R32制冷系統(tǒng)濕壓縮的最佳吸氣干度范圍

王超，陶樂仁，黃理浩，虞中旸，沈冰潔

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R32制冷系統(tǒng)濕壓縮的最佳吸氣干度范圍

王超，陶樂仁，黃理浩，虞中旸，沈冰潔

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院制冷與低溫研究所，上海 200093）

濕壓縮應(yīng)用于R32制冷系統(tǒng)時(shí)能有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，但是其對(duì)系統(tǒng)性能的影響有待研究。在熱力循環(huán)理論計(jì)算分析的基礎(chǔ)上，利用變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)制冷循環(huán)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，通過改變壓縮機(jī)頻率和電子膨脹閥的開度做了一系列實(shí)驗(yàn)，研究不同工況下R32制冷系統(tǒng)各項(xiàng)參數(shù)的變化趨勢(shì)，尋找系統(tǒng)最優(yōu)時(shí)吸氣干度范圍。理論分析表明：吸氣帶液時(shí)系統(tǒng)的性能比吸氣過熱時(shí)要好；從吸氣過熱到吸氣帶液，排氣溫度快速降低，而制冷量和COP先升高后降低，壓縮機(jī)吸氣干度在0.90～0.93內(nèi)，理論COP存在最大值。實(shí)驗(yàn)分析表明：吸氣干度在0.96～1.0范圍內(nèi)，制冷量比常規(guī)應(yīng)用中控制過熱度5℃時(shí)的高5%～10%；排氣溫度比吸氣過熱度5℃時(shí)的排氣溫度低8%～16%；COP比吸氣過熱度5℃時(shí)的高5%～8%；系統(tǒng)壓比降低，系統(tǒng)性能達(dá)到最優(yōu)。

熱力學(xué)；壓縮機(jī)；濕壓縮；系統(tǒng)性能；優(yōu)化

降低制冷系統(tǒng)的吸氣過熱度，甚至控制在少量吸氣帶液狀態(tài)，將增長(zhǎng)蒸發(fā)器的兩相換熱區(qū)并提高蒸發(fā)器的傳熱效率，對(duì)系統(tǒng)性能有利[1-2]。但另一方面，吸氣帶液也會(huì)降低壓縮機(jī)的容積效率和壓縮效率，這對(duì)系統(tǒng)性能是不利的[3]。高背壓的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)雖然抗?jié)駢嚎s性能較好，但吸氣帶液量過大可能造成壓縮機(jī)潤(rùn)滑油黏度下降等異常損壞[4-5]。

大金公司的矢島龍三郎等[6-8]做了全封閉式壓縮機(jī)的濕壓縮實(shí)驗(yàn)，提出了R32制冷系統(tǒng)內(nèi)根據(jù)壓縮機(jī)潤(rùn)滑油的特性，在不降低系統(tǒng)性能和可靠性的基礎(chǔ)上，控制壓縮機(jī)吸氣干度降低壓縮機(jī)排氣溫度的方法，從而解決R32排氣溫度高的難題，同時(shí)提出了存在一個(gè)最佳吸氣帶液的干度控制值。張良等[9]發(fā)現(xiàn)在“0過熱度”附近時(shí)回液能有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，并且系統(tǒng)制冷量和制冷系數(shù)（COP）有小幅提高。楊麗輝等[10]研究表明在常規(guī)空調(diào)工況下，=0.98處的制冷量和COP比TSH=7K時(shí)平均提高約4%和2%，并且提出對(duì)于小比熱容的制冷劑R32，壓縮機(jī)吸入少量液態(tài)制冷劑時(shí)，蒸發(fā)器的不可逆?zhèn)鳠釗p失減小，因此濕壓縮時(shí)的系統(tǒng)性能優(yōu)于常規(guī)5～10K過熱度時(shí)系統(tǒng)性能的結(jié)論。鄭波等[11]通過理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)研究對(duì)比，得出適度的濕壓縮可有效解決R32系統(tǒng)排氣溫度高而降低壓縮機(jī)長(zhǎng)期運(yùn)行可靠性的問題，濕壓縮的“度”要根據(jù)具體制冷系統(tǒng)根據(jù)不同應(yīng)用工況結(jié)合大量的性能試驗(yàn)進(jìn)行優(yōu)化和驗(yàn)證的結(jié)論。

本文利用小型變流量冷水機(jī)組試驗(yàn)臺(tái)，研究R32制冷系統(tǒng)在不同吸氣干度和不同過熱度時(shí)的系統(tǒng)性能，對(duì)比分析數(shù)據(jù)，力求尋找R32制冷系統(tǒng)在濕壓縮時(shí)最佳的吸氣帶液的干度，以達(dá)到系統(tǒng)運(yùn)行最優(yōu)化。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及工況

實(shí)驗(yàn)裝置如圖1。由西門子PLC可編程控制器采集系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)，并對(duì)冷卻水和冷凍水溫度進(jìn)行PID控制。PLC所采集數(shù)據(jù)經(jīng)過數(shù)據(jù)線傳輸?shù)絇C計(jì)算機(jī)，在基于三維力控組態(tài)軟件開發(fā)的人機(jī)界面上進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)控并輸出數(shù)據(jù)報(bào)告。

T—測(cè)量溫度；P—測(cè)量壓力；m—測(cè)量質(zhì)量流量；qv—測(cè)量體積流量

1—變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)(自帶氣液分離器)；2—冷凝器及冷卻水循環(huán)系統(tǒng)；3—高壓儲(chǔ)液器；4—恒溫水箱；5—質(zhì)量流量計(jì)；6—電子膨脹閥；7—可視管1；8—蒸發(fā)器及冷凍水循環(huán)系統(tǒng)；9—可視管2

設(shè)置冷凍水和冷卻水出口溫度，使系統(tǒng)運(yùn)行在特定的工況，設(shè)定壓縮機(jī)的頻率。觀察可視管1和蒸發(fā)器出口后可視管2內(nèi)制冷劑的狀態(tài)，系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定后，手動(dòng)增大電子膨脹閥開度。改變冷卻水流速和過冷裝置制冷量，控制系統(tǒng)過冷度恒定；當(dāng)系統(tǒng)濕壓縮時(shí)，改變冷卻水流速，控制蒸發(fā)壓力恒定，輸出系統(tǒng)不同狀態(tài)下的數(shù)據(jù)，為了提高換熱性能，冷凝器和蒸發(fā)器的水循環(huán)，裝有乙二醇水溶液的恒溫水箱在制冷系統(tǒng)中均為逆流設(shè)計(jì)。

壓縮機(jī)的空調(diào)工況蒸發(fā)溫度為7.2℃，冷凝溫度54.4℃，過冷溫度46℃。為使實(shí)驗(yàn)工況和常規(guī)空調(diào)運(yùn)行工況相似，又考慮R32具有高冷凝壓力的特點(diǎn)，結(jié)合板式換熱器的特性，將實(shí)驗(yàn)冷凍水出水溫度設(shè)為7℃，冷卻水出水溫度設(shè)為35℃。同時(shí)為了模擬更高環(huán)境溫度時(shí)空調(diào)特性，進(jìn)行了對(duì)照組冷卻水出水溫度為38℃的實(shí)驗(yàn)。具體實(shí)驗(yàn)工況見表1，后文中以1#、2#表述表1中對(duì)應(yīng)的工況。圖2為兩種實(shí)驗(yàn)工況的系統(tǒng)循環(huán)壓焓圖。圖2中點(diǎn)1為壓縮機(jī)吸氣帶液，點(diǎn)8為飽和吸氣點(diǎn)，點(diǎn)1′為壓縮機(jī)吸氣過熱，循環(huán)1-2-3-4-1為工況1#下濕壓縮制冷循環(huán)，循環(huán)1-5-6-7-1為工況2#下濕壓縮制冷循環(huán)，點(diǎn)9和點(diǎn)10分別為工況1#和2#下飽和吸氣點(diǎn)等熵壓縮排氣溫度。

表1 實(shí)驗(yàn)工況

2 計(jì)算公式

由圖1中儀表儀器可測(cè)得下列參數(shù)：壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，冷凍水進(jìn)出口溫度w，in和w，out，冷凍水體積流量v，w，壓縮機(jī)輸入功率，壓縮機(jī)排氣溫度out和排氣壓力out，蒸發(fā)器出口壓力in和吸氣溫度in，制冷劑質(zhì)量流量，氣液分離器壁溫s，制冷劑過冷壓力sc和過冷溫度sc。根據(jù)壓縮機(jī)參考技術(shù)規(guī)格書可知壓縮的理論排氣量d為10.2mL/rev，通過Prefprop9.0物性軟件可得蒸發(fā)器出口壓力in下的制冷劑飽和液態(tài)焓in，l、飽和氣態(tài)焓in，v、飽和液態(tài)熵in，l、飽和氣態(tài)熵in，v和飽和溫度in，sat，吸氣比容in等數(shù)據(jù)，以上測(cè)量值可根據(jù)式(1)～式(14)算得所需參數(shù)。

系統(tǒng)壓力比

制冷劑過冷后的焓

sc=(sc，sc) (2)

當(dāng)壓縮機(jī)吸氣過熱時(shí)，即in＞in，sat。

系統(tǒng)制冷量

過熱度

Δ=in–in，sat(4)

蒸發(fā)器出口過熱時(shí)制冷劑的焓

in=(in，in)(5)

蒸發(fā)器出口過熱時(shí)制冷劑的熵

in=(in，in)(6)

當(dāng)壓縮機(jī)進(jìn)行濕壓縮時(shí)，即in≤in，sat。

系統(tǒng)制冷量

vwww(w，out–w，in) (7)

吸氣干度

濕壓縮時(shí)蒸發(fā)器出口制冷劑的焓

(9)

濕壓縮時(shí)蒸發(fā)器出口制冷劑的熵

in=(1–)×in,l+×in,v(10)

等熵壓縮排氣比焓

in，is=(out，in) (11)

蒸發(fā)器出口制冷劑比容

in=(in，in) (12)

壓縮機(jī)的容積效率

壓縮機(jī)等熵壓縮效率

(14)

3 EES理論熱力循環(huán)分析

采用EES編程對(duì)R32熱力循環(huán)進(jìn)行理論計(jì)算，制冷劑物性參數(shù)為EES自帶。理論計(jì)算工況見表2。表2中蒸發(fā)溫度和冷凝溫度分別指蒸發(fā)器出口和冷凝器入口壓力對(duì)應(yīng)的飽和溫度。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)壓縮機(jī)等熵效率is取0.8，定義計(jì)算公式如式(15)。

式中，suc、out分別為壓縮機(jī)吸排氣的比焓；is,out為壓縮機(jī)在相同吸氣點(diǎn)等熵壓縮排氣比焓。

理論計(jì)算的COP、單位質(zhì)量制冷量和排氣溫度的變化率均是以壓縮機(jī)吸氣干度=1的工況為基準(zhǔn)做比較，各項(xiàng)參數(shù)變化趨勢(shì)如圖3所示。

表2　理論計(jì)算工況

由圖3可知，隨干度或過熱度的降低，R32單位質(zhì)量制冷量逐漸減?。籆OP先增高后降低，在吸氣干度0.90～0.93之間存在最大值；理論耗功在過熱和吸氣帶液時(shí)呈線性降低，過熱時(shí)降低幅度要小于吸氣帶液時(shí)的；排氣溫度先緩慢降低后快速降低。在實(shí)際制冷系統(tǒng)中，單位制冷量受壓縮機(jī)的容積效率及蒸發(fā)器換熱性能的影響，實(shí)際COP還會(huì)受到壓縮機(jī)的等熵壓縮效率、制冷劑含油濃度以及系統(tǒng)壓力比等因素的影響[12]，而且在濕壓縮時(shí)，壓縮機(jī)內(nèi)制冷劑的濕壓縮特性對(duì)制冷系統(tǒng)性能影響很大，有待實(shí)驗(yàn)研究。ITARD[13]和VOSTER[14]等研究表明在熱泵工況下鐘形飽和線形狀的制冷劑具有濕壓縮COP提高的可能。因此R32在濕壓縮下的最大COP對(duì)應(yīng)的吸氣干度與理論計(jì)算可能不同，故本文著重研究R32制冷系統(tǒng)最大COP對(duì)應(yīng)的吸氣干度區(qū)間。

4 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

由圖4(a)可知，電子膨脹閥開度增大，壓縮機(jī)由吸氣過熱變?yōu)槲鼩鈳б?，流量呈線性增加；相同頻率相同吸氣狀態(tài)時(shí)，工況1#下系統(tǒng)的質(zhì)量流量略微比工況2#的高，這是因?yàn)楣r2#系統(tǒng)冷凝壓力高，壓縮機(jī)容積效率小；相同吸氣狀態(tài)下，頻率越高，可見系統(tǒng)質(zhì)量流量越高，電子膨脹閥開度對(duì)系統(tǒng)質(zhì)量流量的影響不及壓縮機(jī)頻率改變來得快。

圖4(b)可以看出，隨著過熱度的降低，制冷量先增加后降低，在吸氣干度0.96～1之間出現(xiàn)最大值，制冷量比常規(guī)應(yīng)用中控制過熱5℃時(shí)的高5%～10%?？傮w上來說板式蒸發(fā)器內(nèi)兩相區(qū)制冷劑相變對(duì)流換熱系數(shù)比干式蒸發(fā)時(shí)單相的要高，所以制冷劑在兩相區(qū)時(shí)與水的換熱能力較過熱時(shí)明顯增強(qiáng)，而在吸氣過熱時(shí)容積效率基本不受影響，少量吸氣帶液時(shí)壓縮機(jī)容積效率只有略微的降低[15]，當(dāng)吸氣干度小于0.96后，壓縮機(jī)容積效率快速降低，系統(tǒng)質(zhì)量流量增加，蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓的差值降低，此時(shí)蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓差的影響占主導(dǎo)，所以制冷量快速降低。

對(duì)于壓縮機(jī)潤(rùn)滑油的黏度來說，當(dāng)吸氣干度在1.0～0.93之間變化時(shí)，黏度雖然呈下降趨勢(shì)，但下降幅度不大；當(dāng)吸氣干度在0.93～0.82之間變化時(shí)，黏度基本呈線性下降[16]。兩相區(qū)制冷劑進(jìn)入氣液分離器后，經(jīng)過金屬絲過濾網(wǎng)過濾，體積大的液滴被擋住，并且由于液體的自重順著器壁流入下部直徑為2～3cm的回油孔中，使?jié)櫥蛷幕亓骺走M(jìn)入吸氣管再進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)，而體積較小的液滴則可以透過過濾網(wǎng)懸浮于氣液分離器中繼而被吸入壓縮機(jī)內(nèi)。當(dāng)通過回流孔返回壓縮機(jī)的潤(rùn)滑油中含有大量液態(tài)制冷劑時(shí)，潤(rùn)滑油的黏度降低，不能起到潤(rùn)滑和密封的作用，加劇了缸體內(nèi)部件的摩擦，壓縮機(jī)的振動(dòng)加劇，由于整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)比較緊湊、小型化，故會(huì)引起整個(gè)系統(tǒng)的振動(dòng)，產(chǎn)生劇烈的噪聲，但同時(shí)對(duì)強(qiáng)化傳熱及減少污垢起到直接作用[17]。

由圖4還可知，吸氣過熱到吸氣帶液時(shí)，制冷劑流量近乎程線性增加，而制冷量先增大后降低，同一過熱度或干度下，頻率越高，制冷量越高；相同頻率下，工況1#制冷量略微高于工況2#制冷量，這是因?yàn)閷?shí)際運(yùn)行過程中工況2#系統(tǒng)冷凝壓力比工況1#的高，為了保持過冷度相同，由圖2可知，蒸發(fā)器入口比焓增加，即點(diǎn)6比焓高于點(diǎn)3比焓，節(jié)流過后經(jīng)過蒸發(fā)器換熱，出口狀態(tài)相同，則工況1#下蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓差大于工況2#，而兩種工況下制冷劑質(zhì)量流量大致相同，故工況1#制冷量高于工況2#。

從圖5(a)可看出，同一工況下，頻率越高，系統(tǒng)耗功越高；工況2#系統(tǒng)耗功高于工況1#系統(tǒng)耗功，這是因?yàn)轭l率越高，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越快，故耗功越高。相同頻率時(shí)，工況2#系統(tǒng)冷凝壓力較工況1#高，壓縮機(jī)每轉(zhuǎn)排氣量為定值，壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)相同，故工況2#下壓縮機(jī)耗功增多。與理論計(jì)算不同，頻率和工況給定情況下，壓縮機(jī)由吸氣過熱到吸氣帶液，功耗先緩慢升高后小幅度降低，整個(gè)過程中功耗變化不大，原因是流入壓縮的制冷劑質(zhì)量流量增大，壓縮到相同的壓力狀態(tài)下，需要的功耗增加了，而在濕壓縮實(shí)際過程中液態(tài)制冷劑吸收機(jī)殼散熱的部分熱量用于增加內(nèi)能，所以濕壓縮到相同狀態(tài)的實(shí)際耗功比理論計(jì)算的要低。

由圖5(b)可知COP先升高后快速降低，因?yàn)檎麄€(gè)變化過程中功耗變化不大，故COP的變化主要體現(xiàn)在制冷量的變化上；同一工況下，頻率越高，功耗越高，COP越低；同一頻率下，工況1#的COP比工況2#高，所以環(huán)境溫度越高，制冷效率越低。值得一提的是，當(dāng)吸氣干度在0.96～1之間，COP存在一個(gè)最大值，比控制過熱5℃時(shí)的高5%～8%，這對(duì)于具有抗?jié)駢嚎s特性的制冷系統(tǒng)來說，是一個(gè)不增加成本又能提高系統(tǒng)COP的最佳方法。

由圖6可知，吸氣過熱到吸氣帶液過程中，壓縮機(jī)實(shí)際排氣溫度呈現(xiàn)兩段式折線型降低，吸氣帶液時(shí)排氣溫度降低十分明顯，而等熵壓縮排氣溫度只有略微的變化，值得一提的是，吸氣帶液時(shí)與理論等熵壓縮排氣溫度小幅降低不同，壓縮機(jī)排氣溫度快速降低，這能極大提高壓縮機(jī)運(yùn)行性能和壽命提高，故濕壓縮能很好的解決系統(tǒng)排氣溫度高的問題；因?yàn)楣r2#耗功比工況1#高，所以吸氣狀態(tài)相同情況下，相同頻率下，工況2#壓縮機(jī)排氣溫度比工況1#高。由于兩個(gè)工況下設(shè)置的冷凍水相同，故蒸發(fā)壓力及其變化趨勢(shì)大致相同；冷卻水出口溫度恒定，故同一工況不同頻率下的冷凝壓力變化趨勢(shì)也基本相同，冷凝壓力基本恒定，由于電子膨脹閥開度的增大，蒸發(fā)壓力在吸氣過熱到吸氣帶液過程中先快速升高后緩慢上升，所以系統(tǒng)的壓比由過熱到吸氣帶液先快速下降后緩慢降低。

由圖7可知，不同工況所有頻率下，蒸發(fā)溫度和氣液分離器壁溫及變化趨勢(shì)大致相同，氣分壁溫均高于蒸發(fā)溫度，這是由于不可避免的少量環(huán)境熱量和壓縮機(jī)機(jī)殼熱量通過熱傳導(dǎo)被氣液分離器吸收而造成的；吸氣過熱到吸氣帶液過程中，蒸發(fā)溫度先緩慢上升，吸氣帶液后保持恒定，這是因?yàn)閮上鄥^(qū)內(nèi)溫度和飽和點(diǎn)溫度相同。

5 結(jié)論

通過對(duì)兩種工況不同頻率下R32制冷系統(tǒng)的性能對(duì)比，得出以下部分重要結(jié)論。

（1）R32應(yīng)用于制冷系統(tǒng)時(shí)，系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定，具有較高的制冷系數(shù)，在中小型制冷系統(tǒng)中具有較高的應(yīng)用前景。

（2）R32制冷系統(tǒng)由吸氣過熱到吸氣帶液過程中，壓縮機(jī)耗功有略微增加，系統(tǒng)壓比會(huì)有顯著降低，壓縮機(jī)排氣溫度呈現(xiàn)兩段式折線型的降低，并且在吸氣帶液時(shí)降低較為明顯，濕壓縮運(yùn)用于R32制冷系統(tǒng)中，改善了壓縮機(jī)長(zhǎng)時(shí)間在高溫環(huán)境中運(yùn)行的不利狀況，提高了壓縮機(jī)的壽命，提高系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性和安全性。

（3）相比干式蒸發(fā)，制冷劑少量吸氣帶液時(shí)相變換熱系數(shù)大于單相換熱系數(shù)。但是電子膨脹閥開度過大，壓縮機(jī)吸入過多的液態(tài)制冷劑會(huì)降低換熱的比焓差，增加壓縮機(jī)“液擊”的風(fēng)險(xiǎn)，同時(shí)壓縮機(jī)的容積效率會(huì)降低，長(zhǎng)久運(yùn)行對(duì)系統(tǒng)不利。

（4）在壓縮機(jī)允許前提下，當(dāng)吸氣干度在0.96～1之間時(shí)，系統(tǒng)制冷量和COP能達(dá)到最大，R32制冷系統(tǒng)少量吸氣帶液時(shí)具有較高的收益。

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The optimal of suction refrigerant quality for R32 wet compression refrigeration system

WANG Chao，TAO Leren，HUANG Lihao，YU Zhongyang，SHEN Binjie

（Institute of Refrigeration and Cryogenies，School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China）

Wet compression used in R32 refrigeration system can reduce compressor discharge temperature effectively，but its impacts on system performance need more studies. Based on the theoretical analysis of cycle thermodynamic calculation，this paper studies the variation trends of R32 refrigeration system parameters under different operating conditions for seeking the optimal of suction refrigerant. Utilizing the frequency conversion rolling rotor compression refrigeration cycle test bench，a series of experiments were done by changing the electronic expansion valve and compressor's frequency. Theoretical analysis shows that，when compressor sucks vapor-liquid mixed refrigerant，the system shows better performance than that with superheat suction refrigerant；when the suction refrigerant transforms from superheating vapor to two-phase flow with little liquid，the discharge temperature rapidly reduces，cooling capacity and COP increase firstly and then decrease. When compressor suction refrigerant quality ranges from 0.90 to 0.93，the theoretical maximum COP exists. Experimental results showed that，when the suction refrigerant quality ranged from 0.96 to 1.0，cooling capacity was improved by 5%—10% over conventional refrigeration applications that the control superheat degree was at 5℃. Meanwhile，the discharge temperature decreased by 8%—16%，COP increased about 5%—8%，and system pressure ratio was decreased，and system performance reached the optimum state；

thermodynamics；compressor；wet compression；system performance；optimization

TK124

A

1000–6613（2017）01–0100–07

10.16085/j.issn.1000-6613.2017.01.013

2016-05-16；修改稿日期：2016-06-24。

上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室（1N-15-301-101）項(xiàng)目。

王超（1990—），男，碩士研究生，研究方向?yàn)橹评湎到y(tǒng)優(yōu)化。聯(lián)系人：陶樂仁，教授，研究方向?yàn)橹评浼暗蜏丶夹g(shù)。E-mail：cryo307@usst.edu.cn。