高 斌，高 強，李華明

（廣東美芝制冷設備有限公司 研發(fā)中心，廣東 佛山 528300）

在北美空調市場中，風管機產品是主要的組成部分，市場容量700 萬臺/年以上，目前95%以上采用定速渦旋壓縮機，其中轉子機能力覆蓋的入門級產品年銷量約300 萬臺。隨著轉子式壓縮機的技術進步和市場拓展，轉子機替代渦旋機的趨勢日漸明朗，成為未來市場拓展的重點領域。

北美風管機的節(jié)流方案有non-bleed TXV 和閥芯兩種，其中TXV 方案由于能效和舒適性具有明顯優(yōu)勢成為市場發(fā)展的方向。由于TXV 在停機后自動關閉，兩器具有保壓效果，當壓縮機再啟動后，能很快達到工況平衡。當這種產品使用常規(guī)的轉子機時，由于系統(tǒng)保壓，在停機3 min 后壓縮機吸排氣側仍存在較大的壓差，存在壓縮機重啟困難的問題。

目前市場上存在幾種問題解決思路：一是系統(tǒng)廠商使用Hard Start Kit 組件提高電機的啟動力矩，可以改善但無法確保啟動順利，成本高達30～40 美元；二是壓縮機提供解決方案，使轉子機滿足系統(tǒng)的使用要求。

1 壓力平衡機理分析

制冷系統(tǒng)的壓力平衡是指系統(tǒng)各部件之間的壓力達到平衡狀態(tài)，不存在壓力差或壓力差不足以使流體進一步流動，此時轉子壓縮機可以啟動。

1.1 被動壓力平衡機理

當non-bleed TXV 系統(tǒng)使用常規(guī)轉子機時，停機長時間后一樣可以達到平衡，這是因為轉子機泵體內存在較多的配合間隙起到了泄漏通道的作用。

如圖1 所示，泵體間隙包括活塞端面間隙、活塞外徑間隙、滑片側面間隙、滑片端面及頭部間隙等。在壓差的作用下，系統(tǒng)高壓側流體通過這些間隙向低壓側流動，逐漸達到壓力平衡。

根據停機后油面高度的不同，從間隙泄漏的流體可能是油或者氣態(tài)制冷劑。當泄漏的是油時，由于在高壓側油中溶解了更多的制冷劑，泄漏到低壓側后，制冷劑從油中逸出，進入低壓側容積中。

假設泄漏的油中的制冷劑溶解度一直為飽和態(tài)，ω表示溶解度，下標i和o分別代表泄漏通道入口和出口狀態(tài)，根據質量守恒定律可知：

圖1 泵體內部壓力流動路徑

式（1）中，m為泄漏流體的液態(tài)質量，mg為氣態(tài)質量及氣態(tài)制冷劑質量。

流體流經縫隙的流量計算公式：

式（2）為兩平行圓環(huán)縫隙的流量公式，適用于活塞端面泄漏分析，式（3）為兩平行平板縫隙的流量公式，適用于滑片間隙泄漏分析。

其中：

m—泄漏流量/g；h—縫隙寬度，即選配間隙/m；R1—活塞內徑尺寸/m；R2—活塞外徑尺寸/m；μ—泄漏流體動力粘度/Pa.s；△P—縫隙入口與出口的壓差/Pa；L—泄漏通道長/m。

根據停機及平衡時的壓力溫度可以從軟件查到對應的氣態(tài)制冷劑的運動粘度、密度、比容等數據，通過粘度計看測試高、低壓側的油粘度、溫度等數據并查詢到溶解度值，從而可以理論概算出泄漏到低壓側的氣態(tài)制冷劑的質量。

1.2 主動壓力平衡機理

被動壓力平衡壓差小、間隙小等情況下，流動緩慢導致平衡時間長，需通過主動平衡進行互補。液壓系統(tǒng)中常見的直動型溢流閥，如圖2 所示，采用簡單可靠的彈簧壓力調定結構。圖中1 為閥體，2 為閥芯或閥片，3 為調壓壓縮彈簧，4 為調壓桿，P為壓力流體入口，T為溢流口。

根據閥芯上受到的PT之間的壓差力與彈簧力的合力關系，控制閥芯的動作。當壓差力大于彈簧力時，實現從P口到T口的泄壓作用。當壓差力小于彈簧力時，閥關閉無作用。

圖2 直動型溢流閥結構示意圖

2 壓差啟動方案設計

2.1 方案原理分析

方案設計同時要求系統(tǒng)保壓和壓縮機快速重啟，可以重啟意味著壓縮機吸排氣側的壓力平衡，表面上看這與兩器保壓存在矛盾。事實上，若將兩器壓力與壓縮機吸排氣側壓力區(qū)分開來，則壓縮機吸排氣側的壓力平衡就不會影響到兩器的保壓。因此，將壓力平衡范圍定義到壓縮機內部，僅使吸排氣側壓力平衡，便可同時達成兩個目標。進一步分析泄漏模型可知，當泄漏流量相同時，高低壓側的容積越小，壓力平衡就越快，即高低壓側的容積是潛在可變量，這提供了一種新的設計思路。

壓縮機啟動的要求是壓縮機吸氣與排氣之間的壓力平衡，在壓縮機的吸、排氣管處均增加停機后自動關閉的開關閥，形成獨立的壓縮機殼體與儲液器兩個較小的容積腔，使實現壓力平衡所需的泄漏流量減小，從而縮短平衡時間。

隨著壓差減小，泄漏動力減弱導致泄漏速度越來越慢，僅靠被動泄漏無法達成目標，需增加主動泄漏結構。參考直動型溢流閥原理，設計一種壓差控制的泄壓閥，實現在小壓差△Pr下的快速完全平衡：當壓差小于△Pr時，閥打開泄壓，正常運行時閥關閉不影響壓縮機的運行。

綜上，設計出壓差啟動技術方案如圖3 所示。包括排氣單向閥Vd，吸氣單向閥Vs，自動泄壓閥Vr組成。其中Vd位于排氣流路上，Vs位于吸氣流路上，Vr在泵體中，兩端分別連通高低壓腔。

該方案采用機械閥結構，實現雙側換熱器保壓，性能和可靠性高，且無需控制，易于應用。

2.2 方案結構設計

根據方案原理，進行壓差啟動閥結構設計，將吸、排氣單向閥及自動泄壓閥均設置在壓縮機的內部，以利于系統(tǒng)的應用。

圖3 轉子機壓差啟動技術方案

其中，吸氣單向閥內置于儲液器中，從A 管到B 管單向流通。排氣單向閥內置于上殼體內，位于排氣管內側，設置向外單向流通。兩個單向閥用于分隔兩器與壓縮機，以加快被動平衡速度。

如圖4 所示，自動泄壓閥設置在軸承與氣缸之間，入口連通排氣消音器內腔，出口連通氣缸吸氣孔，通過彈簧力調整來設定開啟壓差△Pr。閥座接觸部可參考排氣閥座結構，穩(wěn)定可靠。

圖4 自動泄壓閥結構示意圖

在運行及停機后壓差大于△Pr時，泄壓閥關閉，與常規(guī)壓縮機無差異。當停機后壓差降低到△Pr時，泄壓閥打開泄壓，實現快速壓力平衡。

2.3 方案工作過程

在壓縮機運行-停機-保壓-再啟動過程中，通過壓縮機的運行狀態(tài)實現閥的自動開啟和關閉，簡化并降低對系統(tǒng)應用的影響。運行過程如圖5 所示。

其中：

STEP 1：壓縮機運行中，單向閥Vd/Vs開，運行壓差（Pd-Ps）＞△Pr，泄壓閥Vr關，壓縮機正常運行，與常規(guī)壓縮機無異；

STEP 2：壓縮機停機后，單向閥Vd/Vs自動關，此時（Pd-Ps）＞△Pr，泄壓閥Vr關，高低壓側通過泵體間隙泄漏；

STEP 3：壓縮機停機后，單向閥Vd/Vs保持關，當（Pd-Ps）＜△Pr時，泄壓閥Vr自動打開，Pd和Ps通過泄壓通道快速平衡；

圖5 壓差啟動方案工作過程示意圖

STEP 4：壓縮機內部殼體與儲液器間壓力平衡至中間壓力Pm，Pe＜Pm＜Pc，Pc和Pe仍保持壓差，單向閥Vd/Vs保持關，泄壓閥Vr保持開；

STEP 5：壓縮機重新啟動，Pd上升，Ps下降，當Pd＞Pc時，Vd自動開；當Ps＜Pe時，Vs自動開；當（Pd-Ps）＞△Pr時，Vr自動關，啟動過程與常規(guī)壓縮機無異。

綜上，預期該方案在停機后通過單向閥可保持兩器的壓差，并且STEP 2+STEP 3 ＜3 min，達到3 min后壓縮機可以重啟的目的。

3 壓差啟動方案驗證

3.1 方案結構優(yōu)化

在完成方案原理設計后，采用CAE/CFD 工具對結構進行分析優(yōu)化，包括閥的強度、流場、運行穩(wěn)定性等，結果匯總如表1 所示。

表1 結構仿真分析優(yōu)化設計匯總

部分分析結果如圖6 及圖7 所示：

圖6 閥片及儲液器強度分析

圖7 泄壓閥流場分析

通過CAE/CFD 等仿真分析工具，優(yōu)化了結構設計，也減少了評價反復，加快了開發(fā)進度。

3.2 實驗及分析

3.2.1 壓差啟動閥效果驗證

首先確認增加雙單向閥的效果，針對前文通過減小高、低壓側容積可縮短平衡時間的分析，設計驗證實驗：在BASE 機ASG240N 的吸排氣管處增加吸、排氣單向閥，并對殼體及儲液器內壓力采樣，實驗壓力變化曲線如圖8 所示。

圖8 雙單向閥方案平衡時間摸底結果

在運行范圍各角點工況停機后，吸、排氣單向閥關閉，殼體與儲液器內壓差迅速降低。此時，兩側與系統(tǒng)仍存在壓差，單向閥具有保壓作用。隨著壓差下降，泄漏動力減小，特別是當壓差降至約0.5 MPa 后，間隙泄漏變得十分緩慢。

部分工況停機3 min 后仍存在較大壓差，這是由于此時壓差大，如泄漏的流體是粘度較大的潤滑油，其流動將十分困難，最終導致3 min 內不能達到壓力平衡，壓縮機無法啟動。

綜上所述，增加吸、排氣單向閥的測試結果與預期相符。相比兩器之間30 min 以上的平衡時間，壓縮機內部平衡時間大幅縮短，但仍存在小壓差且高油面時的時間超標問題。

基于此，進一步驗證，增加壓差自動控制的泄壓閥后的平衡時間能否達成3 min 的目標。對4 臺泄壓閥樣機進行效果驗證測試，實際開啟壓差與設計△Pr偏差小于0.05 MPa，閥開啟后10 s 內可達到完全壓力平衡，設計合適的△Pr值，各工況的平衡時間均可在3 min 內。

根據單體測試結果，判斷雙單向閥+泄壓閥的設計方案可滿足方案設計目標要求。

3.2.2 性能影響確認

由于吸、排氣單向閥設置在流路上，且單向閥打開動力是壓差力，因此不可避免會使產品壓損，使性能下降。對比有/ 無閥樣機單體性能，測試結果如表2 所示。其中，泄壓閥的設計壓差△Pr較系統(tǒng)常用工況壓差小較多，運行時為關閉狀態(tài)，對性能無影響。在A/B 工況下，增加壓差啟動閥后COP 下降0.6% 以內，且噪音相當，滿足開發(fā)要求。

表2 壓差啟動閥對單體性能的影響

將兩種樣機搭載到北美風管機系統(tǒng)中，進行系統(tǒng)SEER 對比測試。當采用無閥樣機時，DOE D 工況開6 停24 分鐘后無法啟動，對SEER 結果影響大。而有閥的樣機可順利完成各工況測試。對比兩種仕樣性能結果如圖9 所示。

圖9 有/無閥仕樣性能對比圖

3.2.3 系統(tǒng)功能性驗證

系統(tǒng)功能性驗證主要是系統(tǒng)保壓和3 min 重啟確認。將壓差啟動壓縮機ASG240N 搭載北美風管機2.5ton 系統(tǒng)上，分別對冷凝器Pc、蒸發(fā)器Pe、壓縮機殼體內Pd、儲液器吸氣B 管Ps進行壓力采樣，按AHRI 標準，進行運行-停機-重啟確認測試。

典型的壓力變化曲線如圖10 所示，其中平衡后停機過程較長，目的是確認兩器的保壓效果。可以看出，實際測試的壓力變化過程與前文中理論分析的曲線十分相似。

圖10 典型運行—停機—保壓—啟動過程壓力曲線

系統(tǒng)正常運行后停機，初始階段TXV 未關閉，兩器壓力與壓縮機壓力同步變化。隨著TXV關閉，單向閥起到隔斷作用，兩器保壓。而壓縮機內間隙泄漏繼續(xù)，殼體內Pd下降而儲液器內Ps上升，當Pd-Ps的差值下降到泄壓閥設計壓差△Pr時，泄壓閥打開，Pd與Ps通過泄壓通道快速完全平衡。

實驗驗證多個工況的壓差啟動效果，最長平衡時間約為2.5 min，平衡后壓縮機均可重新啟動，由于兩器保壓，系統(tǒng)很快再次達到工況平衡。

對比實驗與前期理論分析的壓力變化過程可知，實際測試結果符合理論預期，達到了保壓和重啟的目的，可滿足客戶使用要求。

3.2.4 可靠性驗證

北美市場對可靠性要求嚴格，特別是新產品開發(fā)時，可靠是第一設計目標。針對這款壓差啟動產品ASG240N，進行了詳細的TRS 分析規(guī)劃，制定了可靠性評價方案及結果如表3 所示。

表3 可靠性評價方案及結果

其中，閥的開關次數和關閉的密封性是重點關注的風險點，因此針對這兩項要求設計了全新評價方法，并完成了實驗確認。

4 結語

將壓力平衡范圍定義為壓縮機內部的平衡，為解決問題找到了新的突破口，基于此，設計了雙單向閥分隔壓縮機與兩器以縮短被動平衡時間，并通過泄壓閥實現小壓差時的主動壓力平衡。完成方案的結構設計及優(yōu)化，同時設計多種新實驗方案，完成驗證實驗。結果顯示，方案的性能、可靠性均達到設計目標要求，可同時滿足系統(tǒng)兩器保壓及壓縮機快速重啟的要求。