天津大學學報CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機的設計與分析田華，馬一太，李敏霞，王偉（天津大學機械工程學院，天津300072）率，因此對核心部件雙級滾動轉子壓縮機進行自主開發(fā)設計，分析了雙級壓縮機工作腔內的吸氣、壓縮、排氣過程和結構特點；設計了一定工況下的C2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機；根據(jù)設計的結構參數(shù)進行了運動和受力分析，并以此為指導，在摩擦嚴重的部位進行結構特殊化處理，如在滑板端部增加密封柱，以減小摩擦和泄漏，提高壓縮機效率。

　　基金項目：國家自然科學基金資助項目（50676064）；國家高技術研究發(fā)展計劃（863計劃）資助項目（2007AA05Z262）。

　　近年來，國際社會采取了很多應對全球變暖以及臭氧層破壞的措施。為了進一步保護臭氧層，2007年9月17日召開的蒙特利爾議定書第19次締約方大會同意加速淘汰氫氯氟烴（HCFCs）的生產與消費。在解決全球氣候變暖方面，歐盟的EC842/2006氟氣體法規(guī)和2006/40/EC指令，對GWP值大于150的工質做出了明確的限制。為此，CO2因其環(huán)境友好性、理想的熱力學性質、無毒、不燃和廉價等特性得到了廣泛關注。

　　°C），循環(huán)通常是在跨臨界條件下運行。由于系統(tǒng)運行壓力比常規(guī)制冷劑高很多，加之壓差很大（約6MPa），節(jié)流損失嚴重，系統(tǒng)性能相對較低。采用雙級循環(huán)來降低排氣溫度（即降低當量冷凝溫度）和減少壓縮機耗功是提高系統(tǒng)性能的主要手段。CO2壓縮機雖然壓比不大（3左右），但是高壓可達10MPa，低壓為3.5MPa，壓差非常大。因此傳統(tǒng)的CO2單級壓縮機，泄漏非常嚴重，由于壓差導致的不平衡力和摩擦也非常嚴重；同時，單級壓縮機排氣溫度很高（120C左右），高低溫傳熱損失也比較嚴重。這些都導致了CO2單級壓縮機本身效率不高（60%~70%）。目前國外大公司開發(fā)的CO2雙級壓縮機表明，等熵效率可提高至80%以上。國內的上海日立電器有限公司也開展了適用于熱泵熱水器的兩級C2壓縮機樣機（定速和交流變頻）的開發(fā)，但未有實質的成果發(fā)表。

　　為此，天津大學熱能研究所開展了C2跨臨界雙級循環(huán)的研究。筆者設計了CO2雙級滾動轉子壓縮機，為實現(xiàn)C2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機的自主開發(fā)做好理論基礎。

　　1C2跨臨界雙級循環(huán)所示為一種典型的C2跨臨界雙級循環(huán)原理及t-s圖。該循環(huán)屬于雙級壓縮中間完全冷卻式。循環(huán)的流程如下：自蒸發(fā)器出來的飽和氣態(tài)C21，經過雙級壓縮機低壓級壓縮至中間壓力狀態(tài)2；然后進人中間冷卻裝置冷卻至飽和液3，再進人雙級壓縮機高壓級壓縮至排氣壓力的超臨界狀態(tài)4；從壓縮機排出的高壓高溫超臨界C2經過氣體冷卻器冷卻至5.在中冷器中，從氣體冷卻器出來的流體一股經節(jié)流閥1'節(jié)流降溫后冷卻另一股高壓流體，被冷卻后的流體進人節(jié)流閥節(jié)流降溫，再進人蒸發(fā)器吸收熱量，同時將低壓級排出的高溫氣體冷卻至高壓級進口狀態(tài)。

　　當量冷凝溫度是在變溫冷卻系統(tǒng)中比較系統(tǒng)效率的常用參數(shù)，系統(tǒng)效率隨當量冷凝溫度的降低而升高，其定義如下：（b）中，C2跨臨界單級循環(huán)冷卻過程為2― 5，其當量冷凝溫度如線A所示；雙級循環(huán)冷卻過程為2―3和4一7，當量冷凝溫度如線B所示，明顯降低。據(jù)計算，當蒸發(fā)溫度為°C、過熱度為5°C、氣體冷卻器出口溫度為34°C、高壓排氣壓力為10MPa時，雙級壓縮的COP為2.85，比單級壓縮（2.398）高18%. C2跨臨界雙級循環(huán)原理及t-sC2雙級滾動轉子壓縮機腔。其工作工程包括如下4個階段。

　　2.1C2雙級滾動轉子壓縮機的工作原理轉子左邊的吸氣腔壓力降低，吸氣開始；右邊的壓縮所示為C2雙級滾動轉子壓縮機的工作原腔形成封閉空間，開始壓縮過程，見當壓縮腔內壓力足以克服排氣閥阻力，排氣過程開始；吸氣腔仍進行吸氣過程。此時滾動轉子轉動的角度稱為排氣角度，見（b）。

　　當轉過排氣孔口后邊緣角度，排氣口與吸氣腔連通，排氣閥關閉，排氣過程結束，見（c）。

　　吸氣過程結束，壓縮腔形成封閉容積，開始下一循環(huán)過程，見（d）。

　　2.2結構設計特點為筆者設計開發(fā)的CO2雙級滾動轉子壓縮機的結構示意。它具有以下4個特點。

　　為減小壓差變形和泄漏，選擇合適的中間壓力，以減小壓縮過程的進出口壓差，而且兩級壓縮單元的壓比也盡可能保持相對一致，同時使第1級與第2級的質量流量相等。

　　2個壓縮單元利用單驅動軸保持180°相差，由主軸上部的電動機驅動。由于兩級壓縮本身的壓差和受力相對較小，同時這種180°相差的布置結構也有利于受力均衡，因此壓縮機軸的阻力矩變化平穩(wěn)。

　　低壓級壓縮單元排氣分為兩路：一路進人高壓級壓縮腔；另一路進人殼體內保證殼體的壓力為低壓，然后再進人高壓級壓縮腔。此設計不僅保證壓縮機殼內的壓力為中間壓力，減小殼體的壓力強度要求，從而減小尺寸，同時有利于軸和其他部件的潤滑。

　　由于兩個偏心輪之間的軸是應力集中的部位，可對軸形狀進行試探性改進，而且滑板也可進行改進設計，使變形明顯減小。

　　3CO2雙級滾動轉子壓縮機的受力分析給出了作用在滑板上的力：與滾動轉子間的接觸力Fn及Ft；與滑板槽間的接觸力Fri、Fr2及Frti、Frt2；滑板彈簧的彈力Fk；滑板的慣性力Flv；滑板周圍的氣體或潤滑油壓力所造成的力等。

　　如所示，假設滑板與滑板槽間隙內的壓力呈線性分布作用在滑板周圍?；鍍啥顺惺艿膲翰盍c為滑板伸到氣缸內的部分承受的壓差力Fh為式⑷對時間求一階和二階導數(shù)可得到滑板的速度和加速度公式，即其他滾動轉子壓縮機受力計算公式為表1C2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機的設計參數(shù)及尺寸項目吸氣壓力/MPa吸氣溫度/'C氣缸半徑/mm低壓級3.5550高壓級7.03437項目排氣壓力/MPa排氣溫度/C轉子外半徑/mm低壓級76545高壓級106233 4結果與分析表1為C2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機的設計參數(shù)和主要結構尺寸。該壓縮機輸人功率為3kW，名義制冷量為8kW.給出了c2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機滑板與滑板槽的摩擦力隨轉動角度的變化關系。隨著轉動角度的增大，滑板與滑板槽的摩擦力均是先增大后減小，而且均在180°附近達到*大值。這是因為在轉角到達180°時，滾動轉子對滑板的正壓力不存在水平方向的分力，導致滑板與滑板槽的正壓力*大。低壓級滑板與滑板槽在吸氣腔側的*大摩擦力為129N，在壓縮腔側的*大摩擦力為23.7N；高壓級滑板與滑板槽在吸氣腔側的*大摩擦力為65N，在壓縮腔側的*大摩擦力為15N為了減小滑板與滑板槽之間的摩擦損失，可考慮在滑板與滑板槽之間加人滾針，使之產生滾動摩擦以取代滑動摩擦，減小摩擦。

　　給出了CO2跨臨界循環(huán)雙級滾動轉子壓縮機滑板與滾動轉子的摩擦力隨轉動角度的變化關系?？梢钥闯?，隨著轉動角度的增大，滑板與滾動轉子的摩擦力先減小后增大。這是因為，隨著轉動角度的增大，滑板與滾動轉子的正壓力與豎直方向的夾角先變小后變大，導致兩者接觸的正壓力呈現(xiàn)相同的變化規(guī)律。當排氣開始以后，滑板兩端承受的壓差力F和滑板伸到氣缸內部分承受的壓差力Fh―直保持*大，這導致滑板與轉子的正壓力比排氣前要小，因此出現(xiàn)了兩者摩擦力在排氣前后的不相等。低壓級滑板與滾動轉子的摩擦力*大值可達72N；高壓級滑板與滾動轉子的摩擦力*大值可達42N為了減小這部分摩擦，可以在滑板端部安裝帶有凹圓面的密封柱，使凹圓面能夠與滾動轉子外圓重合。這樣，一方面由于密封柱隨滾動轉子的轉動而左右擺動，使接觸面處于較好的潤滑狀態(tài)，達到減小摩擦的目的；同時，由于密封柱存在一段小圓弧與滾動轉子相吻合，加強了密封作用。

　　5結論在一定的工況下對雙級壓縮機進行了結構設計，選擇合適的中間壓力；兩個壓縮單元利用單驅動軸保持180°相差，使受力均衡、轉動力矩平穩(wěn)。

　　背壓采用中間壓力，使得壓縮機外殼承壓相對適當。對軸形狀和滑板進行試探性改進設計，使變形明顯減小。

　　通過受力分析發(fā)現(xiàn)，滑板與滑板槽以及滑板端部與滾動轉子的摩擦嚴重，提出了特定的設計改進措施。

　　符號說明：內、。一吸氣腔和壓縮腔的壓力，Pa；rv―滑板端部圓弧的半徑，m；H―氣缸高度，m；e―壓縮機偏心距，m；0―滾動轉子轉動角度，rad；K―彈簧彈性系數(shù)，N/m；mv―滑板的質量，kg；F―滑板背部的彈簧力，N；Fiv―滑板的慣性力，N；F；i―滑板與滑板槽在壓縮腔側的正壓力，N；Fr2―滑板與滑板槽在吸氣腔側的正壓力，N；F―滑板與滾動轉子的正壓力，N；Frti―滑板與滑板槽在吸氣腔側的摩擦力，N；Frt2―滑板與滑板槽在壓縮腔側的摩擦力，N；Ft―滑板與滾動轉子的摩擦力，N；fs―滑板與滑板槽之間的摩擦系數(shù)；fv―滑板與滾動轉子之間的摩擦系數(shù)；f―滾動轉子與氣缸的半徑比；x―彈簧未壓縮或拉伸時的長度，m；a―滾動轉子的轉動速度，rad/min H―動力黏度，Pa‘s.