不同排气阀片结构型式对冰箱往复式压缩机性能的影响

时间：2024-07-28

黄传顺，朱红伟

（1.空调设备及系统运行节能国家重点实验室，广东珠海 519070；2.珠海格力电器股份有限公司，广东珠海 519070）

0 引言

随着人民生活水平的不断提高，人们对冰箱的需求愈来愈大，节能、环保、大容量、深冷冻、多门、无霜是冰箱的发展趋势［1］。冰箱行业的发展带动了往复式压缩机技术的进步，变频、大冷量的压缩机成为冰箱的首选。高速压缩机能够在较低的排量设计条件下达到与低速大排量压缩机相同的能力输出，并具有体积小、成本低等特点，目前高速压缩机已广泛应用于制冷空调行业［2］，并向冰箱行业延伸，成为当前冰压行业研究的热点。

传统变频往复式压缩机最高运行频率通常为75 Hz，当运行频率增加到100 Hz 时，压缩机运行周期由0.013 3 s 变为0.01 s，运行周期缩短33%。如果压缩机工作时吸、排气阀片不能及时关闭，必然会造成压缩机高压气体回流，造成容积效率下降［3-5］。为提高阀片响应速度，常规做法是通过优化结构和增大阀片刚度以提高其固有频率，但阀片刚度增大会增加压缩机排气压力损失，造成压缩机性能下降。

郑传祥等［6］分析了阀片设计参数对其动态响应的影响，发现减小吸气阀厚度可提高压缩机性能。赵旭敏等［7］研究了压缩机在75 Hz 以上运行频率时冷量衰减规律，得出气阀刚度和固有频率是影响压缩机制冷量的重要因素。贺运初等［8］分析气阀对往复压缩机主要性能的影响。然而，变频往复式压缩机高速运行时排气阀片结构对冷量和性能的影响研究成果较少。因此，研究排气阀片结构型式在高速运行状态下对压缩机容积效率的影响显得十分重要。

1 结构模型及原理分析

往复式压缩机吸、排气系统物理模型如图1所示。压缩机工作时，制冷剂在吸气压差作用下经吸气阀片进入到气缸，通过活塞往复运动将其压缩成高温高压气体，然后经排气阀片排出进入到气缸盖，进一步引出到冷凝器，最后由蒸发器回流完成制冷循环。为了提高排气阀片的响应速度，通常在往复式压缩机排气端设置升程限位器。

图1 往复式压缩机吸、排气系统物理模型Fig.1 Physical model of suction and exhaust system of reciprocating compressor

本研究涉及2 种不同排气阀片组件，物理模型如图2 所示。图2（a）示出不带缓冲片的排气阀片组件模型（定义为方案1），组件包括：阀板、排气阀片和限位器。图2（b）示出带缓冲片的排气阀片组件模型（定义为方案2），组件包括：阀板、排气阀片、排气阀片缓冲片和限位器。

图2 往复式压缩机排气阀片结构示意图Fig.2 Structure diagram of exhaust valve plate of reciprocating compressor

图3 示出排气阀片开启过程中两种阀组结构的阀片负载与阀片位移关系曲线。

图3 排气阀片开启时阀片位移与阀片负载关系曲线Fig.3 Curve of valve plate displacement vs valve plate load when the exhaust valve plate is opened

从图中可以看出，排气阀片随着负载增加沿A →B →C →D 4 点变动。在A 处，当气流推力大于润滑油的吸附力时，排气阀片从阀板支撑面离开，并且从A →B 仅有排气阀片发生变形，排气阀片因小负载发生较大变形。在B 处，排气阀片与缓冲片接触，从B →C 排气阀片与缓冲片接触并同时被气流顶起，它们以组合形式发生弹性变形，此时阀片位移变化需要较大的负载。在C 处，排气阀片缓冲片与升程限位器接触，此时排气阀片位移达到最大。位移大小取决于升程，2 种不同结构型式的排气阀片升程均设计为1.1 mm。此后即使对排气阀片施加更大负载，阀片由于受到挡板作用也不会产生位移。

2 仿真计算结果与分析

阀片刚度用试验方法测试比较困难，测试精度难以保证，此处可以通过有限元方法进行仿真计算得出。由于此处阀片工作过程中升程为1.1 mm，在这么小的变形范围内，施加的外载荷与阀片变形之间可以等效为线弹性关系，因此阀片刚度可认为是一个常数。其基本原理为：在阀片头部中心位置施加一个单位静力载荷，仿真计算该节点的变形量，施加的静力载荷与变形量比值即为阀片刚度。按线弹性材料定义各零件属性，排气阀片与缓冲片定义为柔性接触体。考虑到零件结构的不规则性，为提高计算精度和节省资源，排气阀片、缓冲片均采用四边形划分网格，并对排气阀片和缓冲片尾部约束区进行网格细化。排气阀片组件划分网格后的有限元模型如图4 所示。边界条件设置如下：在阀片头部中心施加单位集中力，阀片尾部施加位移约束，将x，y，z 3 个方向上的位移设置为0。

图4 排气阀片有限元仿真模型Fig.4 Finite element simulation model of exhaust valve plate

无缓冲片的排气阀片结构变形云图如图5（a）所示。仿真计算结果显示，施加单位集中载荷，排气阀片中心位移为3.88 mm，由此得出方案1 排气阀片刚度为0.258 N/mm。排气阀片应力云图如图5（b）所示。施加单位集中载荷对应排气阀片的最大应力868 MPa，出现在排气阀片的根部。

图5 无缓冲片的排气阀片结构变形及应力分布Fig.5 Structural deformation diagram of discharge valve without spring reed

方案2 排气阀片结构变形如图6 所示。方案2 中排气阀片升程高度为0.8 mm 时与缓冲片接触，然后在气流推力作用下二者同时弯曲，最后贴合到升程限位器达到最大升程高度。仿真计算结果表明，方案2 排气阀片接触缓冲片前的刚度为0.21 N/mm，与缓冲片接触后二者组合刚度为0.74 N/mm。阀片刚度增加252.4%。对应排气阀片最大应力为354 MPa，最大应力区仍集中在根部。

图6 带缓冲片的排气阀片结构变形及应力分布Fig.6 Structural deformation diagram of discharge valve with spring reed

方案1，2 的刚度变化曲线如图7 所示。从图中可以看出，无缓冲片排气阀片弹簧力随阀的升程增加逐渐增大，阀片刚度为一恒定值。带缓冲片的排气阀片组件随着阀片位移增加也是逐渐增大，开始时增大幅值较小，阀片升程达到0.8 mm之后，阀片弹簧力急剧增大。图7 中示出的OA 段为接触缓冲片前排气阀片刚度，AB 段为排气阀片接触缓冲片后二者的总刚度。由于带缓冲片的排气阀片刚度小于不带缓冲片的排气阀片刚度，阀片只需要很小的压差即可开启，降低了排气阀片的开启阻力。同时排气阀片增加缓冲片后由于刚度急剧增大，排气阀片组件固有频率增加，阀片响应速度加快，保证了高速运行时阀片关闭及时性，避免了高压气体回流，提升压缩机的容积效率。

图7 不同排气阀片方案刚度曲线对比Fig.7 Comparison of stiffness curves of different exhaust valve plate schemes

3 试验方案

根据上述2 种排气阀片方案的理论分析，选用1 台排量为11.0 cm3变频往复式压缩机，使用可拆壳验证压缩机冷量和性能。试验样机如图8所示。

图8 变频往复式压缩机样机Fig.8 Prototype of variable frequency reciprocating compressor

试验方案：方案1 压缩机采用无缓冲片的排气阀片，方案2 压缩机采用带缓冲片的排气阀片。详细结构参数见表1，阀组结构模型如图2，4所示。

表1 不同排气阀片方案结构参数对比Tab.1 Comparison of structural parameters of different exhaust valve plate schemes mm

试验采用GB/T 5773—2016《容积制冷压缩机性能实验方法》［9-12］规定的第二制冷剂量热计法，测试压缩机在低频为33 Hz、中频为75 Hz 和高频为100 Hz 运行状态下压缩机的制冷量及性能。制冷剂选用R600a，试验工况为ASHRAE，工况参数见表2。

表2 压缩机性能测试工况Tab.2 Compressor performance test conditions ℃

4 结果及分析

采用上述2 种不同排气阀片组方案，压缩机的性能及制冷量测试结果见表3。通过表3 测试结果可知，当压缩机运行频率为100 Hz 时，带缓冲片的排气组比单排气阀片容积冷量提升9.4 W，容积效率提升3.9%，压缩机性能提升约0.03。压缩机在低频为33 Hz 运行时，压缩机容积效率提升1.2%，制冷量提升1.5 W，COP 提升0.04；中频为75 Hz 运行时压缩机容积效率提升2.2%，制冷量提升4.9 W，COP 提升0.03。

表3 不同排气阀片方案性能测试结果Tab.3 Performance test results of different exhaust valve plate schemes

结合两排气阀片特点可知，压缩机低频为33 Hz 时性能提升是由于方案2 排气阀片刚度小于方案1 排气阀片刚度，压缩机排气时降低了阀片开启力，从而降低了排气阀片阻力损失。高频为100 Hz 时制冷量提升是由于在排气过程后期，缓冲片和排气阀片同时作用，排气阀片组刚度增大，保证了气阀能够及时关闭，避免高压气体回流，容积效率得到提升。在高频100 Hz 运行时COP 提升主要是由于排气阀片与缓冲片组合后刚度增加带来的制冷量增加，以及排气阀片刚度减小带来的排气阻力损失减小。

图9（a）示出方案1 排气阀片模拟的排气阀片运动规律。从图中可以看出，排气阀片在气流推力的作用下逐渐上升，在曲轴转角为341°时阀片接触到升程限位器后发生反弹，随后又在气流推力的作用下紧贴着升程限位器，此时排气阀片完全开启，阀片达到最大升程。最后当曲轴转角在380°位置时排气阀片在阀片弹簧力作用下回到阀板上，此时排气阀片关闭，压缩机完成一个制冷循环。图中曲线显示，活塞位于上止点时排气阀片未关闭，存在气体回流，导致压缩机在高频为100 Hz 下运行时制冷量衰减。

图9 排气阀片升程随曲轴转角变化曲线Fig.9 Change curve of exhaust valve plate lift with crankshaft angle

图9（b）示出方案2 排气阀片随曲轴转角变化曲线结构。从图中可以看出，排气阀片在开启起始阶段与方案1 曲线比较吻合。当阀片位移为0.8 mm 时，与缓冲片碰撞并一起运动，随后在曲轴转角为336°时阀片与缓冲片一起撞击升程限制器。阀片经过一次“颤振”后在曲轴转角为342°时重新开启并紧贴升程限位器，此时阀片升程达到最大，处于完全开启状态。当曲轴转角为360°时阀片升程为0，此时阀片恰好处于关闭状态，避免了气体回流损失，提升了压缩机的容积效率。