吸氣閥片對制冷壓縮機整機性能影響精細化研究

楊豐毓 吳斌 周慧

加西貝拉壓縮機有限公司 浙江嘉興 314006

1 引言

高效節(jié)能是近年來國內外制冷壓縮機的研究與發(fā)展的重點之一。對輕型商用壓縮機的整機性能提效研究而言，閥組組件是影響壓縮機能效比的關鍵零部件，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動規(guī)律，合理設計吸氣閥片能夠有效調控閥片關閉時間和制冷劑氣體回流量大小，從而提高輕型商用壓縮機整機的性能[1-4]。對閥組組件進行精細化的仿真研究，不僅有助于整機性能的進一步提升，而且可以降低實驗成本、推進零件標準化等一系列工作，從而從整體上提升輕型商用壓縮機的研發(fā)進度。

本文以閥組組件中的吸氣閥片作為精細化研究對象，對兩種腰部尺寸有著細微變化的吸氣閥片進行數(shù)值模擬和實驗測試，探討吸排氣閥片的運動規(guī)律、氣體回流量等，對比壓縮機整機能效比等關鍵參數(shù)的模擬值和整機實測值。

2 理論模型與吸氣閥片精細化

2.1 整機原理與理論模型

某型號壓縮機工作時，電機轉子帶動曲軸旋轉。連桿一端連接曲軸，另一端通過活塞銷連接氣缸活塞，運動由曲軸通過連桿傳遞到活塞，活塞從起始位置開始做往復運動，吸氣和排氣過程交替進行。吸氣時，當氣體壓力達到閥片對應閾值時，吸氣閥片打開，排氣閥片關閉，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入氣缸，活塞運動使得氣缸內壓力增大；排氣時，排氣閥片打開，吸氣閥片關閉，高溫高壓氣體從氣缸內通過閥板的排氣口排出。

根據(jù)F. Bassi等人的往復式壓縮機的理論模型[5]，將壓縮機氣體流體通道部分等效為“管道”和“容積”，則壓縮機可模擬為一組一維、可變截面積的管道和一組容積有序連接而成的結構，例如吸氣消聲器和氣缸為“容積”，連接各個容積的道路為“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均可被認為是時間沿一維坐標軸的函數(shù)，Re為等效管道的雷諾數(shù)，Pr為普朗特數(shù)，Tw-T為流體和壁面的溫度差，Sq為管道單位長度表面熱通量，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、速度動能和總能量表示流體控制，并且結合了管道的摩擦力和熱流量對流體場的影響，利用狀態(tài)方程將壓力表示為密度和內能的函數(shù)，就可以求解上述非線性偏微分方程。同時考慮能量守恒方程，將閥片類似成一個單自由度的阻尼彈簧系統(tǒng)，有：

2.2 吸氣閥片腰部精細化

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。微調腰部尺寸設計兩種吸氣閥片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，機械體的剛度、質量和頻率之間存在固定關系，通過吸氣閥片的剛度和頻率可有效調控吸氣閥片的打開和關閉時間。

圖1 腰部尺寸精細變化的吸氣閥片

模擬和測試所用壓縮機排量為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，設置排氣側限位升程為0.8 mm，數(shù)值模擬所用工質為R290，工況為ASHRAE標況，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，壓縮機轉速為2947 r/min，活塞初始位于下止點。

3 數(shù)值模擬與試驗測試結果對比

3.1 吸氣閥片精細化對吸氣閥片位移、速度和質量流量的影響

圖2為兩種吸氣閥片位移隨曲軸轉角變化曲線。從圖2可以看出，在曲軸旋轉一個周期360°內，吸氣閥片1和吸氣閥片2兩種吸氣閥片經歷四次開閉，每次開閉的最大位移依次衰減。前三次開閉時，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，這是因為吸氣閥片1的剛度稍大于吸氣閥片2，在相同的負載下，吸氣閥片2具有稍高的升程。另外，吸氣閥片1的關閉角度為391.34°，而吸氣閥片2的關閉角度為394.02°，兩者相差2.68°，兩種吸氣閥片均沒有在曲軸轉角為360°時及時關閉，均存在延遲關閉的現(xiàn)象，吸氣閥片1較早關閉，這是因為吸氣閥片1的剛度稍大。對比可得：對吸氣閥片外形尺寸精細化后，剛度較大的吸氣閥片1的最大位移較小，且關閉角度也較早，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角變化曲線

兩種吸氣閥片速度隨曲軸轉角變化曲線，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的運動速度也呈現(xiàn)出微小的差異，剛度較小的吸氣閥片2具有較大的運動速度。

圖3 兩種吸氣閥片速度隨曲軸轉角變化曲線

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

圖4 兩種吸氣閥片質量流量隨曲軸轉角變化曲線

3.2 吸氣閥片精細化對排氣閥片位移、速度和質量流量以及氣缸容積的影響

從圖5和圖6可以看出，兩種吸氣閥片對應的排氣閥片的運動規(guī)律大體一致，一個循環(huán)周期內僅有一次開閉過程。因排氣限位升程的限制，吸氣閥片1和吸氣閥片2對應的排氣閥片能達到的最大位移均為0.8 mm，均在曲軸旋轉角度為143.8°時迅速打開，且均在曲軸轉角為182.4°時關閉。兩種吸氣閥片在運動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排氣閥片的位移、速度等運動特性參數(shù)產生影響。圖7中所示為排氣質量流量隨曲軸轉角變化曲線，吸氣閥片1對應的排氣質量流量為1.985 kg/h，吸氣閥片2對應的排氣質量流量為1.979 kg/h。對比可得：外形尺寸精細化下的兩種吸氣閥片對排氣質量流量有細微的影響。

圖5 排氣閥片位移隨曲軸轉角變化曲線

圖6 排氣閥片速度隨曲軸轉角變化曲線

圖7 排氣質量流率隨曲軸轉角變化曲線

圖8是兩種吸氣閥片對應的氣缸內壓力隨氣缸容積變化曲線，對其進行積分并考慮PTC功耗、摩擦功耗和電機效率，得到曲軸旋轉一周內兩種吸氣閥片對應整機的輸入功率，其中PTC功耗為0.3 W，摩擦功耗為8.9 W以及電機效率為0.73。吸氣閥片1對應的整機輸入功率為124.739 W，吸氣閥片2對應的整機輸入功率為123.254 W。

圖8 氣缸內壓力隨氣缸容積變化曲線

表1為兩種吸氣閥片對應的整機制冷量、輸入功率以及COP進行了整理，對比可得，吸氣閥片1對應的制冷量為197.0876 W，吸氣閥片2對應的制冷量為195.3579 W，使用吸氣閥片1的壓縮機制冷量高出1.7297 W，這是因為吸氣閥片1的關閉角度提早，關閉較為及時，產生的回流量較小。通過積分處理可以獲取壓縮機輸入功率，吸氣閥片1對應的整機輸入功率較高，相比使用吸氣閥片2的壓縮機輸入功率高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COP為1.58，使用吸氣閥片2的整機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的壓縮機具有較高的COP。

表1 兩種吸氣閥片對應的整機制冷量、輸入功率等參數(shù)對比

3.3 兩種吸氣閥片下壓縮機關鍵參數(shù)的數(shù)值模擬與實測結果對比

在相同的樣機和泵體上更換閥組，3臺樣機的3個泵體分別更換不同的吸氣閥片進行測試，測試結果記錄于表2中。泵體1對應的吸氣閥片1和吸氣閥片2下的整機輸入功率分別為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，結果同樣顯示剛度較小的吸氣閥片整機COP較高。表3對比了泵體1中更換的兩種吸氣閥片的實測值與模擬值的誤差對比，可以看出，兩種吸氣閥片的有關整機測試結果與模擬值之間的誤差均較小，故可以認為仿真結果具有較高的精確度。

表2 相同泵體下不同吸氣閥片對整機制冷量等關鍵參數(shù)實測值的影響

表3 兩種吸氣閥片下整機制冷量等關鍵參數(shù)實測值與模擬值對比

4 結論

（1）針對兩種外形尺寸的吸氣閥片，對吸、排氣閥片的開閉位移和速度，吸氣和排氣質量流量、制冷量、輸入功率以及整機COP等關鍵參數(shù)進行仿真計算，并與實測數(shù)據(jù)進行對比，結果顯示仿真計算結果具有很高的準確度。

（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，對應較小的吸氣閥片升程和較小的運動速度。另外，吸氣閥片1在運動過程中能較早關閉，關閉較為及時，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COP。

（3）吸氣閥片的精細化改變，未對排氣閥片位移、速度以及質量流量等特性參數(shù)產生明顯影響。

（4）本文精細化研究將吸氣閥片的微小改變對整機關鍵參數(shù)的影響進行了分析說明，相關結果對壓縮機實際開發(fā)工作具有很好的指導作用。