楊國茹，夏文慶，關(guān)金鵬，張 行

(1.新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團)有限公司，河南 新鄉(xiāng) 453049；2.南京航空航天大學航空宇航學院，江蘇 南京 210016)

0 引言

由于機載蒸發(fā)循環(huán)制冷系統(tǒng)(VCS)具有不需要從發(fā)動機引氣，制冷效率高，燃油代償損失小等優(yōu)點，因此，越來越廣泛地應(yīng)用于國內(nèi)外各種直升機、固定翼飛機的環(huán)控系統(tǒng)中，用于機載人員的溫度調(diào)節(jié)，電子設(shè)備的冷卻等，其工作效率和穩(wěn)定性直接影響飛行任務(wù)的完成。

蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)工作中轉(zhuǎn)移的熱量通常熱沉到空氣或液體(水或乙二醇)介質(zhì)中?，F(xiàn)有的機載蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)，熱沉溫度最高為40℃～45℃。隨著飛機的發(fā)展，要求機載蒸發(fā)循環(huán)制冷系統(tǒng)在更高溫度的環(huán)境下工作。如直升機要求蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)室內(nèi)機和室外機均能在60℃以上的環(huán)境空氣溫度下穩(wěn)定工作，固定翼飛機蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)的液體熱沉溫度也在55℃以上。在高溫環(huán)境下，蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)冷凝器的冷凝溫度和冷凝壓力上升，制冷劑進出口焓差降低，使蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)換熱量大幅下降。同時，壓縮機排氣溫度升高，使壓縮機的工作可靠性和壽命下降。當排氣溫度過高時，系統(tǒng)會強制停止工作以保護壓縮機，使系統(tǒng)功能喪失。因此，研究高溫環(huán)境下機載蒸發(fā)循環(huán)制冷技術(shù)對我國機載環(huán)控的發(fā)展具有重要意義。

王濤[1]、馬國彬[2]等人對高溫環(huán)境下工業(yè)用行車空調(diào)的設(shè)計及性能進行了分析，總結(jié)出了高溫環(huán)境下系統(tǒng)出現(xiàn)性能下降，冷凝壓力及壓縮機排氣溫度升高的現(xiàn)象。胡文舉[3]等通過比較R22與R134a制冷劑的高溫特性，提出高溫環(huán)境下，R134a特性優(yōu)于R22。同時提出采用閃發(fā)蒸汽冷卻技術(shù)可以降低以R22為工質(zhì)的空調(diào)壓縮機的排氣溫度，提高系統(tǒng)制冷量和性能系數(shù)。1982年，Ueno和Fukuhara[4]申請了閃發(fā)器熱泵循環(huán)的專利。2007年，Abel[5]申請了一種新型的蒸汽注入渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)專利，通過補氣提高了熱泵系統(tǒng)的制熱量和制熱COP值，并降低了排氣溫度。

國外新型飛機上的蒸發(fā)循環(huán)制冷系統(tǒng)，如波音B-787旅客機、S-92直升機、NH90直升機等，環(huán)控系統(tǒng)均采用了準二級壓縮技術(shù)。北航張興娟[6]、直升機所黃文捷[7]對直升機環(huán)控系統(tǒng)中蒸發(fā)循環(huán)與空氣循環(huán)技術(shù)進行了對比，提出蒸發(fā)循環(huán)在直升機上有更好的應(yīng)用前景。其中，張興娟對二級壓縮系統(tǒng)進行了熱力性能分析，提出了二級壓縮系統(tǒng)比一級壓縮系統(tǒng)有一定的優(yōu)勢，建議及早開展相關(guān)技術(shù)的研究。國內(nèi)民用領(lǐng)域，趙會霞等[8]對渦旋壓縮機閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)進行了研究；馬國遠[9]、唐華杰[10]對渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)進行了研究；張科等[11]對渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)的數(shù)學模型與性能分析進行了研究；王寶龍[12]研究了制冷劑噴射特征參數(shù)對渦旋式壓縮機性能的影響。這些研究均對準二級壓縮技術(shù)在蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)中的應(yīng)用進行了分析，但是缺少高溫環(huán)境下準二級壓縮技術(shù)的研究。

1 高溫環(huán)境對蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)的影響

1.1 制冷性能下降

1.1.1 蒸發(fā)器焓差降低，單位質(zhì)量制冷量減小

因熱沉溫度提高，為保證換熱溫差，冷凝器的冷凝溫度相應(yīng)提高。從R134a壓-焓圖可以看出，冷凝溫度提高后，冷凝器出口制冷劑焓值升高，流經(jīng)蒸發(fā)器的制冷劑焓差降低，單位質(zhì)量制冷量q0減小。

q0=Δh=h1-h4

(1)

式中，h1為蒸發(fā)器出口焓值，h4為蒸發(fā)器入口焓值。

如表1所示,當冷凝溫度從60℃提高到80℃時，單位質(zhì)量制冷量q0下降25.36%。

表1 不同冷凝溫度下單位質(zhì)量制冷量

1.1.2 壓縮機容積效率ηV降低

壓縮機容積效率ηV決定了實際工作過程的壓縮機排氣量和蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)的制冷劑循環(huán)量GR，直接影響系統(tǒng)的制冷量Q0。

(2)

式中，Vh為壓縮機吸氣腔容積；v1為吸氣口制冷劑比容。

影響壓縮機容積效率的主要因素是氣缸的余隙容積，吸排氣閥阻力，吸氣過程中氣體被加熱的程度及氣體泄漏等四個方面，分別用容積系數(shù)λV、壓力系數(shù)λP、溫度系數(shù)λt和泄漏系數(shù)λL表示[13]。

ηV=λVλPλtλL

(3)

式中，p1、p2為壓縮機進出口壓力，T1、Tk為壓縮機進口制冷劑溫度和冷凝溫度，Δp1、Δp2為壓縮機吸氣阻力損失和排氣阻力損失，θ為吸氣過熱度，C為余隙系數(shù)，a和b為溫度影響系數(shù)。

從公式中可以看出，決定壓縮機容積效率的容積、壓力、溫度，均與壓縮機的吸排氣壓力(溫度)有關(guān)。當熱沉溫度升高時，冷凝溫度Tk和壓縮機出口壓力p2隨之升高，λV、λP和λt均呈下降趨勢，壓縮機容積效率降低。泄漏系數(shù)λL雖然沒有計算公式，但是隨著壓縮機內(nèi)部溫度和壓力的提升，冷凍油粘度降低，油膜和密封件的密封性能下降，泄漏增加，也使壓縮機容積效率降低。

1.2 壓縮機工作不穩(wěn)定

作為蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)的核心部件，壓縮機能否穩(wěn)定工作至關(guān)重要。當壓縮機排氣溫度升高時，高溫使壓縮機部件產(chǎn)生變形，壓縮機的密封性、潤滑性、動平衡性下降；更高的溫度還會使壓縮機潤滑油碳化。因此，通常在壓縮機上配置有過熱保護器，當壓縮機排氣溫度達到設(shè)定溫度時(通常為130℃±5℃)，壓縮機被強制停止工作，以保護壓縮機。

從壓-焓圖可以看出，當系統(tǒng)冷凝溫度升高，壓縮機排氣溫度隨之上升。同時，受壓縮過程中摩擦、泄漏、有害傳熱、流動阻力等影響，壓縮機實際工作曲線偏離等熵線，偏離程度用壓縮機指示效率ηi表示。偏離越大，ηi越低，壓縮機實際排氣溫度越高。

對于高轉(zhuǎn)速全封閉電動制冷壓縮機，指示效率通常采用繆道平[14]的公式進行分析：

(4)

對于開啟式壓縮機，指示效率還有一個簡易計算公式：

(5)

式中，T0與Tk為蒸發(fā)溫度和冷凝溫度(K)，t0為蒸發(fā)溫度(℃)。

從上面兩個公式可以看出，蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)熱沉溫度升高后，冷凝溫度與冷凝壓力升高，壓縮機的壓比增加，指示效率ηi下降，壓縮機排氣溫度升高，壓縮機工作趨于不穩(wěn)定。

2 主要技術(shù)措施及對比

2.1 提高壓縮機轉(zhuǎn)速或壓縮機排量

為了彌補由于冷凝溫度升高造成的蒸發(fā)器進出口焓差減少，最直接的方法就是提高壓縮機轉(zhuǎn)速或增大壓縮機排量，使蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)中制冷劑的循環(huán)量GR增大，補償焓差的減少，保證系統(tǒng)制冷量不降低。

但是，壓縮機轉(zhuǎn)速提高，勢必惡化壓縮機的潤滑系統(tǒng)和動平衡，降低壓縮機指示效率，使壓縮機排氣溫度升高；壓縮機排量提高可以在不提高壓縮機轉(zhuǎn)速的前提下增大制冷劑的循環(huán)量GR，但壓縮機的體積和重量相應(yīng)增加，系統(tǒng)代償損失加大，不符合機載產(chǎn)品小型化、輕量化的要求。

2.2 提高蒸發(fā)溫度

提高蒸發(fā)溫度可以增大蒸發(fā)器焓差，同時降低壓縮機入口比容，提高壓縮機的質(zhì)量排量，是提高系統(tǒng)制冷量的有效方法。提高蒸發(fā)溫度還能降低壓縮機壓比，提高壓縮機指示效率，降低壓縮機排氣溫度。

但是，提高蒸發(fā)溫度，會提高蒸發(fā)器高溫側(cè)出口溫度，降低機載人員的舒適性。用于電子設(shè)備液冷散熱系統(tǒng)時，會減小冷板的傳熱溫差，降低傳熱系數(shù)，增大冷板的體積和重量。

2.3 增大冷凝器換熱面積，提高冷凝風量

在高溫環(huán)境下，減小冷凝溫度與熱沉溫度的溫差，可以有效控制壓縮機排氣溫度。其中，增大冷凝器換熱面積，提高冷凝風量(或液態(tài)載冷劑的流量)，可以在相同的冷凝換熱量的前提下，降低冷凝溫度和冷凝壓力，進而降低壓縮機排氣溫度。但增大冷凝器換熱面積，提高冷凝風量，將使冷凝器的重量和電功耗增加，不符合機載產(chǎn)品的發(fā)展需求。

2.4 減小蒸發(fā)器出口過熱度

蒸發(fā)循環(huán)電動壓縮機通常采用低溫制冷劑氣體將電動機工作的熱量帶走。制冷劑在進入壓縮腔之前有一個溫升過程，壓縮入口制冷劑溫度升高，使壓縮機排氣口溫度相應(yīng)升高。降低蒸發(fā)器出口制冷劑的過熱度，可以相應(yīng)降低壓縮腔入口制冷劑溫度，對降低壓縮機排氣溫度有一定作用。為保證蒸發(fā)器的蒸發(fā)效率，蒸發(fā)器出口需要5℃左右的過熱度，而在蒸發(fā)器到壓縮機之間的回氣管中，制冷劑又不可避免地吸收少量外部熱量，因此在進行設(shè)計時，壓縮機入口制冷劑過熱度通常按10℃進行計算。所以減少蒸發(fā)器出口過熱度的方案效果很有限。

2.5 采用準二級壓縮技術(shù)

2.5.1 準二級壓縮技術(shù)介紹

單級壓縮蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)，制冷劑從冷凝器流出后直接進入膨脹閥節(jié)流降壓，然后進入蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱。而準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)中，從冷凝器流出的制冷劑首先進行一級節(jié)流降壓，在閃發(fā)器中分離成制冷劑氣體和液體，氣態(tài)制冷劑從壓縮中間狀態(tài)返回壓縮機，直接進入二級壓縮，液態(tài)制冷劑經(jīng)過第二級節(jié)流進入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱。

準二級壓縮理論循環(huán)如圖1所示，高溫、高壓制冷劑液體(狀態(tài)5)經(jīng)過第一級節(jié)流膨脹，形成中溫、中壓的氣液兩態(tài)混合物(狀態(tài)6)，然后進入閃發(fā)器中氣液分離，分離出的液態(tài)制冷劑(狀態(tài)7’)經(jīng)過過冷過熱器后成為過冷液體(狀態(tài)7)，然后進行第二級節(jié)流膨脹后(狀態(tài)8)進入蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱,形成過熱氣體后進入壓縮機(狀態(tài)1)，吸收電機散發(fā)的熱量，溫度再次升高(狀態(tài)1’)進入渦旋壓縮動靜盤中開始壓縮。在閃發(fā)器中分離出的氣態(tài)制冷劑(狀態(tài)3’)進入壓縮機的壓縮腔,與經(jīng)過第一級壓縮后的高溫制冷劑氣體(狀態(tài)2)混合后溫度升高(狀態(tài)3)，繼續(xù)進行第二級壓縮，最后排出壓縮機(狀態(tài)4)。

圖1 準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)壓-焓圖

與單級壓縮相比，準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)具有以下幾個優(yōu)勢：

1)中間注入的低溫制冷劑氣體可以降低第一級壓縮后的制冷劑溫度，使壓縮機排氣溫度降低，進而提高蒸發(fā)循環(huán)壓縮機高溫環(huán)境下的工作穩(wěn)定性和工作可靠性。

2)準二級壓縮系統(tǒng)中，進入蒸發(fā)器的制冷劑焓值比單級壓縮系統(tǒng)低，因此在相同制冷量的前提下，準二級壓縮系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量小于單級膨脹系統(tǒng)，壓縮機轉(zhuǎn)速可以降低從而提高壓縮機的指示效率，降低壓縮機排氣溫度。

3) 準二級壓縮系統(tǒng)中一部分制冷劑直接從壓縮過程中間注入壓縮機，不進行第一級壓縮，降低了壓縮機的功耗，提高了壓縮機的能效比。

2.5.2 準二級壓縮與單級壓縮系統(tǒng)計算對比

通過設(shè)定相同的蒸發(fā)溫度(5℃)、冷凝溫度(80℃)、過熱度(10℃)、過冷度(5℃)，以及壓縮機的指示效率(0.6)和電機發(fā)熱功率(0.15Ni)，在相同的制冷功率(6kW)下，對單級壓縮和準二級壓縮進行理論計算，對比壓縮機的排氣溫度和能效比。

單級壓縮系統(tǒng)主要計算公式：

(6)

(7)

(8)

(9)

Ni=GR(h2-h1)

(10)

準二級壓縮系統(tǒng)主要計算公式：

(11)

X=Gr1/(Gr1+Gr2)

(12)

h3(Gr1+Gr2)=h3′×Gr1+h2×Gr2

(13)

Ni=Gr2(h2-h1′)+(Gr1+Gr2)(h4-h3)

(14)

其中：Q0(kW)—制冷量；W0(kW)—壓縮機電機發(fā)熱功率；ηi—壓縮機指示效率；ηV—壓縮機容積效率；v(m3/kg)—壓縮腔入口比容；V(m3/r)—壓縮機排量；p0(MPa)—蒸發(fā)壓力;pk(MPa)—冷凝壓力；pm(MPa)—中間壓力；GR(kg/s)—系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量；Gr1(kg/s)—蒸發(fā)器制冷劑質(zhì)量流量；Gr2(kg/s)—補氣制冷劑質(zhì)量流量；Ni(kW)—壓縮機指示功率；h(kJ/kg)—各狀態(tài)點焓值；X—制冷劑干度。

計算結(jié)果見表1。

由于計算過程中未考慮壓縮機轉(zhuǎn)速和排氣溫度對指示效率的影響，因此實際情況下，壓縮機排氣溫度和指示效率的降低，壓縮機能效比的提高均將大于表中數(shù)據(jù)。

表1 蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)對比計算結(jié)果

3 試驗介紹

3.1 試驗件

試驗壓縮機采用中間注入式電動渦旋式壓縮機，壓縮機排量32cc/r，最高工作轉(zhuǎn)速8500rpm。

閃發(fā)器新研制造，一級膨脹采用毛細管，二級膨脹采用熱力膨脹閥。冷凝器采用平行流式，蒸發(fā)器為層疊式。進行單級試驗時，將壓縮機中間注入口堵住，閃發(fā)器短路，蒸發(fā)器膨脹閥換成高壓膨脹閥。進行二級壓縮試驗時，將閃發(fā)器接入系統(tǒng)，閃發(fā)器出氣口與壓縮機注入口連接，蒸發(fā)器膨脹閥換中壓膨脹閥(圖2)。

圖2 準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)產(chǎn)品圖

3.2 試驗設(shè)備及試驗工況

試驗采用新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團)有限公司專用的直升機蒸發(fā)循環(huán)制冷系統(tǒng)試驗臺(圖3)。試驗臺參數(shù)：

制冷量測試范圍：1500～11000W

溫濕度調(diào)整范圍：

蒸發(fā)器艙：干球溫度：+5～+45℃

相對濕度：20%～95%

冷凝器艙：干球溫度：-20～+70℃

相對濕度：20%～95%

重復(fù)精度：≤±1.5%

圖3 直升機蒸發(fā)循環(huán)制冷系統(tǒng)試驗臺

試驗工況見表2。

表2 試驗環(huán)境溫度(℃)

4 試驗結(jié)果與分析

4.1 單級壓縮系統(tǒng)試驗

圖4顯示，當壓縮機轉(zhuǎn)速提高時，在電機功率增加、壓縮機指示效率下降及運動部件發(fā)熱量增加的綜合作用下，壓縮機的排氣溫度很快上升。環(huán)境溫度越高，冷凝器的冷凝溫度和冷凝壓力越高，壓縮機排氣溫度越高。當環(huán)境溫度從45℃提高到50℃時，壓縮機排氣溫度提高2%～5.3%，而當環(huán)境溫度從50℃提高到55℃時，壓縮機排氣溫度提高8.2%～11.5%，呈明顯上升趨勢。在55℃的環(huán)境溫度下，當壓縮機接近最高轉(zhuǎn)速時，排氣溫度已達到上限130℃，壓縮機已不能正常工作。

圖4 單級壓縮系統(tǒng)排氣溫度

圖5顯示，在同樣的蒸發(fā)器艙環(huán)境溫度下，如果提高冷凝器艙環(huán)境溫度5℃，則系統(tǒng)制冷能力下降4%～7%。圖6顯示，壓縮機的能效比隨壓縮機轉(zhuǎn)速提高而急劇下降，說明轉(zhuǎn)速對壓縮機效率影響較大，與環(huán)境溫度關(guān)系不大。在系統(tǒng)設(shè)計時，為使壓縮機能力得到發(fā)揮，應(yīng)盡量降低壓縮機的額定工作轉(zhuǎn)速。

圖5 單級壓縮系統(tǒng)制冷能力

圖6 單級壓縮系統(tǒng)能效比

4.2 準二級壓縮系統(tǒng)試驗

為了對比準二級壓縮系統(tǒng)與單級壓縮系統(tǒng)在高溫環(huán)境下的性能，我們首先取冷凝器艙55℃，蒸發(fā)器艙干球35℃，濕球26.1℃的工況進行試驗，將獲得的數(shù)據(jù)整理成以制冷量為橫坐標，壓縮機轉(zhuǎn)速、排氣溫度和能效比為縱坐標的對比圖，如圖7-圖9。從圖中可以看出，在55℃高溫環(huán)境下，單級壓縮系統(tǒng)制冷量達到5100W時，壓縮機已接近最高轉(zhuǎn)速(8500rpm)和最高排氣溫度(130℃)，系統(tǒng)制冷能力已達到頂點。而準二級壓縮系統(tǒng)達到5100W制冷量時，壓縮機轉(zhuǎn)速只有3845rpm，排氣溫度只有90.7℃，系統(tǒng)的制冷能力還有很大的余量。綜合考慮壓縮機轉(zhuǎn)速和排氣溫度的限制，準二級壓縮系統(tǒng)最大制冷能力約為6200W，比單級壓縮系統(tǒng)提升了21.6%。

圖7 壓縮機轉(zhuǎn)速對比

圖8 壓縮機排氣溫度對比

圖9 壓縮機能效比對比

從圖中還可看出，達到同樣的制冷量，準二級壓縮系統(tǒng)的能效比、壓縮機轉(zhuǎn)速和排氣溫度均遠小于單級壓縮系統(tǒng)。如以制冷量5kW 的點進行對比，準二級壓縮系統(tǒng)比單級壓縮系統(tǒng)的壓縮機轉(zhuǎn)速降低50.3%，排氣溫度降低26.7%，能效比提升44.3%。與前期正常工況下機載準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)技術(shù)研究的數(shù)據(jù)對比[15]，說明在高溫環(huán)境下，準二級壓縮系統(tǒng)的工作狀況相對于單級壓縮系統(tǒng)的優(yōu)勢更加明顯。

在進行60℃高溫環(huán)境下兩種系統(tǒng)的對比試驗時，當轉(zhuǎn)速升高時，由于控制器內(nèi)部溫度過高，控制器自動保護，使試驗無法進行，最終測得的最高性能數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 在60℃環(huán)境下對比試驗結(jié)果

數(shù)據(jù)顯示，雖然在60℃環(huán)境下兩種工作方式的控制器內(nèi)部溫度均較高，但準二級壓縮系統(tǒng)在制冷量高17.3%的情況下，壓縮機排氣溫度較單級系統(tǒng)低18.3%。因此，如果能夠改善控制器中發(fā)熱元件(主要為IGBT)的散熱，準二級壓縮系統(tǒng)的高溫工作性能還有很大的潛力可挖。

5 結(jié)論

為了滿足高溫環(huán)境下機載蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)高效、穩(wěn)定工作的需求，本文提出應(yīng)用準二級壓縮蒸發(fā)循環(huán)技術(shù)，代替現(xiàn)有的單級壓縮技術(shù)。通過理論分析和試驗驗證，得到以下結(jié)論：

1)單級壓縮蒸發(fā)循環(huán)系統(tǒng)，在高溫環(huán)境下，由于進入蒸發(fā)器中的制冷劑焓差降低和壓縮機效率降低的影響，系統(tǒng)的制冷能力大幅下降。

2)為了滿足系統(tǒng)制冷能力要求而提高壓縮機轉(zhuǎn)速，由于能效比下降，提升效果不明顯，且會使壓縮機排氣溫度大幅上升，影響高溫環(huán)境下壓縮機的穩(wěn)定工作。

3)在蒸發(fā)器冷凝器不變的情況下，系統(tǒng)采用準二級壓縮技術(shù)后，55℃高溫環(huán)境，5000轉(zhuǎn)/分鐘轉(zhuǎn)速下，系統(tǒng)性能可提升約25%。

4)采用準二級壓縮技術(shù)后，在55℃高溫環(huán)境下，在達到同樣的制冷能力下，同單級壓縮系統(tǒng)相比，壓縮機轉(zhuǎn)速降低50.3%，排氣溫度降低26.7%，能效比提升44.3%。

5)在60℃高溫環(huán)境下，依靠壓縮機入口低溫制冷劑進行散熱的控制器，由于內(nèi)部溫度過高，限制了系統(tǒng)制冷能力的提高，需要進一步增強控制器的散熱能力。