不同排氣閥片結(jié)構(gòu)型式對冰箱往復(fù)式壓縮機(jī)性能的影響

黃傳順，朱紅偉

（1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東珠海 519070；2.珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

0 引言

隨著人民生活水平的不斷提高，人們對冰箱的需求愈來愈大，節(jié)能、環(huán)保、大容量、深冷凍、多門、無霜是冰箱的發(fā)展趨勢［1］。冰箱行業(yè)的發(fā)展帶動了往復(fù)式壓縮機(jī)技術(shù)的進(jìn)步，變頻、大冷量的壓縮機(jī)成為冰箱的首選。高速壓縮機(jī)能夠在較低的排量設(shè)計(jì)條件下達(dá)到與低速大排量壓縮機(jī)相同的能力輸出，并具有體積小、成本低等特點(diǎn)，目前高速壓縮機(jī)已廣泛應(yīng)用于制冷空調(diào)行業(yè)［2］，并向冰箱行業(yè)延伸，成為當(dāng)前冰壓行業(yè)研究的熱點(diǎn)。

傳統(tǒng)變頻往復(fù)式壓縮機(jī)最高運(yùn)行頻率通常為75 Hz，當(dāng)運(yùn)行頻率增加到100 Hz 時(shí)，壓縮機(jī)運(yùn)行周期由0.013 3 s 變?yōu)?.01 s，運(yùn)行周期縮短33%。如果壓縮機(jī)工作時(shí)吸、排氣閥片不能及時(shí)關(guān)閉，必然會造成壓縮機(jī)高壓氣體回流，造成容積效率下降［3-5］。為提高閥片響應(yīng)速度，常規(guī)做法是通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)和增大閥片剛度以提高其固有頻率，但閥片剛度增大會增加壓縮機(jī)排氣壓力損失，造成壓縮機(jī)性能下降。

鄭傳祥等［6］分析了閥片設(shè)計(jì)參數(shù)對其動態(tài)響應(yīng)的影響，發(fā)現(xiàn)減小吸氣閥厚度可提高壓縮機(jī)性能。趙旭敏等［7］研究了壓縮機(jī)在75 Hz 以上運(yùn)行頻率時(shí)冷量衰減規(guī)律，得出氣閥剛度和固有頻率是影響壓縮機(jī)制冷量的重要因素。賀運(yùn)初等［8］分析氣閥對往復(fù)壓縮機(jī)主要性能的影響。然而，變頻往復(fù)式壓縮機(jī)高速運(yùn)行時(shí)排氣閥片結(jié)構(gòu)對冷量和性能的影響研究成果較少。因此，研究排氣閥片結(jié)構(gòu)型式在高速運(yùn)行狀態(tài)下對壓縮機(jī)容積效率的影響顯得十分重要。

1 結(jié)構(gòu)模型及原理分析

往復(fù)式壓縮機(jī)吸、排氣系統(tǒng)物理模型如圖1所示。壓縮機(jī)工作時(shí)，制冷劑在吸氣壓差作用下經(jīng)吸氣閥片進(jìn)入到氣缸，通過活塞往復(fù)運(yùn)動將其壓縮成高溫高壓氣體，然后經(jīng)排氣閥片排出進(jìn)入到氣缸蓋，進(jìn)一步引出到冷凝器，最后由蒸發(fā)器回流完成制冷循環(huán)。為了提高排氣閥片的響應(yīng)速度，通常在往復(fù)式壓縮機(jī)排氣端設(shè)置升程限位器。

圖1 往復(fù)式壓縮機(jī)吸、排氣系統(tǒng)物理模型Fig.1 Physical model of suction and exhaust system of reciprocating compressor

本研究涉及2 種不同排氣閥片組件，物理模型如圖2 所示。圖2（a）示出不帶緩沖片的排氣閥片組件模型（定義為方案1），組件包括：閥板、排氣閥片和限位器。圖2（b）示出帶緩沖片的排氣閥片組件模型（定義為方案2），組件包括：閥板、排氣閥片、排氣閥片緩沖片和限位器。

圖2 往復(fù)式壓縮機(jī)排氣閥片結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of exhaust valve plate of reciprocating compressor

圖3 示出排氣閥片開啟過程中兩種閥組結(jié)構(gòu)的閥片負(fù)載與閥片位移關(guān)系曲線。

圖3 排氣閥片開啟時(shí)閥片位移與閥片負(fù)載關(guān)系曲線Fig.3 Curve of valve plate displacement vs valve plate load when the exhaust valve plate is opened

從圖中可以看出，排氣閥片隨著負(fù)載增加沿A →B →C →D 4 點(diǎn)變動。在A 處，當(dāng)氣流推力大于潤滑油的吸附力時(shí)，排氣閥片從閥板支撐面離開，并且從A →B 僅有排氣閥片發(fā)生變形，排氣閥片因小負(fù)載發(fā)生較大變形。在B 處，排氣閥片與緩沖片接觸，從B →C 排氣閥片與緩沖片接觸并同時(shí)被氣流頂起，它們以組合形式發(fā)生彈性變形，此時(shí)閥片位移變化需要較大的負(fù)載。在C 處，排氣閥片緩沖片與升程限位器接觸，此時(shí)排氣閥片位移達(dá)到最大。位移大小取決于升程，2 種不同結(jié)構(gòu)型式的排氣閥片升程均設(shè)計(jì)為1.1 mm。此后即使對排氣閥片施加更大負(fù)載，閥片由于受到擋板作用也不會產(chǎn)生位移。

2 仿真計(jì)算結(jié)果與分析

閥片剛度用試驗(yàn)方法測試比較困難，測試精度難以保證，此處可以通過有限元方法進(jìn)行仿真計(jì)算得出。由于此處閥片工作過程中升程為1.1 mm，在這么小的變形范圍內(nèi)，施加的外載荷與閥片變形之間可以等效為線彈性關(guān)系，因此閥片剛度可認(rèn)為是一個(gè)常數(shù)。其基本原理為：在閥片頭部中心位置施加一個(gè)單位靜力載荷，仿真計(jì)算該節(jié)點(diǎn)的變形量，施加的靜力載荷與變形量比值即為閥片剛度。按線彈性材料定義各零件屬性，排氣閥片與緩沖片定義為柔性接觸體?？紤]到零件結(jié)構(gòu)的不規(guī)則性，為提高計(jì)算精度和節(jié)省資源，排氣閥片、緩沖片均采用四邊形劃分網(wǎng)格，并對排氣閥片和緩沖片尾部約束區(qū)進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。排氣閥片組件劃分網(wǎng)格后的有限元模型如圖4 所示。邊界條件設(shè)置如下：在閥片頭部中心施加單位集中力，閥片尾部施加位移約束，將x，y，z 3 個(gè)方向上的位移設(shè)置為0。

圖4 排氣閥片有限元仿真模型Fig.4 Finite element simulation model of exhaust valve plate

無緩沖片的排氣閥片結(jié)構(gòu)變形云圖如圖5（a）所示。仿真計(jì)算結(jié)果顯示，施加單位集中載荷，排氣閥片中心位移為3.88 mm，由此得出方案1 排氣閥片剛度為0.258 N/mm。排氣閥片應(yīng)力云圖如圖5（b）所示。施加單位集中載荷對應(yīng)排氣閥片的最大應(yīng)力868 MPa，出現(xiàn)在排氣閥片的根部。

圖5 無緩沖片的排氣閥片結(jié)構(gòu)變形及應(yīng)力分布Fig.5 Structural deformation diagram of discharge valve without spring reed

方案2 排氣閥片結(jié)構(gòu)變形如圖6 所示。方案2 中排氣閥片升程高度為0.8 mm 時(shí)與緩沖片接觸，然后在氣流推力作用下二者同時(shí)彎曲，最后貼合到升程限位器達(dá)到最大升程高度。仿真計(jì)算結(jié)果表明，方案2 排氣閥片接觸緩沖片前的剛度為0.21 N/mm，與緩沖片接觸后二者組合剛度為0.74 N/mm。閥片剛度增加252.4%。對應(yīng)排氣閥片最大應(yīng)力為354 MPa，最大應(yīng)力區(qū)仍集中在根部。

圖6 帶緩沖片的排氣閥片結(jié)構(gòu)變形及應(yīng)力分布Fig.6 Structural deformation diagram of discharge valve with spring reed

方案1，2 的剛度變化曲線如圖7 所示。從圖中可以看出，無緩沖片排氣閥片彈簧力隨閥的升程增加逐漸增大，閥片剛度為一恒定值。帶緩沖片的排氣閥片組件隨著閥片位移增加也是逐漸增大，開始時(shí)增大幅值較小，閥片升程達(dá)到0.8 mm之后，閥片彈簧力急劇增大。圖7 中示出的OA 段為接觸緩沖片前排氣閥片剛度，AB 段為排氣閥片接觸緩沖片后二者的總剛度。由于帶緩沖片的排氣閥片剛度小于不帶緩沖片的排氣閥片剛度，閥片只需要很小的壓差即可開啟，降低了排氣閥片的開啟阻力。同時(shí)排氣閥片增加緩沖片后由于剛度急劇增大，排氣閥片組件固有頻率增加，閥片響應(yīng)速度加快，保證了高速運(yùn)行時(shí)閥片關(guān)閉及時(shí)性，避免了高壓氣體回流，提升壓縮機(jī)的容積效率。

圖7 不同排氣閥片方案剛度曲線對比Fig.7 Comparison of stiffness curves of different exhaust valve plate schemes

3 試驗(yàn)方案

根據(jù)上述2 種排氣閥片方案的理論分析，選用1 臺排量為11.0 cm3變頻往復(fù)式壓縮機(jī)，使用可拆殼驗(yàn)證壓縮機(jī)冷量和性能。試驗(yàn)樣機(jī)如圖8所示。

圖8 變頻往復(fù)式壓縮機(jī)樣機(jī)Fig.8 Prototype of variable frequency reciprocating compressor

試驗(yàn)方案：方案1 壓縮機(jī)采用無緩沖片的排氣閥片，方案2 壓縮機(jī)采用帶緩沖片的排氣閥片。詳細(xì)結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，閥組結(jié)構(gòu)模型如圖2，4所示。

表1 不同排氣閥片方案結(jié)構(gòu)參數(shù)對比Tab.1 Comparison of structural parameters of different exhaust valve plate schemes mm

試驗(yàn)采用GB/T 5773—2016《容積制冷壓縮機(jī)性能實(shí)驗(yàn)方法》［9-12］規(guī)定的第二制冷劑量熱計(jì)法，測試壓縮機(jī)在低頻為33 Hz、中頻為75 Hz 和高頻為100 Hz 運(yùn)行狀態(tài)下壓縮機(jī)的制冷量及性能。制冷劑選用R600a，試驗(yàn)工況為ASHRAE，工況參數(shù)見表2。

表2 壓縮機(jī)性能測試工況Tab.2 Compressor performance test conditions ℃

4 結(jié)果及分析

采用上述2 種不同排氣閥片組方案，壓縮機(jī)的性能及制冷量測試結(jié)果見表3。通過表3 測試結(jié)果可知，當(dāng)壓縮機(jī)運(yùn)行頻率為100 Hz 時(shí)，帶緩沖片的排氣組比單排氣閥片容積冷量提升9.4 W，容積效率提升3.9%，壓縮機(jī)性能提升約0.03。壓縮機(jī)在低頻為33 Hz 運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)容積效率提升1.2%，制冷量提升1.5 W，COP 提升0.04；中頻為75 Hz 運(yùn)行時(shí)壓縮機(jī)容積效率提升2.2%，制冷量提升4.9 W，COP 提升0.03。

表3 不同排氣閥片方案性能測試結(jié)果Tab.3 Performance test results of different exhaust valve plate schemes

結(jié)合兩排氣閥片特點(diǎn)可知，壓縮機(jī)低頻為33 Hz 時(shí)性能提升是由于方案2 排氣閥片剛度小于方案1 排氣閥片剛度，壓縮機(jī)排氣時(shí)降低了閥片開啟力，從而降低了排氣閥片阻力損失。高頻為100 Hz 時(shí)制冷量提升是由于在排氣過程后期，緩沖片和排氣閥片同時(shí)作用，排氣閥片組剛度增大，保證了氣閥能夠及時(shí)關(guān)閉，避免高壓氣體回流，容積效率得到提升。在高頻100 Hz 運(yùn)行時(shí)COP 提升主要是由于排氣閥片與緩沖片組合后剛度增加帶來的制冷量增加，以及排氣閥片剛度減小帶來的排氣阻力損失減小。

圖9（a）示出方案1 排氣閥片模擬的排氣閥片運(yùn)動規(guī)律。從圖中可以看出，排氣閥片在氣流推力的作用下逐漸上升，在曲軸轉(zhuǎn)角為341°時(shí)閥片接觸到升程限位器后發(fā)生反彈，隨后又在氣流推力的作用下緊貼著升程限位器，此時(shí)排氣閥片完全開啟，閥片達(dá)到最大升程。最后當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角在380°位置時(shí)排氣閥片在閥片彈簧力作用下回到閥板上，此時(shí)排氣閥片關(guān)閉，壓縮機(jī)完成一個(gè)制冷循環(huán)。圖中曲線顯示，活塞位于上止點(diǎn)時(shí)排氣閥片未關(guān)閉，存在氣體回流，導(dǎo)致壓縮機(jī)在高頻為100 Hz 下運(yùn)行時(shí)制冷量衰減。

圖9 排氣閥片升程隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線Fig.9 Change curve of exhaust valve plate lift with crankshaft angle

圖9（b）示出方案2 排氣閥片隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線結(jié)構(gòu)。從圖中可以看出，排氣閥片在開啟起始階段與方案1 曲線比較吻合。當(dāng)閥片位移為0.8 mm 時(shí)，與緩沖片碰撞并一起運(yùn)動，隨后在曲軸轉(zhuǎn)角為336°時(shí)閥片與緩沖片一起撞擊升程限制器。閥片經(jīng)過一次“顫振”后在曲軸轉(zhuǎn)角為342°時(shí)重新開啟并緊貼升程限位器，此時(shí)閥片升程達(dá)到最大，處于完全開啟狀態(tài)。當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角為360°時(shí)閥片升程為0，此時(shí)閥片恰好處于關(guān)閉狀態(tài)，避免了氣體回流損失，提升了壓縮機(jī)的容積效率。

5 結(jié)論

（1）壓縮機(jī)在100 Hz 高速運(yùn)行時(shí)，無緩沖片的排氣閥片存在閥片關(guān)閉延遲現(xiàn)象，引起高壓氣體回流問題，造成容積效率降低，導(dǎo)致制冷量衰減。

（2）壓縮機(jī)在100 Hz 高速運(yùn)行時(shí)，帶緩沖片的排氣閥片由于組合剛度增大，閥片響應(yīng)速度更快，避免了閥片關(guān)閉不及時(shí)帶來的高壓氣體回流問題，11 cm3排量壓縮機(jī)在該運(yùn)行頻率下容積效率提升了3.9%。

（3）排氣閥片增加緩沖片能夠保證壓縮機(jī)低頻性能不衰減，排量為11 cm3的壓縮機(jī)在33 Hz運(yùn)行頻率下性能提升0.04。

（4）排氣閥片增加緩沖片后低頻性能提升，主要原因是排氣閥片剛度減小，排氣阻力損失減小所致。