渦盤溫度場是變形計算的基礎，為了進行溫度場的有限元計算，通過壓縮區(qū)域的劃分，把動態(tài)的空氣壓縮過程轉換為靜態(tài)的熱通量邊界條件，由冷卻風測量結果計算得到冷卻風換熱系數邊界條件。假設渦齒溫度在展角整個范圍線性分布，動、定盤渦齒平均溫差為0℃，對渦盤溫度場進行了初次計算，在溫度場初次計算結果與定盤溫度測量值對比以及渦齒幾何特點分析的基礎上，以渦齒溫度線性起始角、動、定盤壓縮區(qū)域平均溫差為調整參數，熱通量計算時的動、定盤渦齒溫度條件和有限元溫度場計算結果誤差介于±0. 2℃為目標，進行熱通量和溫度場的迭代計算，得到了與熱通量計算時渦齒溫度條件、定盤溫度測量結果相符的渦盤溫度場。

　　渦旋壓縮機有穩(wěn)定、高效、可靠的優(yōu)點，其切向泄露完全取決于動定渦盤徑向間隙，徑向間隙過大，排氣量、排氣壓力、效率下降，徑向間隙過小，工作過程中渦盤溫升變形，容易導致碰撞，不能正常運行�？諝獾谋葻崛葺^小，風冷無油渦旋空氣壓縮機工作過程中溫度較高，溫升對渦盤變形的影響更為明顯，為了獲得渦盤溫度升高后的變形規(guī)律，確定合理的配合間隙，以及對渦齒進行局部修正，首先需要求解渦盤溫度場。

　　有限元計算常用于溫度場、變形的求解，計算結果的準確與否，與邊界條件緊密相關。已有的渦盤溫度場研究缺乏實驗驗證，研究過程渦盤簡化為渦齒，渦齒溫度按照展角直接線性加載，或分塊加載測量點的溫度，或按照渦盤半徑線性加載，或渦盤中心位置加載排氣溫度，邊緣位置加載吸氣溫度，由于容腔位置在不斷變換，且內外容腔移動速度并不相同，無法確定換熱系數的準確值和有效控制換熱系數加載位置的移動，在壓縮區(qū)域以換熱系數的方式加載邊界條件也并不合適，這些溫度場計算模型均與實際出入較大。而使用流固耦合計算時，流場網格需要進行重構，徑向間隙處網格質量不能滿足計算要求。

　　本文把動、定盤壓縮區(qū)域劃分為多個子區(qū)域，由空氣壓縮的熱力學過程計算得到各子區(qū)域的熱通量，作為溫度場計算壓縮區(qū)域的邊界條件。熱通量計算時若子區(qū)域內渦齒的溫度較高，則該子區(qū)域的吸熱量較少，熱通量計算結果較低，導致溫度場計算結果低于熱通量計算時的渦齒溫度，相反溫度場計算結果則高于熱通量計算時的溫度，基于這過程，首先預設熱通量計算時壓縮區(qū)域的溫度邊界，與溫度場計算結果進行比對后，調整熱通量計算的溫度邊界，直至兩者相符，從而得到與熱通量計算時溫度邊界、定盤溫度測量值一致的動、定盤溫度場。

　　1、定盤溫度測量及換熱實驗關聯(lián)式

　　1.1、定盤溫度測量過程

　　空氣渦旋壓縮機測試平臺由合肥通用機械研究院研制，通過了國家標準驗收。測試平臺主要包括PC 機、電機、PK69 型啟動控制柜、JK69 型儀表柜、熱電偶、MDM3051 智能壓力/差壓變送器、儲氣罐。從渦齒外端，每π 個展角鉆一個深入渦齒的測溫孔，用Pt100 熱電阻測量定盤渦齒溫度分布，如圖1所示。

圖1 渦齒溫度測量

　　1.2、格林尼斯基換熱實驗關聯(lián)式

　　冷卻風和壓縮空氣均為強制對流換熱，格林尼斯基公式是常用的對流換熱實驗關聯(lián)式，既適用于過渡流也適用于湍流，已包含了短管入口修正

　　式中，Nu 為努塞爾數，Re 為雷諾數，Pr 為普蘭特數，fg為達爾西阻力系數，費羅年柯公式表達為：fg =(1.82lgRe -1.64) ^-2，Dequal為管道當量直徑，Dcurve為管道的彎曲直徑，l 為管道長度，空氣壓縮過程時取內渦旋線長度，Tg為空氣溫度( 單位為K) ，Tw為壁面溫度( 單位為K，在溫度場計算過程中動態(tài)提取換熱面平均溫度) 。

　　2、結論

　　通過對冷卻風風速和冷卻風排氣溫度的測量，計算出動、定盤冷卻風質量流量，結合動、定盤冷卻風流道尺寸測量結果，由格林尼斯基對流換熱系數公式得到了冷卻風換熱系數，并對定盤換熱系數進行了彎曲管道效應修正，對動盤冷卻風換熱系數進行了振動效應修正。

　　通過子區(qū)域的劃分，結合氣體壓縮過程熱力學過程，得到了子區(qū)域各換熱面積的熱通量，為動、定盤溫度場計算邊界條件的設定提供了一種可靠的方法。

　　通過熱通量計算時渦齒溫度的設定值和溫度場計算結果的對比，對渦齒溫度線性分布起始角和動、定盤壓縮區(qū)域平均溫差進行調整，迭代得到了與熱通量計算時渦齒溫度設定值、定盤溫度測量值一致的動、定盤溫度場。

　　動、定盤渦齒溫度場等溫線呈螺旋狀向外展開，散熱區(qū)域溫度場等溫線分布接近于漏斗狀，溫度場的分布特點與風冷渦旋空氣壓縮機壓縮、散熱過程相符。