申道明，桂 超，夏錦紅，薛松濤

（1.新鄉(xiāng)學(xué)院 土木工程與建筑學(xué)院，河南新鄉(xiāng) 453000；2.同濟(jì)大學(xué) 結(jié)構(gòu)工程與防災(zāi)研究所，上海 200092；3.日本東北工業(yè)大學(xué) 建筑學(xué)科，仙臺(tái) 9828-577）

0 引言

對(duì)于空調(diào)制冷系統(tǒng)，隨著適用環(huán)境對(duì)其負(fù)荷要求的擴(kuò)大、系統(tǒng)設(shè)備使用范圍的局限性，復(fù)疊式制冷系統(tǒng)、多級(jí)壓縮式制冷系統(tǒng)、并聯(lián)壓縮機(jī)組制冷系統(tǒng)等設(shè)備組合已被廣泛認(rèn)可，因此對(duì)各適用環(huán)境對(duì)系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行分析［1-9］，對(duì)選取系統(tǒng)設(shè)備組合最優(yōu)系統(tǒng)顯得極其重要。

楊俊蘭等［1］對(duì)不同復(fù)疊式制冷循環(huán)進(jìn)行了對(duì)比，發(fā)現(xiàn)R290/CO2復(fù)疊式制冷循環(huán)的COP 比R404A/CO2循環(huán)高，且2 種制冷循環(huán)均存在最佳低溫循環(huán)冷凝溫度使得系統(tǒng)COP 取得最大值，并建議通過(guò)增大蒸發(fā)溫度、減小冷凝溫度及降低冷凝蒸發(fā)器傳熱溫差來(lái)增強(qiáng)系統(tǒng)的穩(wěn)定高效運(yùn)行。牛寶聯(lián)等［2］提出液體旁通制冷系統(tǒng)，即通過(guò)調(diào)節(jié)進(jìn)入蒸發(fā)器的制冷劑流量來(lái)調(diào)節(jié)制冷量，該系統(tǒng)可有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，且不存在液擊危險(xiǎn)。寧?kù)o紅等［3］對(duì)比了回?zé)崞鲗?duì)R290/CO2、NH3/CO2、R404A/CO2三種復(fù)疊式制冷系統(tǒng)性能的影響比重，在一定的冷凝溫度、蒸發(fā)溫度和冷凝蒸發(fā)器傳熱溫差下，回?zé)嵫h(huán)可有效提高R290/CO2、R404A/CO2復(fù)疊式制冷系統(tǒng)的性能，并可減少?gòu)?fù)疊式制冷系統(tǒng)中高溫循環(huán)制冷劑的充注量，從而提高復(fù)疊式制冷系統(tǒng)的安全性。

Arora 等［5］根據(jù)能量守恒、動(dòng)量守恒、質(zhì)量守恒三大定律建立了兩級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)理論模型，以此對(duì)蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、吸氣過(guò)熱度、閥前過(guò)冷度、壓縮機(jī)等熵效率等對(duì)最佳中間飽和溫度的影響進(jìn)行計(jì)算分析。王景剛等［7］建立了雙級(jí)壓縮帶膨脹機(jī)的CO2跨臨界制冷循環(huán)熱力學(xué)模型，基于實(shí)際循環(huán)中不可逆損失，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了性能系數(shù)、熱力學(xué)完善度和單位制冷量火用損失等指標(biāo)進(jìn)行了分析計(jì)算。莊友明等［8］對(duì)氨活塞式雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)的最佳中間溫度、最佳高/低壓級(jí)輸氣容積比和最大COP 值隨冷凝溫度和蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律進(jìn)行了研究，并采用微機(jī)程序確定任意工況條件下最佳中間狀態(tài)和任意中間狀態(tài)下高/低壓級(jí)輸氣容積比與中間溫度的關(guān)系，進(jìn)一步對(duì)比了1/2 和1/3 兩種固定容積比的雙級(jí)機(jī)在各種工況下的系統(tǒng)綜合性能。

從以上的分析中可以看出，對(duì)于單個(gè)壓縮機(jī)和串聯(lián)壓縮機(jī)組的性能研究相對(duì)較多，而壓縮機(jī)組采用并聯(lián)的研究很少，特別是針對(duì)并聯(lián)壓縮機(jī)組的綜合性能評(píng)價(jià)更少。本文主要基于并聯(lián)式壓縮機(jī)組水冷式測(cè)試臺(tái)，對(duì)壓縮機(jī)不同開(kāi)啟狀態(tài)下，蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、壓縮機(jī)吸排氣壓比等工況條件對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律進(jìn)行分析，并為壓縮機(jī)性能預(yù)測(cè)模型進(jìn)行擬合，進(jìn)而為并聯(lián)式壓縮機(jī)組系統(tǒng)的產(chǎn)品開(kāi)發(fā)提供試驗(yàn)依據(jù)及理論支持。

1 試驗(yàn)裝置

測(cè)試臺(tái)結(jié)構(gòu)類(lèi)似于1 臺(tái)小型水冷式并聯(lián)壓縮機(jī)組水冷冷水機(jī)，主要包括制冷系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)、冷凍水系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)4 部分，具體原理結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1。

圖1 試驗(yàn)系統(tǒng)原理

制冷系統(tǒng)主要包括并聯(lián)壓縮機(jī)組、冷凝器、儲(chǔ)液器、過(guò)冷器、質(zhì)量流量計(jì)、膨脹閥、視液鏡、蒸發(fā)器等部件。壓縮機(jī)選用丹弗斯渦旋式壓縮機(jī)，由于壓縮機(jī)組由定頻壓縮機(jī)組成，因此試驗(yàn)運(yùn)行中主要通過(guò)調(diào)節(jié)壓縮機(jī)接通電源來(lái)調(diào)節(jié)系統(tǒng)運(yùn)行，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)負(fù)荷的調(diào)節(jié)。冷卻水系統(tǒng)、冷凍水系統(tǒng)均主要由恒溫水浴、水泵、電磁流量計(jì)等主要部件組成，分別為冷凝器、蒸發(fā)器提供試驗(yàn)換熱環(huán)境，試驗(yàn)中主要通過(guò)調(diào)節(jié)恒溫水浴溫度實(shí)現(xiàn)對(duì)冷凝溫度和蒸發(fā)溫度的控制。對(duì)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑狀態(tài)參數(shù)（包括流量、溫度、壓力）、水循環(huán)狀態(tài)參數(shù)（包括流量、溫度）進(jìn)行測(cè)量，并使用西門(mén)子300PLC 對(duì)系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行采集，使用三維利空程序?qū)υ囼?yàn)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)控，以確保試驗(yàn)安全穩(wěn)定運(yùn)行。系統(tǒng)采用儀器儀表性能參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 試驗(yàn)測(cè)量?jī)x器及儀表

2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

根據(jù)儀器儀表可得系統(tǒng)參數(shù)包括：蒸發(fā)壓力Pevp、冷凝壓力Pcon、壓縮機(jī)吸氣溫度Tsuc、壓縮機(jī)排氣溫度Tdis、膨脹閥前制冷劑溫度TinEXV、制冷劑質(zhì)量流量mr、冷凍水進(jìn)出口溫度Tevw，win，Tevw，out，冷凍水循環(huán)流量mevw，冷卻水進(jìn)出口溫度Tcow，in， Tcow，out，冷凍水循環(huán)流量mcow。試驗(yàn)主要研究冷凝溫度、蒸發(fā)溫度、系統(tǒng)壓比對(duì)系統(tǒng)性能的影響，并設(shè)定膨脹發(fā)前過(guò)冷度為8 ℃、壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度為5 ℃，可根據(jù)下式分別計(jì)算可得，即：

式中 Tevp—— 系統(tǒng)蒸發(fā)溫度，由所測(cè)蒸發(fā)壓力Pevp計(jì)算得到，℃；

Tcon—— 冷凝溫度，由所測(cè)冷凝壓力Pcon計(jì)算得到，℃。

試驗(yàn)選用冷凍水側(cè)換熱量和制冷劑側(cè)換熱量的平均值作為系統(tǒng)制冷量的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)。

冷卻水側(cè)換熱量Qw：

式中 Cp——冷卻水定壓比熱容，J/（kg·℃）。

制冷劑側(cè)換熱量Qr：

式中 hsuc——壓縮機(jī)吸氣比焓，kJ/kg；

hinEXV——膨脹閥前制冷劑比焓，kJ/kg。

兩者均由所測(cè)溫度、壓力值計(jì)算得到。

系統(tǒng)制冷量Qevp：

選用COP 對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行評(píng)價(jià)，計(jì)算中僅對(duì)壓縮機(jī)耗功進(jìn)行計(jì)算，即：

壓縮機(jī)耗功P：

式中 U ——壓縮機(jī)輸入電壓，V；

I ——壓縮機(jī)輸入電流，A。

系統(tǒng)性能COP：

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

系統(tǒng)主要通過(guò)對(duì)冷凍水、冷卻水溫度的調(diào)節(jié)對(duì)蒸發(fā)溫度、冷凝溫度的進(jìn)行控制。對(duì)系統(tǒng)性能受蒸發(fā)溫度的影響進(jìn)行分析時(shí)，保持冷凝溫度、膨脹閥前過(guò)冷度、壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度的恒定，冷凝溫度設(shè)定為40 ℃，蒸發(fā)溫度以2 ℃的間隔進(jìn)行設(shè)計(jì)，即-4，-2，0，2，4，6 ℃；對(duì)系統(tǒng)性能受冷凝溫度的影響進(jìn)行分析時(shí)，保持蒸發(fā)溫度、膨脹閥前過(guò)冷度、壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度的恒定，蒸發(fā)溫度設(shè)定為4 ℃，冷凝溫度以2 ℃的間隔進(jìn)行設(shè)計(jì)，即36，38，40，42，44，46 ℃；試驗(yàn)運(yùn)行中，根據(jù)設(shè)定的膨脹閥前過(guò)冷度、吸氣過(guò)熱度使用PID 表對(duì)膨脹閥開(kāi)度實(shí)現(xiàn)自動(dòng)調(diào)節(jié)。

3.1 壓縮機(jī)開(kāi)啟狀態(tài)

系統(tǒng)內(nèi)制冷劑在壓縮機(jī)的驅(qū)動(dòng)下實(shí)現(xiàn)由低壓低溫狀態(tài)向高溫高壓狀態(tài)的轉(zhuǎn)變。試驗(yàn)運(yùn)行中，膨脹閥開(kāi)度隨著系統(tǒng)壓比變化可實(shí)現(xiàn)自動(dòng)調(diào)節(jié)，進(jìn)而確保壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度和膨脹閥前過(guò)冷度的恒定。

相同工況下，壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)制冷量及制冷劑循環(huán)流量的不同對(duì)比如圖2，3 所示。

圖2 壓縮機(jī)不同狀態(tài)下系統(tǒng)制冷量的對(duì)比

圖3 壓縮機(jī)不同狀態(tài)下制冷劑循環(huán)流量的對(duì)比

由圖可知：壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)制冷量分別約為壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)制冷量的2.09～2.15 倍、1.62～1.68 倍，而壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)制冷劑循環(huán)流量分別約為壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)制冷劑循環(huán)流量的2.15～2.23 倍、1.71～1.75 倍，相同工況下，制冷劑單位質(zhì)量制冷量相同，因此，壓縮機(jī)不同開(kāi)啟狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑循環(huán)流量不同使機(jī)組表現(xiàn)出不同的負(fù)荷狀態(tài)。

3.2 蒸發(fā)溫度

通過(guò)調(diào)節(jié)冷凍水溫度實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)蒸發(fā)溫度的控制，當(dāng)壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，系統(tǒng)制冷量和COP 隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系如圖4 所示，由圖可知：隨著蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)制冷量和和COP均逐漸減小。此時(shí)冷凝溫度、膨脹閥前過(guò)冷度保持恒定，即說(shuō)明制冷劑在蒸發(fā)器的入口焓值保持不變，而蒸發(fā)溫度的降低、壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度不變，可表征制冷劑單位質(zhì)量制冷量的減小。

圖4 蒸發(fā)溫度對(duì)制冷量和COP 的影響

圖5 蒸發(fā)溫度對(duì)壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

雖然蒸發(fā)溫度的降低致使制冷劑比體積減小，即壓縮機(jī)單個(gè)沖程內(nèi)將能作用于更多制冷劑，但壓縮機(jī)的容積效率隨著系統(tǒng)壓比的增加而減 ?。?0］，冷凝溫度恒定時(shí)，系統(tǒng)壓比隨著蒸發(fā)溫度的升高而降低，因此，制冷劑循環(huán)流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大。雖然制冷劑流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大，但壓縮機(jī)對(duì)制冷劑的單位質(zhì)量壓縮機(jī)功隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小，此外，壓縮機(jī)的等熵效率隨著系統(tǒng)壓比的增加而減?。?1］，三者作用效果相互彌補(bǔ)致使壓縮機(jī)功耗受蒸發(fā)溫度的影響并不大，如圖5 所示。因此，蒸發(fā)溫度對(duì)COP 的影響效果與其對(duì)制冷量的影響效果相似，試驗(yàn)結(jié)果與郭懷遠(yuǎn)等［12］的分析相似。

3.3 冷凝溫度

通過(guò)調(diào)節(jié)冷卻水溫度實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)冷凝溫度的控制，當(dāng)壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)制冷量和COP 的影響如圖6 所示，由圖可知：系統(tǒng)制冷量和COP 均隨著冷凝溫度的升高而減小，蒸發(fā)溫度、壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度保持不變即表征蒸發(fā)器出口制冷劑比焓保持不變，但冷凝溫度的升高、膨脹閥前過(guò)冷度保持不變可表征蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑比焓減小，即制冷劑單位質(zhì)量制冷量隨著冷凝溫度的升高而減小，此外，制冷劑循環(huán)流量隨冷凝溫度的升高而減小，兩者均驗(yàn)證系統(tǒng)制冷量隨冷凝溫度的升高而降低。

圖6 冷凝溫度對(duì)制冷量和COP 的影響

圖7 冷凝溫度對(duì)壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

壓縮機(jī)吸氣口制冷劑比體積保持恒定，而壓縮機(jī)容積效率隨著壓比的增加而減小，進(jìn)而使制冷劑流量隨著冷凝溫度升高而減小；不同于蒸發(fā)溫度對(duì)壓縮機(jī)功耗的影響，雖然冷凝溫度對(duì)制冷劑流量的影響比重較小，但壓縮機(jī)對(duì)制冷劑的單位質(zhì)量壓縮功隨著冷凝溫度的升高而增大，進(jìn)而使壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度的升高而增大，如圖7 所示。系統(tǒng)制冷量隨著冷凝溫度的升高而降低，壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度得升高而增加，兩者使COP 隨冷凝溫度的升高而減小，如圖6 所示。

3.4 系統(tǒng)壓比

參考虞中旸等［13］的研究，試驗(yàn)通過(guò)調(diào)節(jié)冷卻水溫度實(shí)現(xiàn)對(duì)冷凝溫度的控制，調(diào)節(jié)冷凍水溫度實(shí)現(xiàn)對(duì)蒸發(fā)溫度的控制，而蒸發(fā)溫度、冷凝溫度均是通過(guò)影響單位質(zhì)量制冷量來(lái)影響系統(tǒng)負(fù)荷，其中冷凝溫度影響蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑比焓、蒸發(fā)溫度影響蒸發(fā)器出口制冷劑比焓。不同于采用單一變量法對(duì)制冷量和COP 受蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的影響進(jìn)行控制，系統(tǒng)壓比發(fā)生變化時(shí)，蒸發(fā)溫度、冷凝溫度均會(huì)發(fā)生相應(yīng)變化，即此時(shí)蒸發(fā)器進(jìn)出口制冷劑比焓均會(huì)發(fā)生相應(yīng)變化。壓比對(duì)系統(tǒng)制冷量和COP 的影響如圖8 所示，由圖可知：制冷量和COP 隨著壓比的減小而增大。

圖8 系統(tǒng)壓比對(duì)制冷量和COP 的影響

雖然由于壓縮機(jī)容積效率隨著系統(tǒng)壓比的增大而減小，當(dāng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率保持不變，制冷劑循環(huán)流量隨壓比的增加而減小，可降低壓縮機(jī)功耗，但系統(tǒng)壓比的升高致使壓縮機(jī)等熵效率降低、單位質(zhì)量制冷劑壓縮功增大，兩者的共同效果使壓縮機(jī)功耗升高，如圖9 所示。最終，壓縮機(jī)功耗和制冷量受系統(tǒng)壓比的影響致使COP 隨系統(tǒng)壓比的升高而減小，如圖8 所示。

圖9 系統(tǒng)壓比對(duì)壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

3.5 預(yù)測(cè)模型

除前面所述試驗(yàn)分析外，很多學(xué)者根據(jù)試驗(yàn)工況、壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)性能進(jìn)行理論模型預(yù)測(cè)，商萍君等［14］基于變頻螺桿式壓縮機(jī)運(yùn)行壓比和螺桿轉(zhuǎn)子齒頂圓速度的19 系數(shù)和21 系數(shù)非線性擬合數(shù)學(xué)模型，用于計(jì)算容積效率和等熵效率?；谀芰渴睾?、質(zhì)量守恒和實(shí)際氣體狀態(tài)方程的渦旋壓縮機(jī)模型，王寶龍等［15］推導(dǎo)出適宜于任意漸開(kāi)線初始角的包含吸氣、壓縮和排氣全過(guò)程的分段函數(shù)形式工作腔容積模型和泄漏面積模型。

為對(duì)未試驗(yàn)工況下系統(tǒng)性能進(jìn)行預(yù)測(cè)，本文對(duì)制冷劑流量、壓縮機(jī)功耗與蒸發(fā)溫暖、冷凝溫度的預(yù)測(cè)模型進(jìn)行設(shè)定，預(yù)測(cè)模型基本表達(dá)式為：

式中 a1～a5——未知系數(shù)；

Td——冷凝溫度，℃；

Ts——蒸發(fā)溫度，℃。

使用壓縮機(jī)A 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)預(yù)測(cè)模型中未知系數(shù)a1，a2，a3，a4，a5進(jìn)行計(jì)算，同時(shí)為驗(yàn)證預(yù)測(cè)模型的使用廣泛性，使用壓縮機(jī)B 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)預(yù)測(cè)模型的預(yù)測(cè)精度進(jìn)行校核。

經(jīng)計(jì)算，制冷劑流量預(yù)測(cè)模型為：

壓縮機(jī)功耗預(yù)測(cè)模型為：

預(yù)測(cè)模型對(duì)壓縮機(jī)A 性能的預(yù)測(cè)不確定度分別為98.7%，99.2%。

使用預(yù)測(cè)模型對(duì)壓縮機(jī)B 系統(tǒng)性能進(jìn)行預(yù)測(cè)，結(jié)果顯示：制冷劑流量預(yù)測(cè)模型的預(yù)測(cè)平均誤差為±8%以?xún)?nèi)，壓縮機(jī)功耗預(yù)測(cè)平均誤差為±7.6%，較小的預(yù)測(cè)誤差足可驗(yàn)證預(yù)測(cè)模型的有效性。

4 結(jié)論

（1）對(duì)于并聯(lián)壓縮機(jī)，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑循環(huán)流量不同使機(jī)組表現(xiàn)出不同的負(fù)荷狀態(tài)。

（2）隨著蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)制冷量和和COP 均逐漸減小，制冷劑流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大，而壓縮機(jī)功耗受蒸發(fā)溫度的影響并 不大。

（3）系統(tǒng)制冷量和COP 均隨著冷凝溫度的升高而減小，此外，制冷劑流量隨冷凝溫度的升高而減小，而壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度得升高而 增加。

（4）系統(tǒng)制冷量和COP 隨著壓比的減小而增大，制冷劑流量隨壓比的增加而減小，而壓縮機(jī)功耗隨著壓比的增加而升高。

（5）使用蒸發(fā)溫度、冷凝溫度對(duì)質(zhì)量速率、壓縮機(jī)功耗進(jìn)行預(yù)測(cè)的同時(shí)擬合預(yù)測(cè)模型，預(yù)測(cè)模型可實(shí)現(xiàn)對(duì)壓縮機(jī)性能的高精度預(yù)測(cè)，其預(yù)測(cè)誤差在±10%以?xún)?nèi)。