基于流固耦合技術建立的吸排氣系統分析流程包括三個部分：閥片結構動力學求解、流體動力學求解、流體-結構耦合求解。

閥片的結構動力學求解通過求解閥片的運動微分方程來實現，該方程為：

閥片結構動力學數值求解場采用有限元（FEM），即將閥片劃分為有限的單元和節點，利用節點兩側的壓力差及給定的邊界條件，對每個單元求解上述運動方程。

壓縮機吸排氣流場主要由提取吸入消音 器、閥組、壓縮腔、汽缸蓋、排氣消音腔、內排管等部件的內部流體空間組成。流場求解通常采用有限體積法（FVM），對單元上的流體微分方程（連續性方程、動量方程、湍流方程）進行求解，獲得流場中各位置點的壓力、速度。

流場中制冷劑產生的氣體力推動閥片運動，使閥片產生相應的位移；閥片的位移又會改變附近流場的壓力和速度，影響閥片表面的氣體力的大小，進而對閥片接下來的運動產生影響。這種氣體力與閥片位移的耦合作用貫穿于閥片運動的全過程。因此，描述流體控制體的方程（質量守衡方程、動量和能量守恒方程）與結構的控制方程（運動方程），在流固耦合模型中需要通過流體網格和固體網格之間的映射來完成之間的數據交互。

流固耦合模型的求解過程首先是利用給定的結構位移對流體模型的方程求解，得到流體的向量解，下一步即從結構方程中求解出結構向量解，然后更新網格，以進行下一個時間步的求解，具體實現步驟如圖2所示^[13]。

圖2 流固耦合仿真計算流程

3  計算結果及分析

對某定速（50 Hz）壓縮機建立三維流固耦合模型，并采用不同尺寸進行網格劃分。以計算穩定后（第4周期）的排氣質量流量換算出的冷量值來判斷網格的無關性。如圖4所示，當網格單元數≥22萬時，計算結果趨于穩定。因此以此時的網格尺寸設置為基準進行后續計算。

圖4 冷量隨網格單元數的變化

通過對結果文件的后處理可以得到吸排氣口及氣缸附近的壓力場及速度場信息如圖5所示，以及吸排氣過程中的瞬時閥片升程曲線，如圖6所示。壓縮機分為吸氣、壓縮、排氣、膨脹4個工作過程。從圖6中可以看出，當活塞開始從上止點向下止點運動時，氣缸內余隙空間內的氣體開始膨脹，此時缸內壓力大于吸氣壓力。當經過1.6 ms后，吸氣閥片開始打開，氣缸開始吸氣。閥片在吸氣過程中發生了多次打開與關閉，吸氣閥片在第二次打開時達到最大升程。在50 Hz的轉速下，活塞經過10 ms達到下止點，然后往上止點運動壓縮氣體。但是從圖中可以看出吸氣閥片在此時并沒有準時關閉，因此會造成一定的氣體回流。從圖7的質量流量曲線也可以看出，此時質量流量為負，即從氣缸流往吸氣口，制冷劑的回流會降低壓縮機的制冷量。隨后的壓縮過程吸排氣閥片均處于關閉狀態，當活塞將要抵達上止點附近時，缸內氣體大于排氣壓力，排氣閥片被氣體力推動而打開，開始排氣過程。從圖5中排氣閥片升程可以看到，排氣閥片迅速打開到最大升程，與升程限位器發生碰撞接觸后發生振顫，升程迅速下降到一定位置。維持一段時間后在氣體即將排盡時，升程逐漸下降為0。從圖7中的排氣質量流量曲線可以看出排氣閥片也發生了延遲關閉現象，導致制冷劑從缸頭回流入氣缸，因而降低了壓縮機的制冷量。閥片的延遲關閉是與閥片的剛度、余隙容積、升程限位器的高度等密切相關的，因此可以通過改變這些因素來減小和避免閥片的延時關閉。

圖5 閥片打開時氣缸附近的速度和壓力剖面（ASHRAE工況）

圖6 閥片升程

圖7 吸氣和排氣口的質量流量（ASHRAE工況）

由于冰箱壓縮機為全封閉式，因此壓縮機實際運行過程中，閥片的升程曲線一直是未知的，但是閥片的升程曲線是閥片的重要參數。如圖8所示，通過光纖傳感器和高速數據采集卡，構建了閥片升程測試系統，通過光纖傳感器發出的信號經吸氣閥片反射回傳感器接收端，不同閥片升程對應著相應的電壓信號幅值，通過兩者之間的轉換關系，實現了吸排氣閥片升程的測試，以此驗證流固耦合仿真模型的可靠性。

圖8 閥片升程測試系統示意圖

通過采用傳感器測量某個工況下的閥片升程曲線，并與該工況下的仿真結果進行對比，如圖9所示。流固耦合仿真模型輸出的閥片升程仿真結果與實驗結果非常吻合，閥片整體振蕩幅值與實測結果基本一致，僅最后回彈曲線有一定差異。

圖9 某工況下吸氣閥片升程測量結果與仿真結果對比

通過實驗與仿真的對比，充分校核了該流固耦合仿真模型，使得后續使用該模型進行閥組的優化仿真具有了一定的可靠性。

壓縮機氣缸內壓力與容積的關系曲線（P-V曲線）如圖10所示。由圖10可知排氣過程中氣缸內的最大壓力顯著高于排氣壓力。P-V曲線圍成的面積即為活塞一個周期所作的技術功，而該曲線在吸氣壓力下圍成的面積即為吸氣損失；在排氣壓力上圍成的面積即為排氣損失。通過積分可以得到單位時間內的PV功（即入力）和吸排氣損失，通過積分質量流量曲線然后乘以焓差就可以得到壓縮機的理論制冷量。

圖10 P-V 曲線及吸氣損失示意圖（ASHRAE工況）

計算得出本案例的壓縮機理論入力為43.483 W，冷量為103.043 W，吸氣損失為1.17 W，排氣損失為1.188 W。吸氣損失可以分為吸氣閥組引起的損失0.63 W和消音 器流阻引起的損失0.54 W，分別為圖10中的青色區域和綠色區域。

因此可以通過該仿真對不同方案的PV功、制冷量及吸排氣損失進行計算，以評估不同消音 器和閥組等性能的優劣。

圖11所示為吸排氣閥片的速度曲線，可以看出吸氣閥片速度發生周期性的變化，當第二次撞擊閥座時吸氣閥片達到最大速度。排氣閥片的開啟速度非常快，當撞擊到升程限制器時達到最大的速度。圖12為吸排氣閥片的最大應力隨時間的變化，可以看出吸氣閥片的最大應力是與閥片的升程成正比的，在閥片達到最大升程時達到最大應力。圖13為吸排氣閥片在達到最大升程時的應力分布，吸氣閥片應力較大的位置主要在閥片最窄處以及閥片根部圓形倒角處，排氣閥片應力較大的位置在閥片與升程限制器接觸的中部附近。在設計壓縮機閥片時，要考慮到閥片的最大沖擊速度以及閥片應力分布對閥片強度的影響。

圖11 吸排氣閥片速度（ASHRAE工況）

圖12 吸排氣閥片的最大應力隨時間的變化（ASHRAE工況）

圖13 吸排氣閥片達到最大升程時的應力分布（ASHRAE工況）