析局限于静态网格下气体流过密封齿槽间的能量耗散[8]。
这些方法容易忽略一些影响迷宫密封的因素，例如：压比、转速、余隙容积的改变。
本文基于FLUENT，采用跨尺度动网格技术，研究压比、转速、余隙容积等因素对迷宫压缩机泄漏量的影响，分析迷宫压缩机的动态泄漏特性，为迷宫压缩机的设计提供理论依据。
2 数值模拟方法2.1 几何模型的建立本文针对实验室中一台单作用迷宫压缩机，该迷宫压缩机的气缸直径为150 mm，活塞行程为120 mm，活塞长度为100 mm,活塞的偏心为0 mm，余隙容积为11.7%。
迷宫齿形为底部带圆弧的三角形齿，迷宫的密封间隙为0.15 mm。
迷宫腔的宽度为1.5 mm，深度为1 mm，齿厚为0.5 mm。
考虑到活塞杆对迷宫密封性能的影响微乎其微，故在模型中去掉活塞杆，将模型进行简化，建立迷宫压缩机的二维模型。
迷宫压缩机的二维数学模型如图1所示。
迷宫间隙的局部放大图如图2所示。
2.2 网格划分迷宫压缩机内流场计算区域复杂，各个区域之间的尺寸相差悬殊，不适合直接对整个压缩机的网格进行划分。
如迷宫区域最窄的间隙通道仅为0.15 mm，气阀通流区域的阀片打开高度也仅为1.4 mm，而压缩腔以及进排气阀腔，其高度都在300mm左右。
因此在模拟中，应用了分区画网格的方法，如图3所示，迷宫间隙区域的网格划分较细，约为0.02 mm，而对于气阀通流区域，则设置为0.5 mm，到了压缩腔以及气阀余隙容积，用1 mm的尺度划分网格，至于两侧进排气阀腔的宽广区域，则设置为5 mm，以简化计算量。
各个部分单独画好网格后，在FLUENT中通过设置interface将各个面进行耦合，保证数据传输，由此可形成完整而连通的整体结构，同时又能最大程度的优化网格，以及节省计算时间。
图1 迷宫压缩机的二维数学模型图2 迷宫的局部放大图图3 网格划分情况2.3 动网格设置为了能够对压缩机的往复活塞运动进行模拟，需要在FLUENT中对网格再生方式以及边界的运动进行指定。
本文采用的铺层法参数设置为：假设原始网格的尺寸为1，分裂因子设置为0.4（当网格长度大于1.4时，最底部网格进行分裂），收缩因子设置为0.04（当网格长度小于0.04，将底部两层网格进行合并）。
图4所示为活塞处于不同位置时的网格情况。
2.4 计算方法与边界条件气体在流动过程中满足湍流N-S方程，且考虑到迷宫各个腔内均有旋流场，故采用realize k-ε模型对运动方程中的湍流脉动项进行处理。
采用PISO算法对连续方程、动量方程以及能量方程进行求解，以对动网格问题进行模拟。
为了节省计算时间，各个运算方程仅控制在一阶计算精度。
在计算中根据在特定的曲轴角度下打开进气阀与排气阀，以控制进排气。
边界条件的设置结合实际情况，以大气压作为低压端压力入口处总压，根据排气压力温度设置高压出口静压，速度为0。
入口处温度设置为环境温度300 K，高压出口处温度为根据实际经验及压比情况设置为300～330 K之间。
气缸外壁面设置为恒温壁面，认为其保持300 K温度。
图4 活塞运动时的网格情况2.5 计算结果图5 所示为迷宫内流场的速度分布情况。
流体通过迷宫间隙时速度较高，但当靠近活塞流动的流体到达面积较大的迷宫腔体时，流体在迷宫腔体内形成旋转流动，形成顺时针的漩涡，动能被耗散。
但气缸壁面附近的流体流动时基本不受腔体的影响，直接在间隙内沿着通道向前流动，这种现象被称为动能载越效应。
3 实验装置本文搭建了迷宫活塞压缩机动态测试实验台，通过对比实验测得的气体泄漏量与数值模拟计算得到的泄漏量的差异，验证数值模拟结果的正确性与可靠性。
图6为迷宫压缩机实验系统图，主要包括变频器、电机、迷宫压缩机、储气罐、喷嘴流量计和压力采集系统。
迷宫压缩机通电后进行气体压缩，压缩后的一部分气体通过排气阀流入排气储气罐中，压缩后的另一部分气体则经过活塞和气缸间的迷宫通道泄漏出去，将泄漏的气体收集在另一个储气罐中，储气罐后接喷嘴流量计来测量泄漏的气体流量。
压力采集系统则负责采集气缸内和泄漏处的动态压力。
实验中通过调节变频器控制迷宫压缩机的转速，通过调节排气储气罐后的阀门来控制排气压力。
实验所用的压缩机为特制的单作用迷宫活塞压缩机。
图5 迷宫内流体速度分布图7及图8为实验用迷宫压缩机与其结构图。
4 结果分析与讨论本文中将迷宫压缩机的绝对泄漏量与理论质量流量的比值定义为相对泄漏量，以此表征泄漏的程度。
实验中通过调节排气压力和频率得到不同压比和转速下迷宫活塞压缩机相对泄漏量，在数值模拟中则相应的改变出口压力和活塞转速。
将模拟与实验结果进行对比，结果如图9、10所示。
从图9、10可以看出，实验和数值模拟计算得出的相对泄漏量随转速与压比变化的趋势相同，其中不同压比下平均误差为5.8%，不同转速下平均误差为8%，在误差允许的范围内。
本文将采用此数值模拟方法进一步研究迷宫压缩机的压比、转速、余隙容积和活塞偏心对绝对泄漏量和相对泄漏量的影响。
图6 动态实验系统图图7 实验用迷宫压缩机图8 实验用迷宫压缩机结构图图9 实验与模拟结果在不同压比下的比较4.1 压比由图11可看出，随着压比的升高，绝对泄漏量和相对泄漏量基本都呈线性增加。
平均压比每增加0.5，绝对泄漏量增加约2.2%，绝对泄漏量增加11.76%。
迷宫两侧的压差是迷宫间隙泄漏的主要推动力，是影响迷宫泄漏的主要因素。
4.2 转速图10 实验与模拟结果在不同转速下的比较由图12可看出，转速从500 r/min增加到1 000 r/min时，压缩机的绝对泄漏量变化很小，只是略有增加，但相对泄漏量呈明显下降的趋势。
可见随着转速的增加，迷宫压缩机的密封性能越好。
由于活塞速度相对于流体在迷宫间隙的流速太小，活塞速度的变化对流场情况影响不大，故转速的增加对绝对泄漏量几乎没有影响，但随着转速的增加，压缩机的进气量增加，导致相对泄漏量下降。
图11 泄漏量随压比的变化曲线图12 泄漏量随转速的变化曲线图13 泄漏量随余隙容积的变化曲线图14 相对泄漏量随活塞偏心度的变化曲线4.3 余隙容积由图13可得，相对泄漏量与绝对泄漏量都随着余隙容积的增加而增加。
当压缩机的余隙容积从11.7%增加到20.06%时，相对泄漏量增加了10%左右，绝对泄漏量也增加较多，说明余隙容积对泄漏量的影响比较大。
这是由于压缩机在余隙容积的膨胀过程中，余隙容积越大，迷宫腔两侧就会更长时间维持在一个压差较高的状态下，从而导致泄漏量增加。
4.4 活塞偏心度本文将活塞偏离原正中心的程度定义为偏心度e其中Δe——活塞偏心距δ——迷宫间隙由图14可看出，随着偏心度的增加，相对泄漏量增加，但是当增大到一定程度时，即偏心度大于80%时，相对泄漏量的变化较为平缓甚至有下降趋势。
当偏心度约为67%时，对迷宫密封的泄漏影响最大。
5 结论本文应用数值模拟方法，分析了迷宫往复压缩机的压比、转速、余隙容积和活塞偏心度并对其绝对泄漏量和相对泄漏量的影响。
为了验证数值模型的正确性和可行性，建立了动态测试实验台，结果表明，实验结果与数值模拟结果吻合较好。
结论如下：（1）在一定的条件下（相同的转速，余隙容积、活塞偏心度），随着压比的升高，相对泄漏量与绝对泄漏量近似呈线性增加，这是由于迷宫两侧的压差是迷宫间隙泄漏的主要推动力。
压比每增加0.5，相对泄漏量增加约2.3%，绝对泄漏量增加11.76%。
（2）活塞速度相对于气体的流速而言很小，故活塞转速的改变对泄漏的影响很微小。
但是进气量随转速的增加而增加，导致相对泄漏量随着转速的增加而降低。
（3）余隙容积从11.7%增加到20.06%，相对泄漏量增加了10%，绝对泄漏量也同样增加了。
相对泄漏量随着偏心度的增加先增加后趋于稳定。
参考文献：【相关文献】[1] K.塔鲁达纳夫斯基，李均卿，刁元康译.非接触密封[M].北京：机械工业出版社，1986：162-184.[2] Denecke J，Farber J.Interdependence of Discharge Behavior，Swirl Development and Total Temperature Increase In rotating Labyrinth Seals [C].Proceeding of ASME TURBOEXPO 2008：Power for Land，Sea and Air.Berlin，Germany，New York.[3] Sunil MurlidherPanicker.Leakage Prediction of Labyrinth Seals Having Advanced Cavity Shapes[D].Texas：Texas A&M University，2010.[4] Kang Y，Kim T S.Aerodynamic Performance of Stepped Labyrinth Seals[C].Proceeding of ASME TURBOEXPO 2010：Power for Land，Sea and .[5] 巴鹏，张雨薇，吕忠阳，等.影响迷宫密封因素的分析[J].压缩机技术，2016，（2）：24-27，30.[6] 刘智勇.密封齿形对迷宫泄漏量影响的数值分析[J].压缩机技术，2012，（01）：12-13.[7] Zhao W，Nielsen T K，J T Billdal.Effects of Cavity on Leakage Loss in Straight-through Labyrinth Seals[C].IOP Conf.Series：Earth and Environmental Science 2010，10.1088/1755-1315/12/1/012002.[8] Bozzi L，Facchini B.Experimental Investigation on Leakage Losses ang Heat Transfer ina Nonconventional Labyrinth Seal[C].Proceeding of ASME TURBOEXPO 2011：Power for Land，Sea and Air.Vabcouver，British Columbia.Canada.[9] 钟涵.离心压缩机迷宫密封封严性与稳定性研究[D].西南石油大学，2016.。
