热泵涡旋压缩机排气阀的力学分析

2022-08-01戈大伟

制冷技术 2022年2期

戈大伟

（苏州凯特达自动化设备有限公司，江苏苏州 215000）

0 引言

涡旋压缩机具有固定的压缩比，应用于制热工况时会存在较大的欠压缩，会增大压缩功率、造成能效比下降[1-2]。为解决此问题，通常在涡旋排气口设置舌簧排气阀[3-4]。空调或者制热系统中，热泵应用相比于空调应用要求压缩机能适用更大的运行范围，主要为低蒸发高冷凝的大压缩比工况[5-6]。本文为了从根本上研究排气阀改善能效比的底层逻辑，通过分析排气阀安装前后压缩机的切向气体力、轴向气体力及径向气体力差异，以具体计算实例定量比较排气阀在气体压缩功率和机械密封两个指标上对压缩机的提升效果，以在理论上证明和展现排气阀的益处。

1 热泵应用与空调应用的条件差异

图1所示为某常规热泵应用压缩机与空调应用压缩机运行范围对比[7]，可以看出热泵压缩机在左上角扩大一部分区域。在热泵运行的边角点（-20 ℃，50 ℃）处运行R410A制冷剂时系统压缩比为7.7。空调用涡旋压缩机的压缩比一般设计为2.7左右，热泵用涡旋压缩机会将压缩比设计更高一些，但为了均衡整个运行范围，并且考虑压缩机的空间尺寸及排气口尺寸的限制，一般热泵压缩机压缩比设计在3.0左右。让设计压缩比为3.0的压缩机运行于系统压缩比为7.7的工况下可以预见其能效比会非常差，并且会使排气温度达到很高水平从而影响压缩机的可靠性。

图1 压缩机运行范围

2 热泵涡旋压缩机的排气阀

为了解决涡旋压缩机在大压缩比工况下的运行问题，一般在涡旋排气口设置舌簧排气阀[3-4]。图2所示为一种低压侧压缩机中排气阀的安装关系，阀片的一部分被限位件压紧固定，阀片活动部分可以在一定角度范围内开合摆动。在欠压缩工况下，涡旋排气口刚露出时排气阀关闭以阻止高压气体反向流入涡旋腔造成重复压缩。当涡旋继续转动一定角度将气体压力升高到大于阀片上方的冷凝压力时，将阀片打开进行排气。所以涡旋压缩机每转一圈排气阀就打开闭合摆动一次，避免重复压缩的功率浪费。

图2 低压侧压缩机中排气阀的安装关系

3 排气阀安装前后的力学分析

文中以某5 HP机型作为实例进行具体力学分析，采用R410A制冷剂的属性计算。

3.1 切向气体力

切向气体力为电机扭矩用以压缩气体所需克服的阻力，是压缩机功率最大组成部分，直接关系到压缩机的能效比[8-9]。

切向气体力的计算如式(1)：

式中，Ftg为切向气体力，N；h为涡旋型线高度，m；a为型线基圆半径，m；θ为动涡旋转动角度，rad，范围0~2π；p0为中心腔压力，Pa，由内向外的压缩腔压力依次为p1、p2；ps为吸气压力，Pa。

选取（-20 ℃，50 ℃）工况计算无阀及带阀情况下，压缩机旋转一周过程中的切向气体力变化，如图3所示。由图3可知，带阀后的切向气体力整体上小于无阀时的切向气体力，其平均值的比值为0.76，对应于能效比相当于提高30%以上，并且切向力的波动范围更小，有利于噪声振动的优化。

图3 切向气体力一周变化

为了进一步研究排气阀的整体效果，在整个运行范围内，用每个工况点带阀的平均切向气体力与无阀时平均切向气体力的比值来衡量排气阀的作用，数据列于表1中，te为蒸发温度，tc为冷凝温度。由表1可知，在热泵运行范围的左上边界处排气阀使切向气体力降低12%~24%，有非常大的益处。在运行范围右下区域，切向气体力的比值大于1，说明在过压缩工况下，排气阀产生的压力损失使能效比降低。本文计算基于100 kPa的排气阀压降经验值，设计差异造成此能效比降低量不同。对排气阀流通面积及气路的优化设计可以降低此损失，对于主要用于空调的压缩机一般不设计排气阀。此外，在运行范围左下角和右上角的连线上带阀时切向气体力与无阀时切向气体力的比值近似于1，说明此线为带阀和无阀适应工况的临界线，左上方适合带阀运行，右下方适合无阀运行。

表1 带阀时切向气体力与无阀时切向气体力比值

3.2 轴向气体力

图4所示为轴向气体力与背压力。涡旋内部压缩腔中的气体压力产生轴向气体力使动静涡旋之间有轴向上分离的趋势，导致涡旋齿顶有泄漏[10]。解决此问题的一种方案是设计背压腔引入中间压力气体[11-14]，使背压力大于气体轴向力。背压力减去轴向气体力的差值即为涡旋齿顶面的密封力，用以实现齿顶密封功能，减少相邻压缩腔之间泄漏。

图4 轴向气体力与背压力

涡旋压缩机应用于热泵工况时，处于欠压缩条件，在涡旋排气口刚露出时，涡旋内部的气体压力小于冷凝压力。对于无排气阀的压缩机，涡旋上方的高压气体回流到涡旋内部的中心压缩腔中，导致压缩腔中压力升高，造成轴向气体力增大，而背压力近于恒定值，使得涡旋齿顶面的密封力变小。加上排气阀则能避免此情况。

轴向气体力的计算如式(2)[8]：

轴向密封力的计算如式(3)：

式中，Fag为轴向气体力，N；A为与涡旋设计相关的部分中心腔面积，m2；Fas为轴向密封力，N；s为与背压孔位置相关的背压腔压力系数；A1为背压腔设计的作用力面积，m2；A2为高压腔设计的作用力面积，m2。

图5所示为（-20 ℃，50 ℃）工况下压缩机旋转一周时无阀和带阀情况下齿顶面密封力的变化过程。由图5可知，无阀时密封力在部分时间段内大幅减小，甚至出现负值时刻，这种情况容易产生泄漏。带阀时的密封力改善巨大，并且一周内变化幅度较小。

图5 齿顶密封力一周变化

高压气体回流到涡旋中心压缩腔后造成涡旋内部中心压缩腔和相邻压缩腔之间的压差变大，更易于泄漏。图6所示为无阀时不同压缩腔的压力变化，图7所示为带阀时不同压缩腔的压力变化。对比图6和图7，可以发现无阀时压缩机转动一周，其不同压缩腔之间的压差都比较大；而在带阀情况下，在约半周范围内，不同压缩腔之间的压差大幅度减小，有利于减少泄漏。

图6 无阀时各压缩腔内压力一周变化

图7 带阀时各压缩腔内压力一周变化

为了评估排气阀对轴向密封性能的好处，需要同时考虑对密封力和对压差的影响，文献[15-17]给出了一种计算存在轴向间隙情况下泄漏功耗的方法。与本文所分析的轴向泄漏稍有差异，因为具有密封压力且无轴向间隙情况下的泄漏。对比同一个涡旋的相同结构有无排气阀对齿顶处密封的影响，可以不用计算泄漏功耗的绝对值，为了简化计算，略去涡旋几何结构参数，而以密封系数代替泄漏功耗的计算。可以认为密封系数正比于齿顶密封力，反比于齿顶面两侧的压差[18]。

将每个工况下齿顶面密封力除以齿顶面两侧压差并取一周平均值作为系数fas，其计算如式(4)：