微型轻量化线性压缩机设计及实验研究

曾 勇，苏俊霏，黄太和，潘 奇，曹永刚，王立保，张杨文，黄 立

（武汉高德红外股份有限公司，武汉 430205）

0 引言

随着大面阵、双色等制冷红外探测器技术的快速发展，对制冷量约为1～2 W@80 K的轻量化、高可靠性的微型制冷机需求迫切。线性分置式斯特林制冷机因具有运行稳定、可靠性高、可灵活布置等优势，在此领域获得广泛的应用。目前，国内外相关单位已推出多款成熟的斯特林制冷机产品，如AIM的SX095、Ricro的K570、昆明物理研究所的C374等，如表1所列[1-5]。可以看出，目前该应用场景的制冷机的最小比质量[6]为0.8 kg/W，国内成熟制冷机的比质量为1 kg/W。由于机载、吊舱等应用对制冷机质量及尺寸的要求日益严苛，研制更低比质量的斯特林制冷机势在必行，线性压缩机作为斯特林制冷机的核心部件是研究的重点和难点。为此，武汉高德红外股份有限公司开展了微型轻量化线性压缩机的研制。

表1 不同的线性斯特林制冷机性能对比Tab.1 the performance comparison of different linear Stirling coolers

本文研制了一款微型轻量化线性压缩机，该压缩机采用动磁式直线电机驱动，使用板弹簧支撑动子实现气缸与活塞之间的间隙密封，气缸为对置式布局。通过直线电机优化、动力学分析、结构优化，实现压缩机的轻量化设计。

1 压缩机轻量化设计

动磁式线性压缩机结构如图1所示，主要包括直线电机、压缩腔以及支撑部件。动磁式直线电机主要包括动子和定子两部分。定子部分又包括线圈、内磁轭和外磁轭，动子部分包括磁钢、磁钢支架、板弹簧和压缩活塞。当电机通交流电时，磁钢在励磁作用下产生推力，带动活塞在压缩腔内实现往复运动。从图中可以看出，压缩机的尺寸、质量主要由电机尺寸、压缩腔尺寸、支撑结构决定，因此，对这三者的合理设计是压缩机轻量化设计的重要内容。

图1 动磁式线性压缩机结构示意图Fig.1 The framework of moving magnetic linear compressor

1.1 直线电机设计

为减小电机尺寸和质量，采用国际上公认效率较高的Redlich型动磁式直线电机方案，该电机结构紧凑，功率密度大，在Sunpower公司和Ricor公司的制冷机产品上普遍应用。但是，受电机结构和体积的限制，以及这种结构直线电机内在特性的影响，随着磁钢不断靠近两端，电磁偏置力会逐渐增大，最终使活塞平衡位置偏离。设计过程中须确保在行程范围内，表现为正弹簧的效果，在最大位移处，电磁偏置力远小于此时的板弹簧回复力。因此，需要对磁轭的结构、磁钢的关键尺寸进行优化和数值模拟分析，图2为电机比推力模拟计算结果，电流为0 A时，在行程±4 mm范围内，电机的轴向电磁偏置力较小，可以忽略不计；电流为1 A时，电机比推力在活塞正常行程范围（±4 mm）内无明显变化，该电机的平均比推力为7.7 N/A。

图2 电机比推力模拟计算结果曲线Fig.2 Lorentz force vary with the displacement of the piston

通电后，内外软磁出现充磁饱和时，活塞位移可能无法达到设计值，因此为保证电机在不同负载场合均能正常运行，须通过有限元分析电机内外软磁通电后的磁饱和强度是否满足要求。动磁式直线电机的气隙磁场是励磁线圈与永磁体磁场的迭加，基于有限元分析，加载电流可以得到电机动子在不同位置时的磁场分布，如图3所示。从图中可以看出在导磁材料中，磁场分布均匀，涡流现象不明显，在永磁体端部的导磁材料中，局部区域充磁较大，但与其饱和磁化强度仍有一定差距，可以保证电机正常运行。

图3 电机动子不同位置时通电后的磁场分布Fig.3 The magnetic field distribution with permanent magnet at different place

为减轻电机的质量同时减小铁损，提高电机效率，内磁轭和外磁轭均采用割槽方案，如图4所示。通过对内外软磁进行割槽，可以有效地减少软磁中的涡流损失，从而降低铁损，在提高电机效率的同时能减轻质量。经设计及计算，采用此种方案后单个电机质量约减少15 g，本方案双电机对置式结构布置通过内外磁轭割槽可使压缩机减轻质量约30 g。

图4 内磁轭及外磁轭结构图Fig.4 The structure of inner and outer soft magnetic

1.2 压缩机动力学设计

为减小压缩机尺寸及质量，线性压缩机采用板弹簧支撑，直线电机和压缩活塞对置分布。活塞和磁钢组件通过机械连接一起运动，组成动子部件（m），其受力模型如图5所示。

图5 动子受力分析模型Fig.5 Force analysis model of the moving parts

在运行过程中，活塞受到弹簧力ks、机械阻尼cf、电磁力Fe以及气体力Fg的作用，当电机通以交流电后，带动活塞往复运动，实现对气体的做功。其电压平衡方程和运动控制方程如式（1）、式（2）所示：

式中：Mc为动子质量；ac为动子加速度；U为驱动电压；Re为线圈电阻；I为电机电流；Xe为电机电感值；α为电机比推力；vc为活塞运行速度；Rm,c为压缩机的机械阻尼；ks,c为机械弹簧刚度；xc为活塞位移；pc为压缩腔与背压腔压差；Ac为活塞面积。

压缩机中，活塞所受的气体力可以分解为同相位的弹簧力Fgas-k和同相位的阻尼力Fgas-use，其等效气体弹簧刚度kgas及等效气体阻尼cgas表达式为式（3）、式（4）。

式中：φ为压力波超前压缩活塞位移的相位角；Xc为活塞位移幅值；ΔPc为压力波幅值。

当电机驱动活塞后，工质在压缩腔内按照P-V进行热力学逆循环，压缩机对气体做功以PV功的形式被工质吸收，其出口处平均PV功计算如式（5）所示：

由式（5）可知，针对同一冷指，当压缩机出口压力波和扫气容积相同，采用相同的频率驱动压缩机时，理论上线性压缩机的活塞面积和行程存在多种组合，可实现相同的制冷性能。相关文献已经对制冷机整机的动力学进行了系统的分析，确定了活塞受力及运动的最佳相位关系，为制冷机整机的优化奠定了基础，但是针对活塞位移及行程如何进行设计及优化，未做深入的研究[7-9]。基于动力学模型分析计算可知，活塞面积越小时，行程较大，压缩机轴向尺寸越大；活塞面积越大时，径向尺寸越大。因此，要完成压缩机轻量化设计，且能与气动式斯特林冷指耦合后取得较高的效率，必须对压缩机的活塞直径和行程进行优化。

当扫气容积一定时，随着活塞面积的增大，气体作用面积增大，压缩活塞的位移幅值减小，因此在相同的充气压力下气体弹簧刚度和气体阻尼增加，如图6（a）所示。从图6（b）可以看出，当活塞直径从10.5 mm减小至8.0 mm时，压缩机的动质量由109 g减至48 g。当采用对置式结构时，整机质量可减少100 g以上。另外，当活塞直径减小时，根据压缩机动力学计算可知，压缩机的输入功率和电流逐渐减小，PV功效率和电机效率则逐渐上升。当活塞直径由10.5 mm减小至8 mm时，压缩机的功耗降低了9 W，如图6（c）所示，电机效率由57%升高至78%，如图6（d）所示。但是，压缩机在实际运行的过程中，会由于零部件装配无法避免的差异导致对置活塞位移幅值并不完全相等。结合活塞在实际运行过程中平衡位置的偏移情况，为保证高温环境下制冷机可正常运行，活塞在额定工况下的位移幅值不应超过电机许用位移幅值的2/3。因此，压缩活塞直径设计为9 mm，对应的活塞位移幅值约为2.4 mm，压缩机动质量为67 g。

图6 固定扫气容积下压缩机关键参数随活塞直径的变化曲线Fig.6 key parameters of compressor change with the diameter of piston

1.3 关键结构设计

当直线电机、活塞和气缸的尺寸确定后，须针对压缩机关键结构，如磁钢骨架、线圈骨架及气缸座，通过材料选择、结构优化及强度校核等进行轻量化设计。

磁钢骨架与磁钢通过胶黏工艺固定，为增加两者的联结强度，在磁钢骨架上增加槽型结构用以储胶。另外，为减少直线电机的漏磁，且在气隙宽度的限制下满足结构强度要求，磁钢骨架采用钛合金加工。

动磁式线性压缩机采用外置线圈，不锈钢线圈骨架与气缸座、端盖等不锈钢零件通过激光焊接固定在一起，作为薄壁承压结构将背压腔与大气环境隔离开。结构设计完成后，进行应力分析和优化，在减轻质量的同时须保证强度。设计的线圈骨架结构和应力分布如图7所示，其最大形变为0.016 mm，此时充气压力为4 MPa。线圈与磁钢之间的单边间隙为0.8 mm，正常充气压力为2.5 MPa左右，表明线圈骨架的强度可满足使用要求。优化设计后，单个线圈骨架质量约50 g。关键零件实物照片如图8所示。

图7 线圈骨架结构及应力分布图Fig.7 Stress distribution of coil framework

图8 压缩机关键零部件实物图Fig.8 Critical parts of the compressor

2 实验测试结果

压缩机实物如图9所示，其直径为44 mm，长度为114 mm。为验证动力学轻量化分析的准确性，为压缩机预留了配重空间。通过调节配重块的质量来调节压缩机动质量，从而实现压缩机固有频率点的调节。根据理论计算结果可知，活塞直径9 mm对应的动质量为67 g，可采用钨钢制作配重块。作为对比，另外加工不锈钢配重块，使配重后动质量为60 g。图10为空载扫频结果，测试过程中驱动电压为4V。由测试结果可知，动质量为60 g时，压缩机空载的固有频率为40 Hz；动质量为67 g时，固有频率为37 Hz。采用钨钢配重时，压缩机在空载共振点功耗有所降低。

图9 压缩机实物样机Fig.9 Experimental prototype of the compressor

图10 不同配重空载扫频测试结果Fig.10 The current vary with frequency on no-load condition

对不同配重的压缩机耦合直径为9 mm的气动式斯特林冷指进行测试。充气压力为2.2 MPa，常温工况（23℃）下，固定热负载为1.3 W，调节电压及频率使冷盘温度维持在77 K，各参数变化如图11所示。从图11（a）可以看出，动质量为60 g时，输入功率为38 W；动质量为67 g时，输入功率为35.5 W。当动质量为67 g时，压缩机电流及功率因数均明显低于60 g，如图11（b）所示。当频率从54 Hz增加到74 Hz时，67 g动质量的功率因数从0.9增加到0.96，工作电流最小为3.64 A；60 g动质量的功率因数则从0.83增加至0.91，最小工作电流为3.68 A，如图11（c）所示。从图11（d）可以看出，当压缩机驱动频率为70 Hz时，动质量为67 g的相对比卡诺效率超过14%，而动质量为60 g时的比卡诺效率则接近13%。

图11 不同配重下整机性能参数变化曲线Fig.11 Performance parameters of the cooler vary with the driven frequency

当冷头温度维持在77 K时，制冷量随输入功率的变化如图12所示，动质量为67 g时的最大制冷量为1.9 W@77 K，此时输入功率为64 W；动质量为60 g时，最大制冷量为1.8 W@77 K，此时输入功率为66 W。

图12 不同配重时制冷量随输入功率的变化曲线Fig.12 The cooling capacity change with input power

由上述测试结果可知，用性能较优的配重得到的压缩机性能与理论分析中直径9 mm的压缩机所对应的67 g动质量一致，进一步验证了动力学理论分析过程的准确性。称重结果表明，压缩机整机质量约787 g，耦合气动式膨胀机后，整机质量小于950 g，比质量小于0.73 kg/W。

3 结论

设计并研制了一款微型轻量化动磁式线性压缩机，质量为787 g。研究结论如下：

（1）采用了动磁式直线电机设计，磁路合理，比推力设计满足使用要求；采用内外软磁割槽方案实现了电机铁损优化及电机的轻量化；

（2）对压缩机的动力学分析表明，当压缩机的扫气容积一定时，在一定范围内，压缩机的动质量随活塞面积的减小而减小，PV功效率及电机效率会逐渐上升，但活塞位移幅值逐渐增大。在进行压缩机轻量化设计时，需结合直线电机动子的许用位移幅值进行考虑；

（3）耦合气动式斯特林冷指实验测试证明，环境温度为23℃时可实现的额定制冷量为1.3 W@77 K@35.6 W，此时比卡诺效率为14.1%，比质量小于0.73 kg/W，最大制冷量为1.9 W@77 K@64 W。