劉玉晗 劉寶玉 楊金福 韓東江 劉 磊

(1 遼寧石油化工大學(xué)石油天然氣工程學(xué)院 撫順 113001；2 中國科學(xué)院工程熱物理研究所 北京 100190；3 中國石油天然氣勘探開發(fā)公司 北京 100034)

高速透平膨脹機(jī)是空氣壓縮制冷循環(huán)的核心設(shè)備。隨著透平機(jī)技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用，透平膨脹制冷機(jī)的性能大大提高，其制冷量在整個(gè)空氣制冷循環(huán)中占80%以上[1]。制冷機(jī)的高速化，能夠有效減小制冷機(jī)的體積和重量，同時(shí)能夠增加制冷機(jī)的流量以及壓縮端和膨脹端的出入口溫差，從而增加了制冷機(jī)的制冷能力。目前，日本JAERI研制的制冷量為10 kW的膨脹機(jī)的工作轉(zhuǎn)速為67200 r/min[2]；日本日立制作所10kW氦制冷機(jī)，轉(zhuǎn)速可達(dá)79000 r/min[3]。透平膨脹制冷機(jī)的高速化所帶來的高效制冷，以及質(zhì)量的減小和體積的精簡，使其得以廣泛應(yīng)用于飛機(jī)、坦克環(huán)境控制，列車空調(diào)以及冷庫等領(lǐng)域[4-5]。

透平膨脹制冷機(jī)的高速運(yùn)行依賴于穩(wěn)定的軸系結(jié)構(gòu)，高速氣浮軸承旋轉(zhuǎn)機(jī)械具有耗功較低的性能優(yōu)勢，得到國內(nèi)外研究者的廣泛關(guān)注[6-8]。文獻(xiàn)[9]給出了滑動軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)工程穩(wěn)定性判別準(zhǔn)則。中國科學(xué)院工程熱物理研究所，針對高速動靜壓混合氣浮軸承的透平膨脹制冷機(jī)的軸系振動性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究；結(jié)果表明，用動靜壓混合氣浮軸承代替?zhèn)鹘y(tǒng)的滾動軸承，有效提高制冷機(jī)的轉(zhuǎn)速及性能[10]。進(jìn)一步針對應(yīng)用動靜壓混合氣浮軸承的增壓透平膨脹制冷機(jī)進(jìn)行了熱力性能實(shí)驗(yàn)研究。

1 高速透平膨脹機(jī)實(shí)驗(yàn)臺

高速透平膨脹機(jī)主要是由空氣壓縮機(jī)，膨脹機(jī)以及以氣浮軸承為支撐的軸系三部分構(gòu)成。工質(zhì)為潔凈干燥的空氣。為使透平膨脹機(jī)在高轉(zhuǎn)速下穩(wěn)定運(yùn)行，實(shí)驗(yàn)選用的是動靜壓混合氣浮軸承，文獻(xiàn)[11]中已經(jīng)對該軸承進(jìn)行了詳細(xì)介紹，文獻(xiàn)中所進(jìn)行的轉(zhuǎn)速性能的實(shí)驗(yàn)研究說明了這種軸承的高轉(zhuǎn)速性能，這里不再贅述。

實(shí)驗(yàn)是在實(shí)驗(yàn)室已有的高速透平式膨脹機(jī)上，采用氣浮軸承建成了10kW的高速氣浮軸承透平式制冷實(shí)驗(yàn)臺，包括高壓氣源，實(shí)驗(yàn)臺軸系控制系統(tǒng)，軸系振動檢測系統(tǒng)(包括信號采集與分析系統(tǒng)和軸系耦合調(diào)頻分析系統(tǒng))，高速透平膨脹制冷機(jī)等設(shè)備，如圖1所示。實(shí)驗(yàn)臺軸系控制系統(tǒng)是由主控制閥，電磁閥，穩(wěn)壓閥，流量計(jì)，溫度計(jì)，壓力計(jì)以及管路組成；空氣首先在螺桿式空氣壓縮機(jī)中被壓縮為高壓氣體，經(jīng)過除濕后的干燥氣體經(jīng)過上述控制管路的2號管進(jìn)入氣浮軸承供氣管路；壓縮空氣通過1號管路進(jìn)入透平膨脹機(jī)，對1號管路流量進(jìn)行調(diào)節(jié)，進(jìn)而控制軸系的運(yùn)行轉(zhuǎn)速。

圖1 高速透平膨脹制冷實(shí)驗(yàn)臺控制及監(jiān)測系統(tǒng)Fig.1 High-speed turbo-expander refrigerator test-bed control and monitor system

2 制冷機(jī)原理

圖2 透平膨脹機(jī)的結(jié)構(gòu)及熱力循環(huán)Fig.2 Turbo-expander refrigerator structure and thermodynamic cycle

典型的空氣制冷循環(huán)系統(tǒng)如圖2所示，理想工作過程包括等熵壓縮、等壓冷卻、等熵膨脹及等壓吸熱四個(gè)過程，壓縮空氣在膨脹機(jī)中絕熱膨脹獲得低溫氣流實(shí)現(xiàn)制冷。具體工作流程是高壓氣源將高壓氣體經(jīng)管路輸送到增壓透平機(jī)內(nèi)(壓縮機(jī))，氣體在空氣壓縮機(jī)中被絕熱壓縮至較高壓力和較高溫度，高溫高壓氣體經(jīng)過換熱器定壓降溫冷卻至環(huán)境溫度T0，然后經(jīng)過冷卻降溫的壓縮空氣進(jìn)入膨脹機(jī)中絕熱膨脹到背壓(大氣壓力)，得到較低的制冷溫度。

實(shí)驗(yàn)中直接測量得到的熱力參數(shù)有空氣壓縮機(jī)入口溫度TR=T1，空氣壓縮機(jī)出口溫度T2，透平膨脹機(jī)端入口溫度T3，透平膨脹機(jī)端出口溫度T4，環(huán)境溫度T0以及流過制冷機(jī)透平膨脹機(jī)的工質(zhì)質(zhì)量流量。

計(jì)算透平膨脹機(jī)的制冷量的公式為：

壓縮機(jī)耗功率計(jì)算公式為：

其中：Q0—透平膨脹機(jī)制冷量(PT透平膨脹機(jī)輸出功率)，PC—空氣壓縮機(jī)耗功率，qm—工質(zhì)質(zhì)量流量，cp—取值為1.005kJ/(kg.K)。由于公式中溫度是實(shí)際測量所得，所以公式中包含了摩擦損失，流道損失以及溫差引起的冷量損失等。由(1)式中可以看到透平膨脹機(jī)出入口溫差越大，膨脹機(jī)制冷能力就越高。根據(jù)能量平衡原理，得到功率平衡表達(dá)式NC=ηmPT

[12]，其中ηm為增壓透平膨脹制冷機(jī)的機(jī)械效率。透平膨脹機(jī)做功與空氣壓縮機(jī)耗功之差則是損失在軸承上的功，1-ηm則是軸承損失功率。

在制冷循環(huán)中，透平膨脹機(jī)輸出冷量與空氣壓縮機(jī)所消耗的功之比稱為制冷系數(shù)，即COP值，如下公式(3):

上式中，制冷機(jī)透平壓縮輪入口處焓值和膨脹機(jī)出口的焓值之差即為高壓氣源對制冷機(jī)的輸入功。

3 高速透平膨脹機(jī)熱力性能實(shí)驗(yàn)研究

3.1 轉(zhuǎn)速對空氣壓縮機(jī)、透平膨脹機(jī)出入口溫差、流量影響

實(shí)驗(yàn)運(yùn)行期間室溫為25.9℃，濕度為20%，當(dāng)?shù)卮髿鈮?00.67kPa，實(shí)驗(yàn)過程始終保持軸承供氣壓力穩(wěn)定在0.6～0.7MPa，調(diào)節(jié)主調(diào)節(jié)閥改變動力渦輪流量，使轉(zhuǎn)速升高到61874 r/min，空氣壓縮機(jī)出口溫度T2最高升至82℃，透平膨脹機(jī)出口溫度T4最低降低到-42℃。

圖3 轉(zhuǎn)速對空氣壓縮機(jī)和透平膨脹機(jī)出入口溫差的影響Fig.3 Temperature differences of compressor and turboexpander effected by rotating speed respectively

隨著轉(zhuǎn)速的升高，空氣壓縮機(jī)和透平膨脹機(jī)出入口溫差均呈上升趨勢，當(dāng)轉(zhuǎn)速由40000r/min升高到61874r/min時(shí)，如圖3所示，空氣壓縮機(jī)溫升和透平膨脹機(jī)溫降分別由20.5℃、28.7℃提高61℃、62.2℃，由此可見，在提高轉(zhuǎn)速的同時(shí)增加了透平膨脹機(jī)的焓降與空氣壓縮機(jī)的功耗。同樣，如圖4所示，流量也隨著轉(zhuǎn)速的提高而增加，當(dāng)轉(zhuǎn)速從45000r/min提高到61874r/min時(shí)，空氣壓縮機(jī)的壓縮能力增加，流量從353m3/h增加到630m3/h。焓降的提高以及制冷系統(tǒng)流量的增加，特別是在高轉(zhuǎn)速區(qū)更體現(xiàn)了制冷系統(tǒng)制冷能力的提高。

圖4 轉(zhuǎn)速-流量關(guān)系曲線Fig.4 Rotating speed-flow relation curve

3.2 轉(zhuǎn)速對功率影響分析

由圖5可知空氣壓縮機(jī)耗功率和透平膨脹機(jī)的輸出功率都是隨著轉(zhuǎn)速的提高而增加，在轉(zhuǎn)速大于45000 r/min時(shí)，透平膨脹機(jī)和空氣壓縮機(jī)功率的增加速度要高于低轉(zhuǎn)速二者功率的增加速度。當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到設(shè)計(jì)工作轉(zhuǎn)速時(shí)，空氣壓縮機(jī)的耗功率為13.13kW，透平膨脹機(jī)的輸出功率為13.15kW，能夠滿足高速增壓透平膨脹制冷機(jī)對空氣壓縮機(jī)和透平膨脹機(jī)輸出功率匹配的性能要求。

圖5空氣壓縮機(jī)-透平膨脹機(jī)功率隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.5 Curves of compressor-turbine power variation with rotating speed

圖6所示的是氣浮軸承耗功率和制冷機(jī)機(jī)械效率隨轉(zhuǎn)速變化，當(dāng)轉(zhuǎn)速小于40000r/min時(shí)，兩條曲線都有波動，但總體趨勢是制冷機(jī)的機(jī)械效率增加，而軸承耗功相對比值在減小。隨著轉(zhuǎn)速的不斷增加，在40000r/min以后兩條曲線的斜率變化很小，在軸承耗功變化很小的情況下，膨脹制冷機(jī)的制冷能力不斷增加，在達(dá)到設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速61874r/min時(shí)，制冷機(jī)的機(jī)械效率也在高轉(zhuǎn)速下達(dá)到99.83%，軸承耗功不足膨脹機(jī)做功的1%，充分體現(xiàn)了氣浮軸承在高轉(zhuǎn)速下功耗低的優(yōu)越性能。

圖6 軸承耗功率和制冷機(jī)機(jī)械效率隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.6 Bearings consumption ef fi ciency and refrigerator mechanical ef fi ciency variation with rotating speed

3.3 轉(zhuǎn)速對COP值影響

跟據(jù)公式(3)求得COP值隨轉(zhuǎn)速的提高而增大，從0.81升高到0.986，在高轉(zhuǎn)速下COP值提高的速率要明顯高于低轉(zhuǎn)速。

圖7 COP值隨轉(zhuǎn)速的變化曲線Fig.7 Curve of COP variation with rotating speed

4 結(jié)論

1)空氣壓縮機(jī)耗功率和透平膨脹機(jī)輸出功率均隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高而增大，透平膨脹機(jī)的輸出功率始終大于空氣壓縮機(jī)的耗功率。轉(zhuǎn)速從20000r/min升高到40000r/min時(shí)，功率增加了2 kW，當(dāng)轉(zhuǎn)速從40000r/min提高到60000r/min時(shí)，耗功率提高近10kW，是低轉(zhuǎn)速下耗功率增加率的5倍，可見高轉(zhuǎn)速下，耗功率增加的更快。

2)隨著高速透平膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，軸承的耗功基本不變，透平膨脹機(jī)的輸出功不斷增加，則增壓透平膨脹機(jī)的機(jī)械效率相應(yīng)提高，充分體現(xiàn)了氣浮軸承在高轉(zhuǎn)速下功耗低的性能優(yōu)勢；

3)高速透平膨脹機(jī)的COP值隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高而增加，呈非線性變化規(guī)律。當(dāng)轉(zhuǎn)速高于40000r/min時(shí)，COP值隨轉(zhuǎn)速變化曲線的斜率增加的更快。

4)針對基于氣浮軸承的增壓透平膨脹制冷機(jī)進(jìn)行了熱力性能實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析結(jié)果為后續(xù)進(jìn)一步改進(jìn)該設(shè)備提供了實(shí)驗(yàn)依據(jù)，同時(shí)為同類型的高速制冷機(jī)提供了參考。

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