吸氣閥片對(duì)制冷壓縮機(jī)整機(jī)性能影響精細(xì)化研究

楊豐毓 吳斌 周慧

加西貝拉壓縮機(jī)有限公司 浙江嘉興 314006

1 引言

高效節(jié)能是近年來國(guó)內(nèi)外制冷壓縮機(jī)的研究與發(fā)展的重點(diǎn)之一。對(duì)輕型商用壓縮機(jī)的整機(jī)性能提效研究而言，閥組組件是影響壓縮機(jī)能效比的關(guān)鍵零部件，吸排氣閥片的厚度等形狀尺寸和排氣限位高度影響著吸排氣閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，合理設(shè)計(jì)吸氣閥片能夠有效調(diào)控閥片關(guān)閉時(shí)間和制冷劑氣體回流量大小，從而提高輕型商用壓縮機(jī)整機(jī)的性能[1-4]。對(duì)閥組組件進(jìn)行精細(xì)化的仿真研究，不僅有助于整機(jī)性能的進(jìn)一步提升，而且可以降低實(shí)驗(yàn)成本、推進(jìn)零件標(biāo)準(zhǔn)化等一系列工作，從而從整體上提升輕型商用壓縮機(jī)的研發(fā)進(jìn)度。

本文以閥組組件中的吸氣閥片作為精細(xì)化研究對(duì)象，對(duì)兩種腰部尺寸有著細(xì)微變化的吸氣閥片進(jìn)行數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)測(cè)試，探討吸排氣閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律、氣體回流量等，對(duì)比壓縮機(jī)整機(jī)能效比等關(guān)鍵參數(shù)的模擬值和整機(jī)實(shí)測(cè)值。

2 理論模型與吸氣閥片精細(xì)化

2.1 整機(jī)原理與理論模型

某型號(hào)壓縮機(jī)工作時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)子帶動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)。連桿一端連接曲軸，另一端通過活塞銷連接氣缸活塞，運(yùn)動(dòng)由曲軸通過連桿傳遞到活塞，活塞從起始位置開始做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，吸氣和排氣過程交替進(jìn)行。吸氣時(shí)，當(dāng)氣體壓力達(dá)到閥片對(duì)應(yīng)閾值時(shí)，吸氣閥片打開，排氣閥片關(guān)閉，低溫低壓氣體從吸氣管通過波紋管、消聲器通道和吸氣口進(jìn)入氣缸，活塞運(yùn)動(dòng)使得氣缸內(nèi)壓力增大；排氣時(shí)，排氣閥片打開，吸氣閥片關(guān)閉，高溫高壓氣體從氣缸內(nèi)通過閥板的排氣口排出。

根據(jù)F. Bassi等人的往復(fù)式壓縮機(jī)的理論模型[5]，將壓縮機(jī)氣體流體通道部分等效為“管道”和“容積”，則壓縮機(jī)可模擬為一組一維、可變截面積的管道和一組容積有序連接而成的結(jié)構(gòu)，例如吸氣消聲器和氣缸為“容積”，連接各個(gè)容積的道路為“管道”，吸氣消聲器的吸氣端為變截面管道。截面積為S的管道中，氣體流動(dòng)的控制方程為：

式中，氣體密度ρ、速度u、壓力p、總能量et和管道截面積S均可被認(rèn)為是時(shí)間沿一維坐標(biāo)軸的函數(shù)，Re為等效管道的雷諾數(shù)，Pr為普朗特?cái)?shù)，Tw-T為流體和壁面的溫度差，Sq為管道單位長(zhǎng)度表面熱通量，f(Re)和g(Re,Pr)根據(jù)圓形橫截面和湍流流體狀態(tài)選擇。

用密度、速度動(dòng)能和總能量表示流體控制，并且結(jié)合了管道的摩擦力和熱流量對(duì)流體場(chǎng)的影響，利用狀態(tài)方程將壓力表示為密度和內(nèi)能的函數(shù)，就可以求解上述非線性偏微分方程。同時(shí)考慮能量守恒方程，將閥片類似成一個(gè)單自由度的阻尼彈簧系統(tǒng)，有：

2.2 吸氣閥片腰部精細(xì)化

圖1所示為本文所研究的吸氣閥片，吸氣閥片核心部位為雙腰狀，中間為排氣孔，四周均為定位孔。微調(diào)腰部尺寸設(shè)計(jì)兩種吸氣閥片1和吸氣閥片2，吸氣閥片1剛度為217 N/m，吸氣閥片2剛度為204 N/m，兩者剛度相差13 N/m，機(jī)械體的剛度、質(zhì)量和頻率之間存在固定關(guān)系，通過吸氣閥片的剛度和頻率可有效調(diào)控吸氣閥片的打開和關(guān)閉時(shí)間。

圖1 腰部尺寸精細(xì)變化的吸氣閥片

模擬和測(cè)試所用壓縮機(jī)排量為4.15 cc，活塞直徑為19.1 mm，曲軸偏心距為7.25 mm，曲軸孔和缸孔的偏置為2 mm，吸排氣閥片的厚度均為0.203 mm，設(shè)置排氣側(cè)限位升程為0.8 mm，數(shù)值模擬所用工質(zhì)為R290，工況為ASHRAE標(biāo)況，即蒸發(fā)溫度為-23.3℃，冷凝溫度為54.4℃，過冷、吸氣和環(huán)境溫度均為32.2℃，吸氣壓力為0.2168 MPa，排氣壓力為1.8831 MPa，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為2947 r/min，活塞初始位于下止點(diǎn)。

3 數(shù)值模擬與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比

3.1 吸氣閥片精細(xì)化對(duì)吸氣閥片位移、速度和質(zhì)量流量的影響

圖2為兩種吸氣閥片位移隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線。從圖2可以看出，在曲軸旋轉(zhuǎn)一個(gè)周期360°內(nèi)，吸氣閥片1和吸氣閥片2兩種吸氣閥片經(jīng)歷四次開閉，每次開閉的最大位移依次衰減。前三次開閉時(shí)，吸氣閥片2的最大位移均稍大于吸氣閥片1的最大位移，其中吸氣閥片1最大位移達(dá)1.961 mm，而吸氣閥片2最大位移為2.073 mm，兩者相差0.112 mm，這是因?yàn)槲鼩忾y片1的剛度稍大于吸氣閥片2，在相同的負(fù)載下，吸氣閥片2具有稍高的升程。另外，吸氣閥片1的關(guān)閉角度為391.34°，而吸氣閥片2的關(guān)閉角度為394.02°，兩者相差2.68°，兩種吸氣閥片均沒有在曲軸轉(zhuǎn)角為360°時(shí)及時(shí)關(guān)閉，均存在延遲關(guān)閉的現(xiàn)象，吸氣閥片1較早關(guān)閉，這是因?yàn)槲鼩忾y片1的剛度稍大。對(duì)比可得：對(duì)吸氣閥片外形尺寸精細(xì)化后，剛度較大的吸氣閥片1的最大位移較小，且關(guān)閉角度也較早，有利于提升可靠性和減小制冷劑回流。

圖2 兩種吸氣閥片位移隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

兩種吸氣閥片速度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線，如圖3所示。在開啟過程中，吸氣閥片1的最大速度為3.134 m/s，吸氣閥片2的最大速度為3.285 m/s，因剛度上微小的差異，使得吸氣閥片1和吸氣閥片2的運(yùn)動(dòng)速度也呈現(xiàn)出微小的差異，剛度較小的吸氣閥片2具有較大的運(yùn)動(dòng)速度。

圖3 兩種吸氣閥片速度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

同時(shí)隨著吸氣閥片的開閉，吸氣質(zhì)量流量也發(fā)生了四次整體的升降變化，如圖4所示，在曲軸轉(zhuǎn)角為221.9°時(shí)，吸氣閥片打開，吸氣質(zhì)量流量開始出現(xiàn)升高現(xiàn)象，四次升降后回歸零值。由于吸氣壓力脈動(dòng)的影響，吸氣質(zhì)量流量在每次升降時(shí)產(chǎn)生了小幅度的上下波動(dòng)。而質(zhì)量流量下降至負(fù)值，意味著閥片未能及時(shí)關(guān)閉，產(chǎn)生了氣體回流，吸氣閥片1和吸氣閥片2均產(chǎn)生了氣體回流現(xiàn)象，剛度較大的吸氣閥片1因關(guān)閉較早，產(chǎn)生的氣體回流較小。積分得到吸氣閥片1和吸氣閥片2產(chǎn)生的吸氣質(zhì)量流量分別為1.992 kg/h和1.967 kg/h，吸氣閥片1因較早關(guān)閉，回流較小，因而在相同的氣缸容積下產(chǎn)生了較大的吸氣質(zhì)量流量。

圖4 兩種吸氣閥片質(zhì)量流量隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

3.2 吸氣閥片精細(xì)化對(duì)排氣閥片位移、速度和質(zhì)量流量以及氣缸容積的影響

從圖5和圖6可以看出，兩種吸氣閥片對(duì)應(yīng)的排氣閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律大體一致，一個(gè)循環(huán)周期內(nèi)僅有一次開閉過程。因排氣限位升程的限制，吸氣閥片1和吸氣閥片2對(duì)應(yīng)的排氣閥片能達(dá)到的最大位移均為0.8 mm，均在曲軸旋轉(zhuǎn)角度為143.8°時(shí)迅速打開，且均在曲軸轉(zhuǎn)角為182.4°時(shí)關(guān)閉。兩種吸氣閥片在運(yùn)動(dòng)過程中最大的速度均為2.333 m/s，吸氣閥片剛度的微小差異并沒有對(duì)排氣閥片的位移、速度等運(yùn)動(dòng)特性參數(shù)產(chǎn)生影響。圖7中所示為排氣質(zhì)量流量隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線，吸氣閥片1對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為1.985 kg/h，吸氣閥片2對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為1.979 kg/h。對(duì)比可得：外形尺寸精細(xì)化下的兩種吸氣閥片對(duì)排氣質(zhì)量流量有細(xì)微的影響。

圖5 排氣閥片位移隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

圖6 排氣閥片速度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

圖7 排氣質(zhì)量流率隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

圖8是兩種吸氣閥片對(duì)應(yīng)的氣缸內(nèi)壓力隨氣缸容積變化曲線，對(duì)其進(jìn)行積分并考慮PTC功耗、摩擦功耗和電機(jī)效率，得到曲軸旋轉(zhuǎn)一周內(nèi)兩種吸氣閥片對(duì)應(yīng)整機(jī)的輸入功率，其中PTC功耗為0.3 W，摩擦功耗為8.9 W以及電機(jī)效率為0.73。吸氣閥片1對(duì)應(yīng)的整機(jī)輸入功率為124.739 W，吸氣閥片2對(duì)應(yīng)的整機(jī)輸入功率為123.254 W。

圖8 氣缸內(nèi)壓力隨氣缸容積變化曲線

表1為兩種吸氣閥片對(duì)應(yīng)的整機(jī)制冷量、輸入功率以及COP進(jìn)行了整理，對(duì)比可得，吸氣閥片1對(duì)應(yīng)的制冷量為197.0876 W，吸氣閥片2對(duì)應(yīng)的制冷量為195.3579 W，使用吸氣閥片1的壓縮機(jī)制冷量高出1.7297 W，這是因?yàn)槲鼩忾y片1的關(guān)閉角度提早，關(guān)閉較為及時(shí)，產(chǎn)生的回流量較小。通過積分處理可以獲取壓縮機(jī)輸入功率，吸氣閥片1對(duì)應(yīng)的整機(jī)輸入功率較高，相比使用吸氣閥片2的壓縮機(jī)輸入功率高1.485 W，通過制冷量和輸入功率的換算，使用吸氣閥片1的整機(jī)COP為1.58，使用吸氣閥片2的整機(jī)COP為1.585，前者具有較高的制冷量，但是輸入功率較高，后者制冷量較低，而輸入功率也較低，綜合來看使用吸氣閥片2的壓縮機(jī)具有較高的COP。

表1 兩種吸氣閥片對(duì)應(yīng)的整機(jī)制冷量、輸入功率等參數(shù)對(duì)比

3.3 兩種吸氣閥片下壓縮機(jī)關(guān)鍵參數(shù)的數(shù)值模擬與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

在相同的樣機(jī)和泵體上更換閥組，3臺(tái)樣機(jī)的3個(gè)泵體分別更換不同的吸氣閥片進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果記錄于表2中。泵體1對(duì)應(yīng)的吸氣閥片1和吸氣閥片2下的整機(jī)輸入功率分別為124.6 W和122.4 W，制冷量分別為194.3 W和191.4 W，COP為制冷量與輸入功率的比值，分別為1.559 W/W和1.563 W/W，結(jié)果同樣顯示剛度較小的吸氣閥片整機(jī)COP較高。表3對(duì)比了泵體1中更換的兩種吸氣閥片的實(shí)測(cè)值與模擬值的誤差對(duì)比，可以看出，兩種吸氣閥片的有關(guān)整機(jī)測(cè)試結(jié)果與模擬值之間的誤差均較小，故可以認(rèn)為仿真結(jié)果具有較高的精確度。

表2 相同泵體下不同吸氣閥片對(duì)整機(jī)制冷量等關(guān)鍵參數(shù)實(shí)測(cè)值的影響

表3 兩種吸氣閥片下整機(jī)制冷量等關(guān)鍵參數(shù)實(shí)測(cè)值與模擬值對(duì)比

4 結(jié)論

（1）針對(duì)兩種外形尺寸的吸氣閥片，對(duì)吸、排氣閥片的開閉位移和速度，吸氣和排氣質(zhì)量流量、制冷量、輸入功率以及整機(jī)COP等關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行仿真計(jì)算，并與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果顯示仿真計(jì)算結(jié)果具有很高的準(zhǔn)確度。

（2）相比吸氣閥片2，吸氣閥片1具有較高的剛度，高出13 N/m，對(duì)應(yīng)較小的吸氣閥片升程和較小的運(yùn)動(dòng)速度。另外，吸氣閥片1在運(yùn)動(dòng)過程中能較早關(guān)閉，關(guān)閉較為及時(shí)，回流較小，具有較高的制冷量，但是整體輸入功率也較高，因而整機(jī)能效比較低，因而表現(xiàn)出來的現(xiàn)象是剛度較低的吸氣閥片2具有較高的整機(jī)COP。

（3）吸氣閥片的精細(xì)化改變，未對(duì)排氣閥片位移、速度以及質(zhì)量流量等特性參數(shù)產(chǎn)生明顯影響。

（4）本文精細(xì)化研究將吸氣閥片的微小改變對(duì)整機(jī)關(guān)鍵參數(shù)的影響進(jìn)行了分析說明，相關(guān)結(jié)果對(duì)壓縮機(jī)實(shí)際開發(fā)工作具有很好的指導(dǎo)作用。