吸气阀片对制冷压缩机整机性能影响精细化研究

杨丰毓 吴斌 周慧

加西贝拉压缩机有限公司 浙江嘉兴 314006

1 引言

高效节能是近年来国内外制冷压缩机的研究与发展的重点之一。对轻型商用压缩机的整机性能提效研究而言，阀组组件是影响压缩机能效比的关键零部件，吸排气阀片的厚度等形状尺寸和排气限位高度影响着吸排气阀片的运动规律，合理设计吸气阀片能够有效调控阀片关闭时间和制冷剂气体回流量大小，从而提高轻型商用压缩机整机的性能[1-4]。对阀组组件进行精细化的仿真研究，不仅有助于整机性能的进一步提升，而且可以降低实验成本、推进零件标准化等一系列工作，从而从整体上提升轻型商用压缩机的研发进度。

本文以阀组组件中的吸气阀片作为精细化研究对象，对两种腰部尺寸有着细微变化的吸气阀片进行数值模拟和实验测试，探讨吸排气阀片的运动规律、气体回流量等，对比压缩机整机能效比等关键参数的模拟值和整机实测值。

2 理论模型与吸气阀片精细化

2.1 整机原理与理论模型

某型号压缩机工作时，电机转子带动曲轴旋转。连杆一端连接曲轴，另一端通过活塞销连接气缸活塞，运动由曲轴通过连杆传递到活塞，活塞从起始位置开始做往复运动，吸气和排气过程交替进行。吸气时，当气体压力达到阀片对应阈值时，吸气阀片打开，排气阀片关闭，低温低压气体从吸气管通过波纹管、消声器通道和吸气口进入气缸，活塞运动使得气缸内压力增大；排气时，排气阀片打开，吸气阀片关闭，高温高压气体从气缸内通过阀板的排气口排出。

根据F. Bassi等人的往复式压缩机的理论模型[5]，将压缩机气体流体通道部分等效为“管道”和“容积”，则压缩机可模拟为一组一维、可变截面积的管道和一组容积有序连接而成的结构，例如吸气消声器和气缸为“容积”，连接各个容积的道路为“管道”，吸气消声器的吸气端为变截面管道。截面积为S的管道中，气体流动的控制方程为：

式中，气体密度ρ、速度u、压力p、总能量et和管道截面积S均可被认为是时间沿一维坐标轴的函数，Re为等效管道的雷诺数，Pr为普朗特数，Tw-T为流体和壁面的温度差，Sq为管道单位长度表面热通量，f(Re)和g(Re,Pr)根据圆形横截面和湍流流体状态选择。

用密度、速度动能和总能量表示流体控制，并且结合了管道的摩擦力和热流量对流体场的影响，利用状态方程将压力表示为密度和内能的函数，就可以求解上述非线性偏微分方程。同时考虑能量守恒方程，将阀片类似成一个单自由度的阻尼弹簧系统，有：

2.2 吸气阀片腰部精细化

图1所示为本文所研究的吸气阀片，吸气阀片核心部位为双腰状，中间为排气孔，四周均为定位孔。微调腰部尺寸设计两种吸气阀片1和吸气阀片2，吸气阀片1刚度为217 N/m，吸气阀片2刚度为204 N/m，两者刚度相差13 N/m，机械体的刚度、质量和频率之间存在固定关系，通过吸气阀片的刚度和频率可有效调控吸气阀片的打开和关闭时间。

图1 腰部尺寸精细变化的吸气阀片

模拟和测试所用压缩机排量为4.15 cc，活塞直径为19.1 mm，曲轴偏心距为7.25 mm，曲轴孔和缸孔的偏置为2 mm，吸排气阀片的厚度均为0.203 mm，设置排气侧限位升程为0.8 mm，数值模拟所用工质为R290，工况为ASHRAE标况，即蒸发温度为-23.3℃，冷凝温度为54.4℃，过冷、吸气和环境温度均为32.2℃，吸气压力为0.2168 MPa，排气压力为1.8831 MPa，压缩机转速为2947 r/min，活塞初始位于下止点。

3 数值模拟与试验测试结果对比

3.1 吸气阀片精细化对吸气阀片位移、速度和质量流量的影响

图2为两种吸气阀片位移随曲轴转角变化曲线。从图2可以看出，在曲轴旋转一个周期360°内，吸气阀片1和吸气阀片2两种吸气阀片经历四次开闭，每次开闭的最大位移依次衰减。前三次开闭时，吸气阀片2的最大位移均稍大于吸气阀片1的最大位移，其中吸气阀片1最大位移达1.961 mm，而吸气阀片2最大位移为2.073 mm，两者相差0.112 mm，这是因为吸气阀片1的刚度稍大于吸气阀片2，在相同的负载下，吸气阀片2具有稍高的升程。另外，吸气阀片1的关闭角度为391.34°，而吸气阀片2的关闭角度为394.02°，两者相差2.68°，两种吸气阀片均没有在曲轴转角为360°时及时关闭，均存在延迟关闭的现象，吸气阀片1较早关闭，这是因为吸气阀片1的刚度稍大。对比可得：对吸气阀片外形尺寸精细化后，刚度较大的吸气阀片1的最大位移较小，且关闭角度也较早，有利于提升可靠性和减小制冷剂回流。

图2 两种吸气阀片位移随曲轴转角变化曲线

两种吸气阀片速度随曲轴转角变化曲线，如图3所示。在开启过程中，吸气阀片1的最大速度为3.134 m/s，吸气阀片2的最大速度为3.285 m/s，因刚度上微小的差异，使得吸气阀片1和吸气阀片2的运动速度也呈现出微小的差异，刚度较小的吸气阀片2具有较大的运动速度。

图3 两种吸气阀片速度随曲轴转角变化曲线

同时随着吸气阀片的开闭，吸气质量流量也发生了四次整体的升降变化，如图4所示，在曲轴转角为221.9°时，吸气阀片打开，吸气质量流量开始出现升高现象，四次升降后回归零值。由于吸气压力脉动的影响，吸气质量流量在每次升降时产生了小幅度的上下波动。而质量流量下降至负值，意味着阀片未能及时关闭，产生了气体回流，吸气阀片1和吸气阀片2均产生了气体回流现象，刚度较大的吸气阀片1因关闭较早，产生的气体回流较小。积分得到吸气阀片1和吸气阀片2产生的吸气质量流量分别为1.992 kg/h和1.967 kg/h，吸气阀片1因较早关闭，回流较小，因而在相同的气缸容积下产生了较大的吸气质量流量。

图4 两种吸气阀片质量流量随曲轴转角变化曲线

3.2 吸气阀片精细化对排气阀片位移、速度和质量流量以及气缸容积的影响

从图5和图6可以看出，两种吸气阀片对应的排气阀片的运动规律大体一致，一个循环周期内仅有一次开闭过程。因排气限位升程的限制，吸气阀片1和吸气阀片2对应的排气阀片能达到的最大位移均为0.8 mm，均在曲轴旋转角度为143.8°时迅速打开，且均在曲轴转角为182.4°时关闭。两种吸气阀片在运动过程中最大的速度均为2.333 m/s，吸气阀片刚度的微小差异并没有对排气阀片的位移、速度等运动特性参数产生影响。图7中所示为排气质量流量随曲轴转角变化曲线，吸气阀片1对应的排气质量流量为1.985 kg/h，吸气阀片2对应的排气质量流量为1.979 kg/h。对比可得：外形尺寸精细化下的两种吸气阀片对排气质量流量有细微的影响。

图5 排气阀片位移随曲轴转角变化曲线

图6 排气阀片速度随曲轴转角变化曲线

图7 排气质量流率随曲轴转角变化曲线

图8是两种吸气阀片对应的气缸内压力随气缸容积变化曲线，对其进行积分并考虑PTC功耗、摩擦功耗和电机效率，得到曲轴旋转一周内两种吸气阀片对应整机的输入功率，其中PTC功耗为0.3 W，摩擦功耗为8.9 W以及电机效率为0.73。吸气阀片1对应的整机输入功率为124.739 W，吸气阀片2对应的整机输入功率为123.254 W。

图8 气缸内压力随气缸容积变化曲线

表1为两种吸气阀片对应的整机制冷量、输入功率以及COP进行了整理，对比可得，吸气阀片1对应的制冷量为197.0876 W，吸气阀片2对应的制冷量为195.3579 W，使用吸气阀片1的压缩机制冷量高出1.7297 W，这是因为吸气阀片1的关闭角度提早，关闭较为及时，产生的回流量较小。通过积分处理可以获取压缩机输入功率，吸气阀片1对应的整机输入功率较高，相比使用吸气阀片2的压缩机输入功率高1.485 W，通过制冷量和输入功率的换算，使用吸气阀片1的整机COP为1.58，使用吸气阀片2的整机COP为1.585，前者具有较高的制冷量，但是输入功率较高，后者制冷量较低，而输入功率也较低，综合来看使用吸气阀片2的压缩机具有较高的COP。

表1 两种吸气阀片对应的整机制冷量、输入功率等参数对比

3.3 两种吸气阀片下压缩机关键参数的数值模拟与实测结果对比

在相同的样机和泵体上更换阀组，3台样机的3个泵体分别更换不同的吸气阀片进行测试，测试结果记录于表2中。泵体1对应的吸气阀片1和吸气阀片2下的整机输入功率分别为124.6 W和122.4 W，制冷量分别为194.3 W和191.4 W，COP为制冷量与输入功率的比值，分别为1.559 W/W和1.563 W/W，结果同样显示刚度较小的吸气阀片整机COP较高。表3对比了泵体1中更换的两种吸气阀片的实测值与模拟值的误差对比，可以看出，两种吸气阀片的有关整机测试结果与模拟值之间的误差均较小，故可以认为仿真结果具有较高的精确度。

表2 相同泵体下不同吸气阀片对整机制冷量等关键参数实测值的影响

表3 两种吸气阀片下整机制冷量等关键参数实测值与模拟值对比

4 结论

（1）针对两种外形尺寸的吸气阀片，对吸、排气阀片的开闭位移和速度，吸气和排气质量流量、制冷量、输入功率以及整机COP等关键参数进行仿真计算，并与实测数据进行对比，结果显示仿真计算结果具有很高的准确度。

（2）相比吸气阀片2，吸气阀片1具有较高的刚度，高出13 N/m，对应较小的吸气阀片升程和较小的运动速度。另外，吸气阀片1在运动过程中能较早关闭，关闭较为及时，回流较小，具有较高的制冷量，但是整体输入功率也较高，因而整机能效比较低，因而表现出来的现象是刚度较低的吸气阀片2具有较高的整机COP。

（3）吸气阀片的精细化改变，未对排气阀片位移、速度以及质量流量等特性参数产生明显影响。

（4）本文精细化研究将吸气阀片的微小改变对整机关键参数的影响进行了分析说明，相关结果对压缩机实际开发工作具有很好的指导作用。