單轉子壓縮機在2P柜機空調上的研究

殷輝 榮曉明 王宏超 朱標 張永良

海信（山東）空調有限公司 山東青島 266000

1 引言

近年來，空調行業不斷地向著小型化發展，尤其是空調柜機。壓縮機作為空調器的核心部件，其小型化應用越來越迫切。由于單轉子特有的轉動慣量，在大冷量系統中，對管路沖擊大，運行和停止時，管路應變大，存在斷裂風險[1]，其弊端被限制廣泛應用；同時，柜機室外機四通閥管路多為12.0 mm管徑，成本偏高。因此，設計一種振動抑制控制方式和四通閥管路組合的方案，嘗試解決以上問題?？刂品绞椒矫妫憾喾N多樣[2-5]?，F提出一種計算扭矩補償曲線方式，其主要特點是曲線隨著工況進行變化，從而可以實現更精確的控制，取得更好的補償效果。四通閥管路方面：2 P柜機空調多使用外徑為12.0 mm四通閥管路及2 P四通閥體，成本較高；設計更具成本競爭力的外徑為9.53 mm四通閥管路及1.5 P四通閥體進行管路應力實驗。為驗證上述組合方案下，單轉子壓機在2 P柜機空調上應用可行性，以壓縮機吸氣管口和排氣管口處應力值作為衡量指標，從如下方面進行研究：在不同環境工況下（常規制冷工況、常規制熱工況、大負載制冷工況、大負載制熱工況），對室外機運行過程中吸氣管口和排氣管口進行應力測試；在不同環境工況下（常規制冷工況、常規制熱工況），設定不同頻率下關機，對關機過程中吸氣管口和排氣管口進行應力測試。所有應力值為實驗測試最大值，并與極限值進行比較分析，結果表明應用可行，為單轉子壓機在柜機空調上應用提供一種參考方法。

2 控制方式簡述

學者紀歷[6]、王宗良[7]對電機控制進行了相關研究，在控制原理基礎上，本文提出一種力矩曲線計算控制方式，根據轉子壓縮機的力矩模型以及壓縮機電磁轉矩模型，計算扭矩補償電流，前饋到q軸Iref進行實時控制[8]?？刂品绞饺鐖D1所示。前期已經對該控制方案相關內容進行研究，本階段主要通過該控制方案和相關管路組合設計，以管路應力特性為指標，研究單轉子壓縮機在2 P柜機空調應用可行性。

圖1 自適應振動抑制控制方式圖

3 四通閥管路設計

四通閥管路對單轉子壓機能否應用于2 P機上起到關鍵作用，借助仿真軟件選定四通閥管路方案。設計了2種四通閥管路方案（吸氣管管徑、冷凝管管徑、蒸發管管徑全部為9.53 mm，四通閥體為1.5 P小四通閥體），兩者區別在于吸氣管形狀不同。為快速確定較優方案，通過三維建模軟件建模，然后進行管路模擬，根據模擬結果，最終選擇較優的四通閥管路方案，與控制方式一起作為組合方案，進行實驗。四通閥管路方案1和方案2如圖2所示。

圖2 四通閥管路方案

通過ANSYS Workbench軟件對以上兩種方案模擬分析，模擬管路受壓機激勵時的應力問題，固定約束吸排氣口等，如圖3所示，在回氣排氣管位置各加載1 N的力模擬壓機對管路的激勵，結果如圖4。

圖3 吸排氣管模擬受力示意圖

由圖4模擬結果可以看出，方案2排氣彎在65 Hz附近應力值很大，方案1整體表現優于方案2，因此，選取管路方案1進行實物實驗測試。同時，還可以看出，50～70 Hz區間，應力值普遍偏高，說明此方案管路固有頻率大多集中在此頻率段，需要重點關注此頻率段應力測試情況。

圖4 兩種管路方案受力模擬對比

4 實驗研究

4.1 實驗步驟

4.1.1 運行測試

（1）制冷工況下，研究不同頻率下（16～84 Hz，每隔2 Hz）吸氣管口和排氣管口應力變化情況；

（2）制熱工況下，研究不同頻率下（20～102 Hz，每隔2 Hz）吸氣管口和排氣管口應力變化情況；

（3）制冷大負載工況，研究壓機自由運行過程中吸氣管口和排氣管口應力變化情況；

（4）制熱大負載工況，研究壓機自由運行過程中吸氣管口和排氣管口應力變化情況。

4.1.2 停止測試

（1）制冷工況下，設定不同頻率（20～70 Hz，每隔10 Hz），關機，研究不同頻率關機下吸氣管口和排氣管口應力變化情況；

（2）制熱工況下，設定不同頻率（20～100 Hz，每隔10 Hz），關機，研究不同頻率關機下吸氣管口和排氣管口應力變化情況。

注：制冷工況（室內27℃/室外35℃）、制熱工況（室內20℃/室外2℃）、制冷大負載工況（室內34℃/室外45℃）、制熱大負載工況（室內27℃/室外24℃）。

4.2 實驗樣機及應力測點描述

吸氣焊點、吸氣彎、排氣焊點、排氣彎四處應力測點示意圖和應力測點實物圖見圖5，實驗用單轉子壓縮機結構簡圖見圖6。

圖5 應力測點示意圖及實物圖

圖6 壓縮機結構簡圖

4.3 應力極限值簡述

（1）運行：空調室外機管路應用可行性，主要取決于壓縮機吸氣口和排氣口處管路應力值表現，在壓縮機長時間的抖動下，此處管路最易發生應力疲勞損傷，本次實驗應力極限值取13 MPa。

（2）停止：極限值選取50 MPa。

4.4 實驗結果及分析

從圖7可以看出，所有應力測點值均低于極限值，50～70 Hz頻率區間，應力值普遍偏高；從圖8可以看出，制熱工況，整體表現的趨勢與制冷工況相對一致。表明低頻40 Hz下，振動得到很好的抑制，50～70 Hz頻率區間，應力值偏高，與模擬結果吻合，說明此現象與管路模態強相關，后續可以根據模擬仿真，繼續優化管路設計，或者在上述管路上增加配重，解決該頻率段應力值偏高問題。

圖7 制冷工況不同頻率下排氣和吸氣測點實測應力

圖8 制熱工況不同頻率下排氣和吸氣測點實測應力

從圖9可以看出，制冷工況下不同頻率點停機后，各個測點表現的應力也不相同，排氣焊點和吸氣彎分別在60 Hz及70 Hz表現最差，但測試值與極限值相比，余量空間較大。從圖10看出，制熱工況下，各個測點測試應力值遠低于極限值，其中，50 Hz應力值表現最差；以上同樣表明，低頻40 Hz下，振動效果很好，應力值表現較差的頻率，與管路模態強相關，優化方法可同上。

圖9 制冷工況不同頻率下壓機停機排氣和吸氣測點實測應力

圖10 制熱工況不同頻率下壓機停機排氣和吸氣測點實測應力