潘詩洋,任純吉,王 君,趙 鑫,辛遠(yuǎn)杰,王增麗,崔 冬

(1.中國石油大學(xué)(華東) 新能源學(xué)院,山東 青島 266580;2.壓縮機(jī)技術(shù)國家重點實驗室(合肥通用機(jī)械研究院有限公司),合肥 230031)

質(zhì)子交換膜燃料電池(proton exchange membrane fuel cell,PEMFC)可以將化學(xué)能直接轉(zhuǎn)化電能,具有清潔、能量密度高和體積小等優(yōu)點,是解決化石燃料短缺及其燃燒所帶來的環(huán)境污染問題的有效途徑之一[1-2]。PEMFC系統(tǒng)主要由電池堆、空氣供應(yīng)系統(tǒng)和氫氣循環(huán)系統(tǒng)等組成[3]。為提高氫氣的利用效率,需要通過氫氣循環(huán)泵將未反應(yīng)完的氫氣輸送至電堆陽極入口[4]。因此,氫氣循環(huán)泵是燃料電池氫氣循環(huán)系統(tǒng)中的關(guān)鍵設(shè)備,其性能對PEMFC系統(tǒng)性能影響極大。現(xiàn)有的氫氣循環(huán)泵的類型主要包括渦旋式[5]、羅茨式[6]和爪式[7]等。爪式氫氣循環(huán)泵僅僅依靠兩個相互嚙合的爪式轉(zhuǎn)子實現(xiàn)氣體的內(nèi)壓縮,具有干式無油、結(jié)構(gòu)緊湊和可靠性高等顯著優(yōu)點,相比之下,是用于燃料電池系統(tǒng)中最具潛力的理想泵型。

爪式氫氣循環(huán)泵的關(guān)鍵部件是一對相互嚙合的爪式轉(zhuǎn)子,轉(zhuǎn)子型線的優(yōu)化設(shè)計是提高泵效率的關(guān)鍵因素之一。Hsieh等[8]基于共軛求解法,構(gòu)建了一對相互嚙合的螺桿-爪式轉(zhuǎn)子,討論了幾何參數(shù)對該轉(zhuǎn)子面積利用率和余隙容積的影響,結(jié)果表明螺桿-爪式轉(zhuǎn)子的密封性能好,且余隙容積小。在此基礎(chǔ)上,構(gòu)建了曲爪爪式轉(zhuǎn)子,得到了其截面型線的參數(shù)方程,同時研究了當(dāng)兩個轉(zhuǎn)子不發(fā)生干涉時,其幾何參數(shù)的取值范圍[9]。Wang等[10]構(gòu)建了全光滑的爪式轉(zhuǎn)子,所提出的全光滑爪式真空泵具有余隙容積小的特點,且轉(zhuǎn)子的力學(xué)性能也得到了顯著改善。同時,Wang等[11]又構(gòu)建了兩種新型直爪轉(zhuǎn)子,分析了爪式轉(zhuǎn)子的獨立幾何參數(shù)與泵性能之間的關(guān)系;并采用有限元分析法,對比分析了兩種直爪爪式轉(zhuǎn)子的力學(xué)性能。Pan等[12]構(gòu)建了一種新型三爪轉(zhuǎn)子,推導(dǎo)了其截面型線的參數(shù)方程,并設(shè)計了新的排氣口,結(jié)果表明新型三爪轉(zhuǎn)子型線組成簡單,所設(shè)計的排氣口有效解決了余隙容積內(nèi)氣體的二次壓縮問題。

在工作過程中,爪式氫氣循環(huán)泵工作腔內(nèi)氣體流動復(fù)雜。因此,研究工作腔內(nèi)部流場的分布特征,并揭示其增壓過程具有重要意義。Gu等[13]分析了燃料電池用爪式氫氣循環(huán)泵工作腔內(nèi)的壓力分布,討論了軸向和徑向間隙對工作腔內(nèi)的流場和泵性能的影響;結(jié)果表明由于軸向和徑向間隙的泄漏,導(dǎo)致在等容輸送過程中工作腔內(nèi)的壓力顯著升高。Dong等[14]研究了工作過程中泵腔內(nèi)的壓力隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律,得到了雙爪爪式氫氣循環(huán)泵在不同進(jìn)口壓力下的泵容積效率。并進(jìn)一步研究了在不同轉(zhuǎn)子材料和工作溫度下,徑向間隙和軸向間隙的變化規(guī)律;結(jié)果表明相比于結(jié)構(gòu)鋼和鈦合金,鋁合金轉(zhuǎn)子的變形量最大,導(dǎo)致徑向間隙減小,轉(zhuǎn)子間干擾的可能性變大[15]。Zhao等[16]研究了含有不同水蒸氣和氮氣的氫混合物對氫氣循環(huán)泵的容積效率、功耗和比功率的影響。

然而,爪式氫氣循環(huán)泵在具有顯著優(yōu)點的同時,由于其工作腔是由嚙合間隙實現(xiàn)封閉的,相比于其他位置處的間隙,由節(jié)圓形成的爪式轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙采用點與點的嚙合方式;而且,由于氫氣具有密度小、黏度低等特性,導(dǎo)致爪式轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏大,嚴(yán)重阻礙了氫氣循環(huán)泵性能的提高。因此,如何減小轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏、提高氫氣循環(huán)泵的容積效率是需要攻克的關(guān)鍵問題。為解決上述問題,本文結(jié)合齒輪和爪式轉(zhuǎn)子截面型線特點,提出一種新型曲折型嚙合間隙結(jié)構(gòu),進(jìn)而構(gòu)建一種新型高密封型齒輪爪式轉(zhuǎn)子。通過數(shù)值模擬研究齒輪爪式氫氣循環(huán)泵轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏,并與傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵進(jìn)行對比。研究內(nèi)容對完善爪式氫氣循環(huán)泵的設(shè)計理論,研制新型高效爪式氫循環(huán)泵,提高質(zhì)子交換膜燃料電池系統(tǒng)的性能具有重要意義和價值。

1 傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)及其工作性能分析

爪式氫氣循環(huán)泵的間隙分布如圖1所示。氫氣循環(huán)泵由爪式轉(zhuǎn)子Ⅰ、爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ和泵腔等組成。

圖1 傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)和間隙分布Fig.1 Structure of conventional claw rotors and distribution of leakage clearances

在工作過程中,兩個轉(zhuǎn)子和泵腔內(nèi)壁面形成了間隙Ⅰ、間隙Ⅱ,相互嚙合的轉(zhuǎn)子間形成了嚙合間隙Ⅲ。相比于間隙Ⅰ和間隙Ⅱ,采用點與點嚙合的雙圓弧型間隙Ⅲ的間隙長度短、密封性能差,且其泄漏方向與爪式轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)方向一致,導(dǎo)致轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏嚴(yán)重。嚙合的爪式轉(zhuǎn)子將泵腔分割成排氣腔和吸氣腔,兩個工作腔內(nèi)的壓力不同,導(dǎo)致間隙Ⅲ兩側(cè)的壓力相差較大,氫氣從排氣腔泄漏至吸氣腔,對爪式氫氣循環(huán)泵的工作過程及效率影響極大。因此,爪式轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏對泵的穩(wěn)定運(yùn)行和效率提升是一個很大的挑戰(zhàn)。

2 新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子的構(gòu)建及其性能分析

2.1 齒輪爪式轉(zhuǎn)子的構(gòu)建

2.1.1 新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子型線方程

針對在工作過程中相互嚙合的爪式轉(zhuǎn)子間氣體泄漏嚴(yán)重的問題,本文構(gòu)建了一種高密封型齒輪爪式轉(zhuǎn)子,所構(gòu)建的齒輪爪式轉(zhuǎn)子采用圓弧、高次曲線及其共軛曲線代替?zhèn)鹘y(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的節(jié)圓型線,形成了一種爪式轉(zhuǎn)子間的新型曲折型嚙合結(jié)構(gòu),進(jìn)而減小轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏。

齒輪爪式轉(zhuǎn)子截面型線如圖2所示。齒輪爪式轉(zhuǎn)子I的截面型線由擺線AB、爪頂圓弧BC、擺線CD、齒底圓弧EF、高次曲線FG、齒頂圓弧GH、高次曲線HI、齒底圓弧IJ、擺線KL、爪底圓弧LA、點B、點C和點K組成。齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ的截面型線由擺線ab、爪頂圓弧bc、擺線cd、齒頂圓弧ef、高次曲線的共軛曲線fg、齒底圓弧gh、高次曲線的共軛曲線hi、齒頂圓弧ij、擺線kl、爪底圓弧la、點b、點c和點k組成。

圖2 齒輪爪式轉(zhuǎn)子截面型線Fig.2 Rotor profiles of gear-claw rotors

建立如圖2所示的坐標(biāo)系xO1y,再根據(jù)齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅰ的回轉(zhuǎn)中心O1和兩個轉(zhuǎn)子的中心距確定齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ的回轉(zhuǎn)中心O2,并建立從動坐標(biāo)系xO2y。各段曲線的參數(shù)方程如下。

擺線AB的參數(shù)方程為

(1)

式中:t為角度參數(shù),R1為爪頂圓弧半徑,R2為節(jié)圓半徑,R3為爪底圓弧半徑。

爪頂圓弧BC的參數(shù)方程為

(2)

擺線CD的參數(shù)方程為

(R1+R3)·sin(t+α+γ)],t∈[0,δ]

(3)

式中:M1為旋轉(zhuǎn)矩陣,r1為擺線,α為爪頂圓弧角,γ為爪旋轉(zhuǎn)角,可通過點K的坐標(biāo)進(jìn)行求解,δ為第1角度,可通過點D和點C的坐標(biāo)進(jìn)行求解。旋轉(zhuǎn)矩陣M1的表達(dá)式為

(4)

擺線r1的參數(shù)方程為

(R1+R3)sin(t)]

(5)

齒底圓弧EF的參數(shù)方程為

(6)

高次曲線FG的參數(shù)方程為

(7)

式中:a0,a1,a2,a3為高次曲線FG的系數(shù),可通過下式進(jìn)行求解:

(8)

采用相同的方法可以得到高次曲線HI的參數(shù)方程。

齒頂圓弧GH的參數(shù)方程為

(9)

擺線KL的參數(shù)方程為

R1·cos(-2t+α)-(R1+R3)·sin(-t+α)+

R1·sin(-2t+α)],t∈[0,γ]

(10)

爪底圓弧LA的參數(shù)方程為

(11)

齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ中高次曲線HI和FG的共軛曲線fg和hi的求解過程如下。其余曲線的型線方程求解過程與齒輪爪式轉(zhuǎn)子I的型線方程求解過程一致。

高次曲線HI的共軛曲線fg的參數(shù)方程為

rfg=M21·rHI=[-2t·cos(φ)2+

((-2b3t3-2b2t2-2b1t-2b0)·

sin(φ)+2R2)·cos(φ)+tb3·

cos(2φ)t3+b2·cos(2φ)t2+b1·

cos(2φ)t+b0·cos(2φ)-sin(2φ)t+

(12)

式中:M21為坐標(biāo)變換矩陣,φ為位置參數(shù)。

采用包絡(luò)法對φ和t的關(guān)系進(jìn)行求解,得到高次曲線HI的共軛曲線fg的參數(shù)方程。同理可得共軛曲線hi的參數(shù)方程。

2.1.2 齒輪爪式轉(zhuǎn)子嚙合關(guān)系的驗證

齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ的嚙合關(guān)系和嚙合過程如圖3所示。在工作過程中,兩個齒輪爪式轉(zhuǎn)子進(jìn)行同步異向雙回轉(zhuǎn)運(yùn)動,擺線AB與點b開始嚙合;隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動,點B與擺線ab、爪頂圓弧BC與爪底圓弧la、點C與擺線kl、擺線CD與點k依次嚙合。隨后,齒底圓弧EF、高次曲線FG、齒頂圓弧GH、高次曲線HI、齒底圓弧IJ分別與齒頂圓弧ij、高次曲線的共軛曲線hi、齒底圓弧gh、高次曲線的共軛曲線fg、齒頂圓弧ef嚙合。當(dāng)齒輪脫離嚙合時,爪開始嚙合,即點K與擺線cd、擺線KL與點c、爪底圓弧LA與爪頂圓弧bc依次嚙合。

圖3 齒輪爪式轉(zhuǎn)子嚙合關(guān)系Fig.3 Meshing relationship of two claw rotors

齒輪爪式轉(zhuǎn)子的嚙合軌跡如圖4所示。假設(shè)齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅰ固定,齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ繞轉(zhuǎn)子Ⅰ的中心以角速度ω逆時針做公轉(zhuǎn)的同時以相同的角速度自轉(zhuǎn),得到齒輪爪式轉(zhuǎn)子I的包絡(luò)圖。同理可得齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅱ的包絡(luò)圖。從圖中的嚙合軌跡可以看出,齒輪爪式轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ的各段截面型線均能保證完全正確嚙合。

圖4 齒輪爪式轉(zhuǎn)子的嚙合軌跡Fig.4 Meshing track of two gear-claw rotors

2.2 幾何參數(shù)對齒輪爪式氫氣循環(huán)泵性能的影響

2.2.1 轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度

嚙合間隙長度Lc是指兩個相互嚙合的爪式轉(zhuǎn)子間所形成的嚙合間隙的軸向投影長度。傳統(tǒng)和齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度Lc如圖5所示。齒輪爪式轉(zhuǎn)子的Lc是由圓弧、高次曲線及其共軛曲線所構(gòu)成的,傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的Lc是由兩個相互嚙合的圓弧曲線形成的。Lc的增加,有利于減小轉(zhuǎn)子間的泄漏。

圖5 嚙合間隙長度Fig.5 Length of clearance

為了確保轉(zhuǎn)子的爪臂厚度、中心距相同,取如下幾何參數(shù)不變:爪頂圓弧半徑R1=50 mm、爪底圓弧半徑R3=20 mm、爪頂圓弧角α=30°,改變實際齒數(shù)Z1、齒高h(yuǎn),明晰不同幾何參數(shù)與Lc的關(guān)系,如圖6所示。齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的Lc始終大于傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子間的Lc;當(dāng)實際齒數(shù)為25時,齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的Lc最小,為5.10 mm,其仍比傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子間的Lc大3.29 mm。Z1和Lc的關(guān)系如圖6(a)所示。隨著Z1的增加,Lc迅速下降后趨于穩(wěn)定。當(dāng)Z1從3增加至15時,Lc從31.49 mm下降至7.88 mm,在該范圍內(nèi)Z1對Lc有顯著影響。h和Lc的關(guān)系如圖6(b)所示。隨著h的增加,Lc呈近似線性關(guān)系增長,當(dāng)h從 3.20 mm增加至4.80 mm時,Lc從9.95 mm增加至12.83 mm。綜上所述,Z1的減小和h的增大均有利于嚙合間隙長度的增加。

圖6 不同幾何參數(shù)與嚙合間隙長度的關(guān)系Fig.6 Relationship between different geometric parameters and meshing clearance length

2.2.2 容積利用率

容積利用率是表征氫氣循環(huán)泵有效空間利用程度的性能指標(biāo)。容積利用率λ可表示為

(13)

式中:VCmax為余隙容積,VA為泵腔容積,VR為兩個齒輪爪式轉(zhuǎn)子的體積。

當(dāng)R1=50 mm、R3=20 mm、R2=35 mm、齒輪圓弧角θ=40°、齒輪旋轉(zhuǎn)角β=15°,改變Z1和α,研究不同幾何參數(shù)與λ的關(guān)系,如圖7所示。隨著Z1從3增加至24,λ從43.43%增加至44.55%。當(dāng)α從7.52°增加至75.81°,λ從45.06%減小至42.53%。綜上所述,Z1和α對λ有較大的影響,Z1的增加和α的減小均有利于容積利用率的增加。

圖7 不同幾何參數(shù)與容積利用率的關(guān)系Fig.7 Relationship between different geometric parameters and volumetric efficiency

2.2.3 兩種泵幾何參數(shù)和性能的對比

考慮爪式轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏、轉(zhuǎn)子的力學(xué)性能和泵的性能,齒輪爪式轉(zhuǎn)子的幾何參數(shù)選取為爪頂圓弧半徑R1=50 mm、爪頂圓弧角α=30°、爪底圓弧半徑R3=20 mm、節(jié)圓半徑R2=35 mm、齒高h(yuǎn)=4.8 mm、實際齒數(shù)Z1=9、齒輪旋轉(zhuǎn)角β=15°、齒輪圓心角θ=40°。

保證傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子和齒輪爪式轉(zhuǎn)子的幾何參數(shù)一致,即傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的R1=50 mm,α=30°,R3=20 mm,R2=35 mm時,對比傳統(tǒng)和新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子的幾何參數(shù)和性能,如圖8所示。在結(jié)構(gòu)方面,所提出的齒輪爪式轉(zhuǎn)子采用的型線類型是傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的2倍,齒輪爪式轉(zhuǎn)子通過采用多種型線類型,使得轉(zhuǎn)子間形成了曲折型嚙合結(jié)構(gòu),同時型線類型的增加并沒有使不光滑連接點有所增加,相同的爪臂厚度保留了傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子較好的力學(xué)性能。在性能方面,齒輪爪式轉(zhuǎn)子的容積利用率要優(yōu)于傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子,但兩者相差不大。齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度明顯高于傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子,間隙內(nèi)的氣體流動阻力增大,大大減小了轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏。綜上所述,采用圓弧、高次曲線及其共軛曲線代替?zhèn)鹘y(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的節(jié)圓型線,既可以保證容積利用率和轉(zhuǎn)子較好的力學(xué)性能,又在較大程度上減小了轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏,提高爪式氫氣循環(huán)泵的效率。

圖8 傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子和齒輪爪式轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)和性能的對比Fig.8 Comparison of structure and performance between conventional and novel claw rotor

3 工作過程分析

爪式氫氣循環(huán)泵的一個工作周期為720°,包括混合過程Ⅰ、吸氣過程、混合過程Ⅱ、壓縮過程和排氣過程,傳統(tǒng)氫氣循環(huán)泵的工作過程與齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的工作過程一致。選取齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的工作腔V1為控制體,泵的工作過程如圖9所示。轉(zhuǎn)子的初始位置如圖9(a)所示。

圖9 工作過程Fig.9 Working process

混合過程Ⅰ如圖9(a)～9(c)所示。隨著轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn),工作腔V1的容積逐漸減小,隨后,V1被轉(zhuǎn)子分割成工作腔V2和V3,V2和V3的容積減小,腔內(nèi)氣體壓力升高,同時腔內(nèi)氣體通過間隙泄漏至前一個工作過程的吸氣腔中,導(dǎo)致前一個工作過程的吸氣腔內(nèi)壓力升高。之后,兩個轉(zhuǎn)子間形成了新的工作腔V4,V4的容積不斷增大,其腔內(nèi)氣體壓力逐漸減小。吸氣過程如圖9(c)～9(e)所示,V4容積增大,腔內(nèi)的氣體壓力為吸氣壓力。當(dāng)吸氣口關(guān)閉,V4進(jìn)入混合過程II,如圖9(e)～9(g)所示,上個工作過程中余隙容積內(nèi)具有較高壓力的氣體與V4內(nèi)的氣體混合,導(dǎo)致V4內(nèi)的氣體壓力增加。當(dāng)混合過程Ⅱ結(jié)束,壓縮過程開始,如圖9(g)～9(i)所示。在壓縮過程中,V4容積不斷減小,腔內(nèi)壓力逐漸增大。當(dāng)壓縮過程結(jié)束時,排氣過程開始,V4容積減小,腔內(nèi)壓力為排氣壓力,如圖9(i)～9(j)所示。當(dāng)排氣結(jié)束時,未排出的氣體殘留在余隙容積中,如圖9(j)所示。

4 爪式氫氣循環(huán)泵的數(shù)值模擬

4.1 三維幾何模型和網(wǎng)格劃分

傳統(tǒng)和新型齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的流體域由吸氣口、工作腔、排氣口和端面組成,其設(shè)計參數(shù)見表1。

表1 兩個泵的設(shè)計參數(shù)Tab.1 Design parameters of two claw pumps

兩個泵的流體域網(wǎng)格如圖10所示。兩個泵的流體域劃分為網(wǎng)格重構(gòu)子域和網(wǎng)格非重構(gòu)子域。網(wǎng)格重構(gòu)子域為旋轉(zhuǎn)工作腔流體域;網(wǎng)格非重構(gòu)子域為吸氣口、端面Ⅰ、端面Ⅱ和排氣口。工作腔流體域采用四面體網(wǎng)格,工作腔流體域的最大網(wǎng)格尺度為0.6 mm。非重構(gòu)子域采用六面體網(wǎng)格,其最大網(wǎng)格尺寸為 0.6 mm。最終確定傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵的工作腔流體域網(wǎng)格數(shù)為1 366 854,齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的工作腔流體域網(wǎng)格數(shù)為1 353 298。傳統(tǒng)和新型齒輪爪式泵的總網(wǎng)格數(shù)分別為1 531 978和1 518 422。

圖10 傳統(tǒng)和齒輪氫氣循環(huán)泵的網(wǎng)格劃分Fig.10 Grids of conventional and gear-claw hydrogen circulating pump

4.2 邊界條件設(shè)置

RNGk-ε湍流模型在標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型的基礎(chǔ)上修正了湍流黏性系數(shù),使模型對瞬態(tài)流動和流體流動曲率做出了更好預(yù)測,提高了湍流模型的精度。因此,本文采用具有標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)的RNGk-ε湍流模型。選擇氫氣作為工作介質(zhì),其密度為0.089 9 kg/m3。由于爪式氫氣循環(huán)泵是容積泵,邊界條件設(shè)置為壓力入口和壓力出口,其中入口邊界條件為:入口壓力為0.101 325 MPa,入口溫度為293.15 K;出口邊界條件為:出口壓力為0.21 MPa,出口溫度為362.18 K。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速為3 000 r/min,時間步長為 1×10-6,時間步數(shù)設(shè)置為40 000。

4.3 實驗驗證

爪式氫氣循環(huán)泵的性能測試實驗平臺如圖11所示。實驗臺主要由進(jìn)口罐、爪式氫氣循環(huán)泵、變頻電機(jī)、出口罐等部件組成。在泵的進(jìn)口和出口處的管路上安裝壓力傳感器、渦街流量計和溫度傳感器。通過傳感器和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)監(jiān)測吸氣口和排氣口處氣體的溫度、壓力和流量。

圖11 氫氣循環(huán)泵性能實驗平臺Fig.11 Hydrogen circulating pump performance test bench

對傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵排氣口處的平均質(zhì)量流量進(jìn)行實驗和數(shù)值模擬研究見表2。由于氫氣易燃的物理性質(zhì),本次實驗選擇空氣作為工質(zhì),入口壓力和入口溫度分別為0.101 MPa和293.15 K。模擬和實驗的工質(zhì)和邊界條件保持一致。當(dāng)轉(zhuǎn)速分別為2 400、3 000、3 600 r/min時,實驗和數(shù)值模擬排氣口處的平均質(zhì)量流量偏差分別為4.51%、4.96%和5.43%。因此,數(shù)值模擬方法是準(zhǔn)確的。

表2 實驗和數(shù)值模擬排氣口處的平均質(zhì)量流量Tab.2 Average mass flow at the discharge port of the experiment and simulation

4.4 壓力場

傳統(tǒng)泵和新型泵的工作腔內(nèi)的壓力分布如圖12所示。在吸氣、混合和排氣過程中,兩個泵的工作腔內(nèi)的壓力變化基本一致,選取工作腔V1為控制體。在吸氣過程中,兩個泵的V1內(nèi)的氣體壓力均為101.33 kPa;在混合過程中,上個工作過程中余隙容積內(nèi)具有較高壓力的氣體與V1內(nèi)的氣體混合,導(dǎo)致傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵和新型齒輪爪式氫氣循環(huán)泵V1內(nèi)的氣體壓力分別增加至131.09、130.78 kPa;在排氣過程中,兩個泵的V1內(nèi)的氣體壓力為排氣壓力。

圖12 兩個泵工作腔內(nèi)的壓力分布Fig.12 Pressure distributions of two pumps in the working process

在壓縮過程中,兩個泵V1內(nèi)的氣體壓力逐漸增加,相比于傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵,采用曲折型嚙合結(jié)構(gòu)的新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子間密封性好、氣體泄漏小,增壓效果顯著。此外,從圖12中可以看出,混合過程導(dǎo)致兩個泵在壓縮過程的初始時刻V1內(nèi)的氣體壓力均大于吸氣壓力101.33 kPa,因此,當(dāng)壓縮過程結(jié)束時,腔內(nèi)壓力大于排氣壓力,發(fā)生過壓縮現(xiàn)象。

4.5 速度場

傳統(tǒng)和新型齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的速度分布如圖13所示。如圖13(a)所示,在壓縮和排氣過程中,工作腔Ⅰ、Ⅱ壓力相差較大,故選壓縮和排氣過程中泵腔內(nèi)的速度分布作為研究對象。從圖13中可以看出,在壓縮和排氣過程中,由于兩個泵轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度比其他間隙長度短,且其泄漏方向與爪式轉(zhuǎn)子的運(yùn)動方向一致,所以相比與間隙Ⅰ、Ⅱ位置處,間隙Ⅲ處的氣體泄漏速度大。因此,重點分析間隙Ⅲ處的氣體泄漏。在齒輪爪式氫氣循環(huán)泵中,相互嚙合的齒輪爪式轉(zhuǎn)子間形成了狹長的曲折型嚙合間隙Ⅲ,當(dāng)氣體流經(jīng)此間隙時,間隙Ⅲ處的氣體泄漏速度減小。在壓縮和排氣過程中,與傳統(tǒng)氫氣循環(huán)泵相比,齒輪爪式氫氣循環(huán)泵間隙Ⅲ處的氣體泄漏速度分別減小了31.42%和33.09%,轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏顯著改善。此外,通過計算,得到傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵的容積效率為67.30%,新型齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的容積效率為78.22%,容積效率提高了10.92%。

圖13 爪式氫氣循環(huán)泵速度分布Fig.13 Distribution of speed in two claw hydrogen circulating pumps

5 結(jié) 論

1)針對爪式氫氣循環(huán)泵轉(zhuǎn)子間氣體泄漏嚴(yán)重的問題,采用圓弧、高次曲線及其共軛曲線代替?zhèn)鹘y(tǒng)節(jié)圓型線,提出了一種新型高密封型齒輪爪式轉(zhuǎn)子,轉(zhuǎn)子間形成了一種狹長的曲折型嚙合結(jié)構(gòu),有效減小了氣體泄漏。推導(dǎo)了新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子的型線方程,構(gòu)建了新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子的嚙合模型,驗證了新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子的嚙合性。

2)研究了齒輪爪式轉(zhuǎn)子的幾何參數(shù)對齒輪爪式氫氣循環(huán)泵性能的影響。齒數(shù)的減少和齒高的增加均有利于增大齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度,減小轉(zhuǎn)子間的泄漏;齒數(shù)的增加和爪頂圓弧角的減小均有利于增加泵的容積利用率。

3)保證傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子和齒輪爪式轉(zhuǎn)子的幾何參數(shù)一致,對比了傳統(tǒng)和新型齒輪爪式氫氣循環(huán)泵的結(jié)構(gòu)和性能。發(fā)現(xiàn)在性能方面,齒輪爪式轉(zhuǎn)子的容積利用率要優(yōu)于傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子,且齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的嚙合間隙長度是傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子的7倍,大大減小了轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏。在結(jié)構(gòu)方面,新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子型線類型多于傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子,但型線類型的增加并沒有使不光滑連接點有所增加,相同的爪臂厚度使得新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子保留了傳統(tǒng)爪式轉(zhuǎn)子較好的力學(xué)性能。

4)通過數(shù)值模擬研究了傳統(tǒng)和新型兩種氫氣循環(huán)泵的工作腔壓力和速度分布。發(fā)現(xiàn)在壓縮過程中,相比于傳統(tǒng)爪式氫氣循環(huán)泵,新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的密封性好,增壓效果顯著。當(dāng)氣體流經(jīng)狹長的曲折型嚙合間隙時,轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏減小。在壓縮和排氣過程中,相比于傳統(tǒng)轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏,新型齒輪爪式轉(zhuǎn)子間的氣體泄漏速度分別減小了31.42%和33.09%,容積效率增加了10.92%。