高溫工況R290壓縮機研究

吳延平 周杏標

廣東美芝制冷設(shè)備有限公司研發(fā)中心 廣東順德 528333

1 引言

隨著CFCs類制冷劑被淘汰，制冷行業(yè)目前的焦點逐漸轉(zhuǎn)移到HCFCs類制冷劑的削減乃至淘汰。對于高溫工況（T3）地區(qū)國家如中東地區(qū)，所面臨的問題更加復雜，空調(diào)器在高溫工況的運行條件要比普通工況（T1）惡劣得多，隨著室外環(huán)境溫度升高，會導致冷凝溫度和壓力升高，對空調(diào)系統(tǒng)帶來極大的挑戰(zhàn)，高溫工況地區(qū)空調(diào)制冷劑替代技術(shù)已經(jīng)成為全球空調(diào)行業(yè)的挑戰(zhàn)。眾多研究所和企業(yè)均開展了大量的研究，發(fā)現(xiàn)R290具有優(yōu)異的環(huán)保和熱力特性，其被視為最有潛力的下一代制冷劑之一[1-3]。

然而R290房間空調(diào)器應用于高溫甚至超高溫工況，仍然存在諸多技術(shù)挑戰(zhàn)，主要包括：

（1）高溫工況性能衰減：隨著環(huán)境溫度升高，空調(diào)器的冷凝溫度升高導致制冷能力與能效均下降，但是室外溫度越高、房間熱負荷越大，所需要的空調(diào)制冷能力反而要越大，因此系統(tǒng)熱力學特征與空調(diào)產(chǎn)品使用要求出現(xiàn)矛盾。如何減少高溫工況下空調(diào)系統(tǒng)性能衰減是所有適用于高溫工況地區(qū)空調(diào)器的共同挑戰(zhàn)[4]。

（2）充注量不足：可燃制冷劑在制冷系統(tǒng)中有部分引用，如R600a用于冰箱，氨用于冷庫等。但對于家用空調(diào)，過去幾十年可燃冷媒設(shè)計、生產(chǎn)和應用經(jīng)驗都相對有限。目前行業(yè)內(nèi)基本思路是限制制冷劑的充注量。最大充注量一般遵循IEC 60335-2-40國際標準，可燃制冷劑可允許的最大充注量如公式（1）所示：

式中，mmax是空調(diào)器內(nèi)最大允許充注量，單位為kg；LFL是制冷劑的可燃下限，單位為kg/m3；h0是空調(diào)的安裝高度，單位為m；A是房間的地板面積，單位為m2。

因此，如何在極低充注量的條件下設(shè)計出滿足高溫工況性能要求的空調(diào)系統(tǒng)成為設(shè)計最大難點。

本文為了緩解空調(diào)應用于高溫工況下的性能衰減，采用了增大壓縮機排量以提升制冷劑流量。壓縮機機型為DSN215D54UFZ，壓縮機排量為21.5 cm3/rev。若壓縮機內(nèi)部體積隨著排量增加易導致壓縮機內(nèi)留存的制冷劑增加，從而加劇R290制冷劑充注量嚴重不足所導致的性能衰減。故本文提出了采用大排量單缸壓縮機降低內(nèi)容積方案，但是單缸壓縮機相比雙缸壓縮機氣體阻力矩波動更加劇烈，造成振動噪聲惡化。本文著重對R290單缸壓縮機的性能衰減、振動噪聲進行研究改善。

2 性能衰減改善

壓縮機內(nèi)部的高溫排氣與冷凍機油會加熱泵體（氣缸等金屬部件）、殼體等，熱量通過殼體導管傳給錐形管，同時熱量通過氣缸傳給錐形管，最終錐形管過熱會加熱管內(nèi)的低溫低壓吸氣，從而產(chǎn)生無效過熱。高溫工況下空調(diào)器的冷凝壓力高，排氣溫度高，上述無效過熱現(xiàn)象更為突出。吸氣部位會產(chǎn)生無效過熱，壓縮機的吸氣無效過熱度越大，不僅會降低壓縮過程的效率，導致壓縮機性能下降，還會使得壓縮機的排氣溫度上升。針對此問題，本文采用吸氣隔熱技術(shù)，通過在壓縮機吸氣管內(nèi)部設(shè)計一層隔熱材料，降低了錐形管對低壓低溫制冷劑的加熱幅度，改善壓縮機吸氣過熱度的同時提高了壓縮機能效[5]。

圖1為常規(guī)量產(chǎn)吸氣結(jié)構(gòu)的示意圖，圖2為本文吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的示意圖。吸氣隔熱結(jié)構(gòu)在錐形管3中套設(shè)了一個塑料隔熱管4，塑料隔熱管與油和制冷劑不相溶，其導熱系數(shù)僅為0.2 W/(m?K)，導熱性能遠低于銅管。

圖1 常規(guī)量產(chǎn)吸氣結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 吸氣隔熱結(jié)構(gòu)示意圖

利用公式（2）、（3）可以具體計算出兩種結(jié)構(gòu)的吸氣過熱度，計算結(jié)果如表1所示。

表1 吸氣過熱度計算結(jié)果

式中，Q為總熱量，單位為kJ；Q1為管內(nèi)對流熱量，單位為kJ；Q2為管壁導熱熱量，單位為kJ；m是壓縮機的吸氣質(zhì)量流量，單位為kg；cp為制冷劑的比熱，單位為J/(kg?K)。

常規(guī)量產(chǎn)結(jié)構(gòu)的吸氣過熱度為6.0℃，而吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的過熱度僅為0.6℃，吸氣過熱度得到明顯改善。為了進一步驗證吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的實際效果，在A工況（冷凝溫度49.4℃，蒸發(fā)溫度-3.4℃，過冷度8℃）下分別對常規(guī)量產(chǎn)結(jié)構(gòu)和吸氣隔熱結(jié)構(gòu)進行了實驗測試[6]，壓縮機性能如表2所示。采用吸氣隔熱結(jié)構(gòu)后壓縮機功耗降低，制冷量增加，COP明顯改善；同時隨著吸氣過熱度降低，壓縮機排氣溫度也有所降低。

表2 兩種方案實測結(jié)果

3 振動噪聲改善

本文理論計算單缸大排量壓縮機和同排量下雙缸壓縮機的氣體阻力矩波動，如圖3所示，單缸壓縮機的氣體阻力矩波動值大于雙缸壓縮機。氣體阻力矩波動是激發(fā)振動的根源，波動越大壓縮機振動越大，而噪聲產(chǎn)生源于存在振動激勵源，激勵源通過壓縮機結(jié)構(gòu)傳遞，某些零部件產(chǎn)生響應從而產(chǎn)生噪聲。因此，大排量單缸壓縮機面臨的振動和噪聲問題比常規(guī)雙缸壓縮機更加嚴峻，本文從下述三方面進行分析與改善。

圖3 氣體阻力矩對比圖

3.1 消音器和亥姆赫茲共振腔

對原型機（雙缸壓縮機、優(yōu)化前單缸壓縮機）進行噪聲測試，測試結(jié)果如圖4所示，在B測試工況下，優(yōu)化前的單缸壓縮機在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz頻段噪聲較高。針對上述典型頻率段的噪聲突出問題，本文設(shè)計了四瓣式消聲器和亥姆赫茲共振腔來改善噪聲值。

圖4 壓縮機優(yōu)化前噪聲測試對比圖

消聲器主要是依靠管道截面積突變在聲傳播過程中引起的阻抗改變來產(chǎn)生聲能的反射、干涉及共振吸聲，從而降低消聲器向外輻射的聲能，達到消聲的目的。圖5為量產(chǎn)五瓣式消音器的結(jié)構(gòu)示意圖，圖6為本文改善用的四瓣式消音器的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖5 五瓣式消音器

圖6 四瓣式消音器

傳遞損失是評價消聲器消聲效果的指標，傳遞損失值越大說明消音效果越好。對量產(chǎn)與本文改善用的四瓣式消音器進行傳遞損失計算，計算結(jié)果如圖7所示，經(jīng)過改善后1600 Hz和2000 Hz的傳遞損失明顯增大，消音效果明顯。但改善后1250 Hz頻段噪聲仍與量產(chǎn)消音器效果相當，對此問題采用了亥姆赫茲共振腔來改善。

圖7 傳遞損失對比圖

亥姆霍茲共振腔實際上是共振吸聲結(jié)構(gòu)的一種應用，利用管道開孔與共振腔相連接，利用小孔處的空氣柱和空腔內(nèi)的空氣構(gòu)成了彈性共振系統(tǒng)，當外界噪聲頻率和此共振系統(tǒng)的固有頻率相同時，小孔中的空氣柱發(fā)生共振并與孔壁發(fā)生劇烈摩擦，摩擦可以消耗聲能，從而達到消聲的目的，其結(jié)構(gòu)如圖8所示。另外，當聲波頻率與共振腔固有頻率相同時，便產(chǎn)生共振，空氣柱振動速度達到最大值，此時消耗的聲能最多，消聲量也就最大。亥姆霍茲共振腔的傳遞損失計算公式如式（4）所示：

圖8 亥姆赫茲共振腔結(jié)構(gòu)圖

式中，TL為傳遞損失，單位為dB(A)；V為容器的容積，單位為m3；lc為連接管道的長度，單位為m；Sc為連接管道截面面積，單位為m2；Sm為主管的截面面積，單位為m2；f為所需消音的頻率，單位為Hz；fr為共振腔的固有頻率，單位為Hz。

在R290制冷劑和油的混合物中聲速約為231 m/s，根據(jù)上述公式設(shè)計出合適的亥姆霍茲共振腔，共振腔的小徑為2.5 mm，大徑為6 mm，小徑段長度為10 mm，大徑段長度為40 mm，計算可得亥姆赫茲共振腔的傳遞損失如圖9所示，可看出在1250 Hz頻段傳遞損失量超過20 dB(A)，有很好的消音效果。

圖9 亥姆赫茲共振腔傳遞損失圖

對采用亥姆赫茲共振腔和四瓣式消音器的壓縮機進行測試，如圖10所示，改善后的R290大排量單缸壓縮機在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz頻段噪聲改善效果明顯，改善幅值約1.6～2.8 dB(A)。

圖10 改善前后噪聲測試對比圖

3.2 三片式底座

在空調(diào)室外機中，壓縮機與管路等結(jié)構(gòu)處在隔音棉、室外機殼體圍成的狹小空間內(nèi)。壓縮機結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生的噪聲輻射能量需經(jīng)過反射、衍射、干涉等十分復雜的傳遞，所以空調(diào)室外機外部空間中的聲壓或聲強是聲音傳遞過程綜合影響的結(jié)果。壓縮機內(nèi)部的噪聲會通過壓縮機的外殼傳遞出去，所謂的外殼包含主殼體、上下殼體、底座、儲液器等零部件，改變外殼的輻射表面積和厚度等參數(shù)可以改善噪聲輻射量。通常，壓縮機結(jié)構(gòu)的噪聲輻射量是上述復雜傳遞過程中聲壓和聲強的決定性因素。本文以底座對外噪聲輻射量為研究對象來近似分析空調(diào)室外機外部空間中噪聲變化。

把底座作為一個板結(jié)構(gòu)，考慮板結(jié)構(gòu)的一個單元，其聲輻射功率計算公式如式（5）所示：

式中，W為聲輻射功率，單位為W；S為輻射面積，單位為m2；α為振動加速度，單位為m/s2；ρ為空氣密度，單位為g/cm3；c為聲速，單位為m/s。

輻射面積、輻射面幾何形狀和結(jié)構(gòu)振動加速度是影響底座聲輻射功率的直接因素。實際上壓縮機底座正是受到頻率成分固定的激勵而產(chǎn)生聲輻射的，通過式（5）可以得知：

（1）激勵頻率不變時，振動加速度響應幅值越小，越有利于減小聲輻射功率；

（2）降低輻射面積S有利于減小聲輻射功率。

根據(jù)上述分析本文采用減少輻射面積的方法來改善噪聲，提出了三片式底座結(jié)構(gòu)，如圖12所示。

圖12 三片式底座結(jié)構(gòu)與強度仿真圖

由于三片式底座較量產(chǎn)底座（圖11）強度更低，需要對其強度進行仿真，從而確保壓縮機的安裝運輸安全。根據(jù)實際運輸過程壓縮機可能受到的沖擊力來進行仿真，強度仿真結(jié)果顯示，三片底座強度雖比量產(chǎn)底座略差（變形量：3.2 mm＞1.9 mm），但仍然滿足設(shè)計標準要求（變形量≤6 mm）。

圖11 量產(chǎn)底座結(jié)構(gòu)與強度仿真圖

在工況B下，分別測試了采用三片式底座和量產(chǎn)底座壓縮機的振動噪聲，結(jié)果如表3所示，采用三片式底座后壓縮機噪聲改善，振動與量產(chǎn)相當，與理論相符。

表3 底座優(yōu)化后測試結(jié)果

3.3 低風阻型平衡塊

由于R290大排量壓縮機的偏心量大，對應的偏心質(zhì)量（包含曲軸偏心部和活塞）大，旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)平衡問題顯得更加突出，本文采用低風阻型平衡塊結(jié)構(gòu)來改善此問題。如圖13所示，低風阻型平衡塊由上端面、下端面、外回轉(zhuǎn)面、內(nèi)回轉(zhuǎn)面以及分別與外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面相交的外切面和內(nèi)切面構(gòu)成，外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面在高度方向上任一截面的輪廓線均同心且與電機轉(zhuǎn)子同軸，在轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面不會產(chǎn)生風阻。其中，外切面和內(nèi)切面的交線設(shè)置在外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面的中心面上，外切面和內(nèi)切面共同構(gòu)成平衡塊的迎風面或背風面。此設(shè)計下迎風面外切面和內(nèi)切面的交線能夠把迎風面遇到的液相、氣相或者氣液混合相均勻的劈開成兩股流體，流體分別順著外切面和內(nèi)切面流過平衡塊，避免產(chǎn)生較大的能量損失和流場的急劇變化，起到降低氣體阻力矩的效果。

圖13 低風阻型平衡塊示意圖

旋轉(zhuǎn)式壓縮機的旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)主要由曲軸、活塞、轉(zhuǎn)子構(gòu)成，活塞和轉(zhuǎn)子都套設(shè)在曲軸上。計算靜平衡時假定軸偏心下端為基準平面，余力矩越大則相對于上述基準面的擺動越大，對壓縮機主殼體的徑向