R32制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围.pdf

CHEMICAL INDUSTRY AND ENGINEERING PROGRESS 2017 年第 36 卷第 1 期 100 化 工 进 展 R32 制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围 王超，陶乐仁，黄理浩，虞中旸，沈冰洁 （上海理工大学能源与动力工程学院制冷与低温研究所，上海 200093） 摘要：湿压缩应用于 R32 制冷系统时能有效降低压缩机排气温度，但是其对系统性能的影响有待研究。在热力 循环理论计算分析的基础上，利用变频滚动转子式压缩机制冷循环实验台，通过改变压缩机频率和电子膨胀阀 的开度做了一系列实验，研究不同工况下 R32 制冷系统各项参数的变化趋势，寻找系统最优时吸气干度范围。 理论分析表明：吸气带液时系统的性能比吸气过热时要好；从吸气过热到吸气带液，排气温度快速降低，而制 冷量和 COP 先升高后降低，压缩机吸气干度在 0.900.93 内，理论 COP 存在最大值。实验分析表明：吸气干度 在 0.961.0 范围内，制冷量比常规应用中控制过热度 5时的高 5%10%；排气温度比吸气过热度 5时的排 气温度低 8%16%；COP 比吸气过热度 5时的高 5%8%；系统压比降低，系统性能达到最优。 关键词：热力学；压缩机；湿压缩；系统性能；优化 中图分类号：TK124 文献标志码：A 文章编号：10006613（2017）01010007 DOI：10.16085/j.issn.1000-6613.2017.01.013 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） Abstract：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 compressors 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； Key words：thermodynamics；compressor；wet compression；system performance；optimization 研究开发 第一作者：王超（1990） ，男，硕士研究生，研究方向为制冷系统 优化。联系人：陶乐仁，教授，研究方向为制冷及低温技术。E-mail： cryo307 。 收稿日期：2016-05-16；修改稿日期：2016-06-24。 基金项目：上海市动力工程多相流动与传热重点实验室（1N-15-301-101） 项目。 万方数据 第 1 期 王超等：R32 制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围 101 降低制冷系统的吸气过热度， 甚至控制在少量 吸气带液状态， 将增长蒸发器的两相换热区并提高 蒸发器的传热效率，对系统性能有利1-2。但另一 方面， 吸气带液也会降低压缩机的容积效率和压缩 效率，这对系统性能是不利的3。高背压的滚动转 子式压缩机虽然抗湿压缩性能较好， 但吸气带液量 过大可能造成压缩机润滑油黏度下降等异常 损坏4-5。 大金公司的矢岛龙三郎等6-8做了全封闭式压缩 机的湿压缩实验，提出了 R32 制冷系统内根据压缩 机润滑油的特性， 在不降低系统性能和可靠性的基础 上，控制压缩机吸气干度降低压缩机排气温度的方 法，从而解决 R32 排气温度高的难题，同时提出了 存在一个最佳吸气带液的干度控制值。张良等9发现 在“0 过热度”附近时回液能有效降低压缩机排气温 度， 并且系统制冷量和制冷系数 （COP） 有小幅提高。 杨丽辉等10研究表明在常规空调工况下， x=0.98 处的 制冷量和 COP 比 TSH=7K 时平均提高约 4%和 2%， 并且提出对于小比热容的制冷剂 R32， 压缩机吸入少 量液态制冷剂时， 蒸发器的不可逆传热损失减小， 因 此湿压缩时的系统性能优于常规510K过热度时系 统性能的结论。 郑波等11通过理论计算和实验研究对 比，得出适度的湿压缩可有效解决 R32 系统排气温 度高而降低压缩机长期运行可靠性的问题， 湿压缩的 “度” 要根据具体制冷系统根据不同应用工况结合大 量的性能试验进行优化和验证的结论。 本文利用小型变流量冷水机组试验台，研究 R32 制冷系统在不同吸气干度和不同过热度时的系 统性能，对比分析数据，力求寻找 R32 制冷系统在 湿压缩时最佳的吸气带液的干度，以达到系统运行 最优化。 1 实验装置及工况 实验装置如图 1。由西门子 PLC 可编程控制器 采集系统运行参数，并对冷却水和冷冻水温度进行 PID 控制。PLC 所采集数据经过数据线传输到 PC 计算机，在基于三维力控组态软件开发的人机界面 上进行实时监控并输出数据报告。 设置冷冻水和冷却水出口温度，使系统运行在 特定的工况，设定压缩机的频率。观察可视管 1 和 蒸发器出口后可视管 2 内制冷剂的状态，系统运行 稳定后，手动增大电子膨胀阀开度。改变冷却水流 速和过冷装置制冷量，控制系统过冷度恒定；当系 统湿压缩时， 改变冷却水流速， 控制蒸发压力恒定， 图 1 实验装置图 T测量温度；P测量压力；m测量质量流量；qv测量体积流量 1变频滚动转子式压缩机(自带气液分离器)； 2冷凝器及冷却水循 环系统；3高压储液器；4恒温水箱；5质量流量计；6电子 膨胀阀；7可视管 1；8蒸发器及冷冻水循环系统；9可视管 2 输出系统不同状态下的数据， 为了提高换热性能， 冷凝器和蒸发器的水循环，装有乙二醇水溶液的恒 温水箱在制冷系统中均为逆流设计。 压缩机的空调工况蒸发温度为 7.2，冷凝温 度 54.4，过冷温度 46。为使实验工况和常规空 调运行工况相似，又考虑 R32 具有高冷凝压力的特 点，结合板式换热器的特性，将实验冷冻水出水温 度设为 7，冷却水出水温度设为 35。同时为了 模拟更高环境温度时空调特性，进行了对照组冷却 水出水温度为 38的实验。 具体实验工况见表 1， 表 1 实验工况 工况 冷冻水 出口温度/ 冷却水 出口温度/ 过冷度/ 1# 7 35 6.5 2# 7 38 6.5 图 2 循环系统压焓图 万方数据 化 工 进 展 2017 年第 36 卷 102 后文中以 1#、2#表述表 1 中对应的工况。图 2 为两 种实验工况的系统循环压焓图。图 2 中点 1 为压缩 机吸气带液，点 8 为饱和吸气点，点 1为压缩机吸 气过热，循环 1-2-3-4-1 为工况 1#下湿压缩制冷循 环， 循环 1-5-6-7-1 为工况 2#下湿压缩制冷循环， 点 9和点10分别为工况1#和2#下饱和吸气点等熵压缩 排气温度。 2 计算公式 由图 1 中仪表仪器可测得下列参数：压缩机转 速 N，冷冻水进出口温度 Tw，in和 Tw，out，冷冻水体 积流量 qv，w，压缩机输入功率 W，压缩机排气温度 Tout和排气压力 pout，蒸发器出口压力 pin和吸气温 度 Tin，制冷剂质量流量 m，气液分离器壁温 Ts，制 冷剂过冷压力 psc和过冷温度 Tsc。根据压缩机参考 技 术 规 格 书 可 知 压 缩 的 理 论 排 气 量 Vd为 10.2mL/rev，通过 Prefprop9.0 物性软件可得蒸发器 出口压力 Pin下的制冷剂饱和液态焓 hin，l、饱和气 态焓 hin，v、 饱和液态熵 Sin，l、 饱和气态熵 Sin，v和饱 和温度 Tin，sat，吸气比容 vin等数据，以上测量值可 根据式(1)式(14)算得所需参数。 系统压力比 out in p PR p (1) 制冷剂过冷后的焓 hsc=f(psc，Tsc) (2) 当压缩机吸气过热时，即 TinTin，sat。 系统制冷量 insc 1000 mhh Q (3) 过热度 T=TinTin，sat (4) 蒸发器出口过热时制冷剂的焓 hin=f(pin，Tin) (5) 蒸发器出口过热时制冷剂的熵 Sin= f(pin，Tin) (6) 当压缩机进行湿压缩时，即 TinTin，sat。 系统制冷量 Q=qv，wwcw(Tw，out Tw，in) (7) 吸气干度 inin,l in,vin,l hh x hh (8) 湿压缩时蒸发器出口制冷剂的焓 in sc 1000Q h mh (9) 湿压缩时蒸发器出口制冷剂的熵 Sin=(1x)Sin,l+xSin,v (10) 等熵压缩排气比焓 hin，is=f(pout，Sin) (11) 蒸发器出口制冷剂比容 in=f(pin，hin) (12) 压缩机的容积效率 in v d mv VN (13) 压缩机等熵压缩效率 n,isin is () i m hh W (14) 3 EES 理论热力循环分析 采用 EES 编程对 R32 热力循环进行理论计算， 制冷剂物性参数为 EES 自带。 理论计算工况见表 2。 表 2 中蒸发温度和冷凝温度分别指蒸发器出口和冷 凝器入口压力对应的饱和温度。 根据实验经验压缩机等熵效率 is取 0.8，定义 计算公式如式(15)。 is,outuc s outsuc s i hh hh (15) 式中，hsuc、hout分别为压缩机吸排气的比焓； his,out为压缩机在相同吸气点等熵压缩排气比焓。 理论计算的 COP、 单位质量制冷量和排气温度 的变化率均是以压缩机吸气干度 x=1 的工况为基准 做比较，各项参数变化趋势如图 3 所示。 由图 3 可知，随干度或过热度的降低，R32 单位 质量制冷量逐渐减小；COP 先增高后降低，在吸气 干度 0.900.93 之间存在最大值； 理论耗功在过热和 吸气带液时呈线性降低， 过热时降低幅度要小于吸气 带液时的；排气温度先缓慢降低后快速降低。 在实际制冷系统中，单位制冷量受压缩机的容 表 2 理论计算工况 蒸发温度/ 冷凝温度/ 过冷度/压缩机吸气干度 压缩机吸气过热度/ 压缩机等熵效率 5 40 5 0.85，0.88，0.90，0.92，0.93，0.96，0.98，12，4，6，8，10，12，14，16，18，20 0.8 万方数据 第 1 期 王超等：R32 制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围 103 图 3 理论计算变化曲线 积效率及蒸发器换热性能的影响， 实际 COP 还会受 到压缩机的等熵压缩效率、制冷剂含油浓度以及系 统压力比等因素的影响12，而且在湿压缩时，压缩 机内制冷剂的湿压缩特性对制冷系统性能影响很 大，有待实验研究。ITARD13和 VOSTER14等研究 表明在热泵工况下钟形饱和线形状的制冷剂具有 湿压缩 COP 提高的可能。因此 R32 在湿压缩下的 最大 COP 对应的吸气干度与理论计算可能不同， 故 本文着重研究 R32 制冷系统最大 COP 对应的吸气 干度区间。 4 实验结果及分析 由图 4(a)可知，电子膨胀阀开度增大，压缩机 由吸气过热变为吸气带液，流量呈线性增加；相同 频率相同吸气状态时，工况 1#下系统的质量流量略 微比工况2#的高， 这是因为工况2#系统冷凝压力高， 压缩机容积效率小；相同吸气状态下，频率越高， 可见系统质量流量越高，电子膨胀阀开度对系统质 量流量的影响不及压缩机频率改变来得快。 图 4(b)可以看出，随着过热度的降低，制冷量 先增加后降低，在吸气干度 0.961 之间出现最大 值， 制冷量比常规应用中控制过热 5时的高 5% 10%。总体上来说板式蒸发器内两相区制冷剂相变 对流换热系数比干式蒸发时单相的要高，所以制冷 剂在两相区时与水的换热能力较过热时明显增强， 而在吸气过热时容积效率基本不受影响，少量吸气 带液时压缩机容积效率只有略微的降低15，当吸气 干度小于 0.96 后，压缩机容积效率快速降低，系统 质量流量增加，蒸发器进出口比焓的差值降低，此 时蒸发器进出口比焓差的影响占主导，所以制冷量 快速降低。 对于压缩机润滑油的黏度来说，当吸气干度在 图 4 系统制冷量和质量流量的变化 1.00.93 之间变化时，黏度虽然呈下降趋势，但下 降幅度不大； 当吸气干度在 0.930.82 之间变化时， 黏度基本呈线性下降16。两相区制冷剂进入气液分 离器后，经过金属丝过滤网过滤，体积大的液滴被 挡住，并且由于液体的自重顺着器壁流入下部直径 为 23cm 的回油孔中，使润滑油从回流孔进入吸 气管再进入压缩机内，而体积较小的液滴则可以透 过过滤网悬浮于气液分离器中继而被吸入压缩机 内。当通过回流孔返回压缩机的润滑油中含有大量 液态制冷剂时，润滑油的黏度降低，不能起到润滑 和密封的作用，加剧了缸体内部件的摩擦，压缩机 的振动加剧，由于整个试验台比较紧凑、小型化， 故会引起整个系统的振动，产生剧烈的噪声，但同 时对强化传热及减少污垢起到直接作用17。 由图 4 还可知，吸气过热到吸气带液时，制冷 剂流量近乎程线性增加， 而制冷量先增大后降低， 同一过热度或干度下，频率越高，制冷量越高；相 同频率下， 工况 1#制冷量略微高于工况 2#制冷量， 这是因为实际运行过程中工况2#系统冷凝压力比工 况 1#的高，为了保持过冷度相同，由图 2 可知，蒸 发器入口比焓增加，即点 6 比焓高于点 3 比焓，节 流过后经过蒸发器换热，出口状态相同，则工况 1# 万方数据 化 工 进 展 2017 年第 36 卷 104 下蒸发器进出口比焓差大于工况 2#，而两种工况下 制冷剂质量流量大致相同，故工况 1#制冷量高于工 况 2#。 从图 5(a)可看出，同一工况下，频率越高，系 统耗功越高； 工况2#系统耗功高于工况1#系统耗功， 这是因为频率越高， 压缩机转速越快， 故耗功越高。 相同频率时，工况 2#系统冷凝压力较工况 1#高，压 缩机每转排气量为定值，压缩机吸气状态相同，故 工况 2#下压缩机耗功增多。与理论计算不同，频率 和工况给定情况下，压缩机由吸气过热到吸气带 液，功耗先缓慢升高后小幅度降低，整个过程中功 耗变化不大，原因是流入压缩的制冷剂质量流量增 大， 压缩到相同的压力状态下， 需要的功耗增加了， 而在湿压缩实际过程中液态制冷剂吸收机壳散热 的部分热量用于增加内能，所以湿压缩到相同状态 的实际耗功比理论计算的要低。 由图 5(b)可知 COP 先升高后快速降低， 因为整 个变化过程中功耗变化不大， 故 COP 的变化主要体 现在制冷量的变化上；同一工况下，频率越高，功 耗越高，COP 越低；同一频率下，工况 1#的 COP 比工况 2#高，所以环境温度越高，制冷效率越低。 值得一提的是，当吸气干度在 0.961 之间，COP 存在一个最大值， 比控制过热 5时的高 5%8%， 图 5 压缩机耗功和系统 COP 的变化 这对于具有抗湿压缩特性的制冷系统来说，是一个 不增加成本又能提高系统 COP 的最佳方法。 由图 6 可知，吸气过热到吸气带液过程中，压 缩机实际排气温度呈现两段式折线型降低，吸气带 液时排气温度降低十分明显，而等熵压缩排气温度 只有略微的变化，值得一提的是，吸气带液时与理 论等熵压缩排气温度小幅降低不同，压缩机排气温 度快速降低，这能极大提高压缩机运行性能和寿命 提高，故湿压缩能很好的解决系统排气温度高的问 题；因为工况 2#耗功比工况 1#高，所以吸气状态相 同情况下，相同频率下，工况 2#压缩机排气温度比 工况 1#高。由于两个工况下设置的冷冻水相同，故 蒸发压力及其变化趋势大致相同；冷却水出口温度 图 6 系统排气温度、蒸发和冷凝压力的变化 万方数据 第 1 期 王超等：R32 制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围 105 图 7 系统蒸发温度和气液分离器壁温的变化 恒定，故同一工况不同频率下的冷凝压力变化趋势 也基本相同，冷凝压力基本恒定，由于电子膨胀阀 开度的增大，蒸发压力在吸气过热到吸气带液过程 中先快速升高后缓慢上升，所以系统的压比由过热 到吸气带液先快速下降后缓慢降低。 由图 7 可知，不同工况所有频率下，蒸发温度 和气液分离器壁温及变化趋势大致相同，气分壁温 均高于蒸发温度，这是由于不可避免的少量环境热 量和压缩机机壳热量通过热传导被气液分离器吸 收而造成的；吸气过热到吸气带液过程中，蒸发温 度先缓慢上升，吸气带液后保持恒定，这是因为两 相区内温度和饱和点温度相同。 5 结论 通过对两种工况不同频率下R32制冷系统的性 能对比，得出以下部分重要结论。 （1）R32 应用于制冷系统时，系统运行稳定， 具有较高的制冷系数，在中小型制冷系统中具有较 高的应用前景。 （2）R32 制冷系统由吸气过热到吸气带液过 程中，压缩机耗功有略微增加，系统压比会有显著 降低， 压缩机排气温度呈现两段式折线型的降低， 并且在吸气带液时降低较为明显，湿压缩运用于 R32 制冷系统中，改善了压缩机长时间在高温环境 中运行的不利状况，提高了压缩机的寿命，提高系 统运行的稳定性和安全性。 （3）相比干式蒸发，制冷剂少量吸气带液时 相变换热系数大于单相换热系数。但是电子膨胀阀 开度过大，压缩机吸入过多的液态制冷剂会降低换 热的比焓差，增加压缩机“液击”的风险，同时压 缩机的容积效率会降低，长久运行对系统不利。 （4）在压缩机允许前提下，当吸气干度在 0.961 之间时， 系统制冷量和 COP 能达到最大， R32 制冷系统少量吸气带液时具有较高的收益。 参考文献 1 ELLIOTT M S，RASMUSSEN B P. 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