王樂民+陶樂仁+楊麗輝

摘 要：滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)具有較好的抗?jié)駢嚎s性能，利用少量吸氣帶液可有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，且不造成額外的系統(tǒng)成本.對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)少量吸氣帶液時(shí)，排氣溫度、排氣比焓的變化趨勢(shì)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并對(duì)壓縮機(jī)功耗、吸氣比焓和機(jī)殼散熱量等三個(gè)排氣比焓的影響因子進(jìn)行了分析.結(jié)果表明：少量吸氣帶液能有效降低排氣溫度，且壓縮機(jī)運(yùn)行性能良好；當(dāng)吸氣干度x為0.9

關(guān)鍵詞：排氣溫度； 吸氣帶液； 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)； 機(jī)殼散熱； 濕壓縮

中圖分類號(hào)： TH 45 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

在采用比熱容較小的制冷劑（如R32）或壓縮比較高的制冷系統(tǒng)中，存在排氣溫度高的問題[1].過高的排氣溫度將引起壓縮機(jī)過熱并增加能耗，潤(rùn)滑油黏度也可能降低甚至在高溫下分解變質(zhì)并引起壓縮機(jī)磨損，因此必須將壓縮機(jī)排氣溫度控制在安全范圍內(nèi).降低排氣溫度通常采用噴液冷卻、兩級(jí)壓縮和中間補(bǔ)氣等三種技術(shù)[2-4]，但它們都會(huì)增加系統(tǒng)成本和運(yùn)行控制的復(fù)雜性，而且壓縮機(jī)噴液冷卻技術(shù)引入了額外的不產(chǎn)生冷量的制冷劑液體從而增加了系統(tǒng)能耗.

楊亮[5]和矢島龍三郎等[1]提出可根據(jù)壓縮機(jī)和系統(tǒng)的特性，控制吸氣干度降低壓縮機(jī)排氣溫度.Shigeharu等[6]針對(duì)R32的渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，認(rèn)為制冷劑蒸氣在干度為0.75～0.95范圍內(nèi)壓縮機(jī)仍有充分的可靠性，并提出了利用吸入一定干度濕蒸氣降低壓縮機(jī)排氣溫度的循環(huán)設(shè)計(jì)方案.張利等[7]也提出了利用吸氣干度降低壓縮機(jī)排氣溫度的方法，并研究了吸氣干度的降低對(duì)潤(rùn)滑油黏度的影響，研究表明：潤(rùn)滑油黏度與吸氣干度的關(guān)系呈拋物線形狀，干度接近于1時(shí)，潤(rùn)滑油黏度降低較慢，干度較小時(shí)潤(rùn)滑油黏度降低較迅速；潤(rùn)滑油黏度的降低將影響軸承的承載能力，從而影響壓縮機(jī)的可靠性.

楊麗輝等[8]、陶宏等[9]對(duì)R22制冷系統(tǒng)進(jìn)行了少量吸氣帶液的研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，少量吸氣帶液既能有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，又可改善系統(tǒng)性能.利用壓縮機(jī)少量吸氣帶液既能降低壓縮機(jī)排氣溫度又不增加系統(tǒng)成本和控制的復(fù)雜性，在抗?jié)駢嚎s性能較好的螺桿機(jī)、渦旋機(jī)和轉(zhuǎn)子機(jī)等制冷系統(tǒng)中有很好的應(yīng)用前景.

綜上所述，壓縮機(jī)少量吸氣帶液既可降低壓縮機(jī)排氣溫度又有改善系統(tǒng)性能的潛力，但是常規(guī)的制冷劑循環(huán)流量的控制方式仍是過熱度控制，關(guān)于吸氣帶液降低壓縮機(jī)排氣溫度和改善系統(tǒng)性能的內(nèi)在機(jī)理和控制方式的相關(guān)研究仍很少.本研究建立了變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮式制冷實(shí)驗(yàn)臺(tái)，測(cè)試并分析少量吸氣帶液時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度及排氣比焓受壓縮機(jī)功耗、吸氣比焓及機(jī)殼散熱量等三個(gè)因素的影響，分析了吸氣帶液時(shí)排氣溫度的變化規(guī)律和相應(yīng)的控制方法.

1 實(shí)驗(yàn)裝置及方法

實(shí)驗(yàn)裝置如圖1所示.其總體結(jié)構(gòu)類似于一臺(tái)小型變制冷劑流量冷水機(jī)組.壓縮機(jī)采用上海日立電氣的FG720CG1UY滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，自帶氣液分離器.蒸發(fā)器為冷凍水循環(huán)系統(tǒng)，冷凝器為冷卻水循環(huán)系統(tǒng)，以便于準(zhǔn)確控制系統(tǒng)運(yùn)行工況和測(cè)量系統(tǒng)制冷量.

1—變頻壓縮機(jī)； 2—冷凝器水系統(tǒng)； 3—高壓儲(chǔ)液器；

4—過冷器； 5—質(zhì)量流量計(jì)； 6—電子膨脹閥；

7—可視管1； 8—蒸發(fā)器水系統(tǒng)； 9—可視管2.

按照實(shí)驗(yàn)工況設(shè)定冷卻水、冷凍水出口溫度以及壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率，手動(dòng)調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度直至壓縮機(jī)排氣溫度接近冷凝溫度，觀察蒸發(fā)器出口處可視管2的制冷劑流動(dòng)狀態(tài)是否吸氣帶液.

由圖1中的儀表儀器可測(cè)得的參數(shù)有：冷凍水體積流量qvw；冷凍水進(jìn)、出口水溫Tw，i和Tw，e；制冷劑側(cè)過冷壓力Psc和過冷溫度Tsc；蒸發(fā)器出口壓力Pe和溫度Te；壓縮機(jī)排氣壓力Pd；制冷劑質(zhì)量流量m；壓縮機(jī)功耗P；壓縮機(jī)壁溫Ts和環(huán)境溫度Ta.

根據(jù)壓縮機(jī)銘牌可得到壓縮機(jī)機(jī)殼表面積A和壓縮機(jī)的理論排氣量Vd.由測(cè)得參數(shù)可計(jì)算得到所需系統(tǒng)參數(shù).

式中，K為壓縮機(jī)機(jī)殼表面對(duì)流換熱系數(shù).

本實(shí)驗(yàn)中壓縮機(jī)外殼采用強(qiáng)制對(duì)流冷卻，換熱面積為壓縮機(jī)機(jī)殼表面積A，利用風(fēng)速儀測(cè)得機(jī)殼表面風(fēng)速為5 m·s-1.利用日本京都電子公司（KEM）HFM215N熱流計(jì)測(cè)量不同機(jī)殼溫度時(shí)的表面對(duì)流換熱系數(shù)，同時(shí)測(cè)量環(huán)境溫度和壓縮機(jī)壁溫，可得到K與空氣定性溫度Tm的關(guān)系，即

K=f（Tm）=fTs+Ta2

（10）

根據(jù)式（5）、（9）計(jì)算壓縮機(jī)排氣溫度

Td，cal=f（Pd，hd）

（11）

同時(shí)測(cè)量壓縮機(jī)實(shí)際排氣溫度Td，觀察實(shí)際排氣溫度與理論計(jì)算排氣溫度是否吻合，以便進(jìn)一步校正機(jī)殼對(duì)流換熱系數(shù)K.根據(jù)R22制冷劑的物性參數(shù)和壓縮機(jī)效率可知：排氣處于飽和溫度時(shí)吸氣干度約為0.9，而且由于壓縮機(jī)自帶分離器，此時(shí)壓縮機(jī)吸入的氣液混合物中的液態(tài)比例及粒徑均較小，液體將在高溫的壓縮腔內(nèi)迅速閃發(fā)而不會(huì)液擊[1].由于壓縮機(jī)排氣為過熱或干飽和狀態(tài)，也不會(huì)出現(xiàn)大量溶有潤(rùn)滑油的液態(tài)制冷劑排出壓縮機(jī)的現(xiàn)象.但為避免制冷劑液滴對(duì)排氣閥的沖擊以及未完全蒸發(fā)的制冷劑液滴滴落油池，應(yīng)避免壓縮機(jī)在低或負(fù)排氣過熱度狀態(tài)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn).

2 試驗(yàn)結(jié)果和分析

2.1 壓縮機(jī)排氣溫度隨吸氣狀態(tài)的變化

保持冷凍水和冷卻水的水溫不變，將膨脹閥開度逐漸加大，蒸發(fā)器出口的過熱度TSH不斷下降，最終達(dá)到壓縮機(jī)吸氣帶液狀態(tài).圖2為壓縮機(jī)72 Hz運(yùn)行時(shí)，排氣溫度、排氣比焓隨吸氣狀態(tài)的變化.圖中：參數(shù)的下標(biāo)數(shù)字“1”和“2”分別代表工況1（冷凍水溫度15℃、冷卻水溫度42℃）和工況2（冷凍水溫度15℃、冷卻水溫度32℃）；Td為實(shí)測(cè)的排氣溫度，Td，cal為根據(jù)式（11）得到的計(jì)算排氣溫度.計(jì)算值與實(shí)測(cè)值吻合良好，說明根據(jù)熱流計(jì)的測(cè)量數(shù)據(jù)得到的傳熱系數(shù)K準(zhǔn)確.

由圖2可看出，隨著吸氣過熱度或干度不斷下降，壓縮機(jī)排氣溫度和排氣比焓不斷下降.在x=0.95時(shí)，與5℃過熱度時(shí)相比，排氣溫度下降了約15℃，與10℃過熱度時(shí)相比下降了約20℃.這說明少量吸氣帶液能夠有效地降低排氣溫度，且比傳統(tǒng)的噴液冷卻成本低、控制簡(jiǎn)便.因此，保持壓縮機(jī)處于少量吸氣帶液狀態(tài)，相對(duì)于傳統(tǒng)的噴液循環(huán)可在不增加系統(tǒng)成本情況下有效降低壓縮機(jī)排氣溫度.

圖3為壓縮機(jī)72 Hz運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)功耗、吸氣比焓、機(jī)殼散熱量隨吸氣干度和過熱度的變化.圖3表明，在吸氣過熱時(shí)，壓縮機(jī)功耗隨干度或過熱度的降低而增加.這是由于膨脹閥開度增加，系統(tǒng)的制冷劑質(zhì)量流量迅速增加.但當(dāng)達(dá)到吸氣帶液時(shí)，壓縮機(jī)總功耗有少量增加.從圖中還可以看出，壓縮機(jī)的機(jī)殼散熱量隨著吸氣干度和過熱度的下降而下降.這是由于吸入的制冷劑溫度較低，從壓縮機(jī)缸體吸熱增加時(shí)會(huì)使壓縮機(jī)壁溫下降造成的.

2.2 排氣比焓構(gòu)成分析

根據(jù)式（6）～（8），可計(jì)算PD1、PD2和PD3隨吸氣干度變化的趨勢(shì).圖4（a）、（b）分別給出了三個(gè)運(yùn)行頻率和兩個(gè)運(yùn)行工況時(shí)排氣比焓的三個(gè)影響因子的變化趨勢(shì).

從圖4可看出，在吸氣過熱區(qū)，壓縮機(jī)機(jī)殼散熱因子和功耗因子的絕對(duì)值隨過熱度下降而迅速下降；吸氣干度在0.9～1.0之間時(shí)，兩者下降趨勢(shì)變緩且逐漸趨于定值.隨著吸氣干度和過熱度的降低，吸氣比焓因子逐漸增加，說明排氣比焓降低的可能性已越來越小.在一定工況下，在吸氣干度為0.9～1.0的范圍內(nèi)，壓縮機(jī)排氣比焓的三個(gè)影響因子是基本恒定的，排氣比焓又反映了排氣溫度的高低，這為預(yù)測(cè)壓縮機(jī)排氣溫度與吸氣干度的函數(shù)關(guān)系提供了便利.Li[10]認(rèn)為壓縮機(jī)機(jī)殼散熱受環(huán)境溫度的影響，在吸氣過熱時(shí)，機(jī)殼散熱量在排氣比焓影響因素中所占比例不容忽視，環(huán)境溫度的不確定性給準(zhǔn)確預(yù)測(cè)壓縮機(jī)吸氣過熱時(shí)的排氣溫度帶來了困難；在少量吸氣帶液時(shí)，機(jī)殼散

熱因子絕對(duì)值小于1%，在環(huán)境溫度的可變范圍內(nèi)，環(huán)境溫度差異對(duì)排氣溫度的影響很小，可忽略環(huán)境溫度的差異，以簡(jiǎn)化利用排氣溫度預(yù)測(cè)吸氣干度的過程.

對(duì)比分析圖4（a）、（b）可知，排氣比焓的構(gòu)成和運(yùn)行工況有關(guān)，工況1的壓比更大，其功耗因子也較大，吸氣比焓因子則較小.排氣比焓的構(gòu)成和壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率有關(guān)；頻率低，壓縮機(jī)功耗和功耗因子小，吸氣比焓因子大.散熱因子也與壓比和頻率有關(guān)；壓比越大，排氣溫度越高，散熱因子越大；頻率越低，制冷劑流量越??；在散熱面積一定的情況下單位質(zhì)量流量的散熱越大，散熱因子的絕對(duì)值也越大，但是當(dāng)吸氣帶液時(shí)，由于散熱因子所占比例很小，頻率之間的差異已不明顯.

3 結(jié) 論

通過對(duì)R22系統(tǒng)的轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)少量吸氣帶液對(duì)排氣狀態(tài)的研究和分析，可知：

（1） 在吸氣干度降低到0.95時(shí)壓縮機(jī)排氣溫度比吸氣過熱度為5℃時(shí)降低了約15℃，比吸氣過熱度為10℃時(shí)降低了約20℃.

（2） 在吸氣干度為0.9～1.0的較大范圍內(nèi)，壓縮機(jī)排氣比焓的三個(gè)影響因子變化較小，這為預(yù)測(cè)壓縮機(jī)排氣溫度與吸氣干度的函數(shù)關(guān)系提供了參考.排氣比焓的構(gòu)成與運(yùn)行工況和頻率有關(guān)：系統(tǒng)壓比大，功耗因子大，散熱因子絕對(duì)值大，而吸氣比焓因子?。贿\(yùn)行頻率低，則功耗因子小，吸氣比焓因子大，機(jī)殼散熱因子的絕對(duì)值大.

（3） 壓縮機(jī)機(jī)殼散熱量在吸氣過熱時(shí)所占比例不容忽視，在少量吸氣帶液時(shí)，機(jī)殼散熱因子絕對(duì)值小于1%.在環(huán)境溫度的可變范圍內(nèi)，環(huán)境溫度差異對(duì)排氣溫度的影響很小，可忽略其對(duì)排氣溫度的影響.

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