適用于7.2kW空調機的高效節能壓縮機

0 引 言

為促進節能降耗，擴大綠色節能家電消費，鞏固家電以舊換新政策實施以來所取得的擴大消費的成果，這幾年國家陸續開展了幾次綠色消費計劃，向購買部分能效標識為一級或二級家電產品的單位和個人給予財政補貼。

該政策的推出，促進了制冷行業的技術創新和能效升級。我們也在原來的高效壓縮機上進行了能效比COP的再次提升，從原來的3.25提升到3.35。一方面為了今后國家能效標準提升做好準備，另一方面也是為了后續空調廠商降本計劃做好預備。

本文將著重從泵體改善，電機新槽型設計優化這兩個方面進行探討。

1 壓縮機效率分析

壓縮機的效率一般由電機效率和泵體效率所決定，而泵體效率又是由機械效率、圖示效率和容積效率組成的。因此想要提升壓縮機的能效，就必須從這4個效率去考慮。

影響壓縮機效率的因素可以參考圖1。

圖1 壓縮機能效比COP組成

從圖1中可以發現影響壓縮機性能的因素有很多，能夠針對性地進行改善。本文著重從吸排氣損失、摩擦損失和電機的鐵損、銅損方向尋找改善思路。

2 泵體結構優化

在壓縮機設計中，我們通常從吸氣、壓縮、排氣這三個過程中尋找泵體改善的方向。本次改善主要從吸氣、排氣以及摩擦損失三個方向進行泵體優化。

2.1 氣缸吸氣口優化

氣缸吸氣結構通常可以采用擴大吸氣孔徑和縮小吸氣孔與彈簧孔的夾角來進行改善。因為吸氣孔與彈簧孔的角度受結構的限制，已經沒有余度再進行調整，如果要改善吸氣孔與彈簧孔的角度，那么需要重新設計壓縮機的結構，這樣不利于共線生產。所以還是從擴大吸氣孔徑這個角度去改善。

正常的氣缸吸氣孔如圖2所示，單純地將吸氣孔徑擴大，會造成壓縮起始角度偏大，從而影響到后續的壓縮和排氣角度，最終會對壓縮機的性能有一定的負面影響。我們可以考慮縱向增大吸氣口孔徑，如圖3所示。

圖2 正常氣缸吸氣孔

圖3 氣缸吸氣擴壓孔

將圓形的吸氣孔改為腰形孔，可以增大吸氣通流面積近20%。這樣可以增大壓縮機的吸氣量，一方面可以提升壓縮機的冷量，另一方面也可以減小吸氣阻力。從試驗結果來看，汽缸吸氣口擴口后，壓縮機的能效大約能提升0.5%。

2.2 排氣口優化

排氣優化可以從排氣通道、DV（稀釋容積）孔、排氣座圈以及通道的其他尺寸進行改善。這里主要是從DV口的改善進行探討。

最早的DV口中心設計都是經過氣缸中心的，但考慮到排氣角度方向實際并不是沿著氣缸中心線排出，而是和中心線成一個角度。因此我們設計了非對心的DV口，使排氣斜切口方向更符合排氣過程流體流動方向，這樣改善了排氣流動，減少流動阻力，降低了排氣過程的壓縮功率。將兩種情況進行模擬計算對比，如圖4所示。

圖4 DV口排氣流速分布

圖4 是通過模擬計算得出的DV口排氣流速的分布。從圖4來看，排氣孔出口的周圍高速區的流速似乎變得密集了一點。從流速上看，兩者區別不是很明顯，因此還要從PV曲線進行分析，如圖5、圖6所示。對PV曲線積分可得到圖5及圖6（把余隙腔一并考慮在內）。

圖5 壓縮過程PV曲線對比

圖6 壓縮過程局部PV曲線對比

圖5 為斜切口變更前后的吸氣、壓縮過程的PV曲線對比。可以發現，PV曲線的最大變化在于整個循環的終了階段，即葉片到達上止點前的較小范圍之內。出現這一結果的主要原因是斜切口變更后增大了壓縮腔殘留容積與吸氣腔之間的通流面積，其間的壓力能夠更快地得到平衡，降低了壓縮損失。

圖6為排氣過程PV曲線的局部放大。可以看到，由于斜切口方向的改變使排氣流動得到了一定程度的改善，變更后的PV曲線得到了一定程度的降低，從而降低了壓縮機的功率。采用非對心斜切口氣缸，能效提升0.3%左右。

2.3 下排氣通路改善

通過流體動力學CFD的計算，現有壓縮機結構的下排氣量遠遠小于上排氣量，僅為0.665倍，說明下排氣阻力較大，過壓縮損失較大，有改善的空間（見圖7）。

圖7 現有壓縮機結構的上下閥片位移對比

目前壓縮機的下排氣通道只有一個孔（圖8），不經過上消聲器直接排到泵體外。現需要另外再增加一條通道（圖9），讓下排氣的通道更通暢，減小下排氣的阻力。

圖8 改善前缸蓋

圖9 改善后缸蓋

附表 壓縮機性能的變化

再次通過流體動力學CFD計算驗證（圖10），壓縮機性能可以提升0.8%左右（見附表）。

圖10 結構改善后的上下排氣量對比

2.4 機械摩擦損失

壓縮機的機械效率包含兩部分，一部分是機械結構的傳動效率，即電機的動力通過曲軸向泵體傳動的有效功率與電機輸出功率之比；另一部分是各機械零部件之間和各摩擦副之間的運動損耗。

機械效率的剛性比較大，一般認為在轉速不變的前提下，機械損失隨功率的變化不明顯，因此壓縮機高效工況下機械效率的占比會增加。

從傳動損失分析，這部分損失受動力傳遞途徑的影響較大，一方面需要減小傳遞鏈和縮短傳遞路徑，另一方面可從減小傳遞阻力上考慮。

轉子式壓縮機，其電機帶動泵體轉動，傳遞鏈相對比較簡單和固定，但縮短電機與泵體之間的距離，一定程度上減小了傳遞路徑，因此降低熱套高度是提升機械傳動效率的手段之一。

在減小傳遞阻力上，可以考慮的方法有：

(1)曲軸軸徑優化設計，軸與軸承的間隙、活塞端面間隙及葉片端面和寬度間隙優化設計，可減小曲軸的轉動阻力，提高傳遞效率；

(2)用滾動軸承替代現有曲軸長短軸處的徑向軸承，減小曲軸的轉動阻力；

(3)曲軸上端用滾動軸承支撐，可減小曲軸撓度，減小其轉動阻力；

(4)用高速鋼止推板結構替代現在的曲軸止推面，止推結構摩擦系數小，減小轉動阻力；

(5)雙轉子結構。相比單轉子結構，雙轉子結構的力矩更加平衡，波動小，曲軸動力傳遞更加平穩，效率更高。

其次，各零部件和摩擦副之間的運動損失。這部分損失的減小可依托現有技術，如部件進行表面處理、減小摩擦系數、對曲軸進行具有固體潤滑作用的二硫化鉬處理；提高運動摩擦面的加工精度，改善工件表面粗糙度，也可減小摩擦系數。

因此，在設計中，應在保證最小油膜厚度的前提下，油的粘度越低越好，油膜厚度比較小，供油越充分，越不容易發生干摩擦。另外，部件表面粗糙度的選擇應與潤滑油粘度、載荷下油膜厚度一起考慮選擇。

考慮到批量的可行性，此次從曲軸軸徑上進行改善，在保證整體剛度滿足要求的前提下，縮小曲軸的短軸軸徑，這樣可以減少曲軸與下缸蓋的機械摩擦損失。軸徑優化方案對能效提升的綜合效果在0.5%左右。

通過泵體的改善：（1）氣缸吸氣口擴口；（2）氣缸非對心斜切口；（3）下排氣通道改善；（4）曲軸軸徑優化改善。將4種改善方案綜合，由于方案間可能存在部分的相互影響，所以泵體的綜合能效設計提升了1.5%。

3 電機優化

原有的電機沖片形式已經不能滿足壓縮機能效提升的需求，因此需要對電機沖片形式進行全面優化，我們需要重新設計電機的槽型。這次的槽型設計是從以下四個方面考慮設計改善的：

切邊切換變更：切邊的變更可以減小沖模步距，降低鋼材的廢料，可以達到節約鋼材的目的；

降低定子的鐵損：重新布置大小槽，小槽布置于切邊處，使電機磁密均勻，降低定子鐵損；

啟動改善：定子繞線優化，主線圈獨立槽放置于小槽，公共槽放置于大槽，平均線圈分布，降低電機諧波，改善起動；

提升效率：增大轉子槽面積，提高電機轉速，減小轉子銅損，這樣能提高效率。

改善后的電機效率提升明顯，加上出力點的調整設計，如圖11所示，電機效率提升了1.5%。

圖11 電機效率對比

4 小 結

通過泵體結構的細節進行設計改善，包括吸氣通道、排氣通道以及機械摩擦損失優化，進一步降低了壓縮機的功率，壓縮機能效提升了1.5%；同時對電機槽型進行了重新設計，在兼顧電機材料成本的同時，使得改善的電機效率提升了1.5%；因此壓縮機整機的能效水平從原來的3.25提升到了3.35。正是我們一直不斷的創新開發更高效的壓縮機，使得我們公司的壓縮機能效一直保持在行業內的領先水平。