小型往復式壓縮機的節能技術及試驗研究

田石強 鄭傳祥 李 蓉 魏 雙

（農夫山泉股份有限公司) (浙江大學化工機械研究所）

小型往復式壓縮機是冰箱、冷柜、空調的核心部件，其效率高低決定了整個制冷系統的效率。逆向卡諾循環是理想的制冷循環，在相同的溫度范圍內，其制冷因素最高[1]。但從制冷的功耗角度考慮，絕熱壓縮所消耗的功率最大，而等溫壓縮所消耗的功率最小，因此等溫壓縮的實現具有重要的現實意義[2]。本文對以R600a為制冷劑的WS75YV型壓縮機進行了正常工況下的理論分析，計算了等溫壓縮可以節省的壓縮機輸入功耗[3]。由于等溫壓縮過程需要很高的熱流量，而且制冷劑的溫度容易受到外界溫度的影響，因此很難實現。但在達到冷凝溫度前進行絕熱壓縮，之后進行等溫壓縮是可行的[4-5]。通過合理的潤滑油系統對壓縮機各個結構降溫可以實現近似等溫，為此設計了含有螺旋流道和中心排氣孔道的潤滑油通道，并通過變潤滑油注油量冷卻試驗，測定壓縮機系統性能，最后確定最優的注油量。

1 理論分析

1.1 模擬分析

對于壓縮過程的模擬主要是基于多維瞬態控制方程，以此來計算溫度、速度、壓力的分布，同時忽略閥片的開合及其與制冷劑的互相作用。實際上，壓縮過程是一個流場和固場耦合的復雜的開放系統，閥片的響應對制冷劑的流動和傳熱必然產生影響。本文分別在ADINA流場和結構場模塊采用自帶native的自底向上建模，由點至線再至面完成氣缸和閥組及活塞的三維模型[6]。網格劃分采用ADINA軟件的有限元技術的算法 （FCBI，flow condition based interpolation）劃分三維八節點網格。計算有限元數值模擬模型如圖1所示。

圖1 三維有限元模型

流體模塊和固體模塊分別施加相應的邊界條件，相互接觸的平面通過流固耦合面上掃射網格的擬合，實現流體和結構的雙向耦合。吸氣壓力和溫度分別為62.4 kPa、32.2℃，排氣壓力和溫度分別為 761.3 kPa、102.4℃。 采用 FSI（fluid-solid interaction）方法進行流固場耦合，對兩個場的求解文件進行計算,模擬壓縮機氣缸內部流場和結構（閥片）變化過程。為了得到多組數據對比，改變閥片的厚度，根據現有的幾種厚度閥片，分別取0.152 mm、0.203 mm和0.254 mm。通過對絕熱壓縮過程的動態模擬，得到壓縮過程的示功圖如圖2所示。整體來看，絕熱壓縮指數主要影響了壓縮曲線，降低閥片厚度可以降低壓縮機功耗。

圖2 絕熱壓縮過程

1.2 理論計算

壓縮機消耗的功率理論計算公式如下[7]：

式中 ηm——機械效率，為0.95;

ηe——電機效率，為0.885;

Ns——功耗，W;

Δp——吸排氣壓降，MPa;

V——活塞容積，m3;

r——電機轉速，r/min，為2900 r/min。

本研究采用的是WS75YV型壓縮機，理論功率計算值是90.3 W。通過表1的比較可以發現，近似等溫壓縮過程平均可以節省功率43%，這對壓縮機功耗降低具有重大意義。因此，如果能夠找到合適的方法在工程上實現近似等溫壓縮過程，就可以提高壓縮機的制冷系數COP值。

表1 電機功率計算值對比

1.3 近似等溫壓縮過程的工程實現方法

壓縮機各部件的冷卻對于實現等溫壓縮具有重要意義。氣缸內噴油或加水的方式雖然能夠一定程度降低壓縮工作過程的功耗，但是第二介質與制冷劑的分離以及第二介質的引入使得系統結構復雜，且總體功耗并沒有減小，還有可能帶來壓縮機的液擊現象[8-9]。但通過合理的潤滑油系統可以實現壓縮機的近似等溫過程，避免上述的不利影響。

如圖3所示，改進壓縮機的供油系統，使吸油管的下端位于油面以下，壓縮機運行時，吸油管中的油就可被提升并沿著軸向油道向上流動。到達吸油孔1時，油從吸油孔1流出并進入螺旋槽2，此位置的油潤滑主軸承3和端面4，其余的油通過曲軸的軸向流道上升分別從油孔5和油孔6流出，潤滑連桿的大頭孔。曲軸旋轉時，油孔6潤滑連桿大頭和曲柄，在上述各摩擦面被潤滑的同時，仍有一部分油沿著曲軸的軸向流道上升并從端部出油口5流出，在離心力的作用下向四周甩出，灑在活塞表面潤滑活塞和氣缸。油被甩在機殼的內壁上，沿著內壁向下流至機殼底部。油在機殼內壁下流的過程中將熱量傳遞給機殼。由此可見，降低潤滑油的溫度不僅可以降低摩擦熱，使得摩擦零部件的溫度不會過高，同時對氣缸和活塞來說也是有效的降溫措施。

圖3 潤滑油冷卻系統

壓縮機曲軸上的潤滑油通道如圖4所示，螺璇線通道使得潤滑油能夠在離心力作用下隨著油槽上升，降低了潤滑油的流動壓降。油孔的大小基于經驗數據取得。

圖4 曲軸油道

2 性能試驗研究

2.1 測試原理與平臺

按照GB/T 5733—2004《容積式制冷劑壓縮機性能試驗方法》，采用第二制冷劑量熱法設計試驗裝置。試驗臺主要由電量熱器、水冷卻系統、壓縮機組成[10-11]，如圖5～圖7所示。

2.2 測試參數

試驗中需要的測試工況參數如表2所示。

測量的參數包括下列各項：工況參數有吸氣壓力、排氣壓力、吸氣溫度、過冷溫度、環境溫度；電力參數有電壓、頻率、功率；量熱器參數有量熱器加熱功率、量熱器環境溫度、量熱器表面溫度、第二工質壓力、第二工質溫度；能效參數有制冷量、COP；其他參數有過冷器進口溫度、膨脹閥閥前壓力、被測壓縮機排氣溫度、量熱器出口壓力、被測壓縮機表面溫度。

圖5 壓縮機性能測試臺原理

圖6 壓縮機性能測試臺

圖7 壓縮機性能測試臺參數面板

2.3 壓縮機性能測試結果及分析

對于非變頻的電機控制的壓縮過程，控制油槽高度，即吸油器深入油槽的高度，對于潤滑和降溫均具有重要意義。研究不同控制油槽高度下的壓縮機性能參數，如制冷量、功耗、制冷系數 （COP）和排氣溫度等，可得到如圖8～圖11所示的曲線圖。

圖8 潤滑油注油量對制冷量的影響

圖9 潤滑油注油量對功耗的影響

圖10 潤滑油注油量對COP的影響

圖11 潤滑油注油量對排氣溫度的影響

由圖8～圖11可以看出，隨著吸油器深入油槽高度的增大制冷量增大，壓縮機的功耗先減小后增大，排氣溫度逐漸降低。顯然，隨著潤滑油高度的增大，曲軸一端潤滑油入口處的初始壓力增大，會使得潤滑油經過各個接觸副的流量增大，從而加快了潤滑油的冷卻速度。這就使得壓縮機各部分的溫度降低，尤其是氣缸的溫度降低，減小了吸氣預熱量，從而使得制冷量增大。壓縮機的排氣溫度降低，使得壓縮機指示功也降低。另外，隨著油量增大、潤滑充分，壓縮機的機械功耗初時有所減小。隨著深入高度繼續增大，盡管能夠充分潤滑，但油槽中潤滑油對曲軸旋轉的阻力也增大，使得壓縮機機械功耗也增大。當潤滑油量在一定范圍內時，增大潤滑油量對于提高制冷量和降低功耗都具有積極作用，超出該范圍繼續增大潤滑油量，會使得機械效率降低，不利于提高壓縮機性能。

對于該型號的壓縮機，最優的注油量為120 mL。此時既能滿足充分潤滑，又能有效地降低結構溫度，得到高效的壓縮過程，而且不會使潤滑油對曲軸旋轉產生過大的阻力[12-13]。

3 結論

（1）本文基于實際小型壓縮機WS75YV的壓縮過程模擬，分析了不同排氣閥閥片厚度對壓縮功率消耗的影響，對比發現等溫過程理論上可以節約43%功耗。由于壓縮過程氣缸內溫度在吸氣和壓縮過程都增大，所以采用了全程冷卻的方法以實現近似等溫過程。提出采用潤滑油降溫的方法實現工程上的近似等溫過程，設計了含有螺旋流道和中心排氣孔道的潤滑油通道。

（2）通過大量的試驗發現，增大注油量可以降低排氣溫度、提高制冷量，功耗則隨著注油量增大先減小后增大，制冷系數COP隨著注油量先增大后減小，最后得出WS75YV型壓縮機的最優注油量為120 mL，此時壓縮機COP最大。本項目的研究結果可為提高壓縮機的性能提供依據。

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