在采用比热容较小的制冷剂(如R32)或压缩比较高的制冷系统中,存在排气温度高的问题^[1].过高的排气温度将引起压缩机过热并增加能耗,润滑油黏度也可能降低甚至在高温下分解变质并引起压缩机磨损,因此必须将压缩机排气温度控制在安全范围内.降低排气温度通常采用喷液冷却、两级压缩和中间补气等三种技术^{[2, 3, 4]},但它们都会增加系统成本和运行控制的复杂性,而且压缩机喷液冷却技术引入了额外的不产生冷量的制冷剂液体从而增加了系统能耗.

杨亮^[5]和矢岛龙三郎等^[1]提出可根据压缩机和系统的特性,控制吸气干度降低压缩机排气温度.Shigeharu等^[6]针对R32的涡旋压缩机进行了实验研究,认为制冷剂蒸气在干度为0.75～0.95范围内压缩机仍有充分的可靠性,并提出了利用吸入一定干度湿蒸气降低压缩机排气温度的循环设计方案.张利等^[7]也提出了利用吸气干度降低压缩机排气温度的方法,并研究了吸气干度的降低对润滑油黏度的影响,研究表明:润滑油黏度与吸气干度的关系呈抛物线形状,干度接近于1时,润滑油黏度降低较慢,干度较小时润滑油黏度降低较迅速;润滑油黏度的降低将影响轴承的承载能力,从而影响压缩机的可靠性.

杨丽辉等^[8]、陶宏等^[9]对R22制冷系统进行了少量吸气带液的研究,实验结果表明,少量吸气带液既能有效降低压缩机排气温度,又可改善系统性能.利用压缩机少量吸气带液既能降低压缩机排气温度又不增加系统成本和控制的复杂性,在抗湿压缩性能较好的螺杆机、涡旋机和转子机等制冷系统中有很好的应用前景.

综上所述,压缩机少量吸气带液既可降低压缩机排气温度又有改善系统性能的潜力,但是常规的制冷剂循环流量的控制方式仍是过热度控制,关于吸气带液降低压缩机排气温度和改善系统性能的内在机理和控制方式的相关研究仍很少.本研究建立了变频滚动转子压缩式制冷实验台,测试并分析少量吸气带液时,压缩机排气温度及排气比焓受压缩机功耗、吸气比焓及机壳散热量等三个因素的影响,分析了吸气带液时排气温度的变化规律和相应的控制方法.

实验装置如图 1所示.其总体结构类似于一台小型变制冷剂流量冷水机组.压缩机采用上海日立电气的FG720CG1UY滚动转子式压缩机,自带气液分离器.蒸发器为冷冻水循环系统,冷凝器为冷却水循环系统,以便于准确控制系统运行工况和测量系统制冷量.

图 1

Fig. 1

1—变频压缩机; 2—冷凝器水系统; 3—高压储液器; 4—过冷器; 5—质量流量计; 6—电子膨胀阀; 7—可视管1; 8—蒸发器水系统; 9—可视管2. 图 1 实验装置 Fig. 1 Diagram of experimental device

按照实验工况设定冷却水、冷冻水出口温度以及压缩机运转频率,手动调节电子膨胀阀开度直至压缩机排气温度接近冷凝温度,观察蒸发器出口处可视管2的制冷剂流动状态是否吸气带液.

由图 1中的仪表仪器可测得的参数有:冷冻水体积流量q_vw;冷冻水进、出口水温T_w,i和T_w,e;制冷剂侧过冷压力P_sc和过冷温度T_sc;蒸发器出口压力P_e和温度T_e;压缩机排气压力P_d;制冷剂质量流量m;压缩机功耗P;压缩机壁温T_s和环境温度T_a.

系统制冷量

式中,C_p,w 为水比热容.

蒸发器出口比焓

式中,h_sc为蒸发器入口焓值.

蒸发器出口的过热度

式中,T_e,sat为根据蒸发器出口压力P_e得到的饱和温度.

蒸发器出口的干度

根据能量守恒,得到排气比焓

式中,Φ为压缩机机壳散热量.

排气比焓的影响因子可分为功耗因子P_D1、机壳散热因子P_D2和吸气比焓因子P_D3三个部分,分别为

压缩机机壳散热量

式中,K为压缩机机壳表面对流换热系数.

本实验中压缩机外壳采用强制对流冷却,换热面积为压缩机机壳表面积A,利用风速仪测得机壳表面风速为5 m·s^-1.利用日本京都电子公司(KEM)HFM-215N热流计测量不同机壳温度时的表面对流换热系数,同时测量环境温度和压缩机壁温,可得到K与空气定性温度T_m的关系,即

根据式(5)、(9)计算压缩机排气温度

同时测量压缩机实际排气温度T_d,观察实际排气温度与理论计算排气温度是否吻合,以便进一步校正机壳对流换热系数K.根据R22制冷剂的物性参数和压缩机效率可知:排气处于饱和温度时吸气干度约为0.9,而且由于压缩机自带分离器,此时压缩机吸入的气液混合物中的液态比例及粒径均较小,液体将在高温的压缩腔内迅速闪发而不会液击^[1].由于压缩机排气为过热或干饱和状态,也不会出现大量溶有润滑油的液态制冷剂排出压缩机的现象.但为避免制冷剂液滴对排气阀的冲击以及未完全蒸发的制冷剂液滴滴落油池,应避免压缩机在低或负排气过热度状态长时间运转.

保持冷冻水和冷却水的水温不变,将膨胀阀开度逐渐加大,蒸发器出口的过热度T_SH不断下降,最终达到压缩机吸气带液状态.图 2为压缩机72 Hz运行时,排气温度、排气比焓随吸气状态的变化.图中:参数的下标数字“1”和“2”分别代表工况1(冷冻水温度15 ℃、冷却水温度42 ℃)和工况2(冷冻水温度15 ℃、冷却水温度32 ℃);T_d为实测的排气温度,T_d,cal为根据式(11)得到的计算排气温度.计算值与实测值吻合良好,说明根据热流计的测量数据得到的传热系数K准确.

图 2

Fig. 2

图 2 72 Hz时排气温度和排气比焓随吸气状态的变化 Fig. 2 Variation of the discharge temperature and enthalpy with the suction status at 72 Hz

由图 2可看出,随着吸气过热度或干度不断下降,压缩机排气温度和排气比焓不断下降.在x=0.95时,与5 ℃过热度时相比,排气温度下降了约15 ℃,与10 ℃过热度时相比下降了约20 ℃.这说明少量吸气带液能够有效地降低排气温度,且比传统的喷液冷却成本低、控制简便.因此,保持压缩机处于少量吸气带液状态,相对于传统的喷液循环可在不增加系统成本情况下有效降低压缩机排气温度.

图 3为压缩机72 Hz运行时,压缩机功耗、吸气比焓、机壳散热量随吸气干度和过热度的变化.图 3表明,在吸气过热时,压缩机功耗随干度或过热度的降低而增加.这是由于膨胀阀开度增加,系统的制冷剂质量流量迅速增加.但当达到吸气带液时,压缩机总功耗有少量增加.从图中还可以看出,压缩机的机壳散热量随着吸气干度和过热度的下降而下降.这是由于吸入的制冷剂温度较低,从压缩机缸体吸热增加时会使压缩机壁温下降造成的.

图 3

Fig. 3

图 3 72 Hz时功耗、吸气比焓和机壳散热量随吸气状态的变化 Fig. 3 Variation of the compressor power,suction enthalpy and shell heat loss with the suction status at 72 Hz

根据式(6)~(8),可计算P_D1、P_D2和P_D3随吸气干度变化的趋势.图 4(a)、(b)分别给出了三个运行频率和两个运行工况时排气比焓的三个影响因子的变化趋势.

图 4

Fig. 4

图 4 不同运行频率时PD1、PD2、PD3随吸气状态的变化趋势 Fig. 4 The change of PD1、PD2、PD3 with the suction state at different frequencies

从图 4可看出,在吸气过热区,压缩机机壳散热因子和功耗因子的绝对值随过热度下降而迅速下降;吸气干度在0.9~1.0之间时,两者下降趋势变缓且逐渐趋于定值.随着吸气干度和过热度的降低,吸气比焓因子逐渐增加,说明排气比焓降低的可能性已越来越小.在一定工况下,在吸气干度为0.9~1.0的范围内,压缩机排气比焓的三个影响因子是基本恒定的,排气比焓又反映了排气温度的高低,这为预测压缩机排气温度与吸气干度的函数关系提供了便利.Li^[10]认为压缩机机壳散热受环境温度的影响,在吸气过热时,机壳散热量在排气比焓影响因素中所占比例不容忽视,环境温度的不确定性给准确预测压缩机吸气过热时的排气温度带来了困难;在少量吸气带液时,机壳散热因子绝对值小于1%,在环境温度的可变范围内,环境温度差异对排气温度的影响很小,可忽略环境温度的差异,以简化利用排气温度预测吸气干度的过程.

对比分析图 4(a)、(b)可知,排气比焓的构成和运行工况有关,工况1的压比更大,其功耗因子也较大,吸气比焓因子则较小.排气比焓的构成和压缩机运转频率有关;频率低,压缩机功耗和功耗因子小,吸气比焓因子大.散热因子也与压比和频率有关;压比越大,排气温度越高,散热因子越大;频率越低,制冷剂流量越小;在散热面积一定的情况下单位质量流量的散热越大,散热因子的绝对值也越大,但是当吸气带液时,由于散热因子所占比例很小,频率之间的差异已不明显.

通过对R22系统的转子式压缩机少量吸气带液对排气状态的研究和分析,可知:

(1) 在吸气干度降低到0.95时压缩机排气温度比吸气过热度为5 ℃时降低了约15 ℃,比吸气过热度为10 ℃时降低了约20 ℃.

(2) 在吸气干度为0.9~1.0的较大范围内,压缩机排气比焓的三个影响因子变化较小,这为预测压缩机排气温度与吸气干度的函数关系提供了参考.排气比焓的构成与运行工况和频率有关:系统压比大,功耗因子大,散热因子绝对值大,而吸气比焓因子小;运行频率低,则功耗因子小,吸气比焓因子大,机壳散热因子的绝对值大.

(3) 压缩机机壳散热量在吸气过热时所占比例不容忽视,在少量吸气带液时,机壳散热因子绝对值小于1%.在环境温度的可变范围内,环境温度差异对排气温度的影响很小,可忽略其对排气温度的影响.