吳建華,胡杰浩,陳昂,梅佩佩,周杏標(biāo),陳振華

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;2.廣東美的電器股份有限公司,528311,廣東佛山)

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全封閉R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的熱分析

吳建華1,胡杰浩1,陳昂1,梅佩佩2,周杏標(biāo)2,陳振華2

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;2.廣東美的電器股份有限公司,528311,廣東佛山)

利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件對(duì)全封閉R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)殼體、泵體零件、電機(jī)、制冷劑及潤滑油的導(dǎo)熱與對(duì)流換熱進(jìn)行了數(shù)值模擬。采用流固耦合傳熱分析法,將相接觸的流體域和固體域進(jìn)行整體計(jì)算,并在房間空調(diào)器壓縮機(jī)高效工況以及ARI和ASHRAE/T1工況下測量了壓縮機(jī)內(nèi)部氣缸、油池、電機(jī)及氣體的溫度。結(jié)果表明:計(jì)算與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好;在氣缸側(cè)面潤滑油溫降較大,在氣缸下部潤滑油溫度場較為均勻;氣缸內(nèi)表面溫度沿周向從吸氣孔到排氣側(cè)逐漸升高;電機(jī)繞組溫度高于鐵心溫度,3種工況下定子繞組頂部溫度均最高,分別為94.0、119.2、136.9 ℃;ASHRAE/T1工況下定子繞組溫度已超過電機(jī)常用B級(jí)絕緣所要求的130 ℃,此時(shí)應(yīng)采取措施降低壓縮機(jī)的排氣溫度。該結(jié)果可為R32壓縮機(jī)及其系統(tǒng)的研制提供參考。

滾動(dòng)活塞壓縮機(jī);R32;流固耦合;熱分析;數(shù)值模擬

房間空調(diào)器多使用全封閉滾動(dòng)活塞壓縮機(jī),其結(jié)構(gòu)如圖1所示。該壓縮機(jī)一般采用高背壓殼體結(jié)構(gòu),利用排氣消聲器排出的制冷劑來冷卻電機(jī),相對(duì)于利用吸入制冷劑冷卻電機(jī)的低背壓結(jié)構(gòu),可以有效減小吸氣加熱損失,但此時(shí)壓縮機(jī)電機(jī)處于高溫排氣中,泵體也處于高溫油池之中。制冷空調(diào)行業(yè)近年推廣的環(huán)保制冷劑R32的全球變暖潛能值(GWP)約為目前房間空調(diào)器常用制冷劑的1/3,其爆炸濃度下限(LFL)較高,充注量限制較寬松,但排氣溫度較高[1],這樣會(huì)導(dǎo)致電機(jī)與泵體零件失效。所以,對(duì)全封閉R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)需要進(jìn)行熱分析,了解壓縮機(jī)內(nèi)部傳熱機(jī)理,明確電機(jī)、泵體零部件及潤滑油的溫度分布。

圖1 滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)

國外學(xué)者研究滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)內(nèi)部傳熱和溫度分布時(shí)均采用集中參數(shù)法[2-3],將壓縮機(jī)分為多個(gè)部分,每一部分視為等溫體,然后進(jìn)行傳熱分析。這樣,各部分內(nèi)部的三維溫度分布及換熱情況無法獲得,對(duì)流換熱系數(shù)選取也很困難。近年來,計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)技術(shù)在壓縮機(jī)中應(yīng)用發(fā)展較快[4],本文探索了使用CFD軟件對(duì)全封閉滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)內(nèi)部進(jìn)行三維流固耦合熱分析的方法,同時(shí)根據(jù)全封閉滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)和傳熱特點(diǎn),將難以確定邊界條件的流體與固體接觸面變?yōu)橄到y(tǒng)內(nèi)邊界,對(duì)在目前高效空調(diào)器采用的工況(下稱“高效工況”)以及ARI和ASHRAE/T1工況下的全封閉R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的傳熱進(jìn)行了整場離散和整場求解,由此獲得了壓縮機(jī)的三維溫度分布,最后進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

(a)油池 (b)泵體 (c)整體網(wǎng)格劃分圖2 油池和泵體的計(jì)算模型

1 計(jì)算模型

為了減少網(wǎng)格數(shù)目以便于計(jì)算,本文將壓縮機(jī)內(nèi)部分為上下兩部分分別進(jìn)行計(jì)算。上部分包括殼體外空氣、殼體、電機(jī)定子、電機(jī)轉(zhuǎn)子、電機(jī)上下腔制冷劑氣體及電機(jī)內(nèi)外通道中制冷劑氣體;下部分包括殼體外空氣、殼體及氣缸內(nèi)制冷劑等。

1.1 泵體和油池

泵體和油池上表面溫度為排氣溫度。低溫氣體從壓縮機(jī)吸氣管進(jìn)入氣缸,經(jīng)壓縮后變?yōu)楦邷馗邏簹怏w,并與氣缸內(nèi)壁進(jìn)行換熱。泵體外表面與油池接觸后發(fā)生熱交換,同時(shí)高溫油池通過殼體向外界散熱。

1.1.1 物理模型 實(shí)體模型需做簡化處理。利用Pro/E建立油池三維模型,如圖2a所示。油池的入口I在油池上表面,池中油主要由氣缸排氣時(shí)進(jìn)入壓縮機(jī)高壓殼體的油和通過主軸承螺旋油槽落回油池的油組成。油池的外側(cè)與殼體接觸,內(nèi)側(cè)從上至下分別與主軸承、氣缸及副軸承接觸。油池的入口II在副軸承底端與曲軸外壁面接觸處呈月牙形。油池出口在曲軸底端中心。將油池三維模型導(dǎo)入GAMBIT軟件,利用體切割獲得泵體,如圖2b所示。油池、泵體的網(wǎng)格劃分如圖2c所示,網(wǎng)格總數(shù)為2 973 150。

1.1.2 邊界條件 油池與氣缸、副軸承、曲軸的接觸面為流固耦合面,邊界為耦合邊界。潤滑油入口為質(zhì)量流量入口,通過壓縮機(jī)潤滑油路的模擬計(jì)算[4]可以得到油池入口的流量。油池出口為自由出流,油池外表面分為側(cè)面和底面,對(duì)流換熱系數(shù)和環(huán)境溫度為邊界條件,由Fluent軟件模擬獲得。由于氣缸、軸承之間的導(dǎo)熱情況良好,因此泵體可視為一個(gè)整體。氣缸內(nèi)部壁面與制冷劑在活塞高速運(yùn)動(dòng)下的瞬態(tài)換熱等效為穩(wěn)態(tài)換熱,平均氣體溫度和平均對(duì)流換熱系數(shù)為邊界條件[5]。油池的流動(dòng)求解選擇層流模型,密度求解采用Boussinesq近似模型。壓縮機(jī)氣缸及軸承材料為鑄鐵,其熱分析所需物性包括密度、比熱容及導(dǎo)熱系數(shù),分別為8 030 kg/m3、502.48 J/(kg·K)、16.27 W/(m·K)。潤滑油的比熱容為2 222.73 J/(kg·K)。

1.2 電機(jī)

1.2.1 物理模型 電機(jī)物理模型應(yīng)解決流固耦合傳熱問題。本文將定子繞組等效為一個(gè)整體,將定子繞組絕緣漆、定子槽壁絕緣漆和槽內(nèi)的間隙空氣三者等效為一個(gè)絕緣體[6],如圖3a所示。定子鐵心模型如圖3b所示,其中齒部之間為定子繞組和等效絕緣體,外圓上有切割的制冷劑氣體通道。

(a)繞組 (b)鐵心圖3 電機(jī)定子

電機(jī)定子繞組、定子鐵心、轉(zhuǎn)子及殼體在分別造型后裝配在一起,由此獲得相應(yīng)的流固耦合模型。電機(jī)整體網(wǎng)格劃分如圖4所示,網(wǎng)格總數(shù)為5 726 584。

圖4 電機(jī)整體網(wǎng)格劃分

1.2.2 邊界條件 流體入口邊界條件為速度入口,入口溫度為消聲器的排氣溫度,壓縮機(jī)排氣口(流體出口)邊界條件為自由出流,殼體外對(duì)流換熱系數(shù)和環(huán)境溫度的邊界條件由Fluent軟件模擬獲得。流體的內(nèi)表面分別與定子鐵心、定子繞組接觸,為流固耦合面,定子鐵心與繞組接觸面為耦合邊界。

本文通過測量電機(jī)的工作電流和電阻可以計(jì)算出電機(jī)銅損,使用商用場分析軟件計(jì)算出鋁損,鐵損則由測量得到的電機(jī)總損失及計(jì)算得到的銅損、鋁損獲得。在高效工況下,本文樣機(jī)的銅損、鐵損、鋁損分別為79.61、23.29、35.36 W,銅損為繞組的內(nèi)熱源,鐵損為定子鐵心的內(nèi)熱源,鋁損在轉(zhuǎn)子表面上以熱流密度的形式出現(xiàn),轉(zhuǎn)子表面為旋轉(zhuǎn)壁面邊界條件。制冷劑R32在電機(jī)中的流動(dòng)狀態(tài)視為三維黏性湍流流動(dòng),本文選取κ-ε湍流模型進(jìn)行求解。

對(duì)于高效工況,R32的密度為60.606 kg/m3,比熱容為1 295.2 J/(kg·K),導(dǎo)熱系數(shù)為19.977 mW/(m·K),動(dòng)力黏度為15.9 μPa·s;定子鐵心密度為7 650 kg/m3,比熱容為134 J/(kg·K),導(dǎo)熱系數(shù)為11.1 W/(m·K)。

2 實(shí) 驗(yàn)

實(shí)驗(yàn)在制冷壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行,壓縮機(jī)內(nèi)部溫度采用熱電偶測量。壓縮機(jī)主要參數(shù)及測試工況分別見表1和表2。

表1 R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)主要參數(shù)

注:壓縮機(jī)的制冷量與電功率為高效工況下測得。

表2 R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)測試工況

3 結(jié)果分析

3.1 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果對(duì)比分析

3種工況下8個(gè)測點(diǎn)24個(gè)溫度計(jì)算值和測量值的比較見表3。由表3可以看出,大約有50%的計(jì)算值與測量值的誤差小于2 ℃,最大誤差為3.7 ℃,最大誤差出現(xiàn)在定子鐵心。定子鐵心與定子繞組溫度的計(jì)算值都比測量值高,原因一方面可能是測量點(diǎn)環(huán)境溫度較測量點(diǎn)溫度低,另一方面是繞組造型未考慮表面粗糙度,使得換熱系數(shù)與換熱量較低。

3種工況下壓縮機(jī)整體的溫度呈現(xiàn)逐漸上升的趨勢,這是3種工況下壓縮機(jī)排氣溫度逐漸升高的緣故。3種工況下電機(jī)定子繞組頂部溫度分別為94、119.2、136.9 ℃,其中ASHRAE/T1工況的定子繞組溫度已超過電機(jī)常用B級(jí)絕緣等級(jí)要求的130 ℃。在此工況或在低溫制熱等更惡劣的工況下,需要通過降低壓縮機(jī)排氣溫度來降低繞組工作溫度[7]。

表3 3種工況下溫度測量結(jié)果與計(jì)算結(jié)果對(duì)比

3.2 泵體油池溫度場分析

高效工況下油池與泵體的溫度模擬結(jié)果如圖5所示。由圖5可以看出:泵體和油池溫度有明顯的分界線;氣缸吸氣孔周圍及吸氣側(cè)的溫度較低,但遠(yuǎn)高于吸氣溫度;氣缸內(nèi)表面溫度變化幅度達(dá)15 ℃,但遠(yuǎn)小于壓縮機(jī)排氣溫度(90 ℃)與吸氣溫度(18 ℃)之差;氣缸平均溫度接近壓縮機(jī)排氣溫度,但低于油池溫度約10 ℃。

油池入口溫度略低于壓縮機(jī)排氣溫度,并呈逐步下降的趨勢?？拷皿w處,油池溫度梯度較為明顯。4個(gè)高溫區(qū)域?qū)?yīng)著壓縮機(jī)軸承上的4個(gè)扇形區(qū)域,對(duì)應(yīng)于圖2a所示的潤滑油入口I。另外,氣缸吸氣側(cè)與排氣側(cè)溫度的差異也會(huì)影響油池周向溫度分布。油池下部溫度場分布較為均勻,其值低于進(jìn)口溫度近18 ℃,這會(huì)導(dǎo)致曲軸下端吸入的潤滑油的黏度增大。

(a)主視圖

(b)主視垂直方向剖視圖

(c)A-A平面圖

(d)B-B平面圖

3.3 電機(jī)溫度場分析

高效工況下模擬計(jì)算獲得的電機(jī)定子鐵心、繞線上下空腔及內(nèi)外側(cè)氣道的溫度分布如圖6所示。由圖6可以看出:制冷劑、電機(jī)定子鐵心溫度與繞組溫度差異明顯;定子繞組溫度明顯比鐵心高,鐵心外部溫度比內(nèi)部低;電機(jī)定子沿軸向從下到上逐漸升高,各點(diǎn)溫度都高于外側(cè)氣體溫度;電機(jī)上部繞組溫度最高,與下部之差近4 ℃。電機(jī)溫度測點(diǎn)如圖7所示,圖中左側(cè)測點(diǎn)2、3、4表示定、轉(zhuǎn)子間隙,右側(cè)測點(diǎn)2、3、4表示定子外側(cè)氣道。圖7右測點(diǎn)1～6的溫度變化如圖8所示。壓縮機(jī)電機(jī)的定、轉(zhuǎn)子間隙很小,制冷劑流量較小,轉(zhuǎn)子鋁損及定子鐵損、銅損的溫升較大,達(dá)7 ℃。定子外側(cè)氣道的制冷劑質(zhì)量流量較大,通過向殼體外散熱使得溫升相對(duì)較小。兩股氣流在電機(jī)上空腔經(jīng)混合后進(jìn)入排氣管入口處,使得該處制冷劑溫度比下空腔高2 ℃。

(a)主視圖

(b)中間高度橫截面單位: ℃圖6 定子鐵心、繞線上下空腔及定子內(nèi)外側(cè)氣道的溫度分布

1～6:測點(diǎn)圖7 電機(jī)溫度測點(diǎn)

圖8 圖7右測點(diǎn)的溫度變化

圖9 圖7左測點(diǎn)的溫度變化

4 結(jié) 論

本文將CFD技術(shù)應(yīng)用于滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)整機(jī)溫度分布研究,同時(shí)采用流固耦合傳熱分析法進(jìn)行了數(shù)值模擬。高效、ARI、ASHRAE/T1工況下R32滾動(dòng)活塞壓縮機(jī)的溫度分布研究結(jié)論如下。

(1)3種工況下8個(gè)測點(diǎn)的計(jì)算值與測量值的誤差較小,50%測點(diǎn)的誤差均小于2 ℃,最大誤差為3.7 ℃。

(2)3種工況下壓縮機(jī)溫度整體上升,電機(jī)定子繞組頂部溫度分別為94.0、119.2、136.9 ℃。ASHRAE/T1工況下定子繞組溫度已超過電機(jī)常用B級(jí)絕緣等級(jí)所要求的130 ℃,應(yīng)采取措施降低排氣溫度。

(3)受吸入氣體溫度低、壓縮氣體溫度漸高的影響,氣缸內(nèi)表面溫度沿周向從吸氣孔到排氣側(cè)逐漸升高,高效工況下溫度幅值約15 ℃,遠(yuǎn)小于吸、排氣溫度差。氣缸側(cè)潤滑油的溫降較大,近18 ℃,氣缸下部的溫度場較為均勻。

(4)壓縮機(jī)電機(jī)定、轉(zhuǎn)子間隙的制冷劑流量較小,定、轉(zhuǎn)子溫升較大,定子外側(cè)氣道制冷劑溫升較小。電機(jī)繞組溫度高于鐵心溫度,繞組上部溫度最高。

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(編輯 苗凌)

Thermal Analysis for Hermetic R32 Rolling Piston Compressor

WU Jianhua1,HU Jiehao1,CHEN Ang1,MEI Peipei2,ZHOU Xingbiao2,CHEN Zhenhua2

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. Guangdong Midea Electrical Holdings Co., Ltd., Foshan, Guangdong 528311, China)

The heat conduction and convection between components, refrigerant and lubricant oil in R32 rolling piston compressor are numerically simulated. The interactive fluid area and solid parts are totally evaluated by fluid-solid coupled heat transfer analysis. And the temperatures of cylinder, oil, motor and refrigerant vapor inside the compressor are measured experimentally under GX, ARI and ASHRAE/T1 conditions for a compressor used for room air conditioner. The theoretical predictions well coincide with the experimental data. The oil temperature on side of pump drops quickly and the temperature distribution in the bottom of pump is relatively uniform; the temperature on inner cylinder surface increases gradually from the suction port to exhaust side, and the winding temperature of motor is higher than core temperature; the temperatures at the top of stator winding are 94.0 ℃, 119.2 ℃, 136.9 ℃, respectively, under the above three conditions; the stator winding temperature under ASHRAE/T1 condition is more than 130 ℃ beyond common B insulation level, thus it is necessary to reduce discharge temperature of compressor.

rolling piston compressor; R32; fluid-solid coupled; thermal analysis; numerical simulation

2014-08-03。 作者簡介:吳建華(1963—),男,副教授。

時(shí)間: 2015-01-05

網(wǎng)絡(luò)出版地址: http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150105.1137.008.html

10.7652/xjtuxb201503003

TB652;TH45

A

0253-987X(2015)03-0014-05