吳延平 周杏標(biāo)

廣東美芝制冷設(shè)備有限公司研發(fā)中心 廣東順德 528333

1 引言

隨著CFCs類制冷劑被淘汰，制冷行業(yè)目前的焦點(diǎn)逐漸轉(zhuǎn)移到HCFCs類制冷劑的削減乃至淘汰。對(duì)于高溫工況（T3）地區(qū)國(guó)家如中東地區(qū)，所面臨的問題更加復(fù)雜，空調(diào)器在高溫工況的運(yùn)行條件要比普通工況（T1）惡劣得多，隨著室外環(huán)境溫度升高，會(huì)導(dǎo)致冷凝溫度和壓力升高，對(duì)空調(diào)系統(tǒng)帶來(lái)極大的挑戰(zhàn)，高溫工況地區(qū)空調(diào)制冷劑替代技術(shù)已經(jīng)成為全球空調(diào)行業(yè)的挑戰(zhàn)。眾多研究所和企業(yè)均開展了大量的研究，發(fā)現(xiàn)R290具有優(yōu)異的環(huán)保和熱力特性，其被視為最有潛力的下一代制冷劑之一[1-3]。

然而R290房間空調(diào)器應(yīng)用于高溫甚至超高溫工況，仍然存在諸多技術(shù)挑戰(zhàn)，主要包括：

（1）高溫工況性能衰減：隨著環(huán)境溫度升高，空調(diào)器的冷凝溫度升高導(dǎo)致制冷能力與能效均下降，但是室外溫度越高、房間熱負(fù)荷越大，所需要的空調(diào)制冷能力反而要越大，因此系統(tǒng)熱力學(xué)特征與空調(diào)產(chǎn)品使用要求出現(xiàn)矛盾。如何減少高溫工況下空調(diào)系統(tǒng)性能衰減是所有適用于高溫工況地區(qū)空調(diào)器的共同挑戰(zhàn)[4]。

（2）充注量不足：可燃制冷劑在制冷系統(tǒng)中有部分引用，如R600a用于冰箱，氨用于冷庫(kù)等。但對(duì)于家用空調(diào)，過去幾十年可燃冷媒設(shè)計(jì)、生產(chǎn)和應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)都相對(duì)有限。目前行業(yè)內(nèi)基本思路是限制制冷劑的充注量。最大充注量一般遵循IEC 60335-2-40國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)，可燃制冷劑可允許的最大充注量如公式（1）所示：

式中，mmax是空調(diào)器內(nèi)最大允許充注量，單位為kg；LFL是制冷劑的可燃下限，單位為kg/m3；h0是空調(diào)的安裝高度，單位為m；A是房間的地板面積，單位為m2。

因此，如何在極低充注量的條件下設(shè)計(jì)出滿足高溫工況性能要求的空調(diào)系統(tǒng)成為設(shè)計(jì)最大難點(diǎn)。

本文為了緩解空調(diào)應(yīng)用于高溫工況下的性能衰減，采用了增大壓縮機(jī)排量以提升制冷劑流量。壓縮機(jī)機(jī)型為DSN215D54UFZ，壓縮機(jī)排量為21.5 cm3/rev。若壓縮機(jī)內(nèi)部體積隨著排量增加易導(dǎo)致壓縮機(jī)內(nèi)留存的制冷劑增加，從而加劇R290制冷劑充注量嚴(yán)重不足所導(dǎo)致的性能衰減。故本文提出了采用大排量單缸壓縮機(jī)降低內(nèi)容積方案，但是單缸壓縮機(jī)相比雙缸壓縮機(jī)氣體阻力矩波動(dòng)更加劇烈，造成振動(dòng)噪聲惡化。本文著重對(duì)R290單缸壓縮機(jī)的性能衰減、振動(dòng)噪聲進(jìn)行研究改善。

2 性能衰減改善

壓縮機(jī)內(nèi)部的高溫排氣與冷凍機(jī)油會(huì)加熱泵體（氣缸等金屬部件）、殼體等，熱量通過殼體導(dǎo)管傳給錐形管，同時(shí)熱量通過氣缸傳給錐形管，最終錐形管過熱會(huì)加熱管內(nèi)的低溫低壓吸氣，從而產(chǎn)生無(wú)效過熱。高溫工況下空調(diào)器的冷凝壓力高，排氣溫度高，上述無(wú)效過熱現(xiàn)象更為突出。吸氣部位會(huì)產(chǎn)生無(wú)效過熱，壓縮機(jī)的吸氣無(wú)效過熱度越大，不僅會(huì)降低壓縮過程的效率，導(dǎo)致壓縮機(jī)性能下降，還會(huì)使得壓縮機(jī)的排氣溫度上升。針對(duì)此問題，本文采用吸氣隔熱技術(shù)，通過在壓縮機(jī)吸氣管內(nèi)部設(shè)計(jì)一層隔熱材料，降低了錐形管對(duì)低壓低溫制冷劑的加熱幅度，改善壓縮機(jī)吸氣過熱度的同時(shí)提高了壓縮機(jī)能效[5]。

圖1為常規(guī)量產(chǎn)吸氣結(jié)構(gòu)的示意圖，圖2為本文吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的示意圖。吸氣隔熱結(jié)構(gòu)在錐形管3中套設(shè)了一個(gè)塑料隔熱管4，塑料隔熱管與油和制冷劑不相溶，其導(dǎo)熱系數(shù)僅為0.2 W/(m?K)，導(dǎo)熱性能遠(yuǎn)低于銅管。

圖1 常規(guī)量產(chǎn)吸氣結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 吸氣隔熱結(jié)構(gòu)示意圖

利用公式（2）、（3）可以具體計(jì)算出兩種結(jié)構(gòu)的吸氣過熱度，計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 吸氣過熱度計(jì)算結(jié)果

式中，Q為總熱量，單位為kJ；Q1為管內(nèi)對(duì)流熱量，單位為kJ；Q2為管壁導(dǎo)熱熱量，單位為kJ；m是壓縮機(jī)的吸氣質(zhì)量流量，單位為kg；cp為制冷劑的比熱，單位為J/(kg?K)。

常規(guī)量產(chǎn)結(jié)構(gòu)的吸氣過熱度為6.0℃，而吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的過熱度僅為0.6℃，吸氣過熱度得到明顯改善。為了進(jìn)一步驗(yàn)證吸氣隔熱結(jié)構(gòu)的實(shí)際效果，在A工況（冷凝溫度49.4℃，蒸發(fā)溫度-3.4℃，過冷度8℃）下分別對(duì)常規(guī)量產(chǎn)結(jié)構(gòu)和吸氣隔熱結(jié)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)試[6]，壓縮機(jī)性能如表2所示。采用吸氣隔熱結(jié)構(gòu)后壓縮機(jī)功耗降低，制冷量增加，COP明顯改善；同時(shí)隨著吸氣過熱度降低，壓縮機(jī)排氣溫度也有所降低。

表2 兩種方案實(shí)測(cè)結(jié)果

3 振動(dòng)噪聲改善

本文理論計(jì)算單缸大排量壓縮機(jī)和同排量下雙缸壓縮機(jī)的氣體阻力矩波動(dòng)，如圖3所示，單缸壓縮機(jī)的氣體阻力矩波動(dòng)值大于雙缸壓縮機(jī)。氣體阻力矩波動(dòng)是激發(fā)振動(dòng)的根源，波動(dòng)越大壓縮機(jī)振動(dòng)越大，而噪聲產(chǎn)生源于存在振動(dòng)激勵(lì)源，激勵(lì)源通過壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)傳遞，某些零部件產(chǎn)生響應(yīng)從而產(chǎn)生噪聲。因此，大排量單缸壓縮機(jī)面臨的振動(dòng)和噪聲問題比常規(guī)雙缸壓縮機(jī)更加嚴(yán)峻，本文從下述三方面進(jìn)行分析與改善。

圖3 氣體阻力矩對(duì)比圖

3.1 消音器和亥姆赫茲共振腔

對(duì)原型機(jī)（雙缸壓縮機(jī)、優(yōu)化前單缸壓縮機(jī)）進(jìn)行噪聲測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖4所示，在B測(cè)試工況下，優(yōu)化前的單缸壓縮機(jī)在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz頻段噪聲較高。針對(duì)上述典型頻率段的噪聲突出問題，本文設(shè)計(jì)了四瓣式消聲器和亥姆赫茲共振腔來(lái)改善噪聲值。

圖4 壓縮機(jī)優(yōu)化前噪聲測(cè)試對(duì)比圖

消聲器主要是依靠管道截面積突變?cè)诼晜鞑ミ^程中引起的阻抗改變來(lái)產(chǎn)生聲能的反射、干涉及共振吸聲，從而降低消聲器向外輻射的聲能，達(dá)到消聲的目的。圖5為量產(chǎn)五瓣式消音器的結(jié)構(gòu)示意圖，圖6為本文改善用的四瓣式消音器的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖5 五瓣式消音器

圖6 四瓣式消音器

傳遞損失是評(píng)價(jià)消聲器消聲效果的指標(biāo)，傳遞損失值越大說(shuō)明消音效果越好。對(duì)量產(chǎn)與本文改善用的四瓣式消音器進(jìn)行傳遞損失計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖7所示，經(jīng)過改善后1600 Hz和2000 Hz的傳遞損失明顯增大，消音效果明顯。但改善后1250 Hz頻段噪聲仍與量產(chǎn)消音器效果相當(dāng)，對(duì)此問題采用了亥姆赫茲共振腔來(lái)改善。

圖7 傳遞損失對(duì)比圖

亥姆霍茲共振腔實(shí)際上是共振吸聲結(jié)構(gòu)的一種應(yīng)用，利用管道開孔與共振腔相連接，利用小孔處的空氣柱和空腔內(nèi)的空氣構(gòu)成了彈性共振系統(tǒng)，當(dāng)外界噪聲頻率和此共振系統(tǒng)的固有頻率相同時(shí)，小孔中的空氣柱發(fā)生共振并與孔壁發(fā)生劇烈摩擦，摩擦可以消耗聲能，從而達(dá)到消聲的目的，其結(jié)構(gòu)如圖8所示。另外，當(dāng)聲波頻率與共振腔固有頻率相同時(shí)，便產(chǎn)生共振，空氣柱振動(dòng)速度達(dá)到最大值，此時(shí)消耗的聲能最多，消聲量也就最大。亥姆霍茲共振腔的傳遞損失計(jì)算公式如式（4）所示：

圖8 亥姆赫茲共振腔結(jié)構(gòu)圖

式中，TL為傳遞損失，單位為dB(A)；V為容器的容積，單位為m3；lc為連接管道的長(zhǎng)度，單位為m；Sc為連接管道截面面積，單位為m2；Sm為主管的截面面積，單位為m2；f為所需消音的頻率，單位為Hz；fr為共振腔的固有頻率，單位為Hz。

在R290制冷劑和油的混合物中聲速約為231 m/s，根據(jù)上述公式設(shè)計(jì)出合適的亥姆霍茲共振腔，共振腔的小徑為2.5 mm，大徑為6 mm，小徑段長(zhǎng)度為10 mm，大徑段長(zhǎng)度為40 mm，計(jì)算可得亥姆赫茲共振腔的傳遞損失如圖9所示，可看出在1250 Hz頻段傳遞損失量超過20 dB(A)，有很好的消音效果。

圖9 亥姆赫茲共振腔傳遞損失圖

對(duì)采用亥姆赫茲共振腔和四瓣式消音器的壓縮機(jī)進(jìn)行測(cè)試，如圖10所示，改善后的R290大排量單缸壓縮機(jī)在1250 Hz、1600 Hz以及2000 Hz頻段噪聲改善效果明顯，改善幅值約1.6～2.8 dB(A)。

圖10 改善前后噪聲測(cè)試對(duì)比圖

3.2 三片式底座

在空調(diào)室外機(jī)中，壓縮機(jī)與管路等結(jié)構(gòu)處在隔音棉、室外機(jī)殼體圍成的狹小空間內(nèi)。壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲輻射能量需經(jīng)過反射、衍射、干涉等十分復(fù)雜的傳遞，所以空調(diào)室外機(jī)外部空間中的聲壓或聲強(qiáng)是聲音傳遞過程綜合影響的結(jié)果。壓縮機(jī)內(nèi)部的噪聲會(huì)通過壓縮機(jī)的外殼傳遞出去，所謂的外殼包含主殼體、上下殼體、底座、儲(chǔ)液器等零部件，改變外殼的輻射表面積和厚度等參數(shù)可以改善噪聲輻射量。通常，壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的噪聲輻射量是上述復(fù)雜傳遞過程中聲壓和聲強(qiáng)的決定性因素。本文以底座對(duì)外噪聲輻射量為研究對(duì)象來(lái)近似分析空調(diào)室外機(jī)外部空間中噪聲變化。

把底座作為一個(gè)板結(jié)構(gòu)，考慮板結(jié)構(gòu)的一個(gè)單元，其聲輻射功率計(jì)算公式如式（5）所示：

式中，W為聲輻射功率，單位為W；S為輻射面積，單位為m2；α為振動(dòng)加速度，單位為m/s2；ρ為空氣密度，單位為g/cm3；c為聲速，單位為m/s。

輻射面積、輻射面幾何形狀和結(jié)構(gòu)振動(dòng)加速度是影響底座聲輻射功率的直接因素。實(shí)際上壓縮機(jī)底座正是受到頻率成分固定的激勵(lì)而產(chǎn)生聲輻射的，通過式（5）可以得知：

（1）激勵(lì)頻率不變時(shí)，振動(dòng)加速度響應(yīng)幅值越小，越有利于減小聲輻射功率；

（2）降低輻射面積S有利于減小聲輻射功率。

根據(jù)上述分析本文采用減少輻射面積的方法來(lái)改善噪聲，提出了三片式底座結(jié)構(gòu)，如圖12所示。

圖12 三片式底座結(jié)構(gòu)與強(qiáng)度仿真圖

由于三片式底座較量產(chǎn)底座（圖11）強(qiáng)度更低，需要對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行仿真，從而確保壓縮機(jī)的安裝運(yùn)輸安全。根據(jù)實(shí)際運(yùn)輸過程壓縮機(jī)可能受到的沖擊力來(lái)進(jìn)行仿真，強(qiáng)度仿真結(jié)果顯示，三片底座強(qiáng)度雖比量產(chǎn)底座略差（變形量：3.2 mm＞1.9 mm），但仍然滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求（變形量≤6 mm）。

圖11 量產(chǎn)底座結(jié)構(gòu)與強(qiáng)度仿真圖

在工況B下，分別測(cè)試了采用三片式底座和量產(chǎn)底座壓縮機(jī)的振動(dòng)噪聲，結(jié)果如表3所示，采用三片式底座后壓縮機(jī)噪聲改善，振動(dòng)與量產(chǎn)相當(dāng)，與理論相符。

表3 底座優(yōu)化后測(cè)試結(jié)果

3.3 低風(fēng)阻型平衡塊

由于R290大排量壓縮機(jī)的偏心量大，對(duì)應(yīng)的偏心質(zhì)量（包含曲軸偏心部和活塞）大，旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)平衡問題顯得更加突出，本文采用低風(fēng)阻型平衡塊結(jié)構(gòu)來(lái)改善此問題。如圖13所示，低風(fēng)阻型平衡塊由上端面、下端面、外回轉(zhuǎn)面、內(nèi)回轉(zhuǎn)面以及分別與外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面相交的外切面和內(nèi)切面構(gòu)成，外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面在高度方向上任一截面的輪廓線均同心且與電機(jī)轉(zhuǎn)子同軸，在轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時(shí)外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面不會(huì)產(chǎn)生風(fēng)阻。其中，外切面和內(nèi)切面的交線設(shè)置在外回轉(zhuǎn)面和內(nèi)回轉(zhuǎn)面的中心面上，外切面和內(nèi)切面共同構(gòu)成平衡塊的迎風(fēng)面或背風(fēng)面。此設(shè)計(jì)下迎風(fēng)面外切面和內(nèi)切面的交線能夠把迎風(fēng)面遇到的液相、氣相或者氣液混合相均勻的劈開成兩股流體，流體分別順著外切面和內(nèi)切面流過平衡塊，避免產(chǎn)生較大的能量損失和流場(chǎng)的急劇變化，起到降低氣體阻力矩的效果。

圖13 低風(fēng)阻型平衡塊示意圖

旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)主要由曲軸、活塞、轉(zhuǎn)子構(gòu)成，活塞和轉(zhuǎn)子都套設(shè)在曲軸上。計(jì)算靜平衡時(shí)假定軸偏心下端為基準(zhǔn)平面，余力矩越大則相對(duì)于上述基準(zhǔn)面的擺動(dòng)越大，對(duì)壓縮機(jī)主殼體的徑向