CO_2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计与分析

　　天津大学学报CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计与分析田华，马一太，李敏霞，王伟（天津大学机械工程学院，天津300072）率，因此对核心部件双级滚动转子压缩机进行自主开发设计，分析了双级压缩机工作腔内的吸气、压缩、排气过程和结构特点；设计了一定工况下的C2跨临界循环双级滚动转子压缩机；根据设计的结构参数进行了运动和受力分析，并以此为指导，在摩擦严重的部位进行结构特殊化处理，如在滑板端部增加密封柱，以减小摩擦和泄漏，提高压缩机效率。

　　基金项目：国家自然科学基金资助项目（50676064）；国家高技术研究发展计划（863计划）资助项目（2007AA05Z262）。

　　近年来，国际社会采取了很多应对全球变暖以及臭氧层破坏的措施。为了进一步保护臭氧层，2007年9月17日召开的蒙特利尔议定书第19次缔约方大会同意加速淘汰氢氯氟烃（HCFCs）的生产与消费。在解决全球气候变暖方面，欧盟的EC842/2006氟气体法规和2006/40/EC指令，对GWP值大于150的工质做出了明确的限制。为此，CO2因其环境友好性、理想的热力学性质、无毒、不燃和廉价等特性得到了广泛关注。

　　°C），循环通常是在跨临界条件下运行。由于系统运行压力比常规制冷剂高很多，加之压差很大（约6MPa），节流损失严重，系统性能相对较低。采用双级循环来降低排气温度（即降低当量冷凝温度）和减少压缩机耗功是提高系统性能的主要手段。CO2压缩机虽然压比不大（3左右），但是高压可达10MPa，低压为3.5MPa，压差非常大。因此传统的CO2单级压缩机，泄漏非常严重，由于压差导致的不平衡力和摩擦也非常严重；同时，单级压缩机排气温度很高（120C左右），高低温传热损失也比较严重。这些都导致了CO2单级压缩机本身效率不高（60%~70%）。目前国外大公司开发的CO2双级压缩机表明，等熵效率可提高至80%以上。国内的上海日立电器有限公司也开展了适用于热泵热水器的两级C2压缩机样机（定速和交流变频）的开发，但未有实质的成果发表。

　　为此，天津大学热能研究所开展了C2跨临界双级循环的研究。笔者设计了CO2双级滚动转子压缩机，为实现C2跨临界循环双级滚动转子压缩机的自主开发做好理论基础。

　　1C2跨临界双级循环所示为一种典型的C2跨临界双级循环原理及t-s图。该循环属于双级压缩中间完全冷却式。循环的流程如下：自蒸发器出来的饱和气态C21，经过双级压缩机低压级压缩至中间压力状态2；然后进人中间冷却装置冷却至饱和液3，再进人双级压缩机高压级压缩至排气压力的超临界状态4；从压缩机排出的高压高温超临界C2经过气体冷却器冷却至5.在中冷器中，从气体冷却器出来的流体一股经节流阀1'节流降温后冷却另一股高压流体，被冷却后的流体进人节流阀节流降温，再进人蒸发器吸收热量，同时将低压级排出的高温气体冷却至高压级进口状态。

　　当量冷凝温度是在变温冷却系统中比较系统效率的常用参数，系统效率随当量冷凝温度的降低而升高，其定义如下：（b）中，C2跨临界单级循环冷却过程为2― 5，其当量冷凝温度如线A所示；双级循环冷却过程为2―3和4一7，当量冷凝温度如线B所示，明显降低。据计算，当蒸发温度为°C、过热度为5°C、气体冷却器出口温度为34°C、高压排气压力为10MPa时，双级压缩的COP为2.85，比单级压缩（2.398）高18%. C2跨临界双级循环原理及t-sC2双级滚动转子压缩机腔。其工作工程包括如下4个阶段。

　　2.1C2双级滚动转子压缩机的工作原理转子左边的吸气腔压力降低，吸气开始；右边的压缩所示为C2双级滚动转子压缩机的工作原腔形成封闭空间，开始压缩过程，见当压缩腔内压力足以克服排气阀阻力，排气过程开始；吸气腔仍进行吸气过程。此时滚动转子转动的角度称为排气角度，见（b）。

　　当转过排气孔口后边缘角度，排气口与吸气腔连通，排气阀关闭，排气过程结束，见（c）。

　　吸气过程结束，压缩腔形成封闭容积，开始下一循环过程，见（d）。

　　2.2结构设计特点为笔者设计开发的CO2双级滚动转子压缩机的结构示意。它具有以下4个特点。

　　为减小压差变形和泄漏，选择合适的中间压力，以减小压缩过程的进出口压差，而且两级压缩单元的压比也尽可能保持相对一致，同时使第1级与第2级的质量流量相等。

　　2个压缩单元利用单驱动轴保持180°相差，由主轴上部的电动机驱动。由于两级压缩本身的压差和受力相对较小，同时这种180°相差的布置结构也有利于受力均衡，因此压缩机轴的阻力矩变化平稳。

　　低压级压缩单元排气分为两路：一路进人高压级压缩腔；另一路进人壳体内保证壳体的压力为低压，然后再进人高压级压缩腔。此设计不仅保证压缩机壳内的压力为中间压力，减小壳体的压力强度要求，从而减小尺寸，同时有利于轴和其他部件的润滑。

　　由于两个偏心轮之间的轴是应力集中的部位，可对轴形状进行试探性改进，而且滑板也可进行改进设计，使变形明显减小。

　　3CO2双级滚动转子压缩机的受力分析给出了作用在滑板上的力：与滚动转子间的接触力Fn及Ft；与滑板槽间的接触力Fri、Fr2及Frti、Frt2；滑板弹簧的弹力Fk；滑板的惯性力Flv；滑板周围的气体或润滑油压力所造成的力等。

　　如所示，假设滑板与滑板槽间隙内的压力呈线性分布作用在滑板周围。滑板两端承受的压差力Fc为滑板伸到气缸内的部分承受的压差力Fh为式⑷对时间求一阶和二阶导数可得到滑板的速度和加速度公式，即其他滚动转子压缩机受力计算公式为表1C2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计参数及尺寸项目吸气压力/MPa吸气温度/'C气缸半径/mm低压级3.5550高压级7.03437项目排气压力/MPa排气温度/C转子外半径/mm低压级76545高压级106233 4结果与分析表1为C2跨临界循环双级滚动转子压缩机的设计参数和主要结构尺寸。该压缩机输人功率为3kW，名义制冷量为8kW.给出了c2跨临界循环双级滚动转子压缩机滑板与滑板槽的摩擦力随转动角度的变化关系。随着转动角度的增大，滑板与滑板槽的摩擦力均是先增大后减小，而且均在180°附近达到*大值。这是因为在转角到达180°时，滚动转子对滑板的正压力不存在水平方向的分力，导致滑板与滑板槽的正压力*大。低压级滑板与滑板槽在吸气腔侧的*大摩擦力为129N，在压缩腔侧的*大摩擦力为23.7N；高压级滑板与滑板槽在吸气腔侧的*大摩擦力为65N，在压缩腔侧的*大摩擦力为15N为了减小滑板与滑板槽之间的摩擦损失，可考虑在滑板与滑板槽之间加人滚针，使之产生滚动摩擦以取代滑动摩擦，减小摩擦。

　　给出了CO2跨临界循环双级滚动转子压缩机滑板与滚动转子的摩擦力随转动角度的变化关系。可以看出，随着转动角度的增大，滑板与滚动转子的摩擦力先减小后增大。这是因为，随着转动角度的增大，滑板与滚动转子的正压力与竖直方向的夹角先变小后变大，导致两者接触的正压力呈现相同的变化规律。当排气开始以后，滑板两端承受的压差力F和滑板伸到气缸内部分承受的压差力Fh―直保持*大，这导致滑板与转子的正压力比排气前要小，因此出现了两者摩擦力在排气前后的不相等。低压级滑板与滚动转子的摩擦力*大值可达72N；高压级滑板与滚动转子的摩擦力*大值可达42N为了减小这部分摩擦，可以在滑板端部安装带有凹圆面的密封柱，使凹圆面能够与滚动转子外圆重合。这样，一方面由于密封柱随滚动转子的转动而左右摆动，使接触面处于较好的润滑状态，达到减小摩擦的目的；同时，由于密封柱存在一段小圆弧与滚动转子相吻合，加强了密封作用。

　　5结论在一定的工况下对双级压缩机进行了结构设计，选择合适的中间压力；两个压缩单元利用单驱动轴保持180°相差，使受力均衡、转动力矩平稳。

　　背压采用中间压力，使得压缩机外壳承压相对适当。对轴形状和滑板进行试探性改进设计，使变形明显减小。

　　通过受力分析发现，滑板与滑板槽以及滑板端部与滚动转子的摩擦严重，提出了特定的设计改进措施。

　　符号说明：内、。一吸气腔和压缩腔的压力，Pa；rv―滑板端部圆弧的半径，m；H―气缸高度，m；e―压缩机偏心距，m；0―滚动转子转动角度，rad；K―弹簧弹性系数，N/m；mv―滑板的质量，kg；F―滑板背部的弹簧力，N；Fiv―滑板的惯性力，N；F；i―滑板与滑板槽在压缩腔侧的正压力，N；Fr2―滑板与滑板槽在吸气腔侧的正压力，N；F―滑板与滚动转子的正压力，N；Frti―滑板与滑板槽在吸气腔侧的摩擦力，N；Frt2―滑板与滑板槽在压缩腔侧的摩擦力，N；Ft―滑板与滚动转子的摩擦力，N；fs―滑板与滑板槽之间的摩擦系数；fv―滑板与滚动转子之间的摩擦系数；f―滚动转子与气缸的半径比；x―弹簧未压缩或拉伸时的长度，m；a―滚动转子的转动速度，rad/min H―动力黏度，Pa‘s.