(天津商業(yè)大學(xué) 冷凍冷藏技術(shù)教育部工程研究中心 天津市制冷技術(shù)工程中心 天津 300134)

在低溫領(lǐng)域，雙級壓縮制冷循環(huán)因具有較小的系統(tǒng)壓力比、較高的可靠性和經(jīng)濟性等特點而廣泛應(yīng)用[1-3]。而實際工程中，雙級壓縮制冷系統(tǒng)常使用定頻壓縮機，固定排氣量之比和中間壓力[4]，使系統(tǒng)不能維持在最佳性能系數(shù)(coefficient of performance, COP)情況下進行無級調(diào)節(jié)，導(dǎo)致COP減小。為了提高雙級壓縮制冷系統(tǒng)運行性能，國內(nèi)外學(xué)者通過研究發(fā)現(xiàn)，合理選擇中間壓力[5-7]可使雙級壓縮循環(huán)COP得到提高并存在最佳值。因此中間壓力的選擇對系統(tǒng)循環(huán)性能的提升有顯著影響[8-10]。中間補氣技術(shù)可以實現(xiàn)系統(tǒng)對中間壓力的控制，在補氣開始時，存在最佳壓縮腔內(nèi)壓強和補氣壓強值，使系統(tǒng)COP達到最大值[11]。中間壓力還主要受系統(tǒng)輸氣量比[12-15]的影響，故可通過適當調(diào)節(jié)系統(tǒng)輸氣量來改變系統(tǒng)中間壓力，進而提高系統(tǒng)性能。在雙級壓縮熱泵循環(huán)的相關(guān)研究[16-19]發(fā)現(xiàn)，為滿足實際應(yīng)用中運行工況廣泛的特性[20-21],系統(tǒng)的低高壓級輸氣量比需根據(jù)實際工況進行調(diào)節(jié)[22-23]。研究高低壓級流量比對雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的影響表明，系統(tǒng)COP隨高低壓級流量比增加而減小[24-26]。在工況固定時，低高壓級壓縮機理論輸氣量比由1.13增至5.08時，系統(tǒng)制熱COP顯著提升[27]。

因此可通過改變系統(tǒng)低高壓級壓縮機輸氣量比(簡稱輸氣量比)，來改變系統(tǒng)中間壓力，進而提升變工況下雙級壓縮制冷循環(huán)的性能，使系統(tǒng)保持最佳運行狀態(tài)的前提下，實現(xiàn)快速降溫、精確控溫。

本文以R410A為制冷劑，搭建變流量雙級壓縮制冷系統(tǒng)實驗臺，在冷凝溫度為30 ℃，蒸發(fā)溫度為-35～-20 ℃時，保持低溫級壓縮機頻率不變，通過調(diào)節(jié)高溫級壓縮機頻率(30～80 Hz，每隔5 Hz調(diào)節(jié)一次),來改變低高壓級壓縮機輸氣量比(3.33～1.25)，分析其對一次節(jié)流中間不完全冷卻制冷系統(tǒng)性能的影響。

1 變流量雙級壓縮制冷系統(tǒng)實驗臺

1.1 實驗裝置

圖1 變流量雙級壓縮制冷系統(tǒng)原理Fig.1 The principle of variable flow two-stage compression refrigeration system

圖1所示為變流量雙級壓縮制冷系統(tǒng)原理。系統(tǒng)采用一級節(jié)流中間不完全冷卻的循環(huán)方式，使用R410A作為制冷劑。由蒸發(fā)器出來的低溫低壓的飽和制冷劑蒸氣進入低壓級壓縮機后，壓縮到中間壓力，隨之同中間冷卻器出來的制冷劑蒸氣混合，進入高壓級壓縮機壓縮，之后經(jīng)水冷式冷凝器冷凝為高壓液體，流經(jīng)儲液器和干燥過濾器之后分為兩路，一路在節(jié)流閥節(jié)流后進入中間冷卻器蒸發(fā)，之后與低壓級壓縮機排氣混合一起進入高壓級壓縮機；另一路直接進入中間冷卻器內(nèi)的盤管過冷，經(jīng)過電子膨脹閥節(jié)流，成為低溫低壓的制冷劑液體，進入蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)吸熱，蒸發(fā)后的低溫低壓的制冷劑氣體回到低壓級壓縮機，完成整個循環(huán)。

表1所示為實驗臺主要設(shè)備參數(shù)。

表1 實驗臺主要設(shè)備參數(shù)Tab.1 The main equipment parameters of experiment bench

系統(tǒng)自主設(shè)計蒸發(fā)器為帶端蓋的冷凍水箱，在裝置內(nèi)放入載冷劑乙二醇(濃度為64%，低溫下不結(jié)冰)，蒸發(fā)器底部為載冷劑液體和電加熱棒直接接觸，蒸發(fā)器上部是載冷劑飽和氣與蒸發(fā)器內(nèi)走制冷劑的螺旋銅管直接接觸，同時外部接入小精靈溫度控制器，如此來控制蒸發(fā)溫度。系統(tǒng)冷凝溫度的恒定通過調(diào)節(jié)冷凝器水流量閥門的開度實現(xiàn)。系統(tǒng)制冷量采用熱平衡法測量，依靠電加熱產(chǎn)生的熱量平衡冷量。

系統(tǒng)自主設(shè)計的蒸發(fā)器在實驗過程中存在一定程度的漏冷，漏冷系數(shù)K計算公式為：

(1)

式中：K為漏冷系數(shù)，W/℃；Q為總負荷(包括攪拌器功耗)，W；Δt為載冷劑與室外環(huán)境溫差，℃。

COP=KCOP′

(2)

式中：COP′為實驗測得性能系數(shù)；COP為實際性能系數(shù)。

對一次節(jié)流中間不完全冷卻系統(tǒng)進行監(jiān)控。各個測點的溫度、壓力等相關(guān)參數(shù)可實時在屏幕中顯示，具體實驗數(shù)據(jù)有：壓縮機吸氣口和排氣口的溫度、壓力，冷凝器內(nèi)制冷劑進出口溫度、冷卻水進出口溫度，中間冷卻器、蒸發(fā)器以及載冷劑的溫度等，以上實驗數(shù)據(jù)均可調(diào)用。該監(jiān)控圖設(shè)置了手動更改選項，簡化實驗的操作。程序可以根據(jù)監(jiān)控系統(tǒng)測得的數(shù)據(jù)變化，自動或者手動調(diào)節(jié)實驗設(shè)備。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)利用數(shù)據(jù)采集儀進行溫度和壓力的信息采集，并通過OPC傳送到雙級壓縮實驗臺機組控制系統(tǒng)中，控制系統(tǒng)可自動儲存于本地計算機硬盤數(shù)據(jù)庫。

2 實驗數(shù)據(jù)分析

2.1 輸氣量比對高低壓級壓縮比的影響

高低壓級壓縮比計算如式(3)所示：

(3)

式中：ζ為高低壓級壓縮比；p0、pk、pm分別為蒸發(fā)壓力、冷凝壓力、中間壓力，MPa。

圖2所示為不同蒸發(fā)溫度下，高低壓級級壓縮比隨輸氣量比的變化。由圖2可知，隨著輸氣量比的增加，高低壓級壓縮比不斷降低。蒸發(fā)溫度T0=-35 ℃，輸氣量比由1.25升至3.33時，高低壓級壓縮比總體降低42.55%。這與式(3)所得趨勢一致，當蒸發(fā)溫度和冷凝溫度確定后，隨著高壓級壓縮機頻率的降低，輸氣量比增大，高壓級壓縮機吸氣量減少，吸氣壓力降低，導(dǎo)致中間壓力減小，而蒸發(fā)壓力和冷凝壓力不變，故高低壓壓縮機的壓縮比增大。

圖2 高低壓壓縮比隨輸氣量比的變化Fig.2 High and low pressure compression ratio changes with the ratio of input gas

2.2 輸氣量比對中間壓力和中間溫度的影響

圖3所示為不同蒸發(fā)溫度下，中間壓力pm和中間溫度Tm隨輸氣量比的變化。由圖3可知，當T0=-30 ℃，輸氣量比由1.25升至3.33時，中間壓力由6.46 MPa增加到8.5 MPa，增幅為31.58%，中間溫度增幅為68.52%；當輸氣量比=2.0時，T0從-35 ℃開始，每升高5 ℃，中間壓力依次上升21.09%、17.08%、11.26%。

圖3 中間壓力和中間溫度隨輸氣量比的變化Fig.3 Medium pressure and medium temperature change with the ratio of input gas

高壓級壓縮機頻率隨著輸氣量比的增大而減小，高壓級壓縮機排氣量減少，系統(tǒng)的制冷劑質(zhì)量流量減少，而低壓級壓縮機輸氣量不變，排往中間冷卻器的冷卻劑過熱蒸氣減少，使中間冷卻器的壓力升高。從中間冷卻器排氣口排出的是制冷劑飽和蒸氣，所以中間壓力和中間溫度的參數(shù)相對應(yīng)，中間壓力上升，中間溫度也上升。因此，輸氣量比對中間壓力和中間溫度的影響較大，呈正相關(guān)趨勢。當輸氣量比不變時，隨著蒸發(fā)溫度的降低，蒸發(fā)壓力也降低，由式(3)可知，系統(tǒng)壓縮比增大，進而容積效率降低，輸氣量減小，中間溫度與中間壓力降低。

2.3 輸氣量比對壓縮機功耗的影響

圖4所示為不同蒸發(fā)溫度下，壓縮機功耗隨輸氣量比的變化。當蒸發(fā)溫度T0在-35～-20 ℃以5 ℃為公差變化時，壓縮機總功耗依次下降了21.65%、25.59%、24.49%、26.74%；當輸氣量比為1.25時，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機總功耗依次上升0.03%、2.46%、7.14%；當輸氣量比為2.0時，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機總功耗依次上升3.47%、6.47%、14.70%；當輸氣量比為3.0時，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機總功耗依次上升3.41%、4.07%、14.59%。原因是當蒸發(fā)溫度一定時，此時輸氣量比增大，意味著高壓級壓縮機輸氣量減小，壓縮機頻率減小，轉(zhuǎn)速降低，系統(tǒng)中間壓力升高，蒸發(fā)溫度也隨之升高，為維持蒸發(fā)溫度的恒定，需調(diào)節(jié)膨脹閥開度，減少制冷劑質(zhì)量流量，并且隨著輸氣量比的增大，系統(tǒng)高壓級壓縮機單位比功快速減小，低壓級壓縮機單位比功緩慢增加，因此系統(tǒng)功耗減小。當輸氣量比和冷凝溫度不變時，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度降低，制冷劑質(zhì)量流量減小，低高壓級壓縮機的單位比功增加，蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)功耗的影響要大于制冷劑質(zhì)量流量對功耗的影響，因此蒸發(fā)溫度越低，系統(tǒng)功耗增加越快。

圖4 壓縮機功耗隨輸氣量比的變化Fig.4 Compressor power consumption changes with the ratio of input gas

2.4 輸氣量比對系統(tǒng)制冷量的影響

圖5所示為不同蒸發(fā)溫度下，系統(tǒng)制冷量隨輸氣量比的變化。由圖5可知，當系統(tǒng)冷凝溫度不變，蒸發(fā)溫度T0在-35～-20 ℃，以5 ℃為公差變化時，隨著輸氣量比的增大，系統(tǒng)制冷量減小的幅度依次為18.86%、11.24%、11.19%、9.63%，且減小的速度下降。這是由于隨著輸氣量比的增大，高壓級壓縮機的頻率減小，制冷劑流速降低，高壓級壓縮機輸氣量減少，進而系統(tǒng)的制冷劑質(zhì)量流量降低。確定系統(tǒng)運行的蒸發(fā)溫度和冷凝溫度后，在不改變單位質(zhì)量制冷量的情況下，系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量的減少，使系統(tǒng)的制冷量減小。

圖5 系統(tǒng)制冷量隨輸氣量比的變化Fig.5 The cooling capacity of system changes with the ratio of input gas

當輸氣量比為1.25時，蒸發(fā)溫度每降低5 ℃，系統(tǒng)制冷量依次減少13.97%、2.76%、1.44%；當輸氣量比為2.0時，系統(tǒng)制冷量依次減少9.98%、4.37%、0.89%；當輸氣量比為3.0時，系統(tǒng)制冷量依次減少5.88%、2.70%、0.73%。當輸氣量比和冷凝溫度不變時，蒸發(fā)溫度的降低，引起飽和液相和氣相線之間焓差減小，吸氣比體積增大，系統(tǒng)單位質(zhì)量制冷量減小，而質(zhì)量流量不變，則相應(yīng)的系統(tǒng)制冷量減少。

2.5 中間溫度和中間壓力對COP的影響

圖6所示為不同蒸發(fā)溫度下，COP隨中間溫度和中間壓力的變化。由圖6可知，當確定蒸發(fā)溫度和冷凝溫度后，蒸發(fā)溫度T0=-20、-25、-30、-35 ℃時，隨著中間壓力和中間溫度的上升，雙級壓縮制冷系統(tǒng)的COP升高了17.98%、20.59%、19.89%、16.50%，對應(yīng)最大COP分別為2.34、2.09、1.93、1.79。說明蒸發(fā)溫度不變時，合理選擇中間壓力，可使一次節(jié)流中間不完全雙級壓縮制冷系統(tǒng)存在最佳運行狀態(tài)。這為制冷機組設(shè)計提供了依據(jù)，在滿足設(shè)計制冷要求的前提下，盡可能提高蒸發(fā)溫度。

圖6 COP隨中間溫度和中間壓力的變化Fig.6 The COP changes with the medium temperature and medium pressure

2.6 輸氣量比對COP的影響

圖7所示為不同蒸發(fā)溫度下COP隨輸氣量比的變化。由圖7可知，當輸氣量比不變時，COP隨蒸發(fā)溫度的下降而減小。當蒸發(fā)溫度和冷凝溫度不變，輸氣量比在1.25～3.33范圍內(nèi)增大，蒸發(fā)溫度T0分別為-20、-25、-30、-35 ℃時，COP先增大后減小，最大值依次為3.374、2.092、1.997、1.823，最大增加20.59%，最大COP對應(yīng)的輸氣量比分別為1.819、2.221、2.499、2.856。當蒸發(fā)溫度不變時，輸氣量比隨著高壓級壓縮機頻率的減小而增大。系統(tǒng)制冷量壓縮機排氣壓力、吸氣壓力以及熱交換器的面積均對系統(tǒng)制冷量有影響。當高壓級壓縮機頻率減小時，系統(tǒng)吸、排氣壓力先逐漸達到最佳的平衡狀態(tài)，同時換熱器換熱效果逐漸上升，使系統(tǒng)運行工況達到最佳點，即COP達到最大值，隨后系統(tǒng)吸、排氣壓力以及換熱器換熱效果脫離此最佳狀態(tài)，COP又緩慢減小。

圖7 性能系數(shù)COP隨輸氣量比的變化Fig.7 The system coefficient of performance (COP) changes with the ratio of input gas

圖8所示為系統(tǒng)最佳COP情況下，輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的變化。由圖8可知，蒸發(fā)溫度每降低5 ℃，對應(yīng)的輸氣量比不斷增大，增幅依次為22.10%、12.52%、14.29%。這是因為隨著蒸發(fā)溫度的降低，蒸發(fā)壓力也降低，此時壓縮機頻率不變，制冷劑質(zhì)量流量減小，故高壓級壓縮機輸氣量減小，中間壓力降低，使高壓級蒸發(fā)壓力降低，吸氣量和轉(zhuǎn)速均下降，輸氣量減小的幅度降低，所以輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的降低而增大。綜上所述，在變工況情況下，蒸發(fā)溫度和輸氣量比對系統(tǒng)COP均有較大影響，由于蒸發(fā)溫度不易調(diào)節(jié)，故可根據(jù)不同蒸發(fā)溫度和制冷量需求，調(diào)節(jié)合適的輸氣量比，使系統(tǒng)運行達到最佳狀態(tài)。實際工程中，可參考以上數(shù)據(jù)進行系統(tǒng)設(shè)計，以達到性能最優(yōu)化。

圖8 最佳COP下輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.8 The ratio of input gas changes with evaporating temperature under the optimal COP

3 結(jié)論

本文在冷凝溫度為30 ℃，蒸發(fā)溫度在-35～-20 ℃時，保持低壓級壓縮機頻率不變，通過調(diào)節(jié)高壓級壓縮機頻率(30～80 Hz，每隔5 Hz調(diào)節(jié)一次),來改變低高壓級壓縮機輸氣量比(3.33～1.25)，分析輸氣量比對雙級壓縮制冷系統(tǒng)運行特性的影響，得到如下結(jié)論：

1)固定工況下，制冷系統(tǒng)的中間壓力(中間溫度)持續(xù)增加，系統(tǒng)制冷量減小，性能系數(shù)COP先升高后減小，最大可增加20.59%，且存在最佳值。

2)變工況下，當輸氣量比不變時，中間溫度(中間壓力)隨蒸發(fā)溫度的降低而下降，壓縮機功耗增加，系統(tǒng)制冷量減少，COP減少。系統(tǒng)在最佳COP下運行時，輸氣量比最佳值隨蒸發(fā)溫度的減小而增大。

3)分析輸氣量比與系統(tǒng)COP的影響可知，不同工況下，均存在最佳輸氣量比，使系統(tǒng)COP達到最大值。實際工程中，可根據(jù)不同工況和制冷量需求，及時調(diào)節(jié)合適的輸氣量比，使系統(tǒng)運行達到最佳狀態(tài)，實現(xiàn)制冷系統(tǒng)性能的優(yōu)化。