李子成 崔曉鈺 丁 磊 沙鑫權(quán) 黃 琦 劉少帥 吳亦農(nóng)

(1 上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200093;2 中國科學(xué)院上海技術(shù)物理研究所 上海 200083)

隨著深空探測(cè)任務(wù)逐漸增多,液氦溫區(qū)焦耳-湯姆遜(J-T)節(jié)流制冷機(jī)因可營造可靠穩(wěn)定的低溫環(huán)境被廣泛使用[1-2]。焦耳-湯姆遜(J-T)節(jié)流制冷機(jī)由有閥線性壓縮機(jī)驅(qū)動(dòng),制冷機(jī)的運(yùn)行性能受到有閥線性壓縮機(jī)輸出性能的影響[3]。閥片作為壓縮機(jī)中的關(guān)鍵部件,其位移特性會(huì)影響壓縮機(jī)性能[4-5]。

國內(nèi)外專家學(xué)者主要從數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)兩方面研究閥片運(yùn)動(dòng)。H. Bukac[6]搭建了不同氣閥等效一維模型來預(yù)測(cè)閥片運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。G. Prater等[7]通過實(shí)驗(yàn)方法測(cè)得剛度、基本固有頻率和等效粘性阻尼比,提高了一維模型的準(zhǔn)確性。慕光宇等[8]通過單質(zhì)點(diǎn)模型揭示了舌簧排氣閥升程、閥片厚度、閥孔直徑等閥片設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)舌簧閥啟閉特性的影響。隨著計(jì)算流體力學(xué)技術(shù)的發(fā)展,采用流固耦合方法,更好地獲得流體和閥片相互作用關(guān)系,并研究閥片運(yùn)動(dòng)細(xì)節(jié)。Tao Wang等[9]三維流固耦合研究了閥片參數(shù)對(duì)閥片延遲關(guān)閉現(xiàn)象的影響,并通過可視化實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了仿真的準(zhǔn)確性。張琴等[10]通過數(shù)值模擬吸氣閥片位移特性,認(rèn)為吸氣閥片位移特性將會(huì)對(duì)壓縮機(jī)的吸氣量產(chǎn)生影響,進(jìn)而影響壓縮機(jī)性能。Wang Yanfeng等[11]利用三維流固耦合仿真觀察到閥門間隙流場(chǎng)因伯努利效應(yīng)而產(chǎn)生的低壓區(qū),并通過改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和閥片升程等參數(shù)確定了伯努利效應(yīng)對(duì)吸氣閥動(dòng)力學(xué)的影響。Wu W. 等[12]通過三維流固耦合研究了不同閥片厚度情況對(duì)閥門延遲關(guān)閉現(xiàn)象的影響。

國內(nèi)外的研究主要通過模擬與實(shí)驗(yàn)手段分析閥片運(yùn)動(dòng)對(duì)閥片進(jìn)行優(yōu)化,但針對(duì)閥片影響壓縮機(jī)輸出性能的實(shí)驗(yàn)研究較少。閥片運(yùn)動(dòng)和氣體流動(dòng)相互耦合,本文針對(duì)有閥線性壓縮機(jī)吸氣閥片位移特性展開可視化研究,分析其對(duì)壓縮機(jī)性能的影響。搭建可視化實(shí)驗(yàn)臺(tái)以測(cè)量閥片位移,通過改變吸氣閥片厚度、升程和壓縮機(jī)運(yùn)行頻率,分析吸氣閥片不同工況下的位移特性及對(duì)壓縮機(jī)輸出性能的影響。

1 理論模型

1.1 閥片位移特性

實(shí)驗(yàn)采用氦工質(zhì)有閥線性壓縮機(jī),吸氣簧片閥為平動(dòng)結(jié)構(gòu),閥組由閥座、閥片和升程限位器組成,其受力示意圖如1所示。在氣體力Fg的作用下,中心擋板被抬高產(chǎn)生位移xv,當(dāng)閥片位移大于最大升程hvmax時(shí),因?yàn)樯滔尬黄鞯淖钃踝饔?閥片位移將被限制在最大升程hvmax處。當(dāng)氣體推力不能克服彈簧力作用時(shí),閥片脫離升程限位器回到閥座,該過程閥片位移可以表示為:

(1)

式中:xv(t)為吸氣閥片位移,m;hvmax為閥片最大升程,m;kv為閥片彈簧剛度,N/m;Fg(t)為閥片受到的氣體力,N;t為時(shí)間,s。

氣體力Fg(t)由氣體在吸氣閥處流動(dòng)阻力損失所產(chǎn)生的壓差決定[13],可表示為:

(2)

式中:β為推力系數(shù);As為閥孔面積,m2;Δp為氣缸與吸氣腔之間的壓力差,Pa;Rso為吸氣閥孔半徑,m。

氣缸與吸氣腔之間的壓差由工質(zhì)流經(jīng)氣閥閥隙間的流動(dòng)損失產(chǎn)生,可表示為:

(3)

式中:ρ為吸氣閥腔內(nèi)的氣體密度,kg/m3;ut為流經(jīng)吸氣閥間隙的瞬時(shí)氣體速度,m/s。

閥隙瞬時(shí)氣體速度可通過流經(jīng)氣閥間隙的氣體體積計(jì)算,該部分氣體體積可由活塞運(yùn)動(dòng)過程中掃過的體積近似得到:

(4)

式中:vpt為活塞瞬時(shí)速度,m/s;Ap為活塞面積,m2;αv為流量系數(shù);Av為閥隙通流面積,m2。

有閥線性壓縮機(jī)活塞的瞬時(shí)速度:

vpt=2πflcos(2πft)

(5)

式中:l為活塞的位移,m;f為壓縮機(jī)運(yùn)行頻率,Hz。

結(jié)合式(3)和式(4)代入式(2),則閥片受到的氣體力可表示為:

(6)

閥隙通流面積可表示為:

Av=2πRsoxv(t)

(7)

結(jié)合式(6)和式(7)代入式(1),閥片的位移可表示為:

(8)

結(jié)合式(1)、式(5)和式(8)可得,有閥線性壓縮機(jī)閥片位移的變化主要與壓縮機(jī)運(yùn)行參數(shù)活塞行程和頻率相關(guān),活塞行程和頻率增大,活塞瞬時(shí)速度增大,氣體力增大引起閥片位移增大。同時(shí)閥片的位移也受到自身彈簧剛度的影響,剛度越大,閥片位移越小。當(dāng)氣體力足夠大時(shí),閥片位移會(huì)到達(dá)并保持在最大升程處。

1.2 壓縮機(jī)效率

吸氣過程流過閥隙處的氣體質(zhì)量流量會(huì)受到閥隙通流面積的影響,質(zhì)量流量變化可表示為[14]:

(9)

式中:k為絕熱指數(shù);ps為吸氣壓力,MPa;Rg為氣體常數(shù),J/(kg·K);Ts為吸氣溫度,K。

在壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)過程中,閥片位移發(fā)生變化,會(huì)導(dǎo)致閥隙通流面積發(fā)生改變,影響吸氣量,進(jìn)而影響壓縮機(jī)輸出質(zhì)量流量,為了更直觀地評(píng)估閥片位移特性對(duì)壓縮機(jī)性能的影響,主要使用以下兩個(gè)效率:

容積效率反映了壓縮機(jī)氣缸工作容積的有效利用程度,有閥線性壓縮機(jī)的容積效率ηvol可以被定義為:

(10)

等熵效率反映了實(shí)際壓縮過程與等熵絕熱過程的偏離程度,有閥線性壓縮機(jī)的等熵效率ηisen可以被定義為:

(11)

2 閥片位移特性實(shí)驗(yàn)臺(tái)

為了直觀地研究吸氣閥片的位移特性對(duì)壓縮機(jī)性能的影響,搭建了有閥線性壓縮機(jī)閥片位移可視化監(jiān)測(cè)平臺(tái),研究吸氣閥片的實(shí)際運(yùn)動(dòng)情況,其原理和簧片閥示意圖分別如圖2和圖3所示。實(shí)驗(yàn)采用的有閥線性壓縮機(jī)由中科院上海技術(shù)物理研究所自主開發(fā),進(jìn)排氣閥片在壓差的作用下啟閉,完成氦工質(zhì)的單向循環(huán)[15]。

通過變頻電源控制壓縮機(jī)的電壓和頻率,并用功率計(jì)測(cè)量壓縮機(jī)電參數(shù)。在壓縮機(jī)兩端安裝有自研的位移線圈,以監(jiān)控壓縮機(jī)活塞行程和平衡位置的實(shí)時(shí)情況。在吸氣閥端蓋安裝了可視化窗口,觀測(cè)壓縮機(jī)吸氣閥片運(yùn)動(dòng)狀態(tài)并測(cè)量其位移,通過質(zhì)量流量計(jì)對(duì)壓縮機(jī)質(zhì)量流量進(jìn)行測(cè)量,通過壓力傳感器測(cè)量高低壓變化,所有數(shù)據(jù)集成采集到計(jì)算機(jī)。實(shí)驗(yàn)設(shè)備及各設(shè)備參數(shù)如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)測(cè)試設(shè)備及儀器

實(shí)驗(yàn)中采用氦氣作為工作流體,控制調(diào)節(jié)閥開度保持一定,通過改變吸氣閥片厚度、升程和壓縮機(jī)運(yùn)行頻率,利用可視化研究閥片位移特性及對(duì)壓縮機(jī)性能的影響。為滿足極低溫度制冷需求,需要壓縮機(jī)在負(fù)壓情況下工作[16]。實(shí)驗(yàn)中的閥組參數(shù)升程即為升程限位器的高度,最大升程變化通過改變升程限位器的高度實(shí)現(xiàn)。實(shí)驗(yàn)工況如表2所示。

表2 實(shí)驗(yàn)條件

3 結(jié)果與分析

3.1 不同閥片厚度下的閥片位移特性及影響

運(yùn)行頻率為50 Hz,限位器高度為0.38 mm時(shí),使用不同厚度吸氣閥片進(jìn)行實(shí)驗(yàn),通過激光位移傳感器所獲得的吸氣閥片位移曲線如圖4所示。閥片厚度的不同將直接影響閥片的剛度[17],0.1 mm厚度閥片剛度小,可在圖4標(biāo)注處觀察到0.1 mm厚度閥片無法貼合在閥座上,密封性差,導(dǎo)致泄漏較大。0.2 mm和0.3 mm厚度閥片與閥座貼合性好,泄漏較小。泄漏過大會(huì)引起工作流體回吸現(xiàn)象,使吸氣量減少。0.3 mm厚度閥片剛度較大,由式(8)可知,剛度越大,閥片位移越小,導(dǎo)致工作流體的通流面積(閥片位移曲線包圍的面積)小,壓損大,開啟后未貼合到升程限位器就已回彈關(guān)閉,通流面積的減少會(huì)增大吸氣損失。同時(shí)由于閥片彈簧力大,也會(huì)導(dǎo)致閥片關(guān)閉較早,吸氣量不足。

不同閥片厚度下容積效率ηvol和等熵效率ηisen如圖5所示。由圖5可知,閥片厚度為0.2 mm時(shí)的ηvol最大,閥片厚度為0.3 mm時(shí)的ηvol最小,結(jié)合可視化閥片位移結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),閥片厚度為0.1 mm時(shí)由于泄漏大導(dǎo)致吸氣量減少,閥片厚度為0.3 mm時(shí),通流面積減少,引起吸氣量的減少,因此閥片厚度為0.2 mm時(shí)的ηvol最大。同時(shí)也可觀察到閥片厚度為0.3 mm時(shí)的ηisen最低。這不僅由于吸氣量減少所導(dǎo)致,當(dāng)閥片厚度增大后,壓縮機(jī)功耗增大,這是因?yàn)殚y片厚度增加,閥片剛度也隨之增加,使壓縮機(jī)運(yùn)行過程中,為了打開氣閥所要克服的氣閥彈力增大,壓縮機(jī)功耗增加。閥片厚度對(duì)壓縮機(jī)的ηvol和ηisen有重要影響,適當(dāng)?shù)拈y片厚度將提高有閥線性壓縮機(jī)的效率。在閥片設(shè)計(jì)上,閥片厚度過大導(dǎo)致ηvol和ηisen減少,但較小厚度的閥片密封性較弱,因此,需要選取合適的閥片厚度,兼顧閥片的密封性和吸氣損失。

3.2 不同升程下的閥片位移特性及影響

運(yùn)行頻率為50 Hz,閥片厚度為0.2 mm時(shí),安裝不同的升程限位器改變閥片最大升程,通過激光位移傳感器所獲得的吸氣閥片位移曲線如圖6所示。由圖6可知,隨著吸氣閥片升程的增加,氣閥碰撞到限位器時(shí),氣閥閥隙通流面積增大,腔內(nèi)氣體由閥隙迅速排出到腔外,閥片開啟時(shí)間縮短,閥片會(huì)更早地回落到閥座上。通過吸氣閥片位移曲線,獲得吸氣閥片運(yùn)動(dòng)速度如圖7所示。由圖7可知,當(dāng)升程為0.26 mm時(shí),閥片運(yùn)動(dòng)的最大速度為0.075 m/s。當(dāng)未安裝升程限位器時(shí),閥片運(yùn)動(dòng)的最大速度升至0.182 m/s。隨著升程的增大,閥片運(yùn)動(dòng)的最大速度增大,與升程限位器發(fā)生碰撞時(shí)的運(yùn)動(dòng)速度越大,這會(huì)增加閥片所受到的沖擊應(yīng)力[18]。當(dāng)升程過大或未安裝限位器時(shí),過大的升程也會(huì)增加閥片閥臂處彎曲所受到的應(yīng)力[19]。未安裝限位器時(shí),由于閥片未與限位器碰撞影響閥片速度,閥片開度過大,導(dǎo)致閥片回到閥座的時(shí)間晚于安裝了升程限位器的時(shí)間,產(chǎn)生延遲關(guān)閉現(xiàn)象。

不同升程下容積效率ηvol和等熵效率ηisen如圖8所示。由圖8可知,當(dāng)升程限位器高度為0.26 mm時(shí),ηvol和ηisen均為最低,這是由于升程應(yīng)滿足閥隙通流面積小于或等于閥孔面積[14],升程也不應(yīng)過小,否則將會(huì)導(dǎo)致閥隙損失過大,并且通流面積減少,使壓縮機(jī)吸氣量減少。當(dāng)升程限位器高度為0.38 mm和0.45 mm時(shí),兩者的ηvol和ηisen均較為接近。當(dāng)未安裝升程限位器時(shí),結(jié)合可視化觀察到的結(jié)果,質(zhì)量流量因延遲關(guān)閉產(chǎn)生的泄漏有一定的減少,導(dǎo)致ηvol和ηisen的下降。因此,安裝升程限位器很有必要性且為保證足夠的通流面積,氣閥的升程也不能過小,0.38 mm和0.45 mm的升程限位器高度時(shí)閥隙損失均較小,為減少閥片受到的應(yīng)力,提高閥片可靠性,選擇0.38 mm的升程限位器高度。

3.3 不同運(yùn)行頻率下的閥片位移特性及影響

閥片厚度為0.2 mm,限位器高度為0.38 mm時(shí),運(yùn)行頻率在20～60 Hz變化進(jìn)行實(shí)驗(yàn),通過激光位移傳感器所獲得的吸氣閥片位移曲線如圖9所示。隨著運(yùn)行頻率的增加,吸氣閥片位移幅值逐漸增大,由式(1)、式(5)和式(8)可知,運(yùn)行頻率的增大使活塞的瞬時(shí)速度增大,閥片受到的氣體力增大,進(jìn)一步增大了閥片的位移。由于安裝了升程限位器,運(yùn)行頻率在50 Hz和60 Hz時(shí),閥片位移升至最大升程后貼合在升程限位器上,位移不再增大。由式(6)可知,活塞的運(yùn)動(dòng)速度周期受到運(yùn)行頻率的影響,隨著運(yùn)行頻率從20 Hz升至60 Hz,完成一個(gè)循環(huán)的時(shí)間從50 ms縮短至17 ms,循環(huán)時(shí)間的縮短同時(shí)導(dǎo)致了吸氣閥片開啟的總時(shí)間縮短。由圖9也可觀察到20 Hz和30 Hz時(shí)閥片產(chǎn)生顫振現(xiàn)象,這是因?yàn)樵诘皖l運(yùn)行過程中,吸氣時(shí)間變長,在閥片受自身彈簧力影響發(fā)生回彈時(shí),氣缸內(nèi)壓力又再次上升,閥片再次打開后關(guān)閉,顫振現(xiàn)象會(huì)導(dǎo)致氣閥損失的增加。

不同運(yùn)行頻率下容積效率ηvol和等熵效率ηisen如圖10所示。由圖10可知,隨著運(yùn)行頻率的增加,壓縮機(jī)ηvol將不斷下降,而ηisen呈先增加后下降的趨勢(shì)。這是因?yàn)樵趬嚎s機(jī)活塞行程相同時(shí),隨著頻率的增加,壓縮機(jī)掃氣量增大,壓比也隨之不斷增大,ηvol會(huì)隨著壓比的增大而減小[20]。頻率較低時(shí),閥片顫振,壓力損失增大導(dǎo)致ηisen下降。由于在有閥線性壓縮機(jī)運(yùn)行過程中存在共振頻率,當(dāng)壓縮機(jī)運(yùn)行在共振頻率40 Hz時(shí),功耗最小,遠(yuǎn)離共振頻率后,電機(jī)效率下降,電阻功耗上升,ηisen下降[21]。因此,在改變運(yùn)行頻率時(shí),壓縮機(jī)的ηisen呈先增加后減少的趨勢(shì)。

圖1 閥片受力示意圖

圖3 簧片閥

圖4 不同閥片厚度下的吸氣閥片位移

圖5 不同閥片厚度下容積效率和等熵效率

圖7 不同升程下的吸氣閥片速度

圖8 不同升程下容積效率和等熵效率

圖9 不同運(yùn)行頻率下的吸氣閥片位移

4 結(jié)論

本文通過可視化實(shí)驗(yàn)分析了在改變不同吸氣閥片厚度、升程和運(yùn)行頻率時(shí)對(duì)壓縮機(jī)性能的影響。通過閥片可視化的實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象結(jié)合理論分析了因通流面積改變而導(dǎo)致的壓縮機(jī)效率變化,得到如下結(jié)論:

1)吸氣閥片厚度的選擇極為重要,需要兼顧閥片泄漏和吸氣損失的影響,閥片厚度為0.2 mm時(shí)現(xiàn)有的壓縮機(jī)可以獲得最高的容積效率和等熵效率。

2)升程較小時(shí),閥隙壓力損失較大,同時(shí)較小的通流面積,也會(huì)影響吸氣量,使壓縮機(jī)性能降低。但過大的升程也會(huì)導(dǎo)致閥片形變和沖擊應(yīng)力增大,合理的升程限位器高度將提高閥片可靠性。因此,目前的有閥線性壓縮機(jī)應(yīng)選擇0.38 mm的升程限位器高度。

3)當(dāng)運(yùn)行頻率較低時(shí),吸氣閥片顫振現(xiàn)象將導(dǎo)致吸氣損失增大,壓縮機(jī)性能降低。隨著頻率增大,容積效率逐漸下降,同時(shí)為保證壓縮機(jī)性能,應(yīng)盡量在共振頻率下運(yùn)行。