黃傳順，朱紅偉

（1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能?chē)?guó)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(duì)冰箱的需求愈來(lái)愈大，節(jié)能、環(huán)保、大容量、深冷凍、多門(mén)、無(wú)霜是冰箱的發(fā)展趨勢(shì)［1］。冰箱行業(yè)的發(fā)展帶動(dòng)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(huì)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(guò)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(huì)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(duì)其動(dòng)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(duì)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(duì)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(duì)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(guò)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(kāi)啟過(guò)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(kāi)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(dòng)。在A 處，當(dāng)氣流推力大于潤(rùn)滑油的吸附力時(shí)，排氣閥片從閥板支撐面離開(kāi)，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(duì)排氣閥片施加更大負(fù)載，閥片由于受到擋板作用也不會(huì)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(cè)試比較困難，測(cè)試精度難以保證，此處可以通過(guò)有限元方法進(jìn)行仿真計(jì)算得出。由于此處閥片工作過(guò)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(duì)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(wú)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(duì)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(wú)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(duì)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(wú)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(kāi)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(kāi)啟，降低了排氣閥片的開(kāi)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(duì)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(tái)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(wú)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(jiàn)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(duì)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(cè)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(jiàn)表2。

表2 壓縮機(jī)性能測(cè)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(cè)試結(jié)果見(jiàn)表3。通過(guò)表3 測(cè)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(cè)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(kāi)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(guò)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(lái)的制冷量增加，以及排氣閥片剛度減小帶來(lái)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(dòng)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(kāi)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(kāi)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(dòng)，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(guò)一次“顫振”后在曲軸轉(zhuǎn)角為342°時(shí)重新開(kāi)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(kāi)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(wú)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(wèn)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(lái)的高壓氣體回流問(wèn)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。