压缩机排气阀有何特点？如何通过瞬态建模获取排气阀动态数据？

文 | 大叔的旧字典

编辑 | 大叔的旧字典

<<——【·前言·】——>>

气阀是压缩机周期性循环工作中的关键部件，同时也是最容易损坏的部件，气阀的性能会直接影响到压缩机的排气量、能耗，以及可靠性，优良的气阀设计能使气阀的流动压力损失降低到压缩机轴功率的3～7%，不良的气阀设计将导致泄漏、回流、排气量减少甚至阀片断裂。

舌簧阀具有结构简单、余隙容积小、安装方便等优点，因此被广泛应用于小型往复式制冷压缩机上，为了防止舌簧阀弯曲应力过大导致断裂，排气阀片设有升程限制器，在理论、实验和计算机模拟方面，国内外都对气阀进行了各种研究。

有学者系统地介绍了舌簧阀的基本数学模型和求解方法，并对舌簧阀的工程设计和自动化测试进行了研究，还有学者实验测量了阀片在不同工况下的运动情况。

可由于压缩机封闭、内部空间狭小，安装传感器困难，实验研究很难获得详细的数据，因此，本文利用ANSYS 2020Ｒ2软件建立压缩机的FSI模型，对不同压缩机频率和不同制冷剂下的排气阀速度场、压力场和阀片的动态特性进行了瞬态模拟。

<<——【·数值模型·】——>>

为了模拟压缩机的排气过程，需要以下几个步骤，第一需要创建仿真模型，划分结构域和流体域，然后在结构域运用有限元法求解阀片运动，将阀片运动后的边界作为流体域的边界条件。

第二将流体域中运用有限体积法求解的压力场作为结构域的压力边界条件，通过反复耦合求解出某时刻的结构域和流体域的状态，从而更新网格进行下一步的迭代，最后求解出压缩机整体的状态变化过程。

以某型号活塞式制冷压缩机为研究对象，在SolidWorks完成三维建模后导入ANSYS进行区域划分然后运用mesh功能划分网格。

气缸部分由于要进行动态铺层式网格变形，因而利用sweep功能对其采用六面体网格划分方式，其余流体区域采用四面体网格划分，其中阀片周围网格采用局部重构法并且进行局部加密。

因为阀片与升程限制器和阀座是两组非线性接触对，阀片在这两者间碰撞，所以在阀座和阀片之间，以及阀片和限制器之间，留有很小的间隙作为种子网以便流体的拓扑结构不发生变化，阀片的网格以六面体网格为主，网格总节点数为306597，单元数为1216282，通过网格独立性检验。

首先将计算域分为两个部分：流体域和结构域，其中流体域假设为低速可压缩模型，可以用Navier－Stokes方程描述其流动：

(1)质量守恒方程

其中：ρ为流体的密度;u、v、w为流体速度u在x、y、z方向上的分速度。

(2)动量守恒方程

其中：div()为散度;p为流体微元上的压力;τ为微元体表面上的粘性应力分量;F为流体微元体上的体积力。

(3)能量守恒方程

其中：k表示流体的传热系数;Cp为比热容;ST为黏性耗散项。

活塞的运动通过用户自定义函数进行控制，其中运动方程与曲柄连杆机构相同，所以活塞端面到内止点的距离(x)与曲轴转角(θ)的关系为：

其中：r为曲轴半径；λ为曲轴半径与连杆中心距之比，湍流模型采用RNGK－ε湍流模型，用标准壁面函数处理近壁面流动，工质为制冷剂Ｒ22并视为理想气体，忽略气体与壁面的传热，将排气工况作为压力出口条件并施加湍流强度为5%的大气压力。

利用Fluent的压力分离求解器对流体进行数值模拟，瞬态可压流动采用PISO算法，微分离散采用Least squares cell based格式，压力选用PRESTO!格式，计算的初始化分为两个区域，气缸内部根据吸气压力及温度初始化，排气腔根据排气压力及温度初始化，结构域阀片的运动微分方程使用Lagrange描述：

式中：M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；x为结构位移。

阀片的密度为7700kg/m3、泊松比为0.3、弹性模量为2.1×1011Pa，视为柔性体，并对阀片尾部进行固定约束，将其它平面定义为流固耦合交界面。

升程限制器和阀座的密度为7850kg/m3、弹性模量为2.03×1011Pa、泊松比为0.3，视为刚体，并且施加全位移约束，阀片与升程限制器和阀座是两组非线性接触对，视为无摩擦接触，算法采用增广拉格朗日法。

<<——【·仿真结果分析·】——>>

仿真模拟得到了排气过程中气缸内部的压力场和速度场，本文重点选择压缩机转速在1450r/min，排气阀未开启阶段至关闭阶段的这个过程中的几个关键时间点进行分析。

随着活塞向上止点移动，气缸容积减少，气缸压力不断增加，当曲轴转角到达307°时，排气阀开始开启，此时气缸内部的压力在1750kPa左右，已远高于排气压力，气缸内部的速度大约在4m/s左右，由于阀口面积远小于活塞的横截面积，可以明显看到阀口内的速度远大于气缸内部速度，大约为30m/s。

而阀口压力明显小于气缸压力，大约为1650kPa，并且越远离气缸轴线气缸内的压力越大，这是因为根据伯努利原理当气体排出排气腔时会产生低压，越靠近轴线制冷剂就越容易排出。

当曲轴转角到达309°时，排气阀处于半开阶段，此时气缸内部的速度和压力不断增大，且阀道中心的压力略大于壁面压力，压力和速度分布大致呈双叶双曲面形，在阀片与阀口倒角处出现小漩涡，且流速线发生中断，有明显的压力损失。

当曲轴转角在311°～338°时，排气阀处于完全打开状态，速度压力变化不大，速度最大可达70m/s，倒角处旋涡逐渐减少，流场保持稳定，当曲轴转角到达353°时，阀片处于正在关闭状态，气缸内部压力与排气腔压力基本保持持平，速度开始下降。

当曲轴转角到达359°时，气缸活塞将到达上止点，阀片即将关闭，阀口制冷剂速度降低至20m/s以下，通过模拟可以得到实验中难以获得的全局压力、速度瞬态变化，从而为提高压缩机能效比提供依据。

变频压缩机能通过调节电流频率的方法改变压缩机的转速，不同压缩机转速下，气缸内部的流场变化不同，其对阀片的气体推力也会相应产生变化，这将对压缩机效率、阀片开启与关闭及应力等产生影响。

从以上数据可以看出，在压缩机压缩的这段时间，转速对气缸压力场的影响不大，当曲轴转轴达到305°时，压力场才开始发生显著区别。

其中压缩机转速为1000r/min时，压缩机气缸压力最高为1700kPa，但随着曲轴转角的增加，压力产生巨大波动，中间压力最低到达1603kPa，这是因为制冷剂的质量流量较小，舌簧阀上的气体推力无法压制阀片弹簧力，阀片发生振荡，最后压力缓慢下降到排气压力，气阀功损失为3.13J。

当压缩机转速为1450r/min时，因为转速的增加，制冷剂的质量流量变大，气缸压力波动变平缓，最大压力可达1806kPa，功损失为5.43J。

当压缩机转速为1800r/min时，压缩机气缸最大压力继续增大到1866kPa，功损失为7.74J，阀片运动状态与1450r/min时基本相似，气缸压力平缓运行到阀片关闭时有少许的波动，这是因为出现了少量的排气回流。

当压缩机转速提高到2200r/min时，压缩机气缸压力急剧增大，功损失也随之增大到11.6J，这是由于制冷剂质量流量的变大阀口流通面积相对较小，制冷剂无法及时通过排气阀，而且阀片端点与排气腔之间的排气回流量也增加，压力波动明显，从而降低压缩机的输气量和能效比。

从实验数据可以看出，压缩机转速为1000r/min时，阀片开启响应迅速，关闭较其它提前，全开期减短，但是阀片振颤严重，撞击升程限制器后有较大回弹，这些现象会极大缩短阀片寿命和增加压力损失。

当压缩机转速增长为1450r/min时，阀片振荡现象消失，只在舌簧阀碰撞升程限制器时有0.6mm的回弹，阀片开启时间和关闭时间与1000r/min相比都有所滞后，当压缩机转速为1800r/min时，阀片的动态响应基本与1450r/min时相同，阀片运动正常，当压缩机转速提高到2200r/min时，阀片的开启与关闭都有较小的延迟。

因此，利用变频调速进行能量调节时需要在合适的压缩机转速范围内进行，既要提高压缩机的能效比又要保证阀片的可靠性。

本文对R40a、R507和R290这三种替代制冷剂在蒸发温度-15℃、冷凝温度40.5℃、吸气温度18℃、压缩机转速1450r/min的制冷工况下对Ｒ22压缩机的影响进行了模拟。

R290最先在曲轴转角为301°时达到排气压力，Ｒ22次之在曲轴转角为304°时达到，R40a再次之于曲轴转角为305°时到达排气压力，R507最后于曲轴转角为305.5°时到达。

由于阀片震颤，R290的气缸内部压力出现了三次波动，对于R290、Ｒ22、R40a和R507四种制冷剂，排气压力损失逐渐增大，缸内最大压力超出冷凝压力的百分比分别为：13.07、17.75、26.79、26.87。

经过计算，R290的排气阀功损失为3.48J，比Ｒ22的降低了35.98%;R40a的排气阀功损失为9.01J，比Ｒ22的增加了65.78%，R507的排气阀功损失为8.78J，比Ｒ22的增加了61.71%。

从实验数据中可以看出，其他三种制冷剂的排气阀片出现了不一样的非正常运动，虽然该制冷剂的最大气体速度比Ｒ22高6.45%，但是其排气压力Ｒ22低了9.8%，排气绝热指数比Ｒ22低了3.2%，总的气体推力要比Ｒ22小。

当阀片升到最高点时，气体迅速排出，由于R290黏度低，流动阻力小，气阀两端压差快速减小，气体推力减小至无法克服弹簧力，因此出现了震荡现象，在327°曲轴转角时，阀片还位于最大升程，337°时由于阀片两侧压差太小，故而阀片前段下坠。

想要改善此现象，在不改变排气通道的基础上，可以减少阀片的厚度或局部宽度，将阀片腰部做成弧线形以降低阀片的刚度，从而降低弹簧力。

沿阀片宽度方向截取R40a和R507两种制冷剂气缸内在某时刻的压力和速度，这两种制冷剂组成类似，由于其排气压力比Ｒ22大了20.1%和24.2%，排气绝热指数相差较小，因此气体推力较大。

此刻阀片会发生倾侧，使一侧升程降低，升高一侧出现压降，并且阀片总升程降低，造成气缸内部气体无法及时排出，排气阀功损失增加，阀片碰撞升程限制器局部应力增大导致出现断裂风险。

针对此现象，可以考虑在阀片前段设置多个排气通道口，使阀片两侧压力分布均匀，或在升程限制器加装弹性缓冲片降低阀片撞击力，因此，制冷剂替代还需根据不同种类和工况相应改变气阀结构参数。

<<——【·结论·】——>>

本文利用ANSYS软件建立了带升程限制器的压缩机排气过程的三维双向流固耦合模型，模拟了整个排气过程中气体的瞬态流动特性和阀片的动态响应，得到了压缩机的压力场、速度场的分布和变化规律和阀片的运动规律，主要研究结论如下：

(1)活塞压缩机排气过程中，气缸内压力和速度的分布并不均匀。

(2)当压缩机转速为1000r/min时，气缸压力损失小但会出现压力波动，阀片会发生振荡从而影响阀片寿命。

(3)相同工况下，将制冷剂替换为R290后，压缩机排气阀功损失减少，阀片出现震荡，可以减少阀片的厚度或局部宽度，将阀片腰部做成弧线形来改善此状况，将制冷剂替换为R40a或R507后，排气阀功损失增加，阀片会发生倾侧，可以通过在阀片前段设置多个排气通道口或在升程限制器加装弹性缓冲片改善此状况。

参考文献
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