汽車空調(diào)壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動規(guī)律模擬

宋明毅,吳偉烽,李直

(西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院, 710049, 西安)

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汽車空調(diào)壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動規(guī)律模擬

宋明毅,吳偉烽,李直

(西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院, 710049, 西安)

為了解決斜盤式汽車空調(diào)壓縮機(jī)因進(jìn)、排氣閥片斷裂導(dǎo)致失效的問題,建立了汽車空調(diào)壓縮機(jī)工作過程的三維流固耦合模型,分析了壓縮機(jī)內(nèi)部工作過程和氣閥的運(yùn)動規(guī)律,并采用汽車空調(diào)壓縮機(jī)性能實(shí)驗進(jìn)行了驗證。研究結(jié)果表明:在進(jìn)氣壓力為0.18 MPa、排氣壓力為1.5 MPa、轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時,壓縮機(jī)的平均進(jìn)氣壓力損失為0.046 MPa、平均排氣壓力損失為0.11 MPa、壓縮機(jī)的容積效率為64.98%;以進(jìn)氣閥片是否延遲為選擇原則,閥片厚度存在一個最佳值0.281 mm,若大于該厚度,則進(jìn)氣閥會關(guān)閉延遲,該結(jié)果與增加舌簧閥的閥片厚度可以縮短延遲關(guān)閉的結(jié)果相反。該結(jié)果對小型制冷壓縮機(jī)舌簧閥的設(shè)計與優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。

汽車空調(diào)壓縮機(jī);三維流固耦合;氣閥運(yùn)動

汽車空調(diào)壓縮機(jī)是一種變轉(zhuǎn)速的壓縮機(jī),其主軸與發(fā)動機(jī)之間一般通過皮帶輪連接,因此其轉(zhuǎn)速變化與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化一致。由于汽車空調(diào)壓縮機(jī)具有往復(fù)式壓縮機(jī)的特點(diǎn),因此變轉(zhuǎn)速對壓縮機(jī)影響最大的是氣閥的可靠性和經(jīng)濟(jì)性。對氣閥的研究與試驗表明,設(shè)計良好的氣閥,其流動阻力損失約為壓縮機(jī)的軸功率的3%～7%,而設(shè)計較差的,其流動阻力損失約為壓縮機(jī)的軸功率的15%～20%[1]。按照單機(jī)功率為2 kW計算,目前中國的汽車保有量約有2 260萬輛,若每天有1/3的汽車開啟空調(diào)一個小時,其能量損失達(dá)226萬 kW。更為重要的是,實(shí)際工程中常出現(xiàn)壓縮機(jī)氣閥的斷裂現(xiàn)象,這與變轉(zhuǎn)速的工況是極為相關(guān)的。因此,設(shè)計經(jīng)濟(jì)性好、可靠性高的氣閥對汽車空調(diào)壓縮機(jī)至關(guān)重要。

已有很多學(xué)者對氣閥及其運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行了研究,其中,國外學(xué)者對氣閥的研究相對較早,文獻(xiàn)[2]中指出,Costagliola基于質(zhì)量彈簧系統(tǒng)建立了閥片的準(zhǔn)靜態(tài)方程,在此基礎(chǔ)之上,Costagliola、Linke等人通過理論和實(shí)驗研究,得到了經(jīng)典氣閥理論。Touber基于經(jīng)典氣閥理論建立了壓縮過程的數(shù)學(xué)模型,對系統(tǒng)的參數(shù)可以進(jìn)行快速的估算,Glen利用動態(tài)應(yīng)變片建立了閥片運(yùn)動的測量系統(tǒng)[3];Buliga利用激光儀建立了閥片運(yùn)動的測量系統(tǒng)[4];Ludu利用電子內(nèi)窺儀直接測量了閥片的運(yùn)動規(guī)律[5];2006年Habing考慮流體滯后和閥片速度的影響,以消除理論預(yù)測與實(shí)驗的偏差[6]。在國內(nèi)學(xué)者中,林梅等人建立的平板系統(tǒng)的振幅最接近實(shí)際測量值[7]。目前的研究中主要基于多維瞬態(tài)控制體方程,忽略了氣閥與被壓縮氣體的相互作用[8]。李蓉通過流固耦合技術(shù)與實(shí)驗對比,得到小型制冷壓縮機(jī)更準(zhǔn)確的氣閥運(yùn)動規(guī)律[9]。2006年Kim等人通過實(shí)驗驗證ADINA流固耦合技術(shù)的可靠性[10],2010年Choi等人也通過模擬與實(shí)驗的對比驗證ADINA流固耦合技術(shù)可以很好的應(yīng)用到壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動規(guī)律的模擬中[11]。綜上所述,考慮氣閥與被壓縮氣體之間的相互作用是必要的,但同時由于汽車空調(diào)壓縮機(jī)體積小、工況復(fù)雜,要通過實(shí)驗直接測量其p-V圖及其氣閥的運(yùn)動規(guī)律極其困難。

另外一方面,目前沒有標(biāo)準(zhǔn)和成熟的理論可以指導(dǎo)實(shí)際工程中如何選取最優(yōu)的氣閥厚度。

鑒于流固耦合技術(shù)已經(jīng)成熟地應(yīng)用于其他往復(fù)式壓縮機(jī)如冰箱壓縮機(jī)的研究中,本文擬利用ADINA軟件建立三維流固耦合模型對閥片厚度不同的汽車空調(diào)壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行了模擬。由于缺少汽車空調(diào)壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動規(guī)律的直接測試結(jié)果,本文采用壓縮機(jī)性能測試的結(jié)果對計算模型進(jìn)行了對比,總體證明了計算模型的準(zhǔn)確性。

1 計算模型與方法

1.1 計算工況

本文計算的模型為一臺變排量壓縮機(jī),7缸單作用,缸徑31.61 mm,計算與實(shí)驗工況下的行程為28.9 mm,排量為163 mL/r。

汽車空調(diào)壓縮機(jī)的閥片為舌簧閥。在計算模型中,閥片的變形即閥片的運(yùn)動規(guī)律是流固耦合計算的關(guān)鍵內(nèi)容。實(shí)際機(jī)型采用的閥片材料為SANDVIK特種鋼帶,其特性如表1所示。

表1 計算模型中的閥片材料特性[12]

制冷工質(zhì)為R134a,實(shí)驗工況下,壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min,蒸發(fā)溫度為8.72 ℃,排氣溫度為81.96 ℃,過熱度為9.94 ℃,過冷度為5 ℃。對應(yīng)工況下,斜盤傾角角度全開壓縮機(jī)行程為最大行程,進(jìn)氣壓力為0.18 MPa,排氣壓力為1.5 MPa。

圖1為活塞位于上止點(diǎn)的幾何模型,主要有進(jìn)氣腔、排氣腔和活塞端面,其中活塞端面位于上止點(diǎn)。

圖1 活塞位于上止點(diǎn)的幾何模型

圖2為活塞位于下止點(diǎn)的幾何模型,其中活塞端面位于下止點(diǎn)。

圖2 活塞位于下止點(diǎn)的幾何模型

1.2 計算方法

壓縮機(jī)氣閥運(yùn)動會影響氣缸內(nèi)流體的運(yùn)動,對流場的影響不能忽略,流體的運(yùn)動反過來又會影響閥片的運(yùn)動,這屬于雙向流固耦合問題。ADINA軟件具備強(qiáng)大的流固耦合分析功能,因此本文基于ADINA建立汽車空調(diào)壓縮機(jī)工作過程的三維流固耦合模型,對其工作過程進(jìn)行理論分析,對閥片運(yùn)動規(guī)律、特性進(jìn)行深入研究,活塞端面設(shè)置為移動壁面Leader-Follower,并涉及參數(shù)化動網(wǎng)格(ALE技術(shù))的使用[13]。

流場網(wǎng)格數(shù)為15 991,結(jié)構(gòu)場網(wǎng)格數(shù)為8 721,全部為規(guī)則的六面體網(wǎng)格,時間步長為0.01 ms。

1.3 迭代耦合雙向計算方式

迭代耦合雙向計算的流體方程及結(jié)構(gòu)方程分別為

(1)

(2)

2 計算結(jié)果與分析

單個時間步長內(nèi)最大的迭代次數(shù)為500,如果收斂就不繼續(xù)迭代,進(jìn)而計算下一步,當(dāng)?shù)?00次后還是不能收斂,計算終止,并給出不收斂的可能原因。采用FCB-I單元計算,可大大縮短時間,精度不會受到影響[14]。計算時間為8 h,模型運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)k-ε方程求解。

2.1 結(jié)果驗證

本文模型的計算結(jié)果與實(shí)驗結(jié)果比較如表2所示。

表2 特征值的計算結(jié)果與實(shí)驗結(jié)果

由表2可知,容積效率相對誤差為3.55%,制冷系數(shù)(COP)的相對誤差為3.52%,都在可以接受的范圍內(nèi),說明計算結(jié)果是準(zhǔn)確的。

2.2 壓縮機(jī)的內(nèi)部工作過程

壓縮機(jī)分為4個工作過程,吸氣、壓縮、排氣、膨脹,每個工作過程都對應(yīng)于壓縮機(jī)的工作過程p-V曲線圖。圖3為數(shù)值模擬壓縮機(jī)工作過程p-V曲線圖。

圖3 壓縮機(jī)工作過程P-V圖

壓縮機(jī)的具體工作過程對應(yīng)圖3如下:da為吸氣過程;ab為壓縮過程;bc為排氣過程;cd為膨脹過程。壓縮機(jī)的各個系數(shù)如下:容積系數(shù)λV=88.26%;壓力系數(shù)λp=88.7%;溫度系數(shù)λt=83%;進(jìn)氣系數(shù)λs=88.26%×88.7%×83%=64.98%,實(shí)驗值是62.75%。

瞬時進(jìn)氣壓力損失和瞬時排氣壓力損失也是壓縮機(jī)的重要參數(shù),為得到這些參數(shù),現(xiàn)取壓縮機(jī)進(jìn)氣結(jié)束以及排氣開始時的壓力分布圖作為參考如圖4所示。

(a)進(jìn)氣結(jié)束壓力分布圖

(b)排氣開始壓力分布圖圖4 進(jìn)排氣壓力分布圖

圖4中得出瞬時進(jìn)氣壓力損失為0.069 MPa;瞬時排氣壓力損失為0.58 MPa,排氣壓力損失遠(yuǎn)大于進(jìn)氣壓力損失。這是因為排氣閥片的厚度,彈性力遠(yuǎn)大于進(jìn)氣閥片。

2.3 進(jìn)氣閥的運(yùn)動規(guī)律

進(jìn)氣閥片的設(shè)計優(yōu)先考慮運(yùn)動特性以及應(yīng)力分布,圖5為閥片網(wǎng)格劃分圖。為獲得進(jìn)氣閥片的相關(guān)數(shù)據(jù),在圖5中進(jìn)氣閥片的邊緣處取一點(diǎn)A,然后進(jìn)行升程,對速度、應(yīng)力進(jìn)行數(shù)據(jù)統(tǒng)計,仿真結(jié)果如圖6所示。

圖5 進(jìn)氣閥片網(wǎng)格劃分圖中A點(diǎn)位置

(a)進(jìn)氣閥片升程速度曲線圖

(b)進(jìn)氣閥片升程應(yīng)力曲線圖圖6 進(jìn)氣閥模型的升程速度曲線及接觸應(yīng)力圖

如圖6a所示,撞擊速度最大值約為5 m/s。較大的撞擊速度,將會帶來更大的噪聲。根據(jù)動量守恒方程,在閥片末端自由處的微元上進(jìn)行計算可得到該處的接觸應(yīng)力在10-1N數(shù)量級。從圖6b還可以看出,閥片末端在撞擊氣缸頂部的時刻,應(yīng)力值幾乎為0,所以并不會反彈,從閥片運(yùn)動的視頻中也可以證明這一點(diǎn),閥片回落的過程相對緩慢。

延遲關(guān)閉將會降低壓縮機(jī)排氣量,進(jìn)而降低壓縮機(jī)的效率,根據(jù)之前文獻(xiàn)中描述的可以增加閥片的彈性力來減小延遲關(guān)閉角,對此增加閥片厚度,并進(jìn)行了模擬分析,并選取如圖7中閥片頭部中心處B點(diǎn)作為參考點(diǎn),仿真結(jié)果如圖8所示。

圖7 進(jìn)氣閥片網(wǎng)格劃分圖中B點(diǎn)位置

由圖8可知,閥片厚度h為0.281 mm時,進(jìn)氣閥關(guān)閉角為227.48°;閥片厚度為0.305 mm時,關(guān)閉角為228.20°;閥片厚度為0.381 mm時,關(guān)閉角為231.12°;閥片厚度為0.481 mm時,關(guān)閉角為248.24°。當(dāng)厚度增加到0.481 mm時,出現(xiàn)嚴(yán)重的顫振現(xiàn)象。通過以上數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)增加彈性力后,反而延遲現(xiàn)象更加嚴(yán)重,這與通常的理論預(yù)測結(jié)果相反。分析原因如下:閥片厚度增加時,氣閥將要關(guān)閉時的通流面積相對減小,導(dǎo)致同一時刻氣缸內(nèi)的壓力減小,閥片上的作用力相應(yīng)增大,導(dǎo)致其延時關(guān)閉。為了進(jìn)一步揭示其原因,首先給出不同閥片厚度進(jìn)氣閥即將關(guān)閉的過程中氣缸內(nèi)壓力的變化,如圖9所示。

圖8 不同厚度閥片的升程曲線

圖9 氣閥關(guān)閉時刻閥片厚度對氣缸內(nèi)壓力的影響

從以上數(shù)據(jù)可以看出,在同一轉(zhuǎn)角因不同閥片厚度而導(dǎo)致氣缸內(nèi)的壓力不同,厚度越大,氣缸內(nèi)的壓力越小。這是因為閥片越厚,其回落時對應(yīng)的轉(zhuǎn)角越小,導(dǎo)致進(jìn)入氣缸內(nèi)的氣體減少,從而使得最終將要關(guān)閉時氣缸內(nèi)壓力更小,入口與氣缸內(nèi)壓力差就會更大,從而導(dǎo)致其延遲關(guān)閉。閥片厚度為0.305 mm時所對應(yīng)的壓力與厚度為0.381 mm時所對應(yīng)的壓力差約為4 kPa,閥片厚度差為0.076 mm,而閥片的進(jìn)氣側(cè)的壓力都為入口壓力0.18 MPa,根據(jù)上述情況,基于ADINA的結(jié)構(gòu)模塊在以下3種工況下進(jìn)行模擬分析。工況1:在厚度為0.305 mm的進(jìn)氣閥片的進(jìn)氣口端施加壓力1 kPa;工況2:在厚度為0.305 mm的進(jìn)氣閥片的進(jìn)氣口端施加壓力5 kPa;工況3:在厚度為0.381 mm的進(jìn)氣閥片的進(jìn)氣口端施加壓力1 kPa。并在閥片的頂端取一點(diǎn)C作為位移參考點(diǎn),如圖10所示。

圖10 進(jìn)氣閥片位移參考點(diǎn)

對參考點(diǎn)C在3種工況下的變形量進(jìn)行統(tǒng)計,結(jié)果見表3。

表3 不同工況下的參考點(diǎn)C位移

注:Δx為與工況1中同一參考點(diǎn)位移的差值。

從表3中的數(shù)據(jù)可以明顯看出,因壓力增加引起的位移要大于因厚度減小而增加的位移。所以,厚度增加(即彈簧力增加)將導(dǎo)致進(jìn)氣閥片延遲關(guān)閉現(xiàn)象更加嚴(yán)重。同時可以看出,閥片厚度增加后,時間截面變小,這將導(dǎo)致壓縮機(jī)的效率下降。

通過數(shù)值模擬技術(shù),還可以得到閥片整體運(yùn)動的彈性變化模式,在同一時刻對不同厚度的舌簧閥沿長度方向相同位置取點(diǎn),統(tǒng)計閥片升程方向的位移,如圖11所示。

圖11 同時刻不同厚度閥片的長度方向位移

從圖11可以明顯看出,隨著厚度的增加,閥片的升程面積減小。這意味著進(jìn)氣截面積減小,導(dǎo)致氣流絕對速度增加,流體壓降增加,功耗增大。

文獻(xiàn)[9]還指出:減小進(jìn)氣閥片厚度對減小能耗具有積極的意義;減小厚度可以增大排氣量和延長壽命;但是過小的厚度會使閥片根部應(yīng)力增加,閥片還會撞擊活塞,對結(jié)構(gòu)造成損傷。

進(jìn)氣閥片的受力狀況也是實(shí)際工程中非常關(guān)注的問題,尤其閥片撞擊升程限制器的那一刻,現(xiàn)截取閥片撞擊升程限制器那一刻的應(yīng)力分布,如圖12所示。

圖12 進(jìn)氣閥片初次撞擊升程限制器時的應(yīng)力分布圖

從圖12中可以得到最大應(yīng)力值為500 MPa,沒有超出失效率在5%時的許用應(yīng)力值為680 MPa,閥片撞擊升程限制器部位的應(yīng)力值并不大。

2.4 排氣閥運(yùn)動規(guī)律

圖13 排氣閥片網(wǎng)格劃分圖中D點(diǎn)位置

圖14 排氣閥片升程-速度曲線圖

排氣閥片的運(yùn)動規(guī)律對壓縮機(jī)的性能影響較大,因此有必要分析其運(yùn)動特性以及應(yīng)力特性。在排氣閥網(wǎng)格劃分圖上選取參考點(diǎn)D作為參考對象,如圖13所示。然后,對D點(diǎn)進(jìn)行升程,并統(tǒng)計速度數(shù)據(jù)。圖14為排氣閥片升程速度曲線。由圖14可以看出,在排氣過程中,閥片波動較大,非常不穩(wěn)定,導(dǎo)致流動阻力損失變大,容積效率下降[15],并且會加劇氣流脈動,噪聲。由于排氣閥片的升程只有0.3 mm,因此會產(chǎn)生類似小孔噴注現(xiàn)象,激發(fā)高頻噪聲[16]。

圖15為排氣閥片最大升程處的應(yīng)力云圖,從圖中可以得到最大應(yīng)力值為815 MPa,超出了失效率在5%時的許用應(yīng)力值680 MPa,因此閥片在長期的開閉工作狀態(tài)下容易斷裂。

圖15 排氣閥片最大升程處的應(yīng)力云圖

3 結(jié) 論

本文采用ADINA軟件對變排量汽車空調(diào)壓縮機(jī)在最大排氣量的工況下的內(nèi)部工作過程和氣閥運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行了三維流固耦合數(shù)值模擬,并將計算結(jié)果與性能試驗結(jié)果進(jìn)行了比較驗證,計算結(jié)果的誤差在5%以內(nèi)。

根據(jù)本文對氣閥運(yùn)動規(guī)律的分析得出如下結(jié)論。

(1)本文算例中,當(dāng)進(jìn)氣壓力為0.18 MPa、排氣壓力為1.5 MPa、轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時,壓縮機(jī)的最大瞬時進(jìn)氣阻力損失為0.069 MPa,平均進(jìn)氣壓力損失為0.046 MPa,最大瞬時排氣損失為0.58 MPa,平均排氣壓力損失為0.11 MPa,壓縮機(jī)的容積效率為64.98%。通過數(shù)值模擬,可以看出目前汽車空調(diào)壓縮機(jī)的效率并不高。

(2)本文的研究發(fā)現(xiàn),閥片厚度不僅使阻力損失增大,還可能導(dǎo)致氣閥關(guān)閉延遲。本文算例中,當(dāng)閥片厚度從0.281 mm增加時,閥片關(guān)閉角開始延遲,當(dāng)厚度到達(dá)0.481 mm時,閥片關(guān)閉角從227.48°延遲到248.24°。這與通常的認(rèn)識,即增加彈簧力(舌簧閥的閥片厚度)能減小延遲關(guān)閉相反。這是由于當(dāng)進(jìn)氣閥片彈性力增大后,閥片回落提前,導(dǎo)致進(jìn)氣截面積減小,進(jìn)氣量減少,從而進(jìn)氣口和氣缸內(nèi)的壓力差會更大,活塞移動到上止點(diǎn)時,氣缸內(nèi)的壓力沒有達(dá)到進(jìn)氣口的壓力值,因而在壓縮過程的初始階段,使用較厚閥片的氣缸內(nèi)壓力升高緩慢,在較大壓差的作用下導(dǎo)致進(jìn)氣閥片延遲關(guān)閉現(xiàn)象更加嚴(yán)重。采用更厚的閥片,則導(dǎo)致出現(xiàn)顫振現(xiàn)象。

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(編輯 劉楊 苗凌)

Numerical Simulation of the Valve Motion in Automotive Air Conditioning Compressors

SONG Mingyi,WU Weifeng,LI Zhi

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

A three-dimensional fluid-structure interaction model for the working process of the automotive air conditioning compressors is proposed and its internal work process and the motion of the valve plate are analyzed to solve the problems of valve fracture in automotive air conditioning compressors. Experiments on an automotive air conditioning compressor are performed to validate the model, and the results show a reasonable agreement and that the average loss of the suction pressure is 0.046 MPa, the average loss of the discharge pressure is 0.11 MPa, and the volumetric efficiency is 64.98% when the suction pressure is 0.18 MPa, the discharge pressure is 1.5 MPa and the rotation speed is 2 000 r/min. Take the delay shut-off of valve or not as the selection principle, the results also show that an optimal thickness of the suction valve plate is 0.281 mm, and when the thickness of the valve plate exceeds the optimal value, the shut-off time of the valve is delayed with the increasing of the thickness. These results are opposite to the traditional theory that increasing the thickness of the valve leads to forward shut-off and provide a guidance to the design and optimization of reed valves used in small refrigeration compressors.

automotive air conditioning compressor; three-dimensional fluid-structure interaction; valve motion

2015-02-02。

宋明毅(1989—),男,碩士生;吳偉烽(通信作者),男,副教授,博士生導(dǎo)師。

時間:2015-10-26

10.7652/xjtuxb201512023

TB652;U270.38

A

0253-987X(2015)12-0144-07

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