旋转式压缩机气缸内外传热特性分析与实验研究

王燕

上海海立电器有限公司 上海 201206

1 引言

随着社会发展对节能的需求，压缩机行业都在努力提升其能效水平；从压缩机原理分析，决定压缩机效率的主要为机械效率、电机效率和绝热效率等。目前大部分研究主要针对流体机械和电机效率两方面，本文主要对压缩机内部传热特性进行研究，并对不同隔热材料进行验证探讨。

2 气缸内外传热理论分析

通过推算气缸内外传热量与导热系数的关系，选择最优的传热系数。气缸内外传热模型是传热学上基本的传热类型，分为三个部分，第一部分气缸内壁与内部气体冷媒之间的对流传热，第二部分气缸内部的热量传递是一个热传导过程，第三部分是气缸外壁与外壁冷媒之间的对流传热，模型也分三个模块计算。

2.1 气缸的热传递模型

图1中所示的是压缩机内部气缸与活塞的横截面简化图，气缸内径用2R表示，活塞直径用2r表示，H表示气缸活塞的高度。吸气容积Vs根据下式得出：

吸气腔温度低于气缸壁面的温度，始终处于吸热状态，而压缩腔在旋转角θ小于某个角度时压缩腔处于吸热状态，旋转角θ大于这个角度时吸气腔处于放热状态。根据制冷原理，Q吸越小越好，可以有效减少吸气温升；Q排在吸热阶段要减少吸热，而在放热阶段要最大化放热，这是一对矛盾体，存在最优传热系数平衡点。

2.2 换热量理论计算

2.2.1 气固间对流传热系数[1]

活塞推动冷媒气体在工作腔中与气缸做相对运动。因此，气缸与冷媒气体之间的热传递应当视为外掠平板受迫对流换热。

根据文献[1]假设被高速压缩的冷媒气体处于完全紊流的状态，如图2所示，传热面的特征长度标识为L，干流粘度标识为u∞。传热系数可根据柯尔伯恩类比（Colburn Analogy）得出：

式中描述了速度边界层的表面摩擦系数Cf和热边界层努谢尔特数Nu之间的关系。雷诺数用Re表示，普朗特数用Pr表示。Nu、Re和Pr分别定义为：

式中参数都是针对冷媒的，α是气固间对流传热系数， λ是导热系数，ν是运动粘度，μ是粘度系数，Cp是定压比热。如图3所示，与活塞的距离用x表示。努谢尔特数表示热传导量在传热量中所占的比。普朗特数表示运动粘度和导温系数（定义为λ/ρ*Cp, ρ:密度）之比，这个数对气体来说与温度、压力无关，几乎是常数。研究得出，即使流体处在完全紊流的状态，柯尔伯恩类比(Colburn Analogy)也可用于普朗特数在0.5到50之间的流体，气缸内的冷媒Pr数正处于这个范围。

如果气缸内壁表面上的冷媒流是完全紊流、雷诺数为5×105到107，表面摩擦系数Cf根据经验可用下式表示：

将上式代入柯尔伯恩类比中，努谢尔特数就为：

长度为L的气缸气固对流平均传热系数可从下式得出：

式中平均雷诺数ReL定义为：

2.2.2 固体导热系数[2]

固体导热系数有两部分组成，一部分为气缸内层的导热系数，一部分为气缸外层隔热材料的导热系数。根据传热学知识得到固体总传热系数为（接触热阻忽略不计）。

2.2.3 从气缸内部到气缸外部的传热系数[2]

由于气缸外部都处于冷冻油中，外部的温度比较温度稳定，取压缩机的冷冻油温度维持在95℃，这样气缸外壁温度就维持在95℃；据传热学圆管传热知识得到：

根据公式（6）（8）（9）就是计算得出气缸内外任意角度的传热系数和传热量。其中do、di分别为气缸内外经，为气固对流传热系数，为气缸的导热系数。

2.3 计算与结果

2.3.1 特征长度和干流速度取值

要确定传热面的特征长度L和压缩气体的干流速度u∞很难，如图2所示。本文中取特征长度L为气缸内径周长和活塞外径周长的平均值：

图1 横截面图

图2 工作腔中完全紊流的模型

图3 固体导热过程

图4 压力、温度随角度变化图

图5 冷媒物性参数图

式中θ是活塞的旋转角，如图1所示。此外，由于压缩气体的切向速度从它的最大值2πfR(f：运转频率Hz)变化到零，本文取干流速度u∞为：

2.3.2 温度和压力

本文计算活塞旋转一周，一个工作周期内不用角度位置的动态传热量，计算中需要的热力学参数采用压缩机和冷媒物性模拟软件结果，压缩腔和吸气腔的温度、压力曲线随角度变化关系见图4压力、温度随角度变化图。

2.3.3 物性相关参数

冷媒气体参数吸气温度Ts取35℃，吸气压力Ps为0.625MPa压缩到2.146MPa的排气压力。活塞运转频率为f=47.5Hz(2850转/分钟)，气缸温度Tw假设为85℃，气缸平均温度为90℃。气缸高度设为27.8mm。

传热中的粘度系数、运动粘度、热传导、常压和定容比热随温度和压力变化曲线在图5冷媒物性参数图中列出，这些参数根据贴近气缸的那层热膜的温度而变化。热膜温度Tf是气缸内壁温度Tw和被压缩冷媒温度T的平均数。

2.3.4 模拟计算结果(一个周期)

利用以上参数和公式，针对现有产品计算模拟计算，得出以下结论：

（1）吸气腔内一周，都是在吸热状态，随着角度越大，径向热交换面积越大，吸气量越大；

（2）压缩腔内一周，0～163°处于吸热状态，163°之后气缸内侧温度高于气缸外侧，开始向外放热，并在218°排气开启达到最大放热量，随后随着排气和传热面积减小，传热量逐步减少为0；

（3）整个一周运转过程中，整体传热呈现为吸热状态；而吸热对蒸气压缩循环是有害的，所以需要增加气缸的隔热效果，减少有害吸热。

3 气缸内外传热试验研究

为此，选取A、B两家厂家不同导热系数和厚度的隔热材料，进行模拟计算和试验研究。

3.1 模拟计算结果

采用以上参数模拟结果如图7所示：

（1）气缸外侧喷涂隔热材料，传热量都有明显的下降，最高下降34%，最低的下降24%；

（2）同样涂层厚度下，导热系数降低一半，传热量下降10%；

（3）当厚度和导热系数均不同，比较传热热阻，热阻相当时隔热效果相近，传热量下降也相近；

综合：应尽可能采用导热系数小且外层厚度大的隔热材料。

表1 导热系数

表2 平均换热量（单位W）

表3 试验结果

3.2 试验研究

委托A、B公司使用对应1#～3#隔热材料喷涂气缸外径一周和粉色区域，如图8所示。

在冷量测试台针对某机型进行实际对比，实验结果见下表，对比数据采用3台平均数据，现有大批量产品抽查数据平均值。

试验结果如下：

（1）改善气缸内外传热过程，使得压缩机循环更加往绝热压缩靠近，从而降低了无效的压缩功耗，提升压缩机能效COP；从表3得出NO.1和NO.3性能相对现有批量式样提高0.9～1.2%；

（2）1#效果最好，提升1.2%；2#和3#效果基本相当，提高0.9%，与理论计算趋势一致；

（3）从经济性方面来看，应该优选B公司3#方面，成本更低，性价比更高更容易实现。

图6 现有气缸结构换热特性

图7 不同涂层传热量结果

图8 喷涂区域

4 小结

通过理论传热特性分析以及试验研究，可以得出以下结论：

（1）气缸内外传热整体表现为吸热过程；

（2）通过在气缸外壁喷涂隔热材料，降低气缸导热系数，可以降低有害吸热，从而显著提升压缩机效率。

[1] Johnson, H.A & Rubesin,M.W., Trans. ASME, 71,1948,p.449.

[2] 杨世铭, 陶文铨. 《传热学》. 高等教育出版社,1980年第三版.

[3] Ishii, N. et al., Net Efficiency Simulations of Compact Rotary Compressors for Its Optimal Performance, Proc. International Compressor Engineering Conference at Purdue. July,2000.

[4] Ishii, N. et al., Refrigerant Leakage Flow Evaluation for Scroll Compressors, Proc.International Compressor Engineering Conference at Purdue, July,1996,pp.633-638.

[5] Ishii, N. et al., A Fundamental Optimum Design For High Mechanical and Volumetric Efficiency Of Compact Scroll Compressors, Proc. International Compressor Engineering Conference at Purdu, July,1996,pp.639-644.