王 俞 金華強(qiáng) 顧江萍 黃躍進(jìn) 孫 哲 王新雷 鄭愛武 沈 希

(*浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 杭州 310032) (**伊利諾伊大學(xué)香檳校區(qū)農(nóng)業(yè)與生物工程學(xué)院 烏爾班納 IL61801， 美國(guó)) (***加西貝拉壓縮機(jī)有限公司 嘉興 314006)

0 引 言

小型往復(fù)式制冷壓縮機(jī)是制冷系統(tǒng)的核心部件，其運(yùn)行狀況直接影響制冷系統(tǒng)的性能。如何提高制冷壓縮機(jī)的性能，一直是制冷行業(yè)研究的熱點(diǎn)[1]。往復(fù)式制冷壓縮機(jī)吸排閥片的延遲關(guān)閉會(huì)導(dǎo)致制冷劑回流，直接影響壓縮機(jī)的制冷效果，降低壓縮機(jī)的效率[2]。由于回流發(fā)生在密閉的腔室內(nèi)，用流量計(jì)等常用的流量測(cè)量方法，都很難較直觀地測(cè)量出回流流量。

國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者在質(zhì)量流量的測(cè)量和計(jì)算方面進(jìn)行了相關(guān)研究。Torregrosa等人[3]采用粒子圖像測(cè)速儀對(duì)限制在玻璃管內(nèi)的渦輪增壓器壓縮機(jī)進(jìn)氣管回流的速度場(chǎng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)量。Link和Deschamps[4]采用了基于有限體積法的數(shù)值模型結(jié)合氣門動(dòng)力學(xué)計(jì)算通過閥口的質(zhì)量流量。Lohn等人[5]采用簡(jiǎn)化的排氣閥幾何二維數(shù)值模型，研究了排氣閥的流體-結(jié)構(gòu)相互作用，考慮流動(dòng)慣量評(píng)估有效流量和受力面積來(lái)預(yù)測(cè)質(zhì)量流量。用數(shù)值模型的方法來(lái)模擬計(jì)算回流量，則需要考慮壓縮機(jī)內(nèi)部更多變化細(xì)節(jié)和多物理場(chǎng)之間的相互作用[6]，基于動(dòng)網(wǎng)格計(jì)算能力的提高，可以運(yùn)用雙向流固耦合技術(shù)(fluid-structure interaction，F(xiàn)SI)建立壓縮機(jī)的流固耦合模型。流固耦合模型較普通流場(chǎng)分析能耦合閥片和冷媒的相互運(yùn)動(dòng),使得流場(chǎng)分析更準(zhǔn)確[7]。Zhao和Yu等人[8，9]通過流固耦合模型分析了活塞式壓縮機(jī)和旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的閥片沖擊運(yùn)動(dòng)。Wang等人[10]用流固耦合的模擬方法研究了制冷壓縮機(jī)吸氣閥片的延遲關(guān)閉和吸氣回流現(xiàn)象。

壓縮機(jī)的排氣過程時(shí)間雖然比吸氣過程短，但排氣過程中的回流更為關(guān)鍵，因?yàn)闅怏w密度在被壓縮后大大增加，少量的回流會(huì)對(duì)制冷量產(chǎn)生明顯的影響[11]。目前對(duì)壓縮機(jī)排氣閥組運(yùn)動(dòng)過程的數(shù)值模擬進(jìn)行了大量的研究，Mu等人[12]運(yùn)用Matlab建立更準(zhǔn)確的單質(zhì)點(diǎn)模型模擬往復(fù)式壓縮機(jī)閥片的運(yùn)動(dòng)情況。Yu等人[13]研究了旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)排氣閥片的動(dòng)態(tài)特性和閥片受力與通過閥片流量之間的關(guān)系。排氣回流因?yàn)槭芘艢忾y片與氣體流場(chǎng)相互作用而產(chǎn)生，所以排氣閥片的運(yùn)動(dòng)和氣體流場(chǎng)模擬需要更接近真實(shí)情況，流固耦合模型具有一定優(yōu)勢(shì)[14]。

目前，國(guó)內(nèi)外運(yùn)用流固耦合數(shù)值模型的方法分析小型往復(fù)式制冷壓縮機(jī)排氣回流和排氣閥片動(dòng)態(tài)特性的研究較少。本文建立了壓縮機(jī)FSI模型，模擬實(shí)際的往復(fù)式制冷壓縮機(jī)壓縮工作過程，研究排氣回流現(xiàn)象和排氣閥片的動(dòng)態(tài)特性。

1 數(shù)值模型

壓縮機(jī)工作過程中，內(nèi)部冷媒氣體流動(dòng)與閥片運(yùn)動(dòng)相互作用、相互影響，因此，整個(gè)工作過程的模擬較為復(fù)雜。本文將壓縮機(jī)整體模型分為流體域和結(jié)構(gòu)域，采用ANSYS平臺(tái)中的CFX和Transient Structural 2個(gè)模塊來(lái)建立壓縮機(jī)3維流固耦合模型。

1.1 流體域

1.1.1 流體域控制方程

壓縮機(jī)內(nèi)部氣體流動(dòng)主要受質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒和能量守恒定律支配。本文不研究壓縮機(jī)活塞缸內(nèi)的熱交換情況，所以暫不考慮能量守恒定律。

(1)質(zhì)量守恒方程

在流體域中選取一直角空間6面體作為控制體建立笛卡爾坐標(biāo)系，得到連續(xù)性方程即質(zhì)量守恒方程[15]：

(1)

式中，ρ表示冷媒的密度，u、v、w分別表示冷媒速度矢量u在x、y、z方向上的分量。

(2)動(dòng)量守恒方程

Navier-Stokes方程即動(dòng)量守恒方程是流體力學(xué)進(jìn)行計(jì)算的基本方程。同樣建立笛卡爾坐標(biāo)系，能得到控制體在x、y、z3個(gè)方向上的N-S方程如下[15]：

(2a)

(2b)

(2c)

1.1.2 流體域模型建立

實(shí)際的壓縮機(jī)流道部件多且較為復(fù)雜，所以在建立壓縮機(jī)流固耦合模型時(shí)，需要對(duì)壓縮機(jī)的流體域進(jìn)行必要和合理的簡(jiǎn)化，流體域模型主要由活塞缸、吸氣腔和簡(jiǎn)化的排氣腔組成，如圖1所示。

圖1 流體域網(wǎng)格圖

流體域部分的網(wǎng)格是數(shù)值模型中仿真運(yùn)算和數(shù)據(jù)傳遞的最重要基本單元。CFX的有限體積法解法核心是將計(jì)算區(qū)域用網(wǎng)格劃分，將待解控制方程對(duì)每一個(gè)控制體體積積分，得到一組離散方程，方程未知數(shù)為壓力、速度等因變量。本文采用CFX中的mesh模塊對(duì)壓縮機(jī)流體域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。sweep掃掠型網(wǎng)格法生成6面體網(wǎng)格，且能手動(dòng)選擇流體的Source(源面)，壓縮機(jī)內(nèi)氣體流動(dòng)從吸氣腔到活塞缸再到排氣腔具有一定方向性，所以流體域內(nèi)源面的選擇能輔助網(wǎng)格數(shù)據(jù)傳遞包含流體的方向性。流體域模型基本已簡(jiǎn)化為規(guī)則幾何體，但仍會(huì)存在不規(guī)則部分，用Hex Dominant型網(wǎng)格法能使不規(guī)則幾何體部分生成6面體網(wǎng)格，作為對(duì)sweep掃掠型網(wǎng)格劃分不足部分的補(bǔ)充，保持網(wǎng)格的整體一致性?；钊撞糠值膭?dòng)網(wǎng)格簡(jiǎn)化了壓縮機(jī)氣缸容積和曲柄轉(zhuǎn)角、活塞運(yùn)動(dòng)之間的關(guān)系。將活塞頂部視為活塞缸流體域內(nèi)的移動(dòng)壁面，移動(dòng)壁面在上下止點(diǎn)之間運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生網(wǎng)格，運(yùn)動(dòng)公式為

L=d×(-cos(2π×h(s-1)×t))

(3)

式中，L表示活塞位移，d表示活塞缸的長(zhǎng)度，t表示運(yùn)動(dòng)時(shí)間，h表示壓縮機(jī)工作頻率。

網(wǎng)格尺寸選取需要平衡整體運(yùn)算數(shù)據(jù)量和流固數(shù)據(jù)傳遞效果兩者的關(guān)系，全局網(wǎng)格的大小選取為0.5 mm?；钊撞糠值膭?dòng)網(wǎng)格在仿真過程中存在較多形變，用15層掃掠層數(shù)的網(wǎng)格來(lái)防止負(fù)網(wǎng)格的產(chǎn)生，而其他部分掃掠層數(shù)為5層。流體域與結(jié)構(gòu)域接觸交界面的網(wǎng)格尺寸要保持相近，且對(duì)流固交界面和流域的進(jìn)、出口面網(wǎng)格進(jìn)行加密，為了使仿真結(jié)果更接近真實(shí)流體介質(zhì)選擇為實(shí)際壓縮機(jī)常用的冷媒r600a。

本文用于計(jì)算通量的方法為一階迎風(fēng)格式，在使用一階迎風(fēng)格式時(shí)，邊界上的變量值作為上游單元控制點(diǎn)上的變量值，用它來(lái)計(jì)算本地的變量值。其通用控制方程如式(4)所示[16]：

ap=aW+aE+(Fe-Fw)

(4)

式中，系數(shù)aW表示為Dw+max(Fw, 0)；系數(shù)aE表示為De+max(0, -Fe)。p為結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)，e、w為控制體積界面。Fe，F(xiàn)w表示通過界面上單位面積的對(duì)流質(zhì)量流量，De、Dw表示界面的擴(kuò)散傳導(dǎo)性。

流體的湍流運(yùn)動(dòng)規(guī)律和機(jī)理十分復(fù)雜，湍流模型的選擇對(duì)流固耦合仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性有著重要的影響。流固耦合問題中應(yīng)用最廣泛的一般是k-e兩方程模型，而在有類似葉片運(yùn)動(dòng)的模型中，SST湍流模型具有更好的適應(yīng)性和準(zhǔn)確性，能準(zhǔn)確捕捉流場(chǎng)的細(xì)節(jié)[17]。所以在帶閥片開閉運(yùn)動(dòng)的壓縮機(jī)模型中，SST兩方程模型具有一定的優(yōu)勢(shì)。SST兩方程模型是一種混合模型，在靠近壁面處應(yīng)用了k-ω的模型，在遠(yuǎn)離壁面處應(yīng)用了k-e模型，其渦粘系數(shù)和k方程以及ω方程可以寫成如下形式[18]：

(5)

(6)

式中，Pk、Pω為湍流生成項(xiàng);F1、F2為混合函數(shù)；σk、α2、β2、σω2均為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，σk=2,α2=0.44,β2=0.0828,σω2=0.856；μt為渦黏系數(shù)。

1.2 結(jié)構(gòu)域

1.2.1 結(jié)構(gòu)域動(dòng)力學(xué)方程

壓縮機(jī)的閥組運(yùn)動(dòng)是隨時(shí)域變化的，在仿真中可以采用瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。根據(jù)經(jīng)典力學(xué)理論可知，瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)問題遵循的平衡方程如下[16]：

[M]{x″}+[C]{x′}+[K]{x}={F(t)}

(7)

其中，M是質(zhì)量矩陣，C是阻尼矩陣，K是剛度矩陣，F(xiàn)(t)是力矢量，x是位移矢量，x′是速度矢量，x″是加速度矢量。

1.2.2 結(jié)構(gòu)域模型

結(jié)構(gòu)域由吸排氣閥片、限位器、閥板部分組成，可用Transient Structural 模塊運(yùn)算。限位器和排氣閥片的網(wǎng)格大小為0.5 mm,閥板的網(wǎng)格大小為1 mm，排氣閥組網(wǎng)格如圖2所示。實(shí)際壓縮機(jī)排氣閥片加裝限位器用以固定，模型中將限位器整體和排氣閥片的根部加以固定約束，限制兩者位移。壓縮機(jī)吸氣時(shí)，排氣閥片緊貼在閥板上，阻止活塞缸內(nèi)的冷媒泄露，所以模型中將排氣閥片底面與閥板加以摩擦接觸。排氣閥片受排氣腔和活塞缸內(nèi)的冷媒介質(zhì)壓差和自身閥片的彈性力來(lái)實(shí)現(xiàn)開啟和閉合。模型中流固耦合面的選取順序讓排氣閥片正確接受腔內(nèi)氣體的沖擊方向；流固耦合面的分割則關(guān)系到閥片能否正常啟閉，排氣閥片耦合面分為排氣口直接接觸的部分和閥片剩余部分，排氣口直接接觸部分帶動(dòng)整片閥片運(yùn)動(dòng)。

圖2 排氣閥組結(jié)構(gòu)和網(wǎng)格圖

1.3 流固耦合解耦方法

FSI數(shù)值模型中，流固耦合面是間接解法求解耦合過程中重要的部分，流體和結(jié)構(gòu)體的計(jì)算結(jié)果通過流固耦合交界面來(lái)進(jìn)行相互加載。圖3為耦合計(jì)算中一個(gè)步長(zhǎng)的求解流程。

圖3 流固耦合間接解法求解流程

2 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)搭建

本文搭建了實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)平臺(tái)，對(duì)壓縮機(jī)流固耦合模型結(jié)果的準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)所用的壓縮機(jī)經(jīng)過改裝，如圖4所示，在閥蓋上鉆孔安裝微型壓力傳感器，能測(cè)量壓縮機(jī)的活塞缸內(nèi)、排氣腔內(nèi)的氣體壓力。在排氣閥限位器上鉆孔，在排氣孔中心方向安裝激光位移傳感器，能測(cè)量排氣閥片的位移變化。同時(shí)在曲軸上安裝絕對(duì)值編碼器，測(cè)量曲軸的旋轉(zhuǎn)角度。壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)規(guī)格如表1所示。

圖4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證裝置

表1 實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)基本結(jié)構(gòu)參數(shù)

實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)的傳感器安裝如圖5所示，其中P1為排氣腔壓力測(cè)量傳感器，P2為活塞缸內(nèi)壓力測(cè)量傳感器，H1為排氣閥片位移測(cè)量傳感器。

圖5 實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)傳感器布局

實(shí)驗(yàn)平臺(tái)以工控機(jī)為控制核心，通過PCI-1716L高速采集卡實(shí)現(xiàn)多信號(hào)多通道數(shù)據(jù)的同步采集，硬件系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖6所示，并依據(jù)Labview編程技術(shù)對(duì)采集到的壓力信號(hào)、位移信號(hào)和曲柄轉(zhuǎn)角信號(hào)進(jìn)行處理。

圖6 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)硬件系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 仿真結(jié)果驗(yàn)證

3.1.1 仿真與實(shí)驗(yàn)P-V圖對(duì)比

制冷壓縮機(jī)仿真計(jì)算與實(shí)驗(yàn)平臺(tái)都運(yùn)行2種工況。第1種為標(biāo)準(zhǔn)工況(ASHRAE工況)，蒸發(fā)溫度為54.4 ℃，冷凝溫度為-23.5 ℃，即吸氣壓力為0.0624 MPa，排氣壓力為0.770 MPa。第2種運(yùn)行工況為，冷凝溫度不變，即吸氣壓力不變?yōu)?.0624 MPa，蒸發(fā)溫度為50 ℃，排氣壓力為0.684 MPa。壓縮機(jī)冷媒都為r600a。將采集信號(hào)進(jìn)行處理，仿真與實(shí)驗(yàn)所得P-V圖的對(duì)比，如圖7所示。實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，流固耦合模型數(shù)值模擬的數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合。

(a) 排氣壓力0.770 MPa

(b) 排氣壓力0.684 MPa

圖7 仿真與實(shí)驗(yàn)P-V對(duì)比

對(duì)仿真與實(shí)驗(yàn)的循環(huán)功Si進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算方法如下：

(8)

其中，Si表示壓縮機(jī)循環(huán)指示功，Pn表示第n個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)時(shí)的活塞缸內(nèi)壓力，Vn表示第n個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)時(shí)的氣缸容積。而

Pi=Si×f

(9)

其中，Pi為壓縮機(jī)循環(huán)功耗，f為壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)由式(8)和式(9)可計(jì)算出壓縮機(jī)實(shí)際和仿真循環(huán)功耗，如表2所示。將壓縮機(jī)實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，2種工況誤差分別為2.5%和2.7%。誤差主要來(lái)自于實(shí)際壓縮機(jī)的流道更為復(fù)雜而仿真中進(jìn)行了必要的簡(jiǎn)化所帶來(lái)的影響。

表2 實(shí)際與仿真循環(huán)功耗對(duì)比

3.1.2 仿真與實(shí)驗(yàn)排氣閥運(yùn)動(dòng)對(duì)比

實(shí)驗(yàn)壓縮機(jī)平臺(tái)中根據(jù)激光位移傳感器測(cè)定的排氣閥片升程與模型仿真計(jì)算值對(duì)比如圖8所示。結(jié)果表明，排氣壓力為0.770 MPa工況時(shí)，實(shí)驗(yàn)平臺(tái)測(cè)得排氣閥片的最大升程為0.83 mm，模型仿真計(jì)算后排氣閥片的最大升程為0.91 mm；排氣壓力為0.684 MPa工況時(shí),實(shí)驗(yàn)平臺(tái)測(cè)得排氣閥片的最大升程為0.85 mm，模型仿真計(jì)算后排氣閥片的最大升程為0.95 mm。

排氣閥片運(yùn)動(dòng)仿真計(jì)算值與實(shí)際測(cè)量值趨勢(shì)相同，結(jié)果相近。但實(shí)際測(cè)量值中閥片顫震現(xiàn)象更為明顯，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)之間的誤差主要是由于實(shí)際壓縮機(jī)的排氣閥片材料為sandvik20c，而仿真模型中排氣閥片材料是與其十分類似的不銹鋼；且壓縮機(jī)實(shí)際工作過程中，冷凍油霧化產(chǎn)生粘滯力，對(duì)閥片運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生影響，這是造成閥片運(yùn)動(dòng)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)有一定偏差的主要原因。

(a) 排氣壓力0.770 MPa

(b) 排氣壓力0.684 MPa

3.1.3 仿真與實(shí)驗(yàn)延時(shí)關(guān)閉對(duì)比

標(biāo)準(zhǔn)工況(ASHRAE工況)下，實(shí)驗(yàn)測(cè)量和仿真計(jì)算得到排氣閥片在曲柄轉(zhuǎn)角度數(shù)為(366±1)°時(shí)關(guān)閉，活塞缸和排氣腔內(nèi)壓力在曲柄轉(zhuǎn)角為(359±1)°時(shí)相等，兩者排氣閥片延遲關(guān)閉角度基本接近，大約為6 °，如圖9所示。理論條件下，閥片關(guān)閉的時(shí)刻為腔內(nèi)外壓力相同的瞬間。而實(shí)際情況下，閥片的動(dòng)作受閥片升程、自身彈力、氣流推動(dòng)等因素影響，動(dòng)作時(shí)間都遲于腔內(nèi)外壓力平衡時(shí)刻，從仿真和實(shí)驗(yàn)都能直觀地看出排氣閥片存在延時(shí)關(guān)閉。排氣閥片的延時(shí)關(guān)閉會(huì)造成本應(yīng)進(jìn)入排氣腔內(nèi)的氣體回流到活塞缸中，對(duì)壓縮機(jī)的性能造成顯著的影響。

圖9 排氣閥片延遲關(guān)閉

3.2 排氣回流分析

3.2.1 排氣回流產(chǎn)生

基于流固耦合模型，可以觀察冷媒在壓縮機(jī)排氣流道內(nèi)的速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)，以及閥片的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角為332 °時(shí)，排氣閥片處于開啟狀態(tài)，箭頭從活塞缸指向排氣腔，氣體從活塞缸涌入排氣腔，且箭頭較密集表示內(nèi)部氣體流場(chǎng)流量較大，如圖10所示。圖11表示曲柄轉(zhuǎn)角為332 °時(shí)活塞缸和排氣腔的壓力場(chǎng)，活塞缸內(nèi)壓力大于排氣腔，排氣閥片打開，排氣口壓力逐漸釋放，活塞缸內(nèi)的冷媒被排出。

圖10 排氣閥片打開時(shí)速度云圖

圖11 排氣閥片打開時(shí)壓力云圖

當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角為362 °時(shí)，由圖12局部放大可見排氣閥片已接近閉合，但速度矢量箭頭通過排氣口從排氣腔指向活塞缸，且箭頭量較稀疏，表示此時(shí)發(fā)生回流，但回流量較小。此時(shí)活塞缸內(nèi)壓力小于排氣腔的壓力，但排氣口與閥片接觸處壓力與排氣腔壓力仍較為接近，排氣口壁面壓力較小，如圖13所示。

圖12 排氣回流時(shí)速度云圖

圖13 排氣回流時(shí)壓力云圖

3.2.2 不同壓比對(duì)排氣回流的影響

為了研究不同壓縮比情況下的排氣流量情況，將吸氣壓力設(shè)定為0.0624 MPa，對(duì)排氣壓力分別為0.540 MPa、0.684 MPa、0.770 MPa和0.856 MPa的4種工況進(jìn)行數(shù)值模擬。

不同壓比條件下，模型的曲柄轉(zhuǎn)速相同，可以近似看成活塞在一個(gè)周期內(nèi)運(yùn)動(dòng)速度不變，但排氣壓力變化會(huì)使活塞的壓縮行程發(fā)生變化。排氣壓力越小，活塞的壓縮行程越小，排氣閥片的開啟的角度越早，如圖14所示。并且活塞壓縮行程越小，活塞運(yùn)動(dòng)線速度越大，排氣閥片的最大位移量越大。

圖14 不同壓縮比的排氣閥片位移

不同壓縮比模型的排氣質(zhì)量流量仿真結(jié)果如圖15所示，隨排氣壓力增大，瞬時(shí)最大流量變大。排氣壓力為0.540 MPa時(shí)，質(zhì)量流量總量最大為0.014 g。壓縮機(jī)活塞缸內(nèi)存在余隙容積，當(dāng)排氣壓力越小時(shí)，余隙容積內(nèi)比重越小，所以質(zhì)量流量殘留減小?；钊卓傮w積不變，且模型保持吸氣壓力不變，所以吸氣過程完成之后，整個(gè)氣缸內(nèi)質(zhì)量不變。隨著排氣壓力增加，余隙容積內(nèi)存留的冷媒氣體越多，所以排出的質(zhì)量流量總量越小。排氣壓力為0.540 MPa時(shí)，排氣回流量為0.018 mg，在0.770 MPa下，排氣回流量為0.0218 mg。隨著壓縮比的增大,通過排氣閥的回流量愈發(fā)增大。

圖15 不同壓縮比的排氣腔質(zhì)量流量

隨著排氣閥片的打開，排氣腔內(nèi)的流速快速升高，之后隨著排氣閥片的振顫產(chǎn)生變化，排氣閥關(guān)閉后，仍有氣體在排氣腔內(nèi)流動(dòng)，所以最大流速并未為零。等氣體流出排氣管道后，流速逐漸趨于0，等待下一次排氣閥片開啟，如圖16所示。不同壓縮比情況下，排氣腔內(nèi)最大流速與閥片的運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)基本吻合。在曲柄轉(zhuǎn)角為368 °時(shí)，不同壓比模型的最大流速都開始穩(wěn)定并趨近于0。

圖16 不同壓縮比的排氣腔最大流量

3.2.3 不同轉(zhuǎn)速對(duì)排氣回流的影響

定頻壓縮機(jī)的常規(guī)轉(zhuǎn)速為2 950 r/min左右,而變頻壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速為1 200～4 500 r/min。為了研究壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)排氣回流的影響，設(shè)置了吸氣壓力為0.624 bar，排氣壓力為7.70 bar，轉(zhuǎn)速分別為1 800 r/min、2 400 r/min、3 000 r/min和3 600 r/min的4組壓縮機(jī)模型進(jìn)行模擬計(jì)算。壓縮機(jī)在4種不同轉(zhuǎn)速情況下，排氣閥動(dòng)作升程變化如圖17所示。

圖17 不同轉(zhuǎn)速的排氣閥片位移

轉(zhuǎn)速的改變會(huì)影響兩側(cè)的氣體運(yùn)動(dòng)加速度，改變氣體推力，對(duì)排氣閥的動(dòng)作產(chǎn)生影響。轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)，排氣閥片容易產(chǎn)生顫振。隨著轉(zhuǎn)速增加，排氣閥片顫振逐漸減少，排氣閥片開啟速度逐漸變慢，閥片開啟的最大高度變化不大。

隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，以時(shí)間為橫坐標(biāo)可以看到排氣閥片開啟時(shí)間變晚，如圖18所示，而通過排氣閥的瞬時(shí)流量變大。4種不同轉(zhuǎn)速模型發(fā)生回流前的排氣質(zhì)量流量都為0.0137 g。

圖18 不同轉(zhuǎn)速的排氣腔質(zhì)量流量

將不同轉(zhuǎn)速的排氣腔質(zhì)量流量放在同一曲柄轉(zhuǎn)角度數(shù)下進(jìn)行比較，如圖19所示。隨著轉(zhuǎn)速升高，閥片關(guān)閉時(shí)間加快，排氣回流量相應(yīng)減小，但因?yàn)榕艢忾y片的自身材料屬性和結(jié)構(gòu)特性決定了其關(guān)閉的最快速度。當(dāng)閥片關(guān)閉速度超越了閥片自身關(guān)閉速度的極限時(shí)，轉(zhuǎn)速再快也不能加快閥片關(guān)閉，無(wú)法減小其排氣回流量。因此轉(zhuǎn)速達(dá)到某一值后，轉(zhuǎn)速再增大時(shí)，排氣閥片兩邊壓差變大，排氣回流量上升。壓縮機(jī)工作在2 400 r/min時(shí)，排氣回流量最小，在目前的情況下，大多數(shù)壓縮機(jī)都是設(shè)計(jì)工作在3 000 r/min轉(zhuǎn)速條件下。若再需要優(yōu)化，結(jié)合不同排氣閥片的自身特性，用此方法可以更精確地模擬出壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速保持總流量和回流量之間的平衡，使壓縮機(jī)工作在較高性能下。

圖19 不同轉(zhuǎn)速同角度下排氣腔質(zhì)量流量

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越高，排氣腔內(nèi)最大流速的馬赫數(shù)越大，如圖20所示。當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)最大流速的馬赫數(shù)存在較多的突變，這與排氣閥片在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)，有明顯的振顫有關(guān)。閥片在開啟狀態(tài)下的顫振，影響到排氣腔內(nèi)部氣體流場(chǎng)變化，產(chǎn)生了這些流速突變。

圖20 不同轉(zhuǎn)速下排氣腔最大流速

3.2.4 不同限位器高度對(duì)排氣回流的影響

限位器不僅固定排氣閥片，限位器的高度還影響了排氣閥的升程。為了研究不同限位器高度對(duì)排氣閥回流現(xiàn)象的影響，本文設(shè)計(jì)了4組模型，限位器高度為排氣閥前段圓弧曲線頂點(diǎn)與其在限位器上投影之間的距離。閥片與限位器高度分別為1.68 mm、1.88 mm、2.18 mm和2.48 mm。

隨著排氣閥片限位器的升高，排氣閥片位移升程隨之提高，且閥片開啟時(shí)刻基本相同，閥片的顫振也愈發(fā)明顯，如圖21所示。條狀舌簧排氣閥片在氣流推力下其運(yùn)動(dòng)類似于懸臂梁，一端夾持，一端自由，閥片開啟行程變長(zhǎng)，閥片關(guān)閉時(shí)間也變長(zhǎng)。

圖21 不同限位器高度下排氣閥片位移

不同限位器高度下，排氣腔內(nèi)最大流速的馬赫數(shù)峰值差異不大。排氣閥片升程限位器對(duì)排氣腔內(nèi)流速的影響反映在圖22中。當(dāng)限位器高度為1.88 mm時(shí)，閥片開啟狀態(tài)下，排氣腔內(nèi)最大流速有突變，限位器高度越高，流速突變?cè)矫黠@。結(jié)合圖20在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min的模型中，也觀察到最大流速出現(xiàn)了一些突變，這與閥片運(yùn)動(dòng)有關(guān)，排氣閥片在運(yùn)動(dòng)過程中的顫振會(huì)對(duì)腔內(nèi)氣體的流動(dòng)產(chǎn)生影響。

圖22 不同限位器高度下排氣腔最大流速

由圖23可知，閥片限位器的升高并不能提高通過排氣閥的最大瞬時(shí)質(zhì)量流量值，且在閥片關(guān)閉發(fā)生回流前通過的質(zhì)量流量總量基本相同。當(dāng)限位器高度為2.48 mm時(shí)，排氣回流質(zhì)量為0.378 mg。由于排氣閥關(guān)閉時(shí)間變長(zhǎng)，隨著限位器的升高回流質(zhì)量流量增大愈發(fā)明顯。所以一味提高排氣閥片的限位器，并不能提高壓縮機(jī)的制冷量。

圖23 不同限位器高度下排氣腔質(zhì)量流量

4 結(jié) 論

本文建立了小型往復(fù)式壓縮機(jī)流固耦合模型，模擬了不同轉(zhuǎn)速、不同壓縮比、不同限位器高度下壓縮機(jī)的工作過程。和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較研究，得到以下結(jié)論。

(1) 通過壓縮機(jī)的流固耦合模型得到標(biāo)況(ASHRAE工況)下的P-V圖和閥片運(yùn)動(dòng)圖，與實(shí)驗(yàn)平臺(tái)數(shù)據(jù)進(jìn)行了比較。排氣閥片升程接近且觀察到排氣閥片存在延時(shí)關(guān)閉，延時(shí)關(guān)閉的曲柄轉(zhuǎn)角大約為6 °。

(2) 通過數(shù)值模擬獲得制冷壓縮機(jī)內(nèi)部流體的壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)，在壓縮機(jī)排氣閥片關(guān)閉延時(shí)時(shí)刻，得到排氣回流云圖。

(3) 通過數(shù)值模擬，ASHRAE工況下排氣回流量為0.0218 mg。并研究了3種條件下的定量關(guān)系，即壓縮比越大排氣質(zhì)量流量越大，限位器高度越高排氣回流量越大，其中轉(zhuǎn)速對(duì)壓縮機(jī)排氣回流量影響較大。

(4) 轉(zhuǎn)速較低和限位器高度較高時(shí)，壓縮機(jī)排氣閥片有明顯顫振，并導(dǎo)致排氣腔內(nèi)氣體流速的劇烈波動(dòng)。

(5) 本文壓縮機(jī)在壓縮比8.65、排氣限位器高度1.68 mm、轉(zhuǎn)速保持在2 400～3 000 r/min時(shí)，運(yùn)行性能較佳。

本文通過流固耦合模型可實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)尺寸調(diào)整與工況模擬，便于推測(cè)排氣閥片回彈延時(shí)最短、排氣回流最小時(shí)對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)與工況，實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，提升壓縮機(jī)的制冷性能。這為往復(fù)式制冷壓縮機(jī)優(yōu)化與性能評(píng)價(jià)提供了新思路。