孫帥輝,郭鵬程,孫龍剛,楊啟超

(1.西安理工大學(xué) 水利水電學(xué)院,陜西 西安 710048;2.合肥通用研究所 壓縮機技術(shù)國家重點實驗室,安徽 合肥 230031)

變吸氣工況R32渦旋壓縮機濕壓縮過程模擬研究

孫帥輝1,郭鵬程1,孫龍剛1,楊啟超2

(1.西安理工大學(xué) 水利水電學(xué)院,陜西 西安 710048;2.合肥通用研究所 壓縮機技術(shù)國家重點實驗室,安徽 合肥 230031)

為降低采用R32工質(zhì)的渦旋制冷壓縮機在高溫、高壓比下的排氣溫度并提高其性能,建立了濕壓縮模擬的壓縮過程模型,結(jié)合兩相泄漏模型和傳熱模型,對其在不同吸氣工況下的工作過程進行了數(shù)值模擬。該模型以內(nèi)能為求解參數(shù),可自動判斷流態(tài),統(tǒng)一了兩相和過熱模型,將控制方程從5個降低到2個,簡化了編程和求解。結(jié)果表明兩相和過熱工質(zhì)的壓縮特性明顯不同,壓縮過程中工質(zhì)的最高溫度高于排氣溫度。在吸氣干度≥0.96時,兩相工質(zhì)在壓縮過程前已變?yōu)檫^熱,不會產(chǎn)生液擊。隨吸氣名義干度的降低,存在最大制冷量和制冷系數(shù)(COP),分別位于吸氣干度0.97和1.0處,相對吸氣溫度為35 ℃時,分別提高了4.2%和2.6%。該模型為預(yù)測和優(yōu)化采用濕壓縮的渦旋壓縮機提供了一種有效手段。

渦旋壓縮機; 濕壓縮; 制冷; 兩相流; 模型

制冷壓縮機是制冷及熱泵系統(tǒng)的核心設(shè)備,其性能決定了制冷及熱泵系統(tǒng)的能耗和可靠性。渦旋制冷壓縮機由于體積小、效率高而被廣泛應(yīng)用于制冷系統(tǒng)中。采用新型環(huán)保制冷劑R32的渦旋壓縮機在高壓比、高環(huán)境溫度工作時會出現(xiàn)因排氣溫度過高,而導(dǎo)致壓縮機停機甚至損壞[1]。而濕壓縮是降低壓縮機排氣溫度的一種有效措施。濕壓縮時,壓縮機吸入含有液體的制冷劑,使吸氣溫度降低,壓縮比功降低,從而降低了排氣溫度,提高了制冷系統(tǒng)性能和壓縮機在高壓比、高溫環(huán)境下的工作可靠性。

目前對于濕壓縮的實驗研究成果較多,韓磊對滾動轉(zhuǎn)子壓縮制冷系統(tǒng)在變干度工況下的實驗研究認為在“0”過熱度附近時,制冷系統(tǒng)的制冷量和COP最高[2]。而楊麗輝[3]通過實驗研究認為當(dāng)吸氣干度為0.95～0.98時,滾動轉(zhuǎn)子制冷系統(tǒng)的COP和制冷量最大。矢島龍三郎[1]為了解決新型環(huán)保制冷劑R32制冷系統(tǒng)排氣溫度超高的問題,認為吸氣干度為0.93時,壓縮機的排氣溫度可以降低到安全線以下。鄭波[4]通過實驗研究了濕壓縮對R32系統(tǒng)性能的影響,認為濕壓縮可以有效降低壓縮機的排氣溫度,從而保證了壓縮機的可靠運行。但實驗研究結(jié)果缺乏通用性,研究成本較高,而因濕壓縮涉及到兩相流動的問題,對其進行的理論模擬研究較少。Duta[5]針對濕壓縮開發(fā)了液滴、均相混合和液擊等3種模型,并對活塞壓縮機濕壓縮工況進行了實驗研究,結(jié)果表明,在大噴液量下,液擊模型的預(yù)測較為準確,而在小噴液量下,均相模型和液滴模型的預(yù)測結(jié)果和實驗值吻合較好。Dutta和Wang對渦旋制冷壓縮機中間噴液進行了模擬分析,分別給出了氣液兩相的控制方程,但因噴液點位于壓縮過程的中部,噴液量較小,噴入壓縮機中的兩相工質(zhì)瞬間蒸發(fā),不涉及濕壓縮過程[6-7]。對于吸氣含液的渦旋壓縮機,工質(zhì)在吸氣過程及部分壓縮過程處于兩相狀態(tài),須建立濕壓縮模型才能準確預(yù)測其工作狀況。

本文利用物性計算程序[8],開發(fā)了以內(nèi)能為求解參數(shù)的渦旋壓縮機濕壓縮模型,研究不同吸氣名義干度下,壓縮腔內(nèi)各項參數(shù)的變化規(guī)律,并分析了吸氣名義干度對壓縮機性能的影響。

1 理論模型

渦旋壓縮機的模擬模型由控制方程、幾何、換熱和泄漏模型組成。本文采用的渦旋制冷壓縮機為全封閉高壓腔結(jié)構(gòu),如圖1所示。制冷劑從吸氣口吸入,不冷卻電機而直接進入吸氣腔,經(jīng)壓縮后,從靜盤頂部排氣孔流出工作腔,環(huán)繞靜盤、動盤和支架后從排氣口排出。同時圖1給出了一對工作腔的橫截面圖,可以看到所采用的型線、基圓的位置及型線頭部截斷的位置,型線的參數(shù)見表1。

本文計算了不同吸氣名義干度xn下渦旋壓縮機的壓縮過程和性能參數(shù)。名義干度[3]定義如下:

(1)

式中，h、hl和hg分別代表當(dāng)前比焓、飽和液體比焓和飽和氣體比焓。

兩相狀態(tài)下,名義干度等同于干度。吸氣名義干度的取值如表1所示, 從過熱到兩相, 共13個工況。

表1 模擬壓縮機型線及工況參數(shù)

Tab.1 Parameters of scroll profile and operation condition

因模型采用均勻模型處理兩相狀態(tài),該模型要求工質(zhì)的干度不能太低,最低干度取為0.94。蒸發(fā)壓力和冷凝壓力按照行業(yè)標(biāo)準設(shè)定[9],在模擬時保持不變。

1.1 控制方程

渦旋壓縮機濕壓縮過程是氣液兩相壓縮,選一對工作腔為控制容積, 為簡化模型, 需進行以下假設(shè)[7]。

1) 忽略油的影響;

2) 控制容積內(nèi)的工質(zhì)為均勻狀態(tài),外界對控制容積的泄漏和換熱都瞬時均勻地傳入控制容積內(nèi);

3) 兩相流動時,認為液滴被氣相包圍,控制容積壁面只和氣相發(fā)生換熱,液相通過和氣相的換熱而蒸發(fā)。

根據(jù)開口系的能量和質(zhì)量方程,忽略動能和勢能的影響,得到控制容積內(nèi)制冷劑的能量和質(zhì)量微分方程為:

(2)

1.2 泄漏模型

根據(jù)高壓側(cè)工質(zhì)的狀態(tài),控制容積流體的泄漏可以分為單相泄漏和兩相泄漏,單相泄漏量的計算請參考文獻[11]。兩相泄漏量可以采用文獻[12]給出的泄漏方程計算:

(3)

式中Cd為流量系數(shù);A為泄漏面積;κ為工質(zhì)的絕熱系數(shù);pu、vug為泄漏通道上游的壓力和氣相比容;pd、vdg和vdl為泄漏通道下游的壓力、氣相比容和液相比容。在兩相流體泄漏過程中,存在臨界壓力,此時泄漏工質(zhì)的流速達到當(dāng)?shù)匾羲?泄漏量保持不變。根據(jù)文獻[13]提供的音速公式可以得到凍結(jié)音速atp。在實際計算中,先根據(jù)音速公式逐步迭代出臨界壓力pcr。當(dāng)pd小于pcr時,泄漏量為:

(4)

1.3 換熱模型

傳統(tǒng)換熱計算中多忽略換熱而采用絕熱模型。但當(dāng)吸氣為兩相時,工質(zhì)和壓縮腔的換熱量較大,只有建立換熱模型計算換熱,才能保證數(shù)學(xué)模型的準確性。

圖2是控制容積中一個工作腔的簡化模型。結(jié)合圖1工作腔示意圖和整機結(jié)構(gòu)示意圖,可知工作腔由四個面組成,面1和面4分別是靜盤和動盤的盤面,其內(nèi)側(cè)為制冷劑,外側(cè)為高溫排氣,計算換熱時需要計算制冷劑側(cè)和排氣側(cè)的換熱系數(shù)。面2為靜盤渦圈壁面,面3為動盤渦圈壁面,其內(nèi)側(cè)為制冷劑,一般給出制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)和壁面溫度。

表2給出了4個面的邊界條件,其中制冷劑的溫度Tre通過程序計算得出。面1和面4其排氣側(cè)的溫度Tdis由迭代獲得,面2和面3為渦圈壁面,其溫度假設(shè)為沿漸開線線性分布[11],該分布已被實驗驗證[14]。根據(jù)線性假設(shè),動靜渦圈壁面任一轉(zhuǎn)角的溫度Tosw和Tsw可以使用吸排氣溫度計算得出[11]。

表2中制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)hre多采用螺旋管的換熱系數(shù)來近似計算[10]。最近,Jang[14]根據(jù)實驗結(jié)果擬合出一個基于螺旋管換熱的換熱關(guān)聯(lián)式,利用此關(guān)聯(lián)式計算的排氣溫度與實驗值較為吻合,因此本文采用該關(guān)聯(lián)式計算制冷劑側(cè)的換熱系數(shù):

(5)

式中，λre為制冷劑的導(dǎo)熱系數(shù);Rere、Prre和Stre為制冷劑流體的雷諾數(shù)、普朗特數(shù)和斯特勞哈爾數(shù);Dh、Rc分別為工作腔的當(dāng)量直徑和平均曲率半徑。為補償兩相狀態(tài)下?lián)Q熱的增強量,在兩相換熱系數(shù)中加入與干度有關(guān)的修正系數(shù)C(q),其值隨干度的下降而升高。

面1和面4排氣側(cè)的換熱系數(shù)hdis按照平板對流的換熱系數(shù)來計算[15]。

2 模型求解

由式(2)可知,該模型為非穩(wěn)態(tài)模型,其參數(shù)隨著壓縮機轉(zhuǎn)角變化。模型求解以一對工作腔為研究對象,在一個周期內(nèi),隨著壓縮機轉(zhuǎn)角θ不斷增大,該工作腔依次經(jīng)歷吸氣、壓縮和排氣過程。吸氣開始時轉(zhuǎn)角定義為0,排氣結(jié)束后轉(zhuǎn)角為在整個過程中主軸旋轉(zhuǎn)的角度。微分方程組(2)是初值問題,本文采用四階Runge-Kutta法對該模型進行求解[16]。模型的初值采用理想等熵過程(無泄漏、無換熱、無流動損失)根據(jù)進出口條件進行計算。主要求解參數(shù)為內(nèi)能u,然后使用物性模型求解壓力、溫度和干度。計算從θ=0開始,設(shè)定dθ為步長,排氣完全結(jié)束時θ=θ*,并構(gòu)成一個周期。毎計算一個周期(吸氣開始至排氣結(jié)束)后,計算兩次迭代結(jié)果間最大的內(nèi)能誤差e和壓力誤差ep,直至滿足要求,判定為收斂,詳細流程見圖3。

通過模型求解,可得各個轉(zhuǎn)角下控制容積內(nèi)的狀態(tài)參數(shù),同時可計算得到該壓縮機的指示功率、容積效率、指示效率、制冷量和COP。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 濕壓縮過程分析

圖4給出3個工況的p-V圖曲線。名義吸氣干度xn越低,其p-V圖包含的面積越大,其原因是低吸氣干度下,吸氣量增大,導(dǎo)致壓縮后期的壓力上升較快,因此其p-V曲線位于最外側(cè)。而在壓縮開始階段,低吸氣干度的p-V曲線處于最內(nèi)側(cè),是由于兩相工質(zhì)吸收了較多的熱量,壓力上升較慢。

圖5給出不同xn下,內(nèi)能隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。小轉(zhuǎn)角下,內(nèi)能先升高后下降,是因為此時吸氣腔容積較小,制冷劑質(zhì)量極小,模型求解出現(xiàn)振蕩。隨轉(zhuǎn)角增大,工質(zhì)的內(nèi)能趨于正常,然后隨轉(zhuǎn)角上升不斷增大,在排氣開始后達到最大值。當(dāng)排氣孔完全打開時,排氣腔內(nèi)的氣體開始膨脹,向外界做功,同時向外界傳熱,其內(nèi)能逐漸降低。由計算可知,較高名義干度進氣條件下,壓縮過程中內(nèi)能增加量較大,導(dǎo)致其壓縮比功較大。

圖6給出不同xn下,溫度隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。溫度是內(nèi)能的外在體現(xiàn),所以在過熱吸氣狀態(tài)下,溫度和內(nèi)能曲線相似。當(dāng)xn<0.98時,吸氣溫度為飽和溫度,并且保持不變。當(dāng)吸氣溫度為35 ℃時,工質(zhì)的最高溫度達到148 ℃,此時,壓縮機難以正常工作。說明采用R32工質(zhì)的壓縮機不適于在高吸氣溫度下工作。隨xn的降低,工質(zhì)最高溫度也降低,在過熱區(qū),xn毎降低0.02,最高溫度降低6 ℃,進入兩相區(qū)后最高溫度降低的幅度越來越小,因此須控制xn以滿足運行要求。

圖7給出了xn≤1時,名義干度隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。圖中標(biāo)出名義干度為1的橫線,以及吸氣結(jié)束轉(zhuǎn)角6.28(360°)的豎線。當(dāng)xn=1時,工質(zhì)受到吸氣腔的加熱產(chǎn)生輕微的過熱。隨xn的降低,工質(zhì)變?yōu)檫^熱的轉(zhuǎn)角不斷增大。當(dāng)xn>0.96時,工質(zhì)在吸氣過程結(jié)束前已變?yōu)檫^熱,不會出現(xiàn)液擊。當(dāng)xn=0.94時,吸氣過程結(jié)束后,工質(zhì)仍然處于兩相狀態(tài),此時,液相制冷劑可以冷卻壓縮過程,從而降低壓縮比功。

圖8給出不同吸氣條件下?lián)Q熱量隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。高壓腔壓縮機的動靜盤在排氣的加熱下溫度較高,在吸氣過程和前期壓縮過程,工質(zhì)因溫度低于壁面而吸熱,在壓縮過程后期和排氣過程工質(zhì)因溫度較高而放熱。因此在各個xn下,均存在不同程度的吸氣過熱現(xiàn)象,而吸氣過熱會降低吸氣量和容積效率。如圖所示,在吸氣結(jié)束前,換熱量達到最大值,此時,換熱面積達到最大值,之后隨著工質(zhì)溫度的升高和換熱面積的減小,換熱量不斷下降。當(dāng)xn較低時,換熱系數(shù)和換熱溫差都較大,對應(yīng)的換熱量也較大,這將造成低吸氣干度下的冷量損失較大,降低了制冷量和COP。

3.2 濕壓縮性能分析

圖9給出吸氣溫度和吸氣名義干度xn的對應(yīng)關(guān)系,同時給出了排氣溫度隨xn的變化曲線。當(dāng)吸氣溫度為35 ℃(1.11)時,最高排氣溫度達135 ℃,結(jié)合圖6可知最高工質(zhì)溫度要高于排氣溫度13 ℃。排氣溫度隨xn的下降而下降,兩相區(qū)和過熱區(qū)排氣溫度下降的速率是不同的,一方面是由于R32等熵排氣溫度的變化具有這種特征,另一方面是由于兩相區(qū)的換熱系數(shù)較過熱區(qū)大,使其排氣溫度下降的速率變慢。

如圖10所示,隨著xn的降低(吸氣比容降低)理想質(zhì)量流量上升。容積效率隨著xn的下降而上升,在過熱區(qū)變化平緩,進入兩相區(qū)后,容積效率有明顯的提高。容積效率的變化主要受到吸氣過熱、泄漏以及總吸氣質(zhì)量的影響。由圖8可知,兩相吸氣換熱量要大于過熱吸氣,但由于較高的轉(zhuǎn)速,兩者在吸氣過程中交換的能量的差異并不大。并且在進入兩相區(qū)后,工質(zhì)吸收同樣的熱量,其比容的變化相對于過熱狀態(tài)變化要小,因此兩相吸氣過熱沒有使容積效率出現(xiàn)大幅度的下降。另外,由于含液,兩相區(qū)泄漏量也較過熱區(qū)小,對應(yīng)于較大的理想吸氣質(zhì)量,兩相區(qū)的容積效率呈現(xiàn)上升的趨勢。整體的質(zhì)量流量也隨著容積效率的上升和吸氣比容的降低而增大。

圖11給出了指示功率和指示效率隨吸氣名義干度xn的變化曲線。根據(jù)R32的p-h圖,可知隨吸氣比焓的降低,理想等熵比功不斷下降。在圖11中,理想功率隨著xn的下降而下降,說明等熵比功降低的比例大于質(zhì)量流量增加的比例。實際功率隨xn的下降而上升,一方面是由于質(zhì)量流量的增加,另一方面是因為換熱的影響。由于兩相狀態(tài)吸氣,工質(zhì)在整個壓縮過程中換熱量為正值,導(dǎo)致其比功增加,指示功增大。換熱導(dǎo)致實際指示功率和理想指示功率的趨勢相反,指示效率隨xn降低在兩相區(qū)降低更為明顯。

由圖9～11可知兩相狀態(tài)下性能參數(shù)的變化趨勢和過熱狀態(tài)下有明顯的不同,原因在于兩相工質(zhì)其泄漏、換熱特性、吸熱后比容變化的特性與過熱工質(zhì)有明顯不同。

如圖12所示,制冷量隨xn的降低先升高后降低,在0.97處達到最大值,相對于xn為1.11(35 ℃)時,制冷量提高了4.2%。由于xn的降低,吸氣質(zhì)量流量增大,但其制冷焓差減小,使制冷量存在最大值。因制冷量存在最大值,而指示功率隨著xn的降低而升高,那么COP必然出現(xiàn)最大值。圖中給出COP最大值出現(xiàn)在干度為1時,相對于吸氣溫度為35 ℃時,COP提高了2.6%。此時過熱度為0,處于過熱狀態(tài)和兩相狀態(tài)的轉(zhuǎn)折點。由圖8的分析可知,當(dāng)吸氣為兩相時,工質(zhì)將吸收更多的熱量,導(dǎo)致低干度下冷量損失較多,使制冷量和COP降低。因此COP的最大值應(yīng)位于0過熱度附近,具體位置受到工質(zhì)、傳熱和泄漏條件的影響。

4 結(jié) 論

1) 兩相工質(zhì)和過熱工質(zhì)的壓縮特性不同,其性能參數(shù)隨吸氣名義干度的變化趨勢與過熱工質(zhì)相比有顯著的不同。

2) 以R32為工質(zhì)的渦旋壓縮機,在吸氣溫度為35 ℃時,其最高工質(zhì)溫度可以達到150 ℃,嚴重危害壓縮機的穩(wěn)定運行。采用濕壓縮是一種降低排氣溫度的有效措施。

3) 對于高干度(≥0.96)的濕壓縮過程,在吸氣過程結(jié)束前,工質(zhì)已經(jīng)變?yōu)檫^熱工質(zhì),只通過降低吸氣過程的溫度和內(nèi)能來影響壓縮過程,不會出現(xiàn)液擊。

4) 隨著吸氣名義干度的降低,指示功增大,指示效率降低,制冷量和COP先增大后降低,最大制冷量對應(yīng)的吸氣干度為0.97,最大COP出現(xiàn)在干度為1.0處,分別相對吸氣溫度為35 ℃時,提高了4.2%和2.6%。

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(責(zé)任編輯 王衛(wèi)勛)

Simulation research on wet compression process in R32 scroll compressor under different suction operational conditions

SUN Shuaihui1,GUO Pengcheng1,SUN Longgang1,YANG Qichao2

(1.Faculty of Water Resources and Hydroelectric Engineering, Xi’an University of Technology, Xi’an 710048, China;2.State Key Lab for Compressor Technology, Hefei General Machinery Research Institute, Hefei 230031, China)

In order to reduce the discharge temperature and improve the performance of R32 scroll compressor, working under high temperature or high pressure-ratio condition, the simulation model is developed to describe the wet compression. Combined with the two-phase leakage and heat transfer models, the model simulates the compression process of the compressor under different suction operational conditions. With the internal energy as the solution parameters, this model can automatically deduce the fluid state to unify two phases and superheated model to lower the governing equations from 5 to 2, whereby simplifying the programming and solution seeking. The results indicate that the characteristic of two-phase compression is obviously different from that of superheated gas compression. The maximum temperature of refrigerant is higher than the discharge temperature. When the suction nominal quality is not smaller than 0.96, the two-phase work fluid is translated into superheated one before the compression process, so that the liquid slugging does not happen. With the decrease in suction nominal quality, the capacity and COP reach the maximum value at the suction quality 0.97 and 1.0, respectively. Compared to the value when the suction temperature is 35 ℃, the capacity and Coefficient of performance (COP) are improved by 4.2% and 2.6%, respectively. Therefore, the model provides an effective method to predict and optimize the performance of scroll compressor with wet compression.

scroll compressor; wet compression; refrigeration; two-phase flow; model

1006-4710(2015)03-0282-07

2015-01-17

國家自然科學(xué)基金資助項目(51406163);陜西省教育廳專項科研計劃資助項目(14JK1541);陜西省自然科學(xué)研究計劃資助項目(2015JQ5197);壓縮機技術(shù)國家重點實驗室開放基金項目。

孫帥輝,男,博士,講師,研究方向為流體機械性能優(yōu)化。E-mail:Shh.sun@foxmail.com。

郭鵬程,男,博士,教授,研究方向為水力機械優(yōu)化設(shè)計及其控制技術(shù)。E-mail:guoyicheng@126.com。

TB652;TH45

A