新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)內(nèi)部熱力學(xué)特性和性能測(cè)試
在食品、醫(yī)療和燃料電池等領(lǐng)域中由于對(duì)所使用工質(zhì)流體品位的要求較高，使用含油式的壓縮機(jī)會(huì)降低空氣的品位，即使使用油氣分離器也無(wú)法徹底消除工質(zhì)流體中的潤(rùn)滑油，反而會(huì)增加壓縮氣體的成本，因此含油式的壓縮機(jī)不適用于對(duì)流體品位要求很高的領(lǐng)域。為了解決這個(gè)問(wèn)題，很多研究者開(kāi)發(fā)和設(shè)計(jì)出了渦旋式、螺桿式、轉(zhuǎn)子式以及離心式等多種不同類型的無(wú)油壓縮機(jī)。由于渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)動(dòng)部件少、運(yùn)行噪音遠(yuǎn)低于其他類型的空壓機(jī)，因此適合于對(duì)流體品位有較高要求的場(chǎng)合和機(jī)械［1，2］。
目前，國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者通過(guò)數(shù)學(xué)模型、數(shù)值模擬與試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法對(duì)渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了大量研究。對(duì)于渦旋齒型線的研究和優(yōu)化是提高渦旋壓縮機(jī)基本工作性能的首要方法和手段，也是目前研究的一個(gè)熱點(diǎn)［3，4］。文獻(xiàn)［5，6］構(gòu)建了同時(shí)考慮泄漏和傳熱的渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型，并通過(guò)試驗(yàn)分析了壓縮機(jī)數(shù)學(xué)模型和實(shí)際工作過(guò)程存在偏差的原因。Pereira 等［7］建立了渦旋壓縮機(jī)在不同工況、工質(zhì)及幾何參數(shù)下的泄漏模型，并通過(guò)試驗(yàn)對(duì)其所建立的泄漏模型進(jìn)行了驗(yàn)證。渦旋壓縮機(jī)的工作腔是由多組對(duì)稱的封閉月牙形腔構(gòu)成，動(dòng)靜渦旋齒在渦旋壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中不間斷地嚙合，因此無(wú)有效且直接的方法和手段對(duì)渦旋壓縮機(jī)全封閉工作腔內(nèi)工質(zhì)的各種性態(tài)進(jìn)行直接監(jiān)測(cè)和研究。隨著計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)（Computa?tional fluid dynamics，CFD）方法的發(fā)展，可使用CFD 方法對(duì)渦旋壓縮機(jī)的工作過(guò)程進(jìn)行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬來(lái)反映和揭示其工作腔內(nèi)流體工質(zhì)的變化規(guī)律［8，9］。李超等［10］通過(guò)CFD 方法分析了渦旋壓縮機(jī)在不同間隙時(shí)，內(nèi)泄漏對(duì)工作腔內(nèi)工質(zhì)物理性態(tài)的影響。王君等［11-13］通過(guò)對(duì)渦旋壓縮機(jī)流體域進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，發(fā)現(xiàn)其相較于非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格可以提高數(shù)值模擬的計(jì)算精度。查海濱等［14］通過(guò)對(duì)渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)沿著渦旋齒方向溫度和速度分布不均勻。Sun 等［15］數(shù)值模擬分析了變壓比對(duì)渦旋壓縮機(jī)排氣腔壓力和排氣口速度的影響。Cavazzini等［16］結(jié)合粒子群算法和CFD 方法對(duì)渦旋壓縮機(jī)的幾何模型進(jìn)行了優(yōu)化和改進(jìn)，并通過(guò)試驗(yàn)研究了優(yōu)化后的模型，發(fā)現(xiàn)渦旋齒齒高和渦圈數(shù)量對(duì)渦旋壓縮機(jī)性能有重要影響。Zhao 等［17］建立了渦旋壓縮機(jī)實(shí)際工況下三維非定常計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)模型，發(fā)現(xiàn)在一對(duì)工作腔的不同兩個(gè)腔之間的壓力存在不一致性。彭斌等［18］基于CFD 方法對(duì)一種新型無(wú)油渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，得到了流體工質(zhì)在工作腔內(nèi)基本物理性態(tài)以及動(dòng)渦旋盤(pán)所受氣體力的變化規(guī)律。Sun 等［19］對(duì)應(yīng)用于氫燃料電池的無(wú)油雙渦圈渦旋壓縮機(jī)氣體的非穩(wěn)態(tài)流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值模擬和試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)雙渦圈壓縮機(jī)在低壓比、大排量場(chǎng)合具有一定的應(yīng)用前景。桂偉兵等［20］對(duì)渦旋壓縮機(jī)不同部位的振動(dòng)特性和產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行了分析和研究。
在已有研究中鮮有同時(shí)考慮渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型、數(shù)值模擬與試驗(yàn)研究之間的相互影響。本文構(gòu)建了同時(shí)考慮熱傳遞和內(nèi)泄漏的渦旋壓縮機(jī)實(shí)際工作過(guò)程的熱力學(xué)模型。通過(guò)CFD 方法對(duì)壓縮機(jī)工作腔流體域進(jìn)行了三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，并通過(guò)所搭建的試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)監(jiān)測(cè)了渦旋壓縮機(jī)在額定運(yùn)行工況、不同排氣壓力下整機(jī)的實(shí)際工作性能。
本文所使用的無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的渦旋齒是由圓漸開(kāi)線形成，渦旋齒頭采用雙圓弧修正。試驗(yàn)樣機(jī)的基本幾何參數(shù)如表1 所示，圖1 為渦旋盤(pán)型線及靜渦盤(pán)實(shí)體機(jī)構(gòu)。
壓縮腔容積Vi 的計(jì)算公式為［5］：
工作腔內(nèi)溫度、壓力和質(zhì)量的基本方程如下［19］：
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3. 2 傳熱模型
渦旋壓縮機(jī)在工作過(guò)程中隨著工作腔容積的不斷減小，氣體溫度會(huì)不斷升高，相鄰工作腔之間會(huì)發(fā)生熱傳遞，渦旋壓縮機(jī)工作腔內(nèi)的熱傳遞主要包括吸氣加熱和工作腔傳熱［19］。
式中：c p 為定壓質(zhì)量熱容；Tp 和Ts 分別為進(jìn)氣管的溫度和初始進(jìn)氣溫度；dp 和lp 分別為進(jìn)氣管的直徑和長(zhǎng)度；hc 為表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；T ( φ ) 和T ( k，f )分別為平均溫度和第k 個(gè)工作腔在θf(wàn) 時(shí)的溫度，θf(wàn)為形成第k 個(gè)工作腔時(shí)，主軸轉(zhuǎn)過(guò)的角度；A 為傳熱面積。
渦旋壓縮機(jī)相鄰工作腔之間存在徑向和切向泄漏兩種主要的內(nèi)泄漏形式，并在同一個(gè)工作腔內(nèi)會(huì)同時(shí)存在工質(zhì)的泄入和泄出，工作腔內(nèi)的質(zhì)量滿足：
理想氣體徑向泄漏和切向泄漏的泄漏量分別滿足：
式中：mc 為控制容積內(nèi)的質(zhì)量；mc - 1 為從第c - 1個(gè)工作腔泄入的質(zhì)量；mc + 1 為泄出到第c + 1 個(gè)工作腔的質(zhì)量。
容積效率ηv 反映了渦旋壓縮機(jī)的內(nèi)泄漏程度，是衡量壓縮機(jī)性能的一個(gè)重要指標(biāo)，其計(jì)算公式為［5］：
式中：qv 為實(shí)測(cè)容積流量；qv，th 為理論容積流量。
渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦旋齒在工作過(guò)程中主要受到軸向氣體力、徑向氣體力和切向氣體力以及傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩的影響，計(jì)算公式分別如下所示［1］。
式中：ps 為吸氣壓力；A1 為第一壓縮腔力的投影面積；H 為合力點(diǎn)距離；ε i 為第i 壓縮腔內(nèi)的壓縮比；N 為壓縮腔數(shù)量；F 為Fa 和Fr 的合力。
由于質(zhì)量、動(dòng)量和能量守恒方程表示的均為單位時(shí)間、單位體積內(nèi)物理量的守恒性質(zhì)，選定?為通用變量，則這3 個(gè)方程可表示為如下通用形式：
式（19）右側(cè)各項(xiàng)依次為瞬態(tài)項(xiàng)、對(duì)流項(xiàng)、擴(kuò)散項(xiàng)和源項(xiàng)。
渦旋壓縮機(jī)整個(gè)流體域既有靜止區(qū)域（進(jìn)氣管和排氣管）又有運(yùn)動(dòng)區(qū)域（工作腔）。為了劃分網(wǎng)格便利，分區(qū)域劃分流體域網(wǎng)格。其中，靜止區(qū)域體網(wǎng)格由非結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格構(gòu)成；運(yùn)動(dòng)區(qū)域體網(wǎng)格由三棱柱非結(jié)構(gòu)化體網(wǎng)格構(gòu)成。圖2 為渦旋壓縮機(jī)流體域網(wǎng)格示意圖。圖2（a）為運(yùn)動(dòng)區(qū)域面網(wǎng)格；圖2（b）為流體域體網(wǎng)格。
由于計(jì)算資源和計(jì)算時(shí)間的限制，無(wú)法進(jìn)行無(wú)限制網(wǎng)格數(shù)量的計(jì)算，通過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，在保證計(jì)算精度的前提下，選取合適的網(wǎng)格數(shù)量進(jìn)行數(shù)值模擬。圖3 為在不同網(wǎng)格數(shù)量下，渦旋壓縮機(jī)出口質(zhì)量流量隨網(wǎng)格數(shù)量的變化趨勢(shì)。綜合考慮計(jì)算精度和時(shí)間成本的影響，選擇網(wǎng)格數(shù)量為3 079 829，其中，壓縮機(jī)各計(jì)算域網(wǎng)格數(shù)量如表2 所示。
在對(duì)渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬時(shí)，同時(shí)考慮溫度和壓力對(duì)流體運(yùn)動(dòng)性態(tài)的影響，選擇k-ε RNG 湍流模型，近壁面區(qū)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，并選擇適合于壓力與速度耦合的PISO！算法進(jìn)行求解。由于渦旋壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，動(dòng)渦盤(pán)以偏心距ror 繞回轉(zhuǎn)中心做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此使用商業(yè)軟件ANSYS Fluent 中UDF（User definedfunction）宏命令來(lái)驅(qū)動(dòng)動(dòng)渦旋齒。在進(jìn)行計(jì)算時(shí)，進(jìn)、出口條件分別選取壓力進(jìn)口和壓力出口；在進(jìn)行動(dòng)網(wǎng)格計(jì)算時(shí)，運(yùn)動(dòng)區(qū)域采用局部重構(gòu)，壁面為彈性柔順光滑。
在建立無(wú)油渦旋壓縮機(jī)熱力學(xué)模型和進(jìn)行三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬時(shí)，以空氣為流體工質(zhì)，結(jié)合試驗(yàn)工況設(shè)定如下初始條件：初始吸氣壓力ps =0. 1 MPa；初始進(jìn)氣溫度Ts =288. 15 K；渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速n =3000 r/min；假定工質(zhì)為理想氣體。
圖4 為渦旋壓縮機(jī)工作腔容積隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。圖4（a）為工質(zhì)流體在吸氣、壓縮和排氣3 個(gè)過(guò)程中容積的變化規(guī)律，由圖4（a）可以看出，隨著主軸的不斷轉(zhuǎn)動(dòng)，在吸氣階段工作腔容積會(huì)持續(xù)增大，當(dāng)吸氣腔和第一壓縮腔連通的瞬時(shí)，由于壓差的存在使得壓縮腔內(nèi)容積呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)；在壓縮和排氣階段，工作腔內(nèi)容積會(huì)持續(xù)減小，直至氣體全部排出工作腔。圖4（b）為工質(zhì)流體在各個(gè)工作腔內(nèi)容積的變化規(guī)律，由圖4（b）可以看出，上一個(gè)工作腔的最大容積為下一個(gè)工作腔的起始容積。
圖5 為渦旋壓縮機(jī)工作腔內(nèi)壓力和溫度隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。在吸氣和排氣階段，由于進(jìn)排氣管與外界一直相連通，因此壓力和溫度均保持不變；在壓縮階段，隨著工作腔容積的不斷減小，工作腔內(nèi)壓力和溫度會(huì)急劇增加；在實(shí)際工作過(guò)程中，由于工作腔內(nèi)同時(shí)存在著吸氣加熱，內(nèi)泄漏和排氣損失等不可逆因素，因此工作腔內(nèi)實(shí)際壓力和溫度均會(huì)高于理想工作過(guò)程；相鄰工作腔之間的質(zhì)量交換和熱傳遞，對(duì)實(shí)際工作過(guò)程中的溫度影響很大；在理想工作過(guò)程中的排氣階段，當(dāng)排氣腔與外界連通的瞬時(shí)，氣體會(huì)發(fā)生膨脹，因此壓力和溫度均會(huì)有一個(gè)先增大后減小的趨勢(shì)。
圖6 為渦旋壓縮機(jī)工作腔內(nèi)質(zhì)量在理想和實(shí)際工作過(guò)程中隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。在進(jìn)、排氣階段，工作腔內(nèi)氣體質(zhì)量的理論值與實(shí)際值變化趨勢(shì)基本一致；在壓縮階段，由于相鄰工作腔之間內(nèi)泄漏的存在，工質(zhì)質(zhì)量的實(shí)際值會(huì)小于理論值；在第三壓縮腔，由于壓差最大以及泄漏量的積累，會(huì)使得相鄰工作腔之間的內(nèi)泄漏量最大，腔內(nèi)氣體質(zhì)量的理想值與實(shí)際值最大差值為0. 0455 g。
圖7（a）為渦旋壓縮機(jī)動(dòng)渦旋盤(pán)所受軸向力、切向力和徑向力在一個(gè)循環(huán)周期內(nèi)隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。從圖7（a）中可以看出：在動(dòng)渦旋齒所受的3 個(gè)力中，軸向力最大，切向力次之，徑向力最小；軸向力和切向力都呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢(shì)，軸向力和切向力的最大值分別為4. 202 kN和1. 499 kN，徑向力一直保持150. 64 N 不變。
圖7（b）為動(dòng)渦旋盤(pán)傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩在一個(gè)工作周期內(nèi)的變化規(guī)律，傾覆力矩由切向氣體力和徑向氣體力共同作用而產(chǎn)生。從圖7（b）中可以看出：傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩也呈先增大后減小的趨勢(shì)，傾覆力矩和自轉(zhuǎn)力矩的最大值分別為86. 1 N ? m 和4. 3 N ? m。
8（a）為渦旋壓縮機(jī)進(jìn)、出口質(zhì)量流量隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。如圖8（a）所示，進(jìn)、出口質(zhì)量流量在工作過(guò)程中均是循環(huán)變化的；由于動(dòng)渦旋齒會(huì)周期性地遮蔽排氣口，因此出口質(zhì)量流量波動(dòng)較大；由于工作腔之間存在質(zhì)量交換，因此出口質(zhì)量會(huì)略大于進(jìn)口質(zhì)量。
圖8（b）為渦旋壓縮機(jī)進(jìn)、出口流速隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。由圖8（b）可以看出：在工作過(guò)程中，進(jìn)、出口流速也是循環(huán)變化的；由于排氣口壓力較高以及排氣管直徑較小，因此出口流速高于進(jìn)口流速，進(jìn)、出口流速最大差值為4. 5 m/s。
圖9 為渦旋壓縮機(jī)在主軸轉(zhuǎn)角為360°時(shí)，工作腔內(nèi)流體工質(zhì)壓力、溫度和流速云圖的分布規(guī)律。由圖9（a）可以看出：越靠近排氣腔腔內(nèi)壓力越大；在工作腔內(nèi)以及沿著齒高的方向，腔內(nèi)壓力分布是均勻且一致的，在相鄰工作腔之間壓力最大差值為0. 227 MPa。
如圖9（b）所示，由于相鄰工作腔之間存在質(zhì)量交換，從上一個(gè)工作腔泄入的工質(zhì)會(huì)擾亂下一個(gè)腔內(nèi)溫度的流場(chǎng)，因此溫度在相鄰工作腔之間以及同一個(gè)工作腔都存在分布不均的現(xiàn)象；在相鄰工作腔之間溫度的分布存在差異，最大溫差為126 K；沿著齒高方向溫度分布也存在差異，最大溫差為84 K。
如圖9（c）所示，相鄰工作腔之間的質(zhì)量交換也會(huì)使得工作腔內(nèi)以及沿著齒高方向流速的分布存在差異；在相鄰工作腔之間流速的最大差值為119. 3 m/s，沿著齒高方向流速的最大差值為59. 7 m/s。
為了驗(yàn)證所構(gòu)建的熱力學(xué)模型和數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性，以及測(cè)試在額定工況下無(wú)油渦旋壓縮機(jī)的實(shí)際工作性能，搭建了以空氣為工質(zhì)的壓縮機(jī)試驗(yàn)測(cè)試平臺(tái)。在額定轉(zhuǎn)速3000 r/min 下，通過(guò)調(diào)節(jié)儲(chǔ)氣罐出口處的排氣閥控制罐內(nèi)壓力，測(cè)試了渦旋壓縮機(jī)的實(shí)際輸出性能參數(shù)，進(jìn)氣壓力為0. 1 MPa，環(huán)境溫度為22 ℃，試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)如圖10 所示。
圖11（a）為渦旋壓縮機(jī)進(jìn)、出口容積流量隨排氣壓力的變化規(guī)律。由圖11（a）可以看出：隨著排氣壓力的不斷增大，進(jìn)、出口流量都近似地呈線性減小趨勢(shì)；在排氣壓力較高時(shí)，渦旋壓縮機(jī)需要逆向做功來(lái)抵消儲(chǔ)氣罐內(nèi)的氣體阻力，因而壓縮機(jī)的進(jìn)口流量和出口流量都較低；在不同排氣壓力下，進(jìn)口流量之間的最大差值為0. 15m3 /min，出口流量之間的最大差值為0. 029m3 /min；在相同排氣壓力下，進(jìn)、出口流量之間的最大差值為0. 159 m3/min。
圖11（b）為渦旋壓縮機(jī)的理論和試驗(yàn)容積流量隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律。由圖11（b）可以看出：渦旋壓縮機(jī)的容積流量隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，轉(zhuǎn)速越高，容積流量越大；在轉(zhuǎn)速較低時(shí)，由于內(nèi)泄漏的影響，容積流量的流量與實(shí)測(cè)差值會(huì)較大，隨著轉(zhuǎn)速的逐漸降低，差值會(huì)逐漸減小。在轉(zhuǎn)速為3000 r/min 時(shí)，容積流量的流量值和試驗(yàn)值分別為0. 4 m3/min 和0. 391 m3/min。
圖12 為渦旋壓縮機(jī)容積效率隨主軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。在轉(zhuǎn)速低于2000 r/min 時(shí)，由于流體工質(zhì)在工作腔內(nèi)停留時(shí)間較長(zhǎng)，內(nèi)泄漏程度會(huì)增大，因此容積效率較低；隨著轉(zhuǎn)速的逐漸增大，容積效率隨之增大，當(dāng)轉(zhuǎn)速高于2000 r/min 時(shí)，容積效率不再發(fā)生大的變化；研究樣機(jī)的平均容積效率為0. 938。
圖13 為在不同排氣壓力下，渦旋壓縮機(jī)排氣溫度與驅(qū)動(dòng)電機(jī)溫度的變化規(guī)律。由于渦旋壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中需要克服儲(chǔ)氣罐內(nèi)的氣體力來(lái)逆向做功，因此在排氣壓力較高時(shí)，壓縮機(jī)排氣口溫度和驅(qū)動(dòng)電機(jī)溫度都較高；在不同排氣壓力下，壓縮機(jī)排氣溫度最大溫差為19 ℃，驅(qū)動(dòng)電機(jī)溫度最大溫差為33. 7 ℃，驅(qū)動(dòng)電機(jī)最高溫度為78. 5 ℃。
圖14 為渦旋壓縮機(jī)在不同排氣壓力下機(jī)體不同部位振動(dòng)值的變化規(guī)律。從圖14 可以看出：測(cè)點(diǎn)3 的振動(dòng)值變化最為劇烈，這是因?yàn)闇y(cè)點(diǎn)3 位于防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)連接軸承處，由于小曲拐防自傳機(jī)構(gòu)組件是渦旋壓縮機(jī)固定架與動(dòng)盤(pán)組件的連接件，在渦旋壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)的過(guò)程中其所受氣體力的影響最大，測(cè)點(diǎn)3 處機(jī)體振動(dòng)的最大差值為0. 24 mm；測(cè)點(diǎn)1和2 位于渦旋壓縮機(jī)的左右兩側(cè)，振動(dòng)值相差不大；測(cè)點(diǎn)4 位于渦旋壓縮機(jī)出風(fēng)口，由于受到氣體力等其他因素的影響，會(huì)存在較大的波動(dòng)。
圖15 為驅(qū)動(dòng)電機(jī)電流和功率隨排氣壓力的變化規(guī)律。電機(jī)電流和功率均受到渦旋壓縮機(jī)逆向做功的影響，在很大程度上降低了渦旋壓縮機(jī)的使用效率；在不同排氣壓力下，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大輸出功率可達(dá)5. 18 kW，比驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定輸出功率增加了1. 48 kW；當(dāng)排氣壓力較高時(shí)，在運(yùn)行過(guò)程中驅(qū)動(dòng)電機(jī)處于超負(fù)荷運(yùn)行，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大運(yùn)行電流可達(dá)8. 3 A，會(huì)使驅(qū)動(dòng)電機(jī)的溫度升高，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最高溫度可達(dá)78. 5 ℃。
（1）在建立熱力學(xué)模型時(shí)，同時(shí)考慮傳熱和泄漏的模型更符合渦旋壓縮機(jī)的實(shí)際工作狀態(tài)；內(nèi)泄漏對(duì)壓縮階段的壓力和溫度影響較大，轉(zhuǎn)速越高，容積效率和容積流量越大。在設(shè)計(jì)和優(yōu)化渦旋壓縮機(jī)時(shí)，應(yīng)該注意傾覆力矩對(duì)動(dòng)渦旋齒的影響。
（2）通過(guò)對(duì)渦旋壓縮機(jī)的數(shù)值模擬，得到了工作腔內(nèi)工質(zhì)物理性態(tài)的分布，通過(guò)徑向間隙產(chǎn)生的切向泄漏對(duì)工作腔內(nèi)溫度和速度的影響較大，對(duì)壓力的影響較小；渦旋壓縮機(jī)的進(jìn)、出口質(zhì)量流量和流速在工作周期都呈循環(huán)變化，出口處質(zhì)量流量和流速均比進(jìn)口處大。
（3）通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試發(fā)現(xiàn)，排氣壓力較高時(shí)，渦旋壓縮機(jī)的整機(jī)性能都會(huì)有所下降。因此，在額定轉(zhuǎn)速下，如果壓縮機(jī)長(zhǎng)期在高排氣壓力狀態(tài)下工作，會(huì)使其輸出性能嚴(yán)重降低。
文章來(lái)源：汽車CFD熱管理
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