余隙容积对往复式压缩机性能的影响

2021-03-02魏会军赵旭敏陈娟娟

制冷学报 2021年1期

魏会军冯海赵旭敏徐敏陈娟娟

(1 空调设备及系统运行节能国家重点实验室珠海 519070； 2 广东省制冷设备节能环保技术企业重点实验室珠海 519070； 3 珠海格力电器股份有限公司珠海 519070)

往复式活塞压缩机在运行过程中，由于结构及制造工艺原因，活塞运行至上止点时，气缸中仍有一部分容积，该容积称为余隙容积[1]。排气过程结束，活塞向下止点移动时，余隙容积内的高压气体具有膨胀过程。由于膨胀过程会使气缸有效吸气量减小，所以余隙容积增大将造成容积效率降低以及制冷量减小[2-4]。

基于余隙容积对制冷量的影响，压缩机容积流量调节方式中有通过补助余隙调节制冷量的方法[5-6]。此外，行业内普遍认为余隙容积越小越好[7]。目前，关于余隙容积增大对降低制冷量的研究较多，但关于余隙容积对能效的影响却鲜有研究。实验规律表明一定范围内增大余隙容积有助于能效提升。

从传统角度考虑，相比能效提升，余隙容积对制冷量的影响可能更为突出。但在压缩机进行排气量微调以提高系统匹配效率，或通过制冷剂旁通进行容积流量调节时，关注重点不是满负荷时的容积效率(制冷量)，而是部分负荷时的能效。因此，研究余隙容积对压缩机性能的影响尤为重要[8-9]。因此，本文基于改变余隙进行实验测试的思路，研究余隙容积对系统性能的影响，以掌握不同余隙容积时，系统运行参数的变化规律。

1 压缩机余隙调节结构

压缩机固定频率时，具有固定的气缸排量，当用于一定范围的制冷量系统匹配时，压缩机将不能满足每个系统的最佳匹配效率。基于余隙容积对制冷量的影响，往复式活塞压缩机可利用余隙容积(如图1所示，通过改变吸气阀垫片厚度，调节余隙容积)进行排气量微调，目的是保持整机能效不变，优化系统的匹配效果[10-11]。

图1 压缩机泵体及吸气阀垫片

余隙容积储存的气体作用于膨胀过程时，具有推动活塞向下运动的趋势，因此大部分热能将转化为机械能。图2所示为中间余隙结构，在气缸距离上止点一定位置处设置一段中间余隙容积，中间余隙容积在本文定义为：活塞运行过程中，储存在中间空腔具有中间压力的气体容积。与余隙容积膨胀过程的区别是，中间余隙膨胀时，由于气缸内已有一定的低压气体，因此膨胀过程主要与低压气体进行能量交换，其能量的转换效率相对余隙容积更高。因此可推测，利用中间余隙容积进行排量的调节相比于余隙容积进行排量的调节具有更高的效率。

图2 中间余隙结构

2 实验系统及实验方案

2.1 实验系统介绍

实验根据第二制冷剂热平衡法，对不同余隙容积的往复式活塞压缩机进行实验研究，实验系统制冷剂为R600a，实验指定工况：蒸发温度-23.3 ℃，冷凝温度54.4 ℃，环境温度32.2 ℃，其中制冷剂过冷、过热至环境温度。

实验过程将被测机接入实验系统，待实验台稳定至设定工况后，量热器内电加热器开始加热，以平衡蒸发器制冷量，待第二制冷剂(R134a)压力达到平衡后，所测得的电加热量即为热平衡法测得被测机的制冷量。实验中使用功率计Zes-Zimmer LMG500测量压缩机输入功率，其全程示值误差为0.01%。系统共布有Pt100温度测点5个，Keller压力测点3个，Emerson质量流量测点1个，实验系统原理如图3所示。

图3 实验系统原理

2.2 实验方案

实验一：试制定排量的往复式活塞压缩机，通过百分表测得活塞突出量为0.2 mm，采用单一变量法，通过更换不同厚度的吸气阀垫片，在压缩机运行频率为20、33 Hz时进行实验研究，吸气垫片分档数据如表1所示。记录并分析不同余隙时压缩机性能参数的变化规律。

实验二：试制定排量的往复式活塞压缩机，采用单一变量法，通过连接不同容积的中间余隙管长，记录并分析不同中间余隙时压缩机性能参数的变化规律，实验泵体结构如图4所示。工况1：气缸中间旁通孔与上止点距离L=14.15 mm，外接中间余隙段内径R为Ф4.5 mm，管长N为350、300、250、200、170、140、110、80、30、0 mm，对应中间段余隙容积分别为46%、39%、33%、26%、22%、18%、14%、11%、3.9%、0；工况2：L=12.1 mm，管径同上，管长N为160、120、80、40、0 mm，对应中间段余隙容积分别为21%、16%、11%、5.3%、0。

表1 吸气阀垫片分档

图4 实验二泵体结构

3 p-V理论分析

余隙容积Vc在膨胀过程中与所接触壁面发生热交换，产生多变过程的膨胀曲线3-4(图5(a))。其中多变膨胀指数m主要由热交换的方向及强度决定，初始阶段膨胀制冷剂温度高于气缸壁面温度，m大于绝热指数k；随膨胀过程的进行，制冷剂温度降低，m亦随之减小，直至小于k。

如图5(a)所示，压缩机指示功可由1-2-3-4面积等量表示，即式(1)所示；制冷量可由4-1段等比表示，即式(2)所示。

(1)

(2)

式中：V为容积，m3；p为压力，Pa；n和m为压缩机膨胀过程的膨胀指数；i为频率，Hz；q0m为吸气质量流量，kg/h；vs为吸气比容，m3/kg；Wi为指示功，W；Q0为制冷量，W。

余隙容积Vc增大时，膨胀放热时间变长，即3-4曲线斜率增大，因此Vc在一定范围增长时，指示功的减小量大于V4-1(制冷量)的减小量，导致能效随余隙容积的增加呈先增后减的趋势。

图5 理论循环p-V图

相较余隙容积膨胀过程，中间余隙容积膨胀的能量转化效率更高，示功图更为复杂[12]。当活塞向下经过中间余隙段时，会有一段膨胀混合过程，因此工作循环可分为压缩、排气、膨胀、吸气、膨胀混合、混合吸气过程，其p-V图如5(b)所示。

a-b-c-d为压缩过程，在活塞经过中间余隙段时，气缸的有效容积将突变减小，减小容积为ΔV=Vb-Vc，即中间余隙容积。

g-h为f-h段吸入低压制冷剂与中间余隙制冷剂的混合过程，忽略膨胀时间，混合过程视为等容过程，如式(3)所示。

phVh=pgVg+pcΔV

Vh=Vg

(3)

h-i-a为混合吸气过程，在此阶段气缸内制冷剂压力扰动增大ph>pg，由于吸气过程pg

pcΔV<(pevap-pg)Vg

(4)

式中：pevap为蒸发吸气端压力，Pa。

在h点时，吸气阀处于完全开启状态，制冷剂具有向气缸内的吸气流量，因此ph

=V1234-Vlimn=Wi-Vlimn

(5)

式中：V为容积，此处表示示功功率，W。(其中下标为图5字母构成区域面积)

当pcΔV满足式(4)时，指示功较无中间余隙情况减小Vlimn。因此，存在中间余隙在一定程度增大时，COP随之增大的趋势。

4 实验结果及分析

实验一：图6所示分别为压缩机运行频率为20、33 Hz下，压缩机性能参数随相对余隙的变化。

图6 不同频率下性能参数随相对余隙的变化

图7 性能随不同中间余隙的变化

当压缩机运行频率为20 Hz时，制冷量和功耗随余隙容积的增加而减少，COP呈先增加后减小的趋势，并在相对余隙为0.73%时取得最大值，与相对余隙为0.50%时相比，COP增加0.62%。

当压缩机运行频率为33 Hz时，制冷量和功耗均呈递减的趋势。COP呈先增加后减小的趋势，并在相对余隙为0.56%时取得最大值，与相对余隙0.50%时相比，COP增加0.32%。

研究表明，一定范围内增大余隙容积，相对余隙在0.56%～0.73%时，有助于压缩机性能的提升。

实验二：如图7所示，制冷量随中间余隙的增大而减小，COP随中间余隙的增大呈先增大后减小的趋势，其变化趋势与余隙容积对性能的影响规律一致。可知余隙容积或中间余隙容积在一定范围增大时，将有助于压缩机性能的提升。

工况1泵体的中间余隙开孔距离气缸端面L=14.15 mm时，中间余隙管段长度为14 cm(相对中间余隙18%)时COP最大，其相对于无中间余隙时的COP增量为1.31%，制冷量为无中间余隙时的90%。

工况2泵体的中间余隙开孔距离气缸端面L=12.1 mm时，中间余隙管段长度为8 cm(相对中间余隙10%)COP最大，其相对于无中间余隙时的COP增量为0.82%，制冷量为无中间余隙时的92%。

工况1、2的对比结果表明，增加中间余隙容积对能效的提升相较于增加余隙容积对能效的提升有明显优势。

图8所示为排气、壳体温度随中间余隙的变化。由图8可知，排气温度随中间余隙的增大而减小，壳体温度随中间余隙的增大不具有明显单调性。其中排气温度降低，一方面是因中间余隙管段增强了泵体气缸的散热，另一方面当中间余隙制冷剂膨胀时，中间压力制冷剂补入气缸，对缸内制冷剂具有一定补气降温作用。因此，排气温度随中间余隙的增大呈降低趋势。