P-V图和阀片运动图在冰箱压缩机性能评价中的应用

2019-05-31甘宏伟金华强顾江萍黄跃进王新雷

中国机械工程 2019年10期

甘宏伟金华强顾江萍黄跃进王新雷沈希

1．浙江工业大学机械工程学院，杭州，310006 2．美国伊利诺伊大学香槟分校农业与生物工程学院，厄巴纳，61801

0 引言

在全球节能减排大环境下，国内外都对制冷产品提出了更高的能耗标准[1]，其核心部件封闭制冷压缩机的性能的改进成了研究重点。压缩机性能的提高需利用流体力学和热力学的新成果，通过优化气阀结构和摩擦副的设计等方法来改进[2]。冰箱压缩机P-V图反映了压缩机内部工作过程，是分析压缩机热力学损失和曲轴转速波动的基础[3-5]。而压缩机气阀是压缩机中气体动力损失的主要根源，理想的气阀，其流动阻力损失约为压缩机轴功率的3%～7%，而设计得不好的气阀其流动阻力损失可以高达轴功率的15%～20%[6]。压缩机阀片运动图直观地反映了压缩机内部阀片运动过程，是分析压缩机阀片性能、减少气体动力损失的基础，因此，压缩机P-V图和阀片运动图测量的准确性对后续分析至关重要。但由于往复式制冷压缩机腔体小、运动频率高、工作环境差等原因，使压缩机P-V图和阀片运动图的获取十分困难。

目前国内外对往复式制冷压缩机P-V图的测量都有一定的研究。文献[7-8]研制了容积式压缩机内部热力过程试验台；文献[9]阐述了压缩机P-V测试方法；文献[10]提出了对往复式压缩机P-V图分段归一化的方法，用于压缩机故障识别；文献[11-12]通过压缩机P-V图检测气阀裂纹；文献[13]构建了开式压缩机P-V测试系统。国外Puedently Nevada公司、德国赫尔碧格公司、丹麦PRONOST公司等都致力于冰箱压缩机在线检测设备的研究。

综上所述，目前国内外对往复式制冷压缩机P-V图都有一定的研究，但对阀片运动图的测量和分析，特别是使用P-V图和阀片运动图相结合评价压缩机性能的研究却寥寥无几。本文对压缩机P-V图和阀片运动图进行耦合分析，系统阐述了P-V图和阀片运动图在压缩机性能评价中的作用。

1 理论模型及能耗计算

1.1 气缸容积与曲柄转角关系数学模型

往复式制冷压缩机结构如图1所示，在圆筒形气缸中具有一可往复运动的活塞，气缸上有控制进气、排气的阀门。当活塞做往复运动时，气缸容积周期地变化，从而实现气体的吸入、压缩和排出。

图1 气缸容积和曲柄转角模型Fig.1 Cylinder volume and crank angle model

根据曲柄连杆机构运动学原理，可以得出曲柄转角θ?和活塞位移x?的关系式：

(1)

式中，r?为曲柄长度；l?为连杆长度；e?为曲柄连杆机构偏心距；β?为连杆和活塞运动方向的夹角。

由θ?和β?关系可得

(2)

λ?=r?/l?

(3)

将式(3)舍去高次项代入式(2)得

(4)

因此，活塞容积V?与曲柄转角θ?的关系为

V?=V?c+F?px?

(5)

式中，V?c为气缸的余隙容积；F?p为气缸的截面积。

将式(4)代入式(5)得

l?-λr?sin2θ?)

(6)

1.2 压缩机实际循环

压缩机实际循环可分为吸气、压缩、排气、膨胀4个过程(图2)。

图2 压缩机实际循环Fig.2 Actual cycle of compressor

(1)吸气过程。活塞从图中位置4向位置1运动，低压制冷气体被吸入气缸，直到活塞到达下止点1，吸气结束，吸气阀关闭，此时气缸内充满低压制冷气体。

(2)压缩过程。活塞从位置1向位置2运动，缸内低压气体被压缩，直到活塞到达位置2，压缩过程结束。

(3)排气过程。活塞从位置2向位置3运动，缸内气体压力不断上升，当缸内气体压力略大于排气腔压力p?d时排气阀打开，高压气体不断地从排气管道排出，直到活塞到达上止点位置3，排气过程结束，排气阀关闭。

(4)膨胀过程。由于气缸余隙内残留有高压气体，当活塞开始向下止点移动时，排气阀关闭，此时，吸气腔内的低压气体不能立即进入气缸。余隙容积内高压气体因容积增大而膨胀，从而使缸内气体压力下降，直到缸内气体压力略低于吸气腔内压力p?s，膨胀过程结束，吸气阀打开，再次进入吸气过程，第二个循环开始。

压缩机循环进行上述过程，实现对制冷气体间断性压缩。

实际循环指示功S?i为图2中1-2-3-4围成的大封闭曲面的面积，排气压力损失功为图中阴影部分S?di的面积，吸气压力损失功为图中阴影部分S?su的面积。

1.3 压缩机能效计算

压缩机内部能耗关系如下，其中P?el由压缩机性能测试台测得，η?mo由电机性能实验台测得，其余各功率和效率的计算公式如下:

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为压缩机总功耗;P?ds为电机损耗;P?e为压缩机轴功耗；P?m为压缩机机械功耗;P?i为压缩机实际循环功耗；S?i为压缩机实际循环指示功，即实际P-V图围成的面积;S?di为压缩机排气损失功;S?su为压缩机吸气损失功;f?为压缩机运转频率；P?th为压缩机理论循环功耗;S?th为压缩机理论循环指示功；η?为压缩机总效率;η?mo为电机效率;η?m为机械效率;η?t为图示效率;η?v为容积效率；η?i为压缩机指示效率;S?th为压缩机理论循环指示功，即理论P-V图围成的面积;q?m?c为压缩机实际质量流量;q?m?th为压缩机理论质量流量。

2 实验平台

2.1 实验平台硬件构成

实验平台由特别改装的实验压缩机和测控系统组成，针对压缩机内部热力过程进行测试和分析。在压缩机吸气腔、排气腔、活塞缸内安装微型压力传感器，分别测量各腔体内的气体压力。同时，在压缩机吸排气孔中心轴方向安装光纤传感器，对吸排气阀片升程进行非接触式测量。为保证光纤传感器在最佳测量范围内，并避免压缩机工作时阀片影响传感器，须精准调节传感器与阀片的安装距离。在压缩机曲轴上安装绝对值编码器来测量曲轴的旋转角度。实验平台传感器安装如图3所示。

1．编码器 2.排气阀片位移传感器 3.吸气阀片位移传感器4.吸气压力传感器 5.腔内压力传感器 6.排气压力传感器图3 传感器安装图Fig.3 Diagram of sensor installation

为了使压缩机在规定工况内运行，实验压缩机置于压缩机性能实验台上进行测试，制冷循环如图4所示。本实验采用R600A制冷剂，压缩机运行在ASHRAE标准工况下(表1)。

1.实验压缩机 2.油分离器 3.冷凝器 4.干燥过滤器5.过冷器 6.视镜 7.质量流量计 8.膨胀阀 9.量热器图4 测控系统制冷循环图Fig.4 Refrigeration cycle diagram of test system

冷凝温度蒸发温度环境温度回气温度过冷温度54.4±0.3-23.3±0.232.2±0.332.2±332.2±1

实验平台以工业控制计算机为控制核心，采用研华PCI-1716L高速数据采集卡，Kulite微型压阻式压力传感器、PHILTEC非接触式光纤位移传感器、OMRON绝对值编码器，实验平台系统结构框图见图5。

图5 实验平台结构框图Fig.5 Structure block diagram of experimental platform

2.2 实验平台软件设计

压力信号、位移信号和曲柄转角信号的同步采集是压缩机P-V图和阀片运动图数据采集的难点之一。由于研华PCI-1716L采集卡支持多通道模拟量采集，故可以对编码器输出的电压信号、3个压力传感器输出的电压信号、2个位移传感器输出的电压信号同时进行多通道采集，从而实现角度、压力、位移信号的同步采集。图6为基于LabView设计的软件总体流程图。

图6 软件总体流程图Fig.6 Software overall flow chart

3 实验结果分析

系统以18 kHz采样频率在实验平台上进行数据采集，并对原始采集信号进行数据处理，取其中一个往复周期内的压力、位移与曲柄转角信号，如图7所示。对数据进行分析可知，压缩机在一个往复周期内经历了膨胀、吸气、压缩、排气4个过程；当排气阀片打开时，排气腔室内工质气体有明显的压力脉动；当吸气阀打开时，吸气腔内工质气体有微弱的压力脉动；吸气阀片在66°±2°打开，215°±2°关闭；排气阀片在333°±2°打开，3°±2°关闭。

图7 各压力和阀片位移随曲柄转角变化图Fig.7 Variation of pressure and valve displacementwith crank angle

3.1 压缩机实际循环功耗及吸排气损失功耗

将曲柄转角通过式(5)转化为压缩机腔内容积，得到压缩机P-V图(图8)。图中腔内压力曲线围成的面积(实际循环功)可由下式梯形数值积分法得出：

(18)

式中,p?n?为压力传感器第n?个采样点对应的缸内压力;V?n?是旋转编码器第n?个采样点对应的气缸容积。

图中腔内压力曲线和吸气压力曲线所围成的面积为吸气损失功，图中腔内压力曲线和排气压力曲线所围成面积为排气损失功，面积求解方式同实际循环功。

图8 压缩机P-V图Fig.8 P-V diagram of compressor

由1.3节公式计算出实际循环功耗、吸排气损失功耗等，见表2。

表2 实际循环功耗及吸排气损失功耗

3.2 阀片运动及反流现象

压缩机实际循环在很大程度上受到吸排气阀的影响。本节就实验测试所得对压缩机阀片运动及反流现象进行阐述。

由图9排气阀片运动图可知,阀片运动平稳，开闭时间短，阀片升程为0.825 mm。由图10吸气阀片运动图可知,阀片升程为2.148 mm，吸气阀片在吸气过程中发生了阀片来回跳动的颤振现象。阀片来回颤振会引起阀片的时间截面大大减小，且影响气阀的使用寿命。

图9 排气阀片运动图Fig.9 Motion diagram of discharge valve

图10 吸气阀片运动图Fig.10 Motion diagram of suction valve

该压缩机排气阀片设计升程为0.9 mm，吸气阀片设计升程为2 mm。实验测试得到的阀片升程与阀片设计升程略有偏差，这主要受光纤安装时光纤头中心轴线与吸排气孔中心轴线平行度、端盖改造后端面平整度、端盖安装螺栓的吃紧程度等因素影响。因此，通过实验测试得到的阀片升程和设计值有偏差是难免的。

阀片开启过程主要取决于阀片的升程、弹簧力、运动元件质量以及气流推力等。当升程高、弹簧力大、运动元件质量大、气流推力小时，开启过程时间便会相对长。过长的开启时间会使时间截面增大、阀片损失增加。实验压缩机吸排气阀片延时打开，如图11、图12所示。

图11 排气阀打开延时Fig.11 Opening delay of discharge valve

图12 吸气阀打开延时Fig.12 Opening delay of suction valve

由图13、图14可知，实验压缩机吸排气阀关闭都存在延时现象，但排气阀片延时时间较短。由图13可知，排气阀发生反流,排气腔内气体反流到气缸内，但是由于排气阀延时时间较短，故反流影响较小。由图14可知，吸气阀关闭时也发生了反流，气缸内气体反流到吸气腔。当腔体吸入气体，腔体压力得到释放，虽然吸气阀的关闭经历了约150°的曲柄转角，但当发生反流时，吸气阀片位移较小，故反流造成的阀片时间截面较小，对反流影响也较小。