滑板噴射型準二級滾動轉子壓縮機性能

劉星如 王寶龍 李先庭 石文星

(清華大學建筑學院 北京 100084)

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滑板噴射型準二級滾動轉子壓縮機性能

劉星如 王寶龍 李先庭 石文星

(清華大學建筑學院 北京 100084)

本文提出一種將補氣結構設置于滑板上的新型滾動轉子壓縮機結構，該結構能保證吸氣結束后補氣口才向壓縮腔打開，避免了補氣回流至吸氣管導致的容積效率降低。通過建立數值模型，對該新型結構進行了模擬研究。結果顯示：該新型結構可完全避免噴射過程中噴射制冷劑回流至吸氣腔；與傳統結構補氣單缸滾動轉子壓縮機相比，帶有新型噴射結構的單缸滾動轉子壓縮機的容積效率提升2.6%～3.7%。

滾動轉子壓縮機；中間補氣；準二級壓縮；容積效率

滾動轉子壓縮機具有效率高、靈活、輕便等優點，因此在小型家用空調等領域廣泛應用。空氣源熱泵在北方地區不斷推廣，對壓縮機在低溫工況下的制熱能力及性能系數提出了更高的要求。目前滾動轉子壓縮機在低溫工況下存在一系列問題[1]，包括：1)壓縮機壓比增大，泄漏量增大，容積效率下降，排氣溫度升高，導致COP衰減嚴重和壓縮機可靠性降低；2)吸氣量減小，循環流量不足，導致空調制熱量減小。針對以上問題，國內外很多學者做了大量的研究，提出一系列解決方案，包括中間補氣技術[2]、復疊式蒸氣壓縮熱泵系統[3]以及雙極耦合式熱泵系統[4]等。其中，中間補氣技術由于可有效提高制熱量和COP以及降低排氣溫度，成為解決低溫工況下空氣源熱泵性能衰減的重要技術途徑。

中間補氣方式有兩種，一種為雙級壓縮中間補氣，即在兩個串聯壓縮機中間連接管上補氣；另一種是在壓縮機壓縮過程進行補氣，此時壓縮機自帶噴射口，稱為準二級壓縮形式。由于成本低，準二級壓縮技術已在渦旋壓縮機和螺桿壓縮機上得到較多的研究和應用，尤其是渦旋壓縮機。其中，馬國遠等[5-6]確定了渦旋壓縮機噴射壓力的最佳取值范圍，其研究表明R32渦旋壓縮機中間補氣技術可有效降低排氣溫度，并提高制熱量和COP。Wang B L等[7]詳細研究了各項噴射參數準二級渦旋壓縮機性能的影響，提出準二級壓縮系統的優化設計和控制方法。Heo J等[8]通過實驗研究了不同氣體噴射方式對渦旋壓縮機系統的影響。螺桿壓縮機方面，Wu H G等[9]對螺桿壓縮機的中間補氣技術進行了廣泛研究。目前準二級壓縮已經成為渦旋壓縮機在低溫環境制熱的關鍵技術。研究表明：應用中間補氣技術的渦旋壓縮機可實現COP提高10%～20%，制熱量提高15%～30%，并顯著降低排氣溫度。因此很多學者考慮將中間補氣技術應用在滾動轉子壓縮機上。

目前對于雙級耦合滾動轉子壓縮機中間補氣技術已有一些研究。Xu S X等[10]實驗研究了雙級滾動轉子壓縮機的補氣技術，研究結果表明：應用帶補氣功能的雙級滾動轉子壓縮機的空氣源熱泵的制冷能力和制冷COP都有較大幅度的提高，且在低溫情況下隨著蒸發溫度降低制熱能力的衰減速度減小。國外學者Ko Y等[11]通過實驗對雙級滾動轉子壓縮機的內容積比進行了優化，結果顯示可提高制熱量和COP分別達20%和10%。

準二級滾動轉子壓縮機的中間補氣技術目前研究較少，其中有代表性的工作是賈慶磊等[12-13]對準二級滾動轉子壓縮機的中間補氣技術進行的實驗研究，并將實驗結果與帶中間補氣技術的雙級耦合滾動轉子壓縮機進行比較。用于該實驗的壓縮機噴射口開在盡可能離排氣口近的氣缸壁位置，這樣既能保證補氣量較大，又使噴射口與吸氣口串通時間較短，從而使得回流到吸氣管中的制冷劑較少。實驗結果表明，室外溫度高于-15 ℃時，帶中間補氣的準二級滾動轉子壓縮機較普通滾動轉子壓縮機的制熱量提升幅度在12%以上；與帶中間補氣的雙級耦合的滾動轉子壓縮機相比，環境溫度高于-15 ℃時，單級滾動轉子壓縮機的制熱量和COP均優于雙級耦合滾動轉子壓縮機。由此可以看出，對準二級滾動轉子壓縮機進行進一步的深入研究是提高帶滾動轉子壓縮機熱泵系統性能的重要工作方向。

1 新型噴射結構的提出

圖1是目前傳統帶噴射口的單級滾動轉子壓縮機的結構示意圖。由圖1可知，這種噴射口開在氣缸壁位置將不可避免有一段補氣口和吸氣口串通的時間，在這段時間內，從補氣口噴射的中壓氣體制冷劑將回流進入吸氣管，降低壓縮機的有效吸氣量，從而降低了壓縮機的容積效率。

圖1 傳統準二級滾動轉子壓縮機噴射結構Fig.1 Traditional injection structure of quasi two-stage rotary compression

減少噴射制冷劑向吸氣管的串通是提高準二級滾動轉子壓縮機容積效率的重要方法。鑒于此，本文提出了一種新的補氣結構，該新型補氣結構中補氣口開在排氣側的滑板上，補氣口成條形(圖2)。

圖2 滑板結構示意圖Fig.2 Structure of the blade with injection structure

該結構是從滑板中間鉆出或銑出一條或多條噴射通路，并在滑板高壓側銑出噴射閥安裝平臺，在噴射閥安裝平臺上安裝彈簧閥片和升程限制器。當滑板向下滑到一定位置時，噴射口將與壓縮腔相通，此時噴射閥片開啟，噴射開始，而當轉子轉過一定角度，壓縮腔的壓力與噴射壓力相當時，噴射閥片彈回關閉，噴射過程結束。

圖3所示為依據完全無串通且最大補氣量原則設計的補氣結構(以下簡稱：無串通滑板噴射)。當吸氣腔與吸氣管完全隔離前(圖3(a))，滑板回縮于滑板套中，滑板套封閉噴射口，補氣彈簧閥關閉，此時不補氣；當吸氣腔與吸氣管隔離，吸氣過程結束時(圖3(b))，滑板下滑使得噴射口下沿露出滑板套底端，噴射口與壓縮腔連通，此時由于補氣壓力大于壓縮腔內壓力，補氣彈簧閥打開，向壓縮腔補氣；隨著壓縮過程的進行，壓縮腔腔內壓力逐漸升高，當腔內壓力與補氣壓力相當時，補氣彈簧閥回彈，補氣結束(圖3(c))。此后，滾動轉子依次運行于下止點(圖3(d))、開始排氣(圖3(e))、排氣結束(圖3(f))等位置，此過程中補氣彈簧閥始終處于關閉位置。

圖3 滑板補氣裝置動作示意圖Fig.3 Working process of the rotary compressor with injection channel on blade

可以看出，該方式就完全避免了噴射口與吸氣腔的串通及補氣向吸氣管的回流。與此同時，噴射系統可在吸氣結束的第一時間開始向壓縮腔補氣，實現最大的補氣量。此外，需要說明的是，該結構中噴射口至彈簧閥片之間的容積并不影響容積效率，因為該容積并不與吸氣腔連接，因此不影響壓縮機從低壓側的吸氣量。

需要注意的是，在滑板一側開設補氣口可能影響滑板兩側的壓力平衡、潤滑和泄露等。分析可以發現，由于本設計中采用窄縫型噴射口，噴射口面積大，且寬度窄(1.0～2.0 mm)，因此噴射開始后很短時間就能實現大流量噴射，這也將導致補氣過程在較短時間內結束。這一補氣結構對于滑板動力特性的影響與傳統補氣系統對滑板動力特性的影響并無顯著差異，因此，可以認為該補氣結構對于滑板的壓力平衡影響在可承受范圍內。實際上噴射口以及限位器與滑板安裝間隙的存在將發揮儲油和帶油作用，更好地實現滑板與滑板套之間的潤滑和密封作用。另外，為保證結構強度，垂直噴射通道可采用多個并列圓孔代替扁平噴射通道。

本文應用仿真模擬方法，對上述提出的新型補氣結構壓縮機在不同工況下的性能進行模擬，并與傳統噴射結構壓縮機進行對比。

2 模擬方法

2.1 模型

1)幾何模型

幾何模型包括吸氣腔、壓縮腔以及滑板隨轉角的變化規律。前人已給出該部分基本模型[14]，故在此不再贅述。

對于上述無串通滑板噴射結構，當轉子從上止點轉動至吸氣結束前時，噴射口面積持續為0。當吸氣結束后，噴射口開始打開并迅速增加，在較短的時間內增加到最大值，而后一直保持，直至到達下止點。轉子從下止點旋轉到上止點的過程中，噴射口面積的變化與從上止點到下止點的旋轉過程對稱。

(1)

式中：S為噴射面積，m2；θ為轉子旋轉角，rad；θs,e為噴射起始角，rad；f為噴射口在厚度方向的修正系數；L為工作腔厚度，m；T為噴射口寬度，m；ε(=1-r/R)為相對偏心距；r為轉子半徑，m；R為氣缸半徑，m；θ*為噴射面積達到最大值所對應的旋轉角，rad。θ*可由下式求得：

對于傳統氣缸壁噴射結構，噴射面積需要考慮轉子轉到噴射口附近時的節流特征。因此其對應的噴射面積的數學描述為：

S=min(S1,S2)

(2)

S1=πDinj2

S2=πDinj(R-(R-r)cos(θ-θs)-rcos(β))

式中：Dinj為噴射口直徑，m；θs為噴射口安裝角，rad。

綜上，噴射面積隨轉角的變化如圖4所示。

圖4 不同噴射結構的噴射面積隨轉角的變化Fig.4 Injection area variation for different injection structure

2)熱力學模型

熱力學模型可根據能量平衡方程和質量平衡方程進行推導得出。前人研究已給出基本模型[14]，在此不再贅述。

3)泄漏模型

在壓縮機轉子轉動過程中，可應用一維噴管節流模型來描述壓縮腔內的高壓氣體通過徑向間隙和滑板間隙的泄漏。此外，通過滑板兩邊間隙的泄漏、吸氣、排氣以及噴射過程均用該節流模型來描述，只是針對不同形式的泄漏，其泄漏系數有所不同。在模擬過程中，徑向間隙采用動態模型進行描述，滑板與轉子的間隙以及滑板與氣缸的間隙取恒定值，同時不考慮端面泄漏和液體泄漏。

4)其他模型

當轉子轉過排氣口至吸氣口之間時，吸氣腔和壓縮腔處于串通狀態。為了較為準確的描述該過程，應用了雙級節流模型。同時，在轉子轉到吸氣口或排氣口時，其吸排氣面積應取吸排氣口面積和吸排氣口周長與轉子圍成的三維曲面面積的最小值。

本研究采用的是高壓腔型壓縮機，即壓縮腔排出的高壓氣體先進入壓縮機殼體內，在此與電機、室外環境以及吸氣管發生熱交換。應用熱平衡方程來描述高壓氣體在機殼內的換熱過程。壓縮過程壓縮腔內的換熱問題，可假設氣缸壁的溫度從吸氣口和排氣口隨轉角線性變化[15]，應用Dittus Beolter方程進行描述。由于吸氣管很短，吸氣過熱過程可采用恒定努賽爾數Nu=3.66進行描述[16]。

基于商務部的結論，法院推測了為了解決非市場經濟國家進行商品補貼的問題商務部在未來可能采取的行動。其中一點是通過采取“非市場經濟方法”來征收反傾銷稅，在這一基礎上征收反補貼稅，同時，對反傾銷稅采取“細微的調整”來抵消對同一企業進行雙重征稅的問題。法院注意到了商務部將要實施的措施可能會引起更多的問題與糾紛，正如其所說“這種措施是否會造成與法規的直接沖突”或者“這種措施從根本上是否為不公平的，因而造成對法規不公正的解釋或者濫用”[2](P1290)。然而，法院并沒有對這一話題進行更加深入的探討或者分析，原因是這一問題與原告所受到的損失無關。

對于帶中間補氣的壓縮機，其容積效率有不同的表達方式。本研究容積效率采用如下數學描述定義：

(3)

式中：ηv為容積效率；mdis為排氣制冷劑的質量流量，kg/s；minj為噴射制冷劑的質量流量，kg/s；n為壓縮機轉速，Hz；ρsuc為吸氣密度，kg/m3；V為理論吸氣容積，m3。

噴射壓力采用最佳理論噴射壓力計算。

(4)

式中：pinj為噴射壓力，kPa；psuc為吸氣壓力，kPa；pdis為排氣壓力，kPa。

圖5 模型無補氣工況的實驗驗證Fig.5 Experimental verification for single rolling piston compressor without vapor injection

2.2 模型驗證

1)無補氣單級滾動轉子壓縮機驗證

如圖5所示，將無補氣單級滾動轉子壓縮機的模擬結果與實驗結果[17]進行對比，可以發現制熱量和功率的誤差均在3%之內，模型具有較好的精度。

2)帶補氣單級滾動轉子壓縮機驗證

如圖6所示，將該模型模擬的帶補氣單級滾動轉子壓縮機與實驗結果[12]進行比較，結果表明功率誤差小于6%，制熱量誤差小于7%，吻合較好。

圖6 模型準二級工況的實驗驗證Fig.6 Experimental verification for quasi two-stage rolling piston compressor

因此，基于此模型，下文對新提出的新型噴射結構的單缸滾動轉子壓縮機進行模擬仿真研究。

本文模擬研究中使用的壓縮機主要尺寸如表1所示。研究工況如表2所示。

表1 壓縮機結構參數

表2 研究工況

3 結果與分析

從圖7(a)可以看出，在排氣之前，帶噴射的滾動轉子壓縮機壓縮腔的壓力隨轉角的變化比無噴射滾動轉子壓縮機壓縮腔的壓力變化更大，因此帶噴射的壓縮機壓縮腔壓力會更快達到排氣壓力。由圖7(b)可知，中間補氣技術可以有效降低排氣溫度，這可以有效解決在低溫工況下，由高壓比帶來的排氣溫度過高問題。

圖7 中間補氣對滾動轉子壓縮機腔內參數的影響Fig.7 Influence of vapor injection on inner parameters of rotary compressor

圖8 典型工況下不同噴射結構的噴射量和串通比Fig.8 Injection mass and bypass rate for different injection structure under a typical working condition

為描述噴射制冷劑中回流至吸氣管的制冷劑量的多少，定義回流制冷劑量與總噴射量的比值為串通比。圖8展示了在典型工況(蒸發溫度和冷凝溫度分別為-10 ℃，40 ℃)下不同噴射結構的噴射量和串通比。由圖8可知噴射口安裝滑板上的噴射結構的噴射量是普通氣缸壁補氣結構噴射量的3.5倍左右。同時，采用無串通滑板噴射結構時的串通比為0，而傳統氣缸壁噴射時串通比可達25%。

圖9展示了不同噴射結構的瞬時噴射流量。由圖可知，噴射口開在滑板上時的瞬時噴射流量遠大于噴射口開在氣缸壁的瞬時流量。噴射口開在氣缸壁上時，轉子轉過吸氣口前，噴射流量不為0，此時的噴射使中壓制冷劑噴射至吸氣腔，導致制冷劑回流至吸氣管。而采用無串通滑板噴射結構時，在轉子轉到吸氣口下邊緣角之前，其瞬時噴射流量為0，隨后隨著噴射面積的增大，瞬時噴射流量持續增大，但在噴射面積增大的同時，壓縮腔內的壓力也迅速增大，達到一定位置時，腔內壓力與噴射壓力相當，此時噴射結束，噴射彈簧閥關閉，其瞬時噴射流量迅速減小為0。

圖9 不同噴射結構的瞬時噴射流量Fig.9 Instantaneous injected mass flow rate for different injection structure

圖10(a)和(b)分別展示了冷凝溫度為40 ℃和50 ℃時，不同蒸發溫度下不同噴射結構的串通比。由圖可知，將噴射口開在氣缸壁上時，隨著蒸發溫度的上升，串通比上升，最大可達30%。對于無串通的滑板噴射結構的串通比恒為0。

圖11展示了冷凝溫度為40 ℃時不同蒸發溫度下不同噴射結構的噴射量和噴射比。由圖可知，隨著蒸發溫度的升高，不同噴射結構的噴射比都是逐漸減小的。從噴射量角度講，將噴射口開在氣缸壁的傳統噴射結構的噴射量，隨著蒸發溫度的提高逐漸增加，而將噴射口開在滑板上的噴射結構的噴射量表現為先增加后減小。新型噴射結構較傳統噴射結構的噴射量和噴射比均大的多。

圖12展示了不同工況下不同噴射結構滾動轉子壓縮機的排氣量和功耗。由圖可知，噴射口開在滑板上的滾動轉子壓縮機與噴射口開在氣缸壁上的滾動轉子壓縮機相比，前者比后者的排氣量增加了16%～84%，且隨著蒸發溫度的降低，增加幅度將變大，功耗也增加。而隨著蒸發溫度的升高，不同噴射結構的滾動轉子壓縮機的冷凝器質量流量都增加，但功耗都先增加后減小。

圖10 不同工況不同噴射結構串通比Fig.10 Bypass rate for different injection structure under different working conditions

圖11 不同工況下不同噴射結構的噴射量和噴射比Fig.11 Injection mass and injection rate for different injection structure under different working conditions

圖12 不同工況下不同噴射結構的壓縮機排氣量和功耗Fig.12 Discharge mass flow-rate and power consumption for different injection structure under different working conditions

圖13展示了冷凝溫度分別為40 ℃和50 ℃時，不同蒸發溫度下不同噴射位置的容積效率。由圖可知采用無串通滑板噴射的滾動轉子壓縮機的容積效率，較采用氣缸壁噴射的滾動轉子壓縮機提升幅度可達2.6%～3.7%。

圖13 不同工況下不同噴射結構的容積效率Fig.13 Volumetric efficiency for different injection structure in different working conditions

4 結論

本文提出一種將補氣結構設置于滑板上的新型滾動轉子壓縮機結構。該結構能保證吸氣結束后補氣口才向壓縮腔打開，避免了補氣回流至吸氣管導致的容積效率降低。通過建立數值模型，對該新型結構進行了模擬研究。結果顯示：

1)采用無串通滑板噴射結構時，制冷劑通過噴射口噴射到吸氣腔的質量為0，完全避免了傳統氣缸壁結構造成的18%～30%的噴射旁通。

2)將噴射口開在滑板上的帶補氣結構的滾動轉子壓縮機與將噴射口開在氣缸壁上的帶補氣結構的滾動轉子壓縮機相比，前者容積效率高出后者達2.6%～3.7%。

3)滑板噴射結構較氣缸壁噴射結構的排氣量提高16%～84%。

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About the corresponding author

Wang Baolong, male, associate professor, Department of Building Science, Tsinghua University, +86 10-62786571，E-mail：wangbl@tsing hua.edu.cn. Research fields: efficient refrigeration and heat pump equipment; efficient thermal recovery.

Performance of Rotary Compressor with Vapor Injection Mechanism on Blade

Liu Xingru Wang Baolong Li Xianting Shi Wenxing

(School of Architecture, Tsinghua University, Beijing, 100084, China)

A novel vapor injection structure on blade for rotary compressor is put forward. In the new mechanism, the inject port will keep close until the gas suction process is finished and the compression pocket is isolated from the suction tube, which avoids the back-flowing of the injection refrigerant into the suction tube and the decrease of the volumetric efficiency. Based on a verified numerical model, the performance of the new configuration is investigated. The results indicate that: (1) this vapor injection mechanism can well eliminate the back-flowing of the injected refrigerant; (2) compared with the traditional injection configuration, the novel structure can enhance the volumetric efficiency 2.6%-3.7%.

rotary compressor; gas refrigerant injection; quasi two-stage compression; volumetric efficiency

0253- 4339(2016) 02- 0001- 08

10.3969/j.issn.0253- 4339.2016.02.001

國家自然科學基金(51176084)和國家杰出青年科學基金(51125030)項目資助。(The project was supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51176084) and the National Science Foundation for Distinguished Young Scholars of China(No.51125030).)

2015年6月30日

TB652; TB61+

簡介

王寶龍，男，副教授，清華大學建筑技術科學系，(010)62786571，E-mail：wangbl@tsinghua.edu.cn。研究方向：高效制冷熱泵裝置研究；冷熱高效回收技術。