王 珺，吳 健，魏會軍，楊歐翔

（1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東珠海519070；2.國家節(jié)能環(huán)保制冷設(shè)備工程技術(shù)研究中心，廣東珠海519070；3.珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海519070）

1 引言

作為制冷系統(tǒng)的心臟，滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機是將低溫低壓制冷劑通過壓縮作用提升為高溫高壓制冷劑氣體的一種流體機械。滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機在實際運轉(zhuǎn)時，低壓冷媒經(jīng)歷了3段路徑：分液器內(nèi)部管路、分液器外部與壓縮機殼體相連的進氣彎管以及壓縮機內(nèi)部吸氣通道（氣缸吸氣腔），最終到達氣缸壓縮腔內(nèi)，因此不可避免地與外部環(huán)境及內(nèi)部潤滑系統(tǒng)、軸承機構(gòu)等存在復雜的熱交換過程。在環(huán)境的加熱作用及沿途損失存在的影響下，壓縮機實際溫度高于壓縮機理論溫度，直接影響壓縮機的容積效率、指示效率等關(guān)鍵性能指標，且此影響會隨著冷媒加熱效應的增加而不斷增大。隨著科學技術(shù)的發(fā)展，在空調(diào)領(lǐng)域節(jié)能環(huán)保的整體趨勢下，研究解決轉(zhuǎn)子壓縮機高效化相關(guān)的技術(shù)問題，需要對泵體傳熱進行研究分析并評估優(yōu)化方向。

目前對滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機的傳熱過程及性能影響的研究甚少，文獻[1]視壓縮機內(nèi)部摩擦損失和電機發(fā)熱為內(nèi)熱源，應用集中參數(shù)法對壓縮機內(nèi)部各分塊進行了能量分析，建立了相關(guān)傳熱數(shù)學模型，但為了解決機殼內(nèi)溫度分布不均的問題，將氣缸和上下蓋取為統(tǒng)一溫度，因此無法考察壓縮機局部子系統(tǒng)的溫度分布影響；文獻[2]針對帶儲液器的典型結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)子式壓縮機進行溫度場集總模塊劃分，提供了整機溫度分布的數(shù)學模型，但忽略了壓縮機內(nèi)部吸氣通道的加熱作用。另外，上述文獻研究均采用解析法，且僅止于數(shù)學模型的建立，缺少實驗的對比驗證分析，很難判定此種方式對解決壓縮機傳熱問題的準確性和適用性。

2 模型建立及分析

2.1 影響因素

滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機實際工作時，冷媒進入壓縮機內(nèi)部通過一定路徑才能進入氣缸壓縮腔。從裝配結(jié)構(gòu)來看，氣缸與上法蘭之間因直接接觸而存在熱傳遞，泵體傳熱量的大小與氣缸、上法蘭兩者結(jié)構(gòu)的軸向投影位置關(guān)系密切相關(guān)：

（1） 當實體重疊時（狀態(tài)A），氣缸吸氣口基本不與外界連通，由于金屬導熱性較高，泵體傳熱量由吸氣溫度與環(huán)境溫差共同決定，主要受零件結(jié)構(gòu)壁厚和溫度差的影響；

（2） 當實體非重疊時（狀態(tài)B），氣缸吸氣口上部與外界連通，考慮到壓縮機內(nèi)部潤滑油場的作用，此時泵體傳熱量則受到吸氣溫度、殼體內(nèi)高壓氣體溫度、油池溫度的共同影響。

2.2 模型假設(shè)

ANSYS有限元熱分析可處理熱傳遞的3種基本類型：傳導、對流和輻射，均可進行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)、線性和非線性分析[4]。

熱傳導是指由于介質(zhì)內(nèi)部存在溫度梯度而引起的熱交換，且能量通過分子運動從高溫區(qū)傳遞到低溫區(qū)。在二維直角坐標系下，熱傳遞率遵循傅里葉定律，即

式中qx、qy——X、Y方向的熱傳遞率

k——介質(zhì)的熱傳導系數(shù)

A——介質(zhì)的橫截面面積

當運動的流體接觸到溫度不同的表面就會產(chǎn)生熱傳遞。流體與表面間的總熱傳遞率由牛頓冷卻方程描述

其中h——熱傳遞系數(shù)

A——表面積

Ts——表面溫度

Tf——運動流體的溫度

穩(wěn)態(tài)傳熱是指傳熱系統(tǒng)中各點的溫度僅隨位置變化而變化，不隨時間變化而變化；瞬態(tài)傳熱過程是指在加熱或冷卻過程中系統(tǒng)的溫度、熱流率、熱邊界條件以及系統(tǒng)內(nèi)能隨位置和時間同時發(fā)生變化。為便于分析，本文分析時截取壓縮機吸氣通道局部區(qū)域作為子系統(tǒng)進行分析，冷媒流經(jīng)時可視為穩(wěn)態(tài)傳熱過程。

根據(jù)能量守恒原理，穩(wěn)態(tài)熱平衡方程可以表達為

在實際計算時，忽略通過表面時的能量損失，且認為與實體表面接觸的流體不經(jīng)歷相變。

2.3 模型建立及分析

針對壓縮機的傳熱分析思路主要有兩種：（1）將氣缸、上法蘭等作為單個研究對象，對各研究對象施加不同的邊界條件分別進行研究；（2）將氣缸、上法蘭作為一個整體耦合系統(tǒng)，將各部件之間的傳熱影響處理為內(nèi)部熱傳遞，只對整體系統(tǒng)的外部條件進行加載。本文采用第2種方式，從而避免了研究對象之間的邊界條件難以設(shè)置或設(shè)置不準確的問題。

因此，分析模型整體由氣缸吸氣腔及軸向相鄰結(jié)構(gòu)組成，兩者通過COUPLING命令耦合成為一體；外部邊界條件由氣體對流換熱區(qū)及冷凍油換熱區(qū)組成。氣體對流換熱區(qū)包括：吸氣腔內(nèi)部、泵體組件暴露在殼體內(nèi)部高溫冷媒范圍內(nèi)的部分；冷凍油換熱區(qū)為氣缸外壁與殼體內(nèi)部冷凍油池相接觸的外表面。

圖1為分別對應不同狀態(tài)位置的整體溫度場計算結(jié)果。

由圖1（a）、圖1（b） 可以看出：

（1）在氣體對流換熱和冷凍油換熱的雙重影響下，泵體壁面溫度呈現(xiàn)梯度變化。從軸向來看，越接近壓縮機底部油池的溫度越低，這與壓縮機內(nèi)部溫度場的理論分析結(jié)論一致；

（2） 狀態(tài)A條件下，氣缸溫度場范圍為49.967～54.826°，上法蘭溫度場范圍為53.004～58.469°。狀態(tài)B條件下，氣缸溫度場范圍為49.966～54.866°，上法蘭溫度場范圍為53.232～61.4°。由于狀態(tài)B時的泵體結(jié)構(gòu)瞬時溫度場高于狀態(tài)A，將對后續(xù)壓縮腔內(nèi)的容積效率和指示效率存在不利影響。

可以進一步計算出，在系統(tǒng)內(nèi)外部流體性質(zhì)（初始溫度、換熱系數(shù)）一致的前提下，以APF高效工況為例，考慮到封閉系統(tǒng)的熱平衡原理，容積效率和指示效率分別存在0.1%和0.08%的提升。

因此，從仿真結(jié)果來看，實體重疊（狀態(tài)A）時的泵體結(jié)構(gòu)瞬時溫度場數(shù)值較低，更利于壓縮機容積效率和指示效率的提升。

3 可拆式樣機原理及試驗結(jié)果

可拆式樣機通過殼體的兩段式設(shè)計實現(xiàn)轉(zhuǎn)子可拆、定子可拆設(shè)計、泵體可拆設(shè)計、分液器可拆設(shè)計等，可進行單個零件的更換而不增加過程中的裝配、工藝誤差[5]，因此在多方案性能優(yōu)化分析等復雜試驗驗證中體現(xiàn)出了非常明顯的優(yōu)勢。圖2給出了滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機可拆式樣機實物圖。

為了驗證上述仿真分析結(jié)果的正確性，采用可拆式樣機對各結(jié)構(gòu)方案進行單變量調(diào)整下的性能變化驗證，不同方案驗證時整體過程中的可變量已降至最低。

圖1

可拆式樣機接入壓縮機制冷量試驗臺進行測試，試驗臺符合GB/5773-2016《容積式制冷劑壓縮機性能試驗方法》中壓縮機采用第二制冷劑量熱器法測試的規(guī)定。表1給出了不同狀態(tài)下可拆式壓縮機的性能。

在其它條件均一致的前提下，實體重疊（狀態(tài)A）的泵體結(jié)構(gòu)使?jié)L動轉(zhuǎn)子式壓縮機性能系數(shù)提高了1.9%，表現(xiàn)為能力提升、功率下降，說明壓縮機的容積效率、指示效率均有所提高。同時，考慮到壓縮機吸氣溫度與排氣溫度之間存在的必然聯(lián)系，由于測試結(jié)果表征的排氣溫度下降了1.7°，說明壓縮機實際吸氣溫度確實有所下降，這進一步證明了理論及仿真分析的正確性。

表1 樣機性能系數(shù)（COP）對比

圖2 可拆式轉(zhuǎn)子壓縮機圖

4 結(jié)論

建立了熱傳遞對滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機泵體瞬時溫度場的影響分析模型，分析了氣缸與上法蘭結(jié)構(gòu)在不同位置狀態(tài)下的徑向傳熱過程，模擬結(jié)果與理論分析結(jié)論定性一致。

通過可拆式樣機實現(xiàn)單一變量調(diào)整的單項性能驗證試驗，確認了在其它條件一致的前提下、僅優(yōu)化泵體傳熱結(jié)構(gòu)對壓縮機的能效存在明顯提升效果，試驗結(jié)果與仿真分析結(jié)果十分對應，可見，本文建立的傳熱仿真分析模型及相關(guān)結(jié)論對準確預估壓縮機工作過程中的熱傳遞，及其對壓縮機性能的影響十分必要。