吸氣噴液對渦旋壓縮機及系統(tǒng)性能的影響

殷翔　孫帥輝　曹鋒　束鵬程（西安交通大學能源與動力工程學院　710049　西安）

吸氣噴液對渦旋壓縮機及系統(tǒng)性能的影響

殷翔孫帥輝曹鋒束鵬程
（西安交通大學能源與動力工程學院710049西安）

為了研究吸氣噴液冷卻對渦旋壓縮機及制冷系統(tǒng)性能的影響，本文搭建了吸氣噴液回路實驗臺，并建立了含有泄漏和換熱損失的數(shù)學模型。研究了不同噴液流量和不同壓比下，壓縮機排氣溫度和系統(tǒng)制冷量以及COP的變化情況。數(shù)值計算結果和實驗結果吻合程度較高，在低噴液量下，誤差在2.5％左右；在高噴液量下，誤差在10％左右。結果顯示：排氣溫度隨噴液量增大而降低，COP隨噴液量有微小提升后降低。噴液量較小時，可使排氣溫度降低14℃，而系統(tǒng)COP微小提升0.6％；噴液使得排氣溫度降低42℃時，可保證系統(tǒng)COP降低小于5％；高壓比下，吸氣噴液系統(tǒng)COP存在最佳值，且壓比越高COP降低幅度越小，吸氣噴液可以有效的用于降低壓縮機排氣溫度。

渦旋壓縮機；吸氣噴液；排氣溫度；COP

渦旋壓縮機因其自身高性能、小體積、高可靠性和穩(wěn)定性的特點廣泛應用于制冷行業(yè)，渦旋壓縮機的換熱研究和性能研究一直是制冷系統(tǒng)中研究的重點之一。在高壓比和高吸氣溫度下，渦旋壓縮的排氣溫度將會很高，導致壓縮機不能正常工作，而在其他性能要求不是很高的情況下，若采用外冷、經(jīng)濟器等方法將增加系統(tǒng)復雜性，提高設備成本，吸氣噴液在這種條件下將是一個很好的選擇。

吸氣噴液冷卻是通過降低吸氣溫度達到降低排氣溫度的目的。吸氣溫度的降低，吸氣過熱的消除，使得壓縮機容積效率提高。國內外眾多學者對吸氣冷卻方式做了相關研究。Jacobs J J［1］最早采用R22熱管方式研究活塞壓縮機吸氣冷卻，得出吸氣溫度每降低5.55％，系統(tǒng)COP提高1.9％的結論。Afjei T等［2］通過在吸氣管噴入制冷劑液體降低渦旋壓縮機的排氣溫度，提高壓縮機應用范圍。研究表明，吸氣干度的降低導致壓縮機容積效率和壓縮效率降低，但能量效率得到提升。Ooi K T等［3］采用數(shù)值方法研究高壓腔吸氣管換熱，指出高壓側對流換熱系數(shù)較小，熱阻較大。材料對換熱的影響很小。在理論模型方面，Dutta A K等［4］提出了關于氣液混合的三種模型：液滴模型、均相模型和液擊模型，結果表明，吸氣過程中噴入液滴的過程，采用液滴模型和均相模型計算結果與實驗結果吻合較好，而液體含量較大時，液擊模型更準確。Winandy E L等［5］則通過實驗研究了噴氣和噴液對壓縮機性能的影響，結果表明隨著噴氣比率的提高，壓縮機的制冷量和功都相應增大，而系統(tǒng)COP變化不大；噴液可有效降低壓縮機排氣溫度，噴液比率每上升1％，排氣溫度降低1.2℃。Park Y C等［6］和Cho H等［7］研究了變轉速時，噴液對系統(tǒng)性能的影響，結果指出在高轉速時，噴液可以提高系統(tǒng)的性能并降低排氣溫度，而在低轉速下由于泄漏等原因導致系統(tǒng)性能降低。Wang B L等［8-10］理論和實驗研究了噴氣和噴液機理及對系統(tǒng)性能的影響，指出噴液過程不是一個瞬時過程，而是一個絕熱節(jié)流及等壓混合的過程，帶有噴射技術的壓縮機達到最大效率時，內壓比小于外壓比。張華俊等［11］理論分析了不同制冷劑的吸氣噴液循環(huán)，結果指出吸氣噴液可有效降低壓縮機的排氣溫度，不同制冷劑COP的變化趨勢有所差異，當制冷劑為R22或R717時，COP存在最佳點。費繼友等［12］在空氣源熱泵機組上研究吸氣噴液的影響，實驗結果顯示，當環(huán)境溫度低于20℃，排氣溫度降低超過10℃，同時制熱量下降5％，COP下降小于7％。Cao Feng等［13］采用理論結合實驗的方法研究吸氣噴液對熱泵性能的影響，推導了吸氣噴液下排氣溫度、制熱量和能效比的公式并得到實驗驗證，指出蒸發(fā)溫度在-15～20℃之間，吸氣噴液可以在保證性能的前提下有效降低排氣溫度。王楓等［14］研究了噴液對半封閉式壓縮機性能的影響，指出噴液率的變化與制冷量及溫度的變化不是簡單的線性比例關系，噴液毛細管的合理選擇，可以優(yōu)化噴液量，在確保性能的前提下降低排氣溫度。但是其主要采用實驗手段，缺乏一定的理論支持，且其他工況的應用推廣性較弱。趙遠揚等［15］研究了噴水對渦旋空氣壓縮機工作特性的影響，指出在壓比為2.0時，能使排氣溫度降低40 K?？諌簷C水冷只涉及傳熱而不涉及傳質，對系統(tǒng)影響也較為單一。而在制冷系統(tǒng)中，單從降低排氣溫度評判方法的可行性遠遠不夠，實際應用中系統(tǒng)COP、制冷量等性能的影響還有待進一步考究。吸氣噴液技術在理論計算方面，多忽略了泄漏和吸氣過熱的影響，一定程度的偏離了實際過程。鑒于此，吸氣噴液冷卻具有一定研究價值。

本文搭建了渦旋壓縮機的吸氣噴液系統(tǒng)實驗臺和數(shù)學模型，在變壓比和變噴液量的條件下研究各項參數(shù)的性能；同時考慮泄漏的影響，數(shù)值計算和實驗研究了吸氣噴液的各項性能參數(shù)，驗證了吸氣噴液模型。分析了噴液量在各個壓比下對壓縮機性能的影響，為吸氣噴液冷卻的優(yōu)化和應用提供一定的參考意義。

1　實驗裝置

圖1所示為吸氣噴液回路實驗臺，噴液支路從過冷器后節(jié)流閥前引出，工質依次經(jīng)過視液鏡、渦輪流量計、節(jié)流閥后成為兩相流體，流進吸氣管進入壓縮機吸氣腔。噴液處安裝有溫度和壓力傳感器，獲得噴液焓值。

噴液支路設有微量調節(jié)閥和微小流量計，型號分別為US-126P和LGWY-2，實驗設計最小噴液量為0.015 m3/h，且管徑較小約2 mm，以保證噴液在湍流區(qū)。由于流量計的通徑較小，高的壓降致使流量計很容易被雜質卡死，故而需從過濾器后引液，噴液支路的視液鏡用以觀測噴液是否為純液。

圖1　吸氣噴液冷卻實驗臺Fig.1 The experiment of the cooling under suction injection

吸氣噴液冷卻主要用于高壓比和高吸氣溫度下壓縮機排氣溫度過高的問題。本文實驗工況環(huán)境溫度控制在35℃，蒸發(fā)壓力在481～625 kPa之間，對應的蒸發(fā)溫度為-1～7.2℃。

2　數(shù)學模型

2.1控制方程

噴液條件下，壓縮機吸氣腔內大多情況下為氣液兩相的相變過程，涉及傳質計算?？紤]計算可實現(xiàn)性，本文作以下簡化假設：1）忽略油的影響；2）控制體內的氣體假設為均態(tài)，泄漏和換熱都是瞬時均勻的；3）兩相流體認為液滴被氣相包圍，即控制容積壁面只與氣相換熱，液相通過與氣相的換熱而蒸發(fā)；也即忽略液相與壁面之間的傳熱過程；4）忽略動能勢能的影響。

渦旋壓縮機在一個旋轉周期內，諸多參數(shù)（如泄漏線長度）是隨轉角變化著的，以轉角作為自變量可方便研究，此時，開口系的能量和質量守恒方程為：

式中：u為工質的內能，J；θ為壓縮機轉角，rad；m為質量，kg；為控制容積單位時間內與外界交換的熱量，J；ω為角速度，rad/s；為進入控制容積的質量流量，kg/s；為流出控制容積的質量流量，kg/s。p為壓力，Pa；V為壓縮腔體積，m3。工質各個狀態(tài)參數(shù)之間的關系通過調用NIST獲得。

2.2泄漏模型

泄漏損失是不可逆損失，產生的熱量耗散等對壓縮機的各項性能都有一定影響。不考慮泄漏的等熵模型和考慮泄漏的實際模型，計算結果和各項參數(shù)變化關系都將產生較大區(qū)別?？紤]泄漏可使得計算模型的結果更貼近實際過程。因此建立與選擇泄漏模型至關重要，其中，處理好泄漏過程是模型建立的關鍵之一。

控制體積內的泄漏情況與流體狀態(tài)及相鄰工作腔的狀態(tài)有關，工作流體有兩相和單相，故而泄漏大致分單相與單相的泄漏、單相漏入兩相、兩相漏入單相和兩相之間的泄漏。壓縮過程是一個增壓增溫的過程，工質焓值不斷升高，因而兩相漏入單相是不存在的。對于單相漏入單相和單相漏入兩相的情況，本文按可壓縮流體噴管模型計算泄漏流量，不予詳細描述。

而兩相流體之間的泄漏采用文獻［16］給出的擬合關系式：

式中：Cd為流量系數(shù)；k為平均絕熱系數(shù)；p為壓力，Pa；v為比容，m3/kg；g為重力常數(shù)；x為上下游流體平均干度；下標up表示上游；下標do表示下游。

渦旋壓縮機的泄漏主要有內泄漏和外泄漏，內泄漏是工作腔之間的泄漏，外泄漏則是壓縮機與外界之間的泄漏。在考慮泄漏的計算中，所需求得參數(shù)為泄漏線長度，泄漏分切向泄漏和徑向泄漏，切向泄漏線長度即為渦圈的高度，而徑向泄漏線長度相對比較復雜，徑向泄漏有3種形式：1）相鄰高壓腔泄入；2）泄入相鄰低壓腔；3）與外界的泄漏。每種形式在吸氣、壓縮、排氣每個階段，泄漏線長度又有所不同。這里給出相鄰高壓腔泄入的泄漏線長度分析，其他兩種形式與之相似。

當θ*≤θ≤θ*+2π時，

控制容積處于排氣腔，不存在壓力更高的氣體，泄漏線長度為0。

式中：L為泄漏線長度，m；rb為基圓半徑，m；φ為漸開線展角，rad；φe為壓縮終點漸開線展角，rad；θ*為排氣轉角，rad。

2.3傳熱模型

傳熱模型主要考慮工質和控制容積四個壁面之間的換熱，具體包括：靜盤下壁面、動渦圈壁面和靜渦圈壁面。換熱模型中，根據(jù)已知參數(shù)計算換熱量，最重要的是換熱系數(shù)的計算選擇。渦旋壓縮機內部壓縮腔形狀不規(guī)則，類似月牙，很難測定壓縮腔壁面換熱系數(shù)，目前研究中多采用螺旋管的換熱系數(shù)近似計算壓縮腔換熱。文獻［17］采用矩形運動機構模擬渦旋壓縮機壓縮腔容積變化，大量實驗數(shù)據(jù)擬合而成的關系式具有一定的適用性，本文采用此關聯(lián)式計算制冷劑側的換熱系數(shù)：

式中：D為當量直徑，m；λ為導熱系數(shù)，W/（m. K）；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)；St為斯特勞哈數(shù)。

動靜渦圈壁面溫度采用線性假設，各個壁面換熱量之和便是控制容積和外界之間的換熱量。

2.4求解方法

假設一個吸氣量，為了方便計算，首先在不考慮泄漏和換熱下，計算理想模型，獲得初值。確定一個轉角步長，依次調用制冷劑物性參數(shù)、幾何模型、泄漏模型、傳熱模型，從θ=0°時，利用Runge-Kutta進行計算下一個轉角控制容積內能，從而獲得溫度、壓力等參數(shù)，并與上一轉角對比獲得誤差值，直到滿足計算轉角條件和計算誤差條件。其次，計算壓縮機吸氣量并與假設吸氣量對比，修正假設吸氣量直至假設吸氣量與實際計算吸氣量差值小于0.001。通過獲得的吸氣流量、噴液流量、溫度、壓力等參數(shù)計算系統(tǒng)制冷量及COP。

3　結果討論

3.1吸氣噴液性能分析

吸氣噴液量對渦旋壓縮機的性能影響是比較大的，不同噴液量時，吸氣狀態(tài)參數(shù)不同，吸氣流量也不同。噴液量較大時，吸氣溫度降低，比體積降低，壓縮機的實際吸氣流量增大，但是流經(jīng)蒸發(fā)器的工質流量和壓縮機功率變化不一定是單調的，所以制冷量和COP的變化情況單憑分析是不能確定的。

本小節(jié)分析是在蒸發(fā)溫度為1℃，壓比為4.17工況下進行。系統(tǒng)的制冷量與流經(jīng)蒸發(fā)器的質量流量是密切關聯(lián)的，圖2給出系統(tǒng)各部件質量流量隨噴液量的變化關系。可以看出，實驗與模擬計算的總質量流量都是隨噴液量增加而增加，因為噴液量降低了，吸氣溫度、吸氣密度變大，單位容積的質量增加。噴液量為0.015 m3/h和0.085 m3/h時，相對于不噴液時壓縮機吸氣量分別增加了8％和33％。在低噴液量下，計算值和實驗值差異很小，誤差在2.5％左右；噴液量較大時，計算值誤差變大，最大誤差為10％。因為在低噴液量下，兩相模型更接近均相模型，在高噴液量下，模型離均相模型較遠，誤差較大。

圖2　總質量流量和蒸發(fā)器質量流量隨噴液量變化關系Fig.2 The change of the total mass flux and evaporator mass flux with the injection mass flux increasing

由于總質量流量增加幅度不同，而蒸發(fā)器質量流量等于總質量流量與噴液量的差值，所以蒸發(fā)器質量流量變化趨勢也不是單調的。實驗工況下，蒸發(fā)器的質量流量（圖2）在0～0.025 m3/h這一段噴液量下，變化差異很小，下降幅度約0.2％，噴液量達0.085 m3/h時，降幅較多，約11.6％。蒸發(fā)器質量流量的變化即為制冷量的變化，制冷量不存在最佳值，那是因為實際吸氣管和壓縮機高壓殼體焊接在一起，吸氣管吸收了管壁的溫度，混合流體吸收熱量焓值增大，導致吸氣流量的增加幅度小于噴液流量的增加幅度，故而蒸發(fā)器質量流量有所降低。

吸氣噴液冷卻的主要目的是降低高吸氣溫度及高壓比工況下的排氣溫度，圖3給出了排氣溫度與噴液量的變化關系，可以看出，隨著噴液量的增加，排氣溫度大幅度降低，效果是可見的。相比無噴液工況，噴液量為0.015 m3/h時，排氣溫度降低了14℃；噴液量為0.085 m3/h時，排氣溫度降低了58℃。計算值和實驗值總體變化趨勢一致，噴液量較大時，誤差較大，主要原因是在大噴液量工況下，噴液后流體含液量較高，在兩相區(qū)換熱計算誤差較大，吸氣溫度計算誤差較大，導致排氣溫度誤差較大。輸入功率的計算值和實驗值都是隨噴液量增大緩慢降低的（圖3），從無噴液到噴液量為0.015 m3/h和0.085m3/h，功率分別降低了0.8％和2％。即雖然吸氣噴液造成壓縮機的流量增大，但由于吸氣溫度的降低，壓縮機的功率仍是降低的。計算值和實驗值的吻合程度較高，最大誤差為2.5％。

圖3　排氣溫度和功率與噴液量的變化關系Fig.3 The change of discharge temperature with the injection mass flux increasing

實驗和數(shù)值計算的制冷量和COP隨噴液量的變化關系對比情況如圖4所示。實驗工況下，噴液量從0增加到0.015 m3/h時，系統(tǒng)的制冷量有微小降低，而系統(tǒng)的COP有微小升高，升高幅度為0.6％。渦旋壓縮機采用高壓腔設計，排氣先流經(jīng)電機對電機冷卻后流出壓縮機，提升了電機效率，使得功率的降低幅度略大于制冷量的降低幅度，COP有微小提升。當噴液量升高到 0.085 m3/h時，系統(tǒng) COP下降了10.6％。制冷量和COP的計算與實驗值的差異與圖2蒸發(fā)器質量流量的計算值與實驗值差異相似，在低噴液量下誤差比較小，在高噴液量下誤差較大。

縱觀系統(tǒng)排氣溫度、制冷量和排氣溫度與噴液量的變換關系，當噴液量為0.015 m3/h時，排氣溫度降低了14℃，COP升高了0.6％，制冷量降低了0.2％；當噴液量為0.25m3/h時，排氣溫度降低了23℃，COP升高了0.4％，制冷量降低了0.4％；噴液量為0.055 m3/h時，相對不噴液，排氣溫度降低了42℃，COP降低了4.2％，制冷量降低了5.4％?？偟膩碚f，在保證系統(tǒng)COP的前提下（系統(tǒng) COP降低小于5％），選取噴液量為0.055 m3/h，可使排氣溫度降低了42℃（約降低了不噴液下排氣溫度的1/3），制冷量降低約5％。噴液效果在保證COP降低小于5％的前提下，對排氣溫度的降低效果是可觀的。

圖4　制冷量和COP與噴液量的變化關系Fig.4 The change of cooling capacity and cop with the injection mass flux increasing

3.2壓比變化的影響

渦旋壓縮機的內容積比是固定的，壓比的變化會使壓縮機產生過壓縮和欠壓縮，從而造成壓縮機功率的上升。本文分析壓比對吸氣噴液系統(tǒng)的影響，實驗中是保持排氣壓力不變，通過降低蒸發(fā)壓力來實現(xiàn)壓比的變化。

不同壓比下排氣溫度隨噴液量的變化關系如圖5所示。在沒有噴液時，蒸發(fā)溫度越低，排氣溫度越高。隨著噴液量的增加，排氣溫度都有所降低，但降低幅度不同。當噴液量為0.015 m3/h時，壓比為3.43（飽和溫度7.2℃）和4.45（飽和溫度-1℃）的排氣溫度相對不噴液分別降低了8.8℃和11.9℃，高壓比下排氣溫度降低的更多。

系統(tǒng)在不同壓比下，系統(tǒng)COP隨噴液量的變化關系如圖6所示。在壓比較低時，系統(tǒng)的COP隨噴液量下降而下降，而在壓比較高時，系統(tǒng)COP在低噴液量區(qū)域有微小上升，存在一個最佳值。噴液量從0升高到0.015 m3/h，不同壓比下系統(tǒng)COP的變化值分別為：-1.9％、-1.2％、-0.86％、0.1％、0.6％。這種變化趨勢說明：當壓比越大時，COP的降低幅度越小，能在更大噴液量下保持COP不降低。在高壓比下，能有效降低排氣溫度，保證系統(tǒng)COP降幅較小甚至有微小升高。

圖5　不同壓比下排氣溫度隨噴液量的變化關系Fig.5 The change of discharge temperature with the injection mass flux increasing under different pressure ratio

圖6　不同壓比下系統(tǒng)COP與噴液量變化關系Fig.6 The change of COP with injection mass flux increasing under different pressure ratio

4　結論

本文設計了一種吸氣噴液冷卻的渦旋壓縮機樣機系統(tǒng)，采用數(shù)值結合實驗的研究方法分析了不同噴液量下的系統(tǒng)性能變化，分析了帶泄漏模型的性能變化，得到以下結論：

1）計算值和實驗值吻合程度較好，功率最大誤差為2.5％；蒸發(fā)器質量流量、制冷量、COP最小誤差2.5％左右，最大誤差10％左右。都是在低噴液量下誤差較小，在高噴液量下誤差較大，主要是計算兩相工質狀態(tài)的均相模型在高噴液量下誤差較大造成的。

2）研究工況下，噴液量較小時，排氣溫度降低14℃時可使得COP升高0.6％，制冷量降低0.2％。噴液量為0.055 m3/h，排氣溫度降低約42℃，COP降低不足5％，制冷量降低約5％。因而可選取0.055 m3/h的噴液量作為最佳噴液量。吸氣噴液冷卻效果是可見的，較小幅度降低排氣溫度可保證COP不降低，大幅度降低排氣溫度系統(tǒng)性能微小降低。吸氣管和高壓腔的高溫壁面?zhèn)鳠嵩斐傻挠绊憣ξ鼩鈬娨合到y(tǒng)性能的影響是比較大的，緩解此處的傳熱可以在更大噴液量下保持COP不降低。

3）在高壓比下吸氣噴液能在較大噴液流量下保持系統(tǒng)COP不降低，壓比越大系統(tǒng)COP下降幅度越小。所以在高壓比下，吸氣噴液的效果更具優(yōu)勢。

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About the corresponding author

Cao Feng，male，Ph.D./professor，doctoral supervisor，director of Compressor Institute，Department of Compressor Engineering，Xi'an Jiaotong University，+86 13571825806，E-mail：fcao@ mail.xjtu.edu.cn.Research fields：special compressor，cooling and heat pump，double screw oil-gas mixture pumps.

Research on Performance of Scroll Compressor and System under Suction Injection

Yin Xiang Sun Shuaihui Cao Feng Shu Pengcheng
（School of Energy and Power Engineering，Xi'an Jiaotong University，Xi'an，710049，China）

In order to analyze the relationship between the suction injection and the performance of the scroll compressor，the suction injection circuit was set up.And the mathematic model，containing the loss of leakage and heat exchange，was established at the same time. The discharge temperature and the refrigerating capacity and the COP of the system were investigated when the injection flow rate and the pressure ratio were varied.The result of the simulation was in reasonable agreement with the experimental data.The error was 2.5％at the low injection flow，and 10％at the high flow.It was also found that the discharge temperature decreased and the COP slightly increased then went down，when the injection flow increased.The COP of the system increased by 0.6％，while the discharge temperature decreased by 14℃at the condition of the low injection flow.When the discharge temperature decreased by 42℃，the decline in the COP was less than 5％.Additionally，there existed an optimal value of the COP in the suction injection circuit when the injection flow varied at the high pressure ratio.Furthermore，the higher the pressure ratio was，the lower the COP decreased.As a result，the suction injection could put into use to decrease the discharge temperature.

scroll compressor；suction injection；discharge temperature；COP

TQ051.5；TB657

A

0253-4339（2015）05-0010-06

10.3969/j.issn.0253-4339.2015.05.010

2015年1月13日

簡介

曹鋒，男，教授，博士生導師，壓縮機研究所所長，西安交通大學壓縮機工程系，13571825806，E-mail：fcao@mail.xjtu.edu. cn。研究方向：特種壓縮機及制冷技術、熱泵技術、雙螺桿油氣混輸泵技術的研究。