卧式转子压缩机油池迁移特性分析

江波 李洋 曹红军

广东美芝制冷设备有限公司 广东佛山 528300

0 引言

润滑油起到为压缩机的摩擦副和压缩腔提供润滑和密封的作用，是压缩机高效稳定运行的保障[1]。由于转子压缩机的周期性排气特性，加上其内部存在高速旋转的电机，在机壳内部的多相流动呈现高速、脉动而复杂的流动特性，因此衍生了一系列可靠性问题，如吐油量大、油面不稳等问题。

卧式转子压缩机多用于家用冰箱、冷柜、车载空调、商用冷藏等场景[2,3]。其压缩原理与立式转子机并无区别，但由于其特殊的卧式安装形式，导致其油池横跨整个壳体，贯通泵体和电机腔；排气管安装于壳体侧面而非旋转轴位置；几乎所有的排气在排出前都需要经过泵体油腔。以上特点均导致卧式机的运行油面特性更为复杂，吐油量更难控制。

目前对卧式压缩机的研究主要集中在其供油系统方面，安吉阁等利用CFD模拟了卧式机的供油系统及转子风扇设计，通过油相的分布来判断供油系统的合理性[4]。郝唯等针对压缩机性能波动问题，对供油系统建立模型，发现滑片泵供油不稳是性能波动和磨损异常的主因[5]。吕浩福等通过CFD仿真发现不同安装倾斜角度（0～30°）下对卧式机供油系统影响较小[6]。上述文献均采用三维CFD仿真方法对卧式机供油系统的工作状态进行了分析，对压差供油的动力来源和流动路径较为清晰。但是润滑油池的稳定性是供油的基础，卧式机的运行油面的形态及影响因素，是确保在动态场景（例如驻车空调压缩机在倾斜状态下）运行稳定性的重要前提，但这方面的研究报道较少。

本文通过三维CFD仿真及视窗样机油面观测实验，研究了运行状态下的卧式机的油面分布及运动状态。通过流场信息提取分析了卧式机油池迁移的原因及影响因素。增进了对卧式机内多相流动机理的认知，也可为产品开发提供设计参考。

1 CFD仿真模型

1.1 计算域与网格划分情况

图1为基于压缩机三维模型抽取出的流动域及网格划分结果。主要可分为泵体、电机（定子/转子）和排气腔。压缩机内部空间被泵体轴承分隔为电机腔和泵体腔，本文将围绕这两个流域进行分析。

图1 计算域与网格划分结果

1.2 多相流模型

本文采用VOF模型对多相流过程进行模拟。VOF模型是建立在固定的欧拉网格下的表面追踪方法，适用于寻求多种不混合工质的流体交界面，即有唯一连续界面。在每个控制体积内，所有相体积分数总和为1，所有变量及其属性在控制体积内各相共享，并代表了容积平均值。式（1）为VOF中连续性方程，其中 表示从p相向q相的质量传递，αq为q相的相体积分数[7]。

1.3 边界设置与入口条件

计算条件及部分边界设置如表1所示，采用多面体网格，全局尺寸2 mm，网格总量160万。计算采用瞬态模型，转子域采用旋转网格运动模式，转子与定子域界面设为旋转壁面。入口采用理论排气曲线来模拟间歇排气过程。

表1 算例计算条件一览

2 运行油面观察实验设计

为确认压缩机内部油面高度差的仿真结果，对常规转子压缩机型进行了改造，在压缩机的电机腔、泵体腔两侧水平安装两个视窗镜，以观察运行状态下的油面高度变化，如图2所示。

图2 卧式转子压缩机视窗样机

3 结果分析与讨论

3.1 卧式机内流场标量分布

首先通过标量云图理解卧式压缩机内的流场分布特性。图3给出了竖直截面的速度云图，可发现在泵体内、转子上下方以及泵体腔顶部的区域气速较高。这是因为排气受到电机和泵体间的碗状导流部件限制，强制通过转子通道进入电机左侧。转子是压缩机内转速最高的单元，其周围的气流会被带动，在其轴向两侧形成强旋流。主轴承将卧式机内部分为两个腔室，一般在其上部（与重力方向相反）会开有排气通孔，其前后局部气速都比较高。

图3 制冷剂流速截面云图

图4给出了静压分布，可以发现压力呈现如下的大小关系：泵体内部＞电机腔＞泵体腔＞转子顶部。泵体内部进行制冷剂压缩过程，是排气流道的起点，压力最高，随后压力在整个排气流道上逐渐降低。尽管供油系统的出口，曲轴顶部位于高压力的电机腔，但是由于转子平衡块旋转形成了局部低压，因此卧式机的压差供油机制得以实现。

图4 静压截面云图

图5给出了内部的两相分布状态，如上文所述，电机腔的高压会将润滑油通过底部的回油通道压向低压的泵体腔，而通过供油系统，泵体侧的油源源不断的泵至电机侧，形成补充。最终形成了如图5所示的“左低右高”的运行油面。

图5 内部油相体积分数分布云图

3.2 内流场油池形态

图6给出了不同转速下运行油面在启动后不同时间下的形态。在30 rps下电机腔的油面不断下降，同时泵体侧的不断上升，在8 s左右两侧油面高度差趋于稳定，而泵体侧的油气界面清晰可见，油池上方的油相体积分数较低。而在60 rps下电机侧的油池在3～5 s几乎全部流至泵体侧，而此时泵体侧的油面相比30 rps反而更低，气液界面较为模糊，且在油面上方油相体积分数较高，意味着60 rps下内部的存油量更低，而吐油量更高。

图6 不同转速下的运行油面形成过程

图7为60 rps，不同压比工况下，仿真时间1 s时的油面分布结果。压比分别为7.6/4.0/2.6，对应排气压降分别为1000 Pa /2154 Pa /5210 Pa。可发现压比越小，体积流量越大，内部平均流速越高，排气压降越大，其结果是油池向泵体侧迁移的速度越快。而泵体油面随着油迁移流量的增大，其液位高度越高，表面稳定性越差，因此油池上方的制冷剂含油量也越高，可能造成吐油量恶化。

图7 60 rps下不同压比下1 s的运行油面分布结果

3.3 油池迁移驱动力分析

水平工作的卧式机的油池能够形成具有一定高度差的分布，其动力主要来自排气流道的节流导致的压力分布特性。

以60 rps工况为例，图8给出了数个周期内电机-泵体腔压差和轴承回油孔流量随曲轴转角的变化曲线，单个时间步为1°，360步为一个周期。其中发现在一个周期内，由于双缸机型有两次排气过程，压差曲线表现出两次尖峰。而在高压推动下，轴承回油孔的流量也随着达到峰值，其后压差虽然快速衰减，油池在惯性作用下会短暂延续，在下一次排气前流量恢复到稳定。在这种排气带来的周期性压差作用下，油池脉动性的从电机腔向泵体腔迁移，从而形成具有一定高度差的油面分布。

图8 60 rps下3个周期内压差和油池迁移速率曲线

计算了不同工况下的腔室压差，结果如表2所示，结果取1 s时刻前后10个周期内的压差均值。可以发现排气压差首选取决于排气流量的大小影响，流量越大，其排气压降越大，自然压差就越大；其次正比于转速大小，同样流量下，转速越高其排气间隔越接近，造成平均压差越高。

表2 油池迁移压差影响因子表格

4 实验结果对比

通过视窗样机进行了运行油面的实验观察，其中吸排气保持不变，测试结果如表3。表3给出了压缩机的吸排气压力、转速和电机腔/泵体腔的油面高度。其中视窗0刻度线为压缩机的旋转轴所在水平面。在全部工况下，泵体侧油面均高过电机油面。在30～60 rps范围内，泵体油面不断升高，而电机油面不断降低，这与仿真结果趋势一致。

表3 视窗样机油面实验结果

随着转速的继续提升，泵体侧的高油面在气流扰动下出现波动，而电机侧的视窗内有大量油滴被气流带动涌入，电机腔内旋流强烈，无法存在稳定的油池。

泵体侧高油面的波动情况易与在油池上腔形成大量油滴，极易造成吐油量的恶化。表4给出了不同封油量的样机吐油测试结果。由于减油可以降低泵体侧的最终油面高度，即使油面受到气流扰动，但油滴排出路径更长，因此吐油量得到了显著改善，与上文仿真和实验结果吻合较好。

表4 吐油量测试结果

5 结论

本文通过仿真和实验研究了卧式转子机的油面迁移过程，主要结论如下：

（1）卧式机内各腔的压力顺序为泵体内部＞电机腔＞泵体腔＞转子顶部。由于电机对泵体腔保持高压差，润滑油在压力脉动下间歇性向泵体侧流动，形成高低不等的运行油面形态。

（2）电机与泵体腔的压差主要来源于排气流道的多个节流环节。该压差随着排气流量和转速的提高而增大，进而导致油池迁移速率和两侧油面高度差的增加。

（3）在高转速和高排气流量下，泵体侧的油面会过高，此时气流对油池的扰动剧烈，油面波动性增加，且在泵体腔上部的含油量显著增加，吐油量恶化。