高温工况R290压缩机研究

2022-01-10吴延平周杏标

家电科技 2021年6期

吴延平周杏标

广东美芝制冷设备有限公司研发中心广东顺德 528333

1 引言

随着CFCs类制冷剂被淘汰，制冷行业目前的焦点逐渐转移到HCFCs类制冷剂的削减乃至淘汰。对于高温工况（T3）地区国家如中东地区，所面临的问题更加复杂，空调器在高温工况的运行条件要比普通工况（T1）恶劣得多，随着室外环境温度升高，会导致冷凝温度和压力升高，对空调系统带来极大的挑战，高温工况地区空调制冷剂替代技术已经成为全球空调行业的挑战。众多研究所和企业均开展了大量的研究，发现R290具有优异的环保和热力特性，其被视为最有潜力的下一代制冷剂之一[1-3]。

然而R290房间空调器应用于高温甚至超高温工况，仍然存在诸多技术挑战，主要包括：

（1）高温工况性能衰减：随着环境温度升高，空调器的冷凝温度升高导致制冷能力与能效均下降，但是室外温度越高、房间热负荷越大，所需要的空调制冷能力反而要越大，因此系统热力学特征与空调产品使用要求出现矛盾。如何减少高温工况下空调系统性能衰减是所有适用于高温工况地区空调器的共同挑战[4]。

（2）充注量不足：可燃制冷剂在制冷系统中有部分引用，如R600a用于冰箱，氨用于冷库等。但对于家用空调，过去几十年可燃冷媒设计、生产和应用经验都相对有限。目前行业内基本思路是限制制冷剂的充注量。最大充注量一般遵循IEC 60335-2-40国际标准，可燃制冷剂可允许的最大充注量如公式（1）所示：

式中，mmax是空调器内最大允许充注量，单位为kg；LFL是制冷剂的可燃下限，单位为kg/m3；h0是空调的安装高度，单位为m；A是房间的地板面积，单位为m2。

因此，如何在极低充注量的条件下设计出满足高温工况性能要求的空调系统成为设计最大难点。

本文为了缓解空调应用于高温工况下的性能衰减，采用了增大压缩机排量以提升制冷剂流量。压缩机机型为DSN215D54UFZ，压缩机排量为21.5 cm3/rev。若压缩机内部体积随着排量增加易导致压缩机内留存的制冷剂增加，从而加剧R290制冷剂充注量严重不足所导致的性能衰减。故本文提出了采用大排量单缸压缩机降低内容积方案，但是单缸压缩机相比双缸压缩机气体阻力矩波动更加剧烈，造成振动噪声恶化。本文着重对R290单缸压缩机的性能衰减、振动噪声进行研究改善。

2 性能衰减改善

压缩机内部的高温排气与冷冻机油会加热泵体（气缸等金属部件）、壳体等，热量通过壳体导管传给锥形管，同时热量通过气缸传给锥形管，最终锥形管过热会加热管内的低温低压吸气，从而产生无效过热。高温工况下空调器的冷凝压力高，排气温度高，上述无效过热现象更为突出。吸气部位会产生无效过热，压缩机的吸气无效过热度越大，不仅会降低压缩过程的效率，导致压缩机性能下降，还会使得压缩机的排气温度上升。针对此问题，本文采用吸气隔热技术，通过在压缩机吸气管内部设计一层隔热材料，降低了锥形管对低压低温制冷剂的加热幅度，改善压缩机吸气过热度的同时提高了压缩机能效[5]。

图1为常规量产吸气结构的示意图，图2为本文吸气隔热结构的示意图。吸气隔热结构在锥形管3中套设了一个塑料隔热管4，塑料隔热管与油和制冷剂不相溶，其导热系数仅为0.2 W/(m•K)，导热性能远低于铜管。

图1 常规量产吸气结构示意图

图2 吸气隔热结构示意图

利用公式（2）、（3）可以具体计算出两种结构的吸气过热度，计算结果如表1所示。

表1 吸气过热度计算结果

式中，Q为总热量，单位为kJ；Q1为管内对流热量，单位为kJ；Q2为管壁导热热量，单位为kJ；m是压缩机的吸气质量流量，单位为kg；cp为制冷剂的比热，单位为J/(kg•K)。

常规量产结构的吸气过热度为6.0℃，而吸气隔热结构的过热度仅为0.6℃，吸气过热度得到明显改善。为了进一步验证吸气隔热结构的实际效果，在A工况（冷凝温度49.4℃，蒸发温度-3.4℃，过冷度8℃）下分别对常规量产结构和吸气隔热结构进行了实验测试[6]，压缩机性能如表2所示。采用吸气隔热结构后压缩机功耗降低，制冷量增加，COP明显改善；同时随着吸气过热度降低，压缩机排气温度也有所降低。

表2 两种方案实测结果

3 振动噪声改善

本文理论计算单缸大排量压缩机和同排量下双缸压缩机的气体阻力矩波动，如图3所示，单缸压缩机的气体阻力矩波动值大于双缸压缩机。气体阻力矩波动是激发振动的根源，波动越大压缩机振动越大，而噪声产生源于存在振动激励源，激励源通过压缩机结构传递，某些零部件产生响应从而产生噪声。因此，大排量单缸压缩机面临的振动和噪声问题比常规双缸压缩机更加严峻，本文从下述三方面进行分析与改善。

图3 气体阻力矩对比图

3.1 消音器和亥姆赫兹共振腔

对原型机（双缸压缩机、优化前单缸压缩机）进行噪声测试，测试结果如图4所示，在B测试工况下，优化前的单缸压缩机在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz频段噪声较高。针对上述典型频率段的噪声突出问题，本文设计了四瓣式消声器和亥姆赫兹共振腔来改善噪声值。

图4 压缩机优化前噪声测试对比图

消声器主要是依靠管道截面积突变在声传播过程中引起的阻抗改变来产生声能的反射、干涉及共振吸声，从而降低消声器向外辐射的声能，达到消声的目的。图5为量产五瓣式消音器的结构示意图，图6为本文改善用的四瓣式消音器的结构示意图。

图5 五瓣式消音器

图6 四瓣式消音器

传递损失是评价消声器消声效果的指标，传递损失值越大说明消音效果越好。对量产与本文改善用的四瓣式消音器进行传递损失计算，计算结果如图7所示，经过改善后1600 Hz和2000 Hz的传递损失明显增大，消音效果明显。但改善后1250 Hz频段噪声仍与量产消音器效果相当，对此问题采用了亥姆赫兹共振腔来改善。

图7 传递损失对比图

亥姆霍兹共振腔实际上是共振吸声结构的一种应用，利用管道开孔与共振腔相连接，利用小孔处的空气柱和空腔内的空气构成了弹性共振系统，当外界噪声频率和此共振系统的固有频率相同时，小孔中的空气柱发生共振并与孔壁发生剧烈摩擦，摩擦可以消耗声能，从而达到消声的目的，其结构如图8所示。另外，当声波频率与共振腔固有频率相同时，便产生共振，空气柱振动速度达到最大值，此时消耗的声能最多，消声量也就最大。亥姆霍兹共振腔的传递损失计算公式如式（4）所示：

图8 亥姆赫兹共振腔结构图

式中，TL为传递损失，单位为dB(A)；V为容器的容积，单位为m3；lc为连接管道的长度，单位为m；Sc为连接管道截面面积，单位为m2；Sm为主管的截面面积，单位为m2；f为所需消音的频率，单位为Hz；fr为共振腔的固有频率，单位为Hz。

在R290制冷剂和油的混合物中声速约为231 m/s，根据上述公式设计出合适的亥姆霍兹共振腔，共振腔的小径为2.5 mm，大径为6 mm，小径段长度为10 mm，大径段长度为40 mm，计算可得亥姆赫兹共振腔的传递损失如图9所示，可看出在1250 Hz频段传递损失量超过20 dB(A)，有很好的消音效果。

图9 亥姆赫兹共振腔传递损失图

对采用亥姆赫兹共振腔和四瓣式消音器的压缩机进行测试，如图10所示，改善后的R290大排量单缸压缩机在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz频段噪声改善效果明显，改善幅值约1.6～2.8 dB(A)。

图10 改善前后噪声测试对比图

3.2 三片式底座

在空调室外机中，压缩机与管路等结构处在隔音棉、室外机壳体围成的狭小空间内。压缩机结构振动产生的噪声辐射能量需经过反射、衍射、干涉等十分复杂的传递，所以空调室外机外部空间中的声压或声强是声音传递过程综合影响的结果。压缩机内部的噪声会通过压缩机的外壳传递出去，所谓的外壳包含主壳体、上下壳体、底座、储液器等零部件，改变外壳的辐射表面积和厚度等参数可以改善噪声辐射量。通常，压缩机结构的噪声辐射量是上述复杂传递过程中声压和声强的决定性因素。本文以底座对外噪声辐射量为研究对象来近似分析空调室外机外部空间中噪声变化。

把底座作为一个板结构，考虑板结构的一个单元，其声辐射功率计算公式如式（5）所示：

式中，W为声辐射功率，单位为W；S为辐射面积，单位为m2；α为振动加速度，单位为m/s2；ρ为空气密度，单位为g/cm3；c为声速，单位为m/s。

辐射面积、辐射面几何形状和结构振动加速度是影响底座声辐射功率的直接因素。实际上压缩机底座正是受到频率成分固定的激励而产生声辐射的，通过式（5）可以得知：

（1）激励频率不变时，振动加速度响应幅值越小，越有利于减小声辐射功率；

（2）降低辐射面积S有利于减小声辐射功率。

根据上述分析本文采用减少辐射面积的方法来改善噪声，提出了三片式底座结构，如图12所示。

图12 三片式底座结构与强度仿真图

由于三片式底座较量产底座（图11）强度更低，需要对其强度进行仿真，从而确保压缩机的安装运输安全。根据实际运输过程压缩机可能受到的冲击力来进行仿真，强度仿真结果显示，三片底座强度虽比量产底座略差（变形量：3.2 mm＞1.9 mm），但仍然满足设计标准要求（变形量≤6 mm）。

图11 量产底座结构与强度仿真图

在工况B下，分别测试了采用三片式底座和量产底座压缩机的振动噪声，结果如表3所示，采用三片式底座后压缩机噪声改善，振动与量产相当，与理论相符。

表3 底座优化后测试结果

3.3 低风阻型平衡块

由于R290大排量压缩机的偏心量大，对应的偏心质量（包含曲轴偏心部和活塞）大，旋转系统平衡问题显得更加突出，本文采用低风阻型平衡块结构来改善此问题。如图13所示，低风阻型平衡块由上端面、下端面、外回转面、内回转面以及分别与外回转面和内回转面相交的外切面和内切面构成，外回转面和内回转面在高度方向上任一截面的轮廓线均同心且与电机转子同轴，在转子高速旋转时外回转面和内回转面不会产生风阻。其中，外切面和内切面的交线设置在外回转面和内回转面的中心面上，外切面和内切面共同构成平衡块的迎风面或背风面。此设计下迎风面外切面和内切面的交线能够把迎风面遇到的液相、气相或者气液混合相均匀的劈开成两股流体，流体分别顺着外切面和内切面流过平衡块，避免产生较大的能量损失和流场的急剧变化，起到降低气体阻力矩的效果。