P-V圖和閥片運動圖在冰箱壓縮機性能評價中的應用

甘宏偉 金華強 顧江萍 黃躍進 王新雷 沈 希

1．浙江工業大學機械工程學院，杭州，310006 2．美國伊利諾伊大學香檳分校農業與生物工程學院，厄巴納，61801

0 引言

在全球節能減排大環境下，國內外都對制冷產品提出了更高的能耗標準[1]，其核心部件封閉制冷壓縮機的性能的改進成了研究重點。壓縮機性能的提高需利用流體力學和熱力學的新成果，通過優化氣閥結構和摩擦副的設計等方法來改進[2]。冰箱壓縮機P-V圖反映了壓縮機內部工作過程，是分析壓縮機熱力學損失和曲軸轉速波動的基礎[3-5]。而壓縮機氣閥是壓縮機中氣體動力損失的主要根源，理想的氣閥，其流動阻力損失約為壓縮機軸功率的3%～7%，而設計得不好的氣閥其流動阻力損失可以高達軸功率的15%～20%[6]。壓縮機閥片運動圖直觀地反映了壓縮機內部閥片運動過程，是分析壓縮機閥片性能、減少氣體動力損失的基礎，因此，壓縮機P-V圖和閥片運動圖測量的準確性對后續分析至關重要。但由于往復式制冷壓縮機腔體小、運動頻率高、工作環境差等原因，使壓縮機P-V圖和閥片運動圖的獲取十分困難。

目前國內外對往復式制冷壓縮機P-V圖的測量都有一定的研究。文獻[7-8]研制了容積式壓縮機內部熱力過程試驗臺；文獻[9]闡述了壓縮機P-V測試方法；文獻[10]提出了對往復式壓縮機P-V圖分段歸一化的方法，用于壓縮機故障識別；文獻[11-12]通過壓縮機P-V圖檢測氣閥裂紋； 文獻[13]構建了開式壓縮機P-V測試系統。國外Puedently Nevada公司、德國赫爾碧格公司、丹麥PRONOST公司等都致力于冰箱壓縮機在線檢測設備的研究。

綜上所述，目前國內外對往復式制冷壓縮機P-V圖都有一定的研究，但對閥片運動圖的測量和分析，特別是使用P-V圖和閥片運動圖相結合評價壓縮機性能的研究卻寥寥無幾。本文對壓縮機P-V圖和閥片運動圖進行耦合分析，系統闡述了P-V圖和閥片運動圖在壓縮機性能評價中的作用。

1 理論模型及能耗計算

1.1 氣缸容積與曲柄轉角關系數學模型

往復式制冷壓縮機結構如圖1所示，在圓筒形氣缸中具有一可往復運動的活塞，氣缸上有控制進氣、排氣的閥門。當活塞做往復運動時，氣缸容積周期地變化，從而實現氣體的吸入、壓縮和排出。

圖1 氣缸容積和曲柄轉角模型Fig.1 Cylinder volume and crank angle model

根據曲柄連桿機構運動學原理，可以得出曲柄轉角θ?和活塞位移x?的關系式：

(1)

式中，r?為曲柄長度；l?為連桿長度；e?為曲柄連桿機構偏心距；β?為連桿和活塞運動方向的夾角。

由θ?和β?關系可得

(2)

λ?=r?/l?

(3)

將式(3)舍去高次項代入式(2)得

(4)

因此，活塞容積V?與曲柄轉角θ?的關系為

V?=V?c+F?px?

(5)

式中，V?c為氣缸的余隙容積；F?p為氣缸的截面積。

將式(4)代入式(5)得

l?-λr?sin2θ?)

(6)

1.2 壓縮機實際循環

壓縮機實際循環可分為吸氣、壓縮、排氣、膨脹4個過程(圖2)。

圖2 壓縮機實際循環Fig.2 Actual cycle of compressor

(1)吸氣過程。活塞從圖中位置4向位置1運動，低壓制冷氣體被吸入氣缸，直到活塞到達下止點1，吸氣結束，吸氣閥關閉，此時氣缸內充滿低壓制冷氣體。

(2)壓縮過程。活塞從位置1向位置2運動，缸內低壓氣體被壓縮，直到活塞到達位置2，壓縮過程結束。

(3)排氣過程。活塞從位置2向位置3運動，缸內氣體壓力不斷上升，當缸內氣體壓力略大于排氣腔壓力p?d時排氣閥打開，高壓氣體不斷地從排氣管道排出，直到活塞到達上止點位置3，排氣過程結束，排氣閥關閉。

(4)膨脹過程。由于氣缸余隙內殘留有高壓氣體，當活塞開始向下止點移動時，排氣閥關閉，此時，吸氣腔內的低壓氣體不能立即進入氣缸。余隙容積內高壓氣體因容積增大而膨脹，從而使缸內氣體壓力下降，直到缸內氣體壓力略低于吸氣腔內壓力p?s，膨脹過程結束，吸氣閥打開，再次進入吸氣過程，第二個循環開始。

壓縮機循環進行上述過程，實現對制冷氣體間斷性壓縮。

實際循環指示功S?i為圖2中1-2-3-4圍成的大封閉曲面的面積，排氣壓力損失功為圖中陰影部分S?di的面積，吸氣壓力損失功為圖中陰影部分S?su的面積。

1.3 壓縮機能效計算

壓縮機內部能耗關系如下，其中P?el由壓縮機性能測試臺測得，η?mo由電機性能實驗臺測得，其余各功率和效率的計算公式如下:

P?el=P?ds+P?e

(7)

P?e=P?m+P?i

(8)

P?i=S?if?

(9)

P?d=S?dif?

(10)

P?s=S?suf?

(11)

P?th=S?thf?

(12)

η?=η?moη?mη?tη?v

(13)

(14)

(15)

(16)

(17)

式中，P?el為壓縮機總功耗;P?ds為電機損耗;P?e為壓縮機軸功耗；P?m為壓縮機機械功耗;P?i為壓縮機實際循環功耗；S?i為壓縮機實際循環指示功，即實際P-V圖圍成的面積;S?di為壓縮機排氣損失功;S?su為壓縮機吸氣損失功;f?為壓縮機運轉頻率；P?th為壓縮機理論循環功耗;S?th為壓縮機理論循環指示功；η?為壓縮機總效率;η?mo為電機效率;η?m為機械效率;η?t為圖示效率;η?v為容積效率；η?i為壓縮機指示效率;S?th為壓縮機理論循環指示功，即理論P-V圖圍成的面積;q?m?c為壓縮機實際質量流量;q?m?th為壓縮機理論質量流量。

2 實驗平臺

2.1 實驗平臺硬件構成

實驗平臺由特別改裝的實驗壓縮機和測控系統組成，針對壓縮機內部熱力過程進行測試和分析。在壓縮機吸氣腔、排氣腔、活塞缸內安裝微型壓力傳感器，分別測量各腔體內的氣體壓力。同時，在壓縮機吸排氣孔中心軸方向安裝光纖傳感器，對吸排氣閥片升程進行非接觸式測量。為保證光纖傳感器在最佳測量范圍內，并避免壓縮機工作時閥片影響傳感器，須精準調節傳感器與閥片的安裝距離。在壓縮機曲軸上安裝絕對值編碼器來測量曲軸的旋轉角度。實驗平臺傳感器安裝如圖3所示。

1．編碼器 2.排氣閥片位移傳感器 3.吸氣閥片位移傳感器4.吸氣壓力傳感器 5.腔內壓力傳感器 6.排氣壓力傳感器圖3 傳感器安裝圖Fig.3 Diagram of sensor installation

為了使壓縮機在規定工況內運行，實驗壓縮機置于壓縮機性能實驗臺上進行測試，制冷循環如圖4所示。本實驗采用R600A制冷劑，壓縮機運行在ASHRAE標準工況下(表1)。

1.實驗壓縮機 2.油分離器 3.冷凝器 4.干燥過濾器5.過冷器 6.視鏡 7.質量流量計 8.膨脹閥 9.量熱器圖4 測控系統制冷循環圖Fig.4 Refrigeration cycle diagram of test system

冷凝溫度蒸發溫度環境溫度回氣溫度過冷溫度54.4±0.3-23.3±0.232.2±0.332.2±332.2±1

實驗平臺以工業控制計算機為控制核心，采用研華PCI-1716L高速數據采集卡，Kulite微型壓阻式壓力傳感器、PHILTEC非接觸式光纖位移傳感器、OMRON絕對值編碼器，實驗平臺系統結構框圖見圖5。

圖5 實驗平臺結構框圖Fig.5 Structure block diagram of experimental platform

2.2 實驗平臺軟件設計

壓力信號、位移信號和曲柄轉角信號的同步采集是壓縮機P-V圖和閥片運動圖數據采集的難點之一。由于研華PCI-1716L采集卡支持多通道模擬量采集，故可以對編碼器輸出的電壓信號、3個壓力傳感器輸出的電壓信號、2個位移傳感器輸出的電壓信號同時進行多通道采集，從而實現角度、壓力、位移信號的同步采集。圖6為基于LabView設計的軟件總體流程圖。

圖6 軟件總體流程圖Fig.6 Software overall flow chart

3 實驗結果分析

系統以18 kHz采樣頻率在實驗平臺上進行數據采集，并對原始采集信號進行數據處理，取其中一個往復周期內的壓力、位移與曲柄轉角信號，如圖7所示。對數據進行分析可知，壓縮機在一個往復周期內經歷了膨脹、吸氣、壓縮、排氣4個過程；當排氣閥片打開時，排氣腔室內工質氣體有明顯的壓力脈動；當吸氣閥打開時，吸氣腔內工質氣體有微弱的壓力脈動；吸氣閥片在66°±2°打開，215°±2°關閉；排氣閥片在333°±2°打開，3°±2°關閉。

圖7 各壓力和閥片位移隨曲柄轉角變化圖Fig.7 Variation of pressure and valve displacementwith crank angle

3.1 壓縮機實際循環功耗及吸排氣損失功耗

將曲柄轉角通過式(5)轉化為壓縮機腔內容積，得到壓縮機P-V圖(圖8)。圖中腔內壓力曲線圍成的面積(實際循環功)可由下式梯形數值積分法得出：

(18)

式中,p?n?為壓力傳感器第n?個采樣點對應的缸內壓力;V?n?是旋轉編碼器第n?個采樣點對應的氣缸容積。

圖中腔內壓力曲線和吸氣壓力曲線所圍成的面積為吸氣損失功，圖中腔內壓力曲線和排氣壓力曲線所圍成面積為排氣損失功，面積求解方式同實際循環功。

圖8 壓縮機P-V圖Fig.8 P-V diagram of compressor

由1.3節公式計算出實際循環功耗、吸排氣損失功耗等，見表2。

表2 實際循環功耗及吸排氣損失功耗

3.2 閥片運動及反流現象

壓縮機實際循環在很大程度上受到吸排氣閥的影響。本節就實驗測試所得對壓縮機閥片運動及反流現象進行闡述。

由圖9排氣閥片運動圖可知,閥片運動平穩，開閉時間短，閥片升程為0.825 mm。由圖10吸氣閥片運動圖可知,閥片升程為2.148 mm，吸氣閥片在吸氣過程中發生了閥片來回跳動的顫振現象。閥片來回顫振會引起閥片的時間截面大大減小，且影響氣閥的使用壽命。

圖9 排氣閥片運動圖Fig.9 Motion diagram of discharge valve

圖10 吸氣閥片運動圖Fig.10 Motion diagram of suction valve

該壓縮機排氣閥片設計升程為0.9 mm，吸氣閥片設計升程為2 mm。實驗測試得到的閥片升程與閥片設計升程略有偏差，這主要受光纖安裝時光纖頭中心軸線與吸排氣孔中心軸線平行度、端蓋改造后端面平整度、端蓋安裝螺栓的吃緊程度等因素影響。因此，通過實驗測試得到的閥片升程和設計值有偏差是難免的。

閥片開啟過程主要取決于閥片的升程、彈簧力、運動元件質量以及氣流推力等。當升程高、彈簧力大、運動元件質量大、氣流推力小時，開啟過程時間便會相對長。過長的開啟時間會使時間截面增大、閥片損失增加。實驗壓縮機吸排氣閥片延時打開，如圖11、圖12所示。

圖11 排氣閥打開延時Fig.11 Opening delay of discharge valve

圖12 吸氣閥打開延時Fig.12 Opening delay of suction valve

由圖13、圖14可知，實驗壓縮機吸排氣閥關閉都存在延時現象，但排氣閥片延時時間較短。由圖13可知，排氣閥發生反流,排氣腔內氣體反流到氣缸內，但是由于排氣閥延時時間較短，故反流影響較小。由圖14可知，吸氣閥關閉時也發生了反流，氣缸內氣體反流到吸氣腔。當腔體吸入氣體，腔體壓力得到釋放，雖然吸氣閥的關閉經歷了約150°的曲柄轉角，但當發生反流時，吸氣閥片位移較小，故反流造成的閥片時間截面較小，對反流影響也較小。

圖13 排氣閥關閉延時Fig.13 Closing delay of discharge valve

圖14 吸氣閥關閉延時Fig.14 Closing delay of suction valve

吸氣閥片延時關閉時，一方面因活塞已經進入壓縮行程，使吸入的氣體反流，導致排氣量減少；另一方面因閥片在彈簧力和反流氣流的推力共同作用下撞擊閥座，撞擊使閥片應力增大，閥片和閥座的磨損加劇，并導致氣閥提前損壞，而且噪聲更大。

通過對P-V圖和閥片運動圖同步分析可以直觀地看出吸排氣閥是否存在延時和反流現象，從而為壓縮設計和改進提供參考依據。

4 結論

本文對冰箱壓縮機工作過程及氣閥動作進行研究，在ASHRAE工況下對實驗壓縮機進行試驗，根據實驗結果得出以下結論。

(1)通過梯形數值積分法得到實驗壓縮機循環功耗為66.825 W，排氣壓力損失功耗占比為4.245%,吸氣壓力損失功耗占比為1.2%。

(2)通過光纖傳感器測量得到實驗壓縮機排氣閥片升程為0.825 mm，吸氣閥片升程為2.148 mm，且吸氣閥片存在著明顯的顫振現象。

(3)根據對實驗壓縮機P-V圖和閥片運動圖耦合分析可知，實驗壓縮機吸排氣閥片均存在延時和反流現象。

(4)壓縮機P-V圖和閥片運動圖耦合分析為壓縮機性能評價和優化改進提供了一種新思路和方法。

(編輯 王旻玥)