轉子式壓縮機吸氣帶液時排氣狀態的變化

王樂民+陶樂仁+楊麗輝

摘 要：滾動轉子式壓縮機具有較好的抗濕壓縮性能，利用少量吸氣帶液可有效降低壓縮機排氣溫度，且不造成額外的系統成本.對滾動轉子式壓縮機少量吸氣帶液時，排氣溫度、排氣比焓的變化趨勢進行了實驗研究，并對壓縮機功耗、吸氣比焓和機殼散熱量等三個排氣比焓的影響因子進行了分析.結果表明：少量吸氣帶液能有效降低排氣溫度，且壓縮機運行性能良好；當吸氣干度x為0.9

關鍵詞：排氣溫度； 吸氣帶液； 滾動轉子式壓縮機； 機殼散熱； 濕壓縮

中圖分類號： TH 45 文獻標志碼： A

在采用比熱容較小的制冷劑（如R32）或壓縮比較高的制冷系統中，存在排氣溫度高的問題[1].過高的排氣溫度將引起壓縮機過熱并增加能耗，潤滑油黏度也可能降低甚至在高溫下分解變質并引起壓縮機磨損，因此必須將壓縮機排氣溫度控制在安全范圍內.降低排氣溫度通常采用噴液冷卻、兩級壓縮和中間補氣等三種技術[2-4]，但它們都會增加系統成本和運行控制的復雜性，而且壓縮機噴液冷卻技術引入了額外的不產生冷量的制冷劑液體從而增加了系統能耗.

楊亮[5]和矢島龍三郎等[1]提出可根據壓縮機和系統的特性，控制吸氣干度降低壓縮機排氣溫度.Shigeharu等[6]針對R32的渦旋壓縮機進行了實驗研究，認為制冷劑蒸氣在干度為0.75～0.95范圍內壓縮機仍有充分的可靠性，并提出了利用吸入一定干度濕蒸氣降低壓縮機排氣溫度的循環設計方案.張利等[7]也提出了利用吸氣干度降低壓縮機排氣溫度的方法，并研究了吸氣干度的降低對潤滑油黏度的影響，研究表明：潤滑油黏度與吸氣干度的關系呈拋物線形狀，干度接近于1時，潤滑油黏度降低較慢，干度較小時潤滑油黏度降低較迅速；潤滑油黏度的降低將影響軸承的承載能力，從而影響壓縮機的可靠性.

楊麗輝等[8]、陶宏等[9]對R22制冷系統進行了少量吸氣帶液的研究，實驗結果表明，少量吸氣帶液既能有效降低壓縮機排氣溫度，又可改善系統性能.利用壓縮機少量吸氣帶液既能降低壓縮機排氣溫度又不增加系統成本和控制的復雜性，在抗濕壓縮性能較好的螺桿機、渦旋機和轉子機等制冷系統中有很好的應用前景.

綜上所述，壓縮機少量吸氣帶液既可降低壓縮機排氣溫度又有改善系統性能的潛力，但是常規的制冷劑循環流量的控制方式仍是過熱度控制，關于吸氣帶液降低壓縮機排氣溫度和改善系統性能的內在機理和控制方式的相關研究仍很少.本研究建立了變頻滾動轉子壓縮式制冷實驗臺，測試并分析少量吸氣帶液時，壓縮機排氣溫度及排氣比焓受壓縮機功耗、吸氣比焓及機殼散熱量等三個因素的影響，分析了吸氣帶液時排氣溫度的變化規律和相應的控制方法.

1 實驗裝置及方法

實驗裝置如圖1所示.其總體結構類似于一臺小型變制冷劑流量冷水機組.壓縮機采用上海日立電氣的FG720CG1UY滾動轉子式壓縮機，自帶氣液分離器.蒸發器為冷凍水循環系統，冷凝器為冷卻水循環系統，以便于準確控制系統運行工況和測量系統制冷量.

1—變頻壓縮機； 2—冷凝器水系統； 3—高壓儲液器；

4—過冷器； 5—質量流量計； 6—電子膨脹閥；

7—可視管1； 8—蒸發器水系統； 9—可視管2.

按照實驗工況設定冷卻水、冷凍水出口溫度以及壓縮機運轉頻率，手動調節電子膨脹閥開度直至壓縮機排氣溫度接近冷凝溫度，觀察蒸發器出口處可視管2的制冷劑流動狀態是否吸氣帶液.

由圖1中的儀表儀器可測得的參數有：冷凍水體積流量qvw；冷凍水進、出口水溫Tw，i和Tw，e；制冷劑側過冷壓力Psc和過冷溫度Tsc；蒸發器出口壓力Pe和溫度Te；壓縮機排氣壓力Pd；制冷劑質量流量m；壓縮機功耗P；壓縮機壁溫Ts和環境溫度Ta.

根據壓縮機銘牌可得到壓縮機機殼表面積A和壓縮機的理論排氣量Vd.由測得參數可計算得到所需系統參數.

式中，K為壓縮機機殼表面對流換熱系數.

本實驗中壓縮機外殼采用強制對流冷卻，換熱面積為壓縮機機殼表面積A，利用風速儀測得機殼表面風速為5 m·s-1.利用日本京都電子公司（KEM）HFM215N熱流計測量不同機殼溫度時的表面對流換熱系數，同時測量環境溫度和壓縮機壁溫，可得到K與空氣定性溫度Tm的關系，即

K=f（Tm）=fTs+Ta2

（10）

根據式（5）、（9）計算壓縮機排氣溫度

Td，cal=f（Pd，hd）

（11）

同時測量壓縮機實際排氣溫度Td，觀察實際排氣溫度與理論計算排氣溫度是否吻合，以便進一步校正機殼對流換熱系數K.根據R22制冷劑的物性參數和壓縮機效率可知：排氣處于飽和溫度時吸氣干度約為0.9，而且由于壓縮機自帶分離器，此時壓縮機吸入的氣液混合物中的液態比例及粒徑均較小，液體將在高溫的壓縮腔內迅速閃發而不會液擊[1].由于壓縮機排氣為過熱或干飽和狀態，也不會出現大量溶有潤滑油的液態制冷劑排出壓縮機的現象.但為避免制冷劑液滴對排氣閥的沖擊以及未完全蒸發的制冷劑液滴滴落油池，應避免壓縮機在低或負排氣過熱度狀態長時間運轉.

2 試驗結果和分析

2.1 壓縮機排氣溫度隨吸氣狀態的變化

保持冷凍水和冷卻水的水溫不變，將膨脹閥開度逐漸加大，蒸發器出口的過熱度TSH不斷下降，最終達到壓縮機吸氣帶液狀態.圖2為壓縮機72 Hz運行時，排氣溫度、排氣比焓隨吸氣狀態的變化.圖中：參數的下標數字“1”和“2”分別代表工況1（冷凍水溫度15℃、冷卻水溫度42℃）和工況2（冷凍水溫度15℃、冷卻水溫度32℃）；Td為實測的排氣溫度，Td，cal為根據式（11）得到的計算排氣溫度.計算值與實測值吻合良好，說明根據熱流計的測量數據得到的傳熱系數K準確.

由圖2可看出，隨著吸氣過熱度或干度不斷下降，壓縮機排氣溫度和排氣比焓不斷下降.在x=0.95時，與5℃過熱度時相比，排氣溫度下降了約15℃，與10℃過熱度時相比下降了約20℃.這說明少量吸氣帶液能夠有效地降低排氣溫度，且比傳統的噴液冷卻成本低、控制簡便.因此，保持壓縮機處于少量吸氣帶液狀態，相對于傳統的噴液循環可在不增加系統成本情況下有效降低壓縮機排氣溫度.

圖3為壓縮機72 Hz運行時，壓縮機功耗、吸氣比焓、機殼散熱量隨吸氣干度和過熱度的變化.圖3表明，在吸氣過熱時，壓縮機功耗隨干度或過熱度的降低而增加.這是由于膨脹閥開度增加，系統的制冷劑質量流量迅速增加.但當達到吸氣帶液時，壓縮機總功耗有少量增加.從圖中還可以看出，壓縮機的機殼散熱量隨著吸氣干度和過熱度的下降而下降.這是由于吸入的制冷劑溫度較低，從壓縮機缸體吸熱增加時會使壓縮機壁溫下降造成的.

2.2 排氣比焓構成分析

根據式（6）～（8），可計算PD1、PD2和PD3隨吸氣干度變化的趨勢.圖4（a）、（b）分別給出了三個運行頻率和兩個運行工況時排氣比焓的三個影響因子的變化趨勢.

從圖4可看出，在吸氣過熱區，壓縮機機殼散熱因子和功耗因子的絕對值隨過熱度下降而迅速下降；吸氣干度在0.9～1.0之間時，兩者下降趨勢變緩且逐漸趨于定值.隨著吸氣干度和過熱度的降低，吸氣比焓因子逐漸增加，說明排氣比焓降低的可能性已越來越小.在一定工況下，在吸氣干度為0.9～1.0的范圍內，壓縮機排氣比焓的三個影響因子是基本恒定的，排氣比焓又反映了排氣溫度的高低，這為預測壓縮機排氣溫度與吸氣干度的函數關系提供了便利.Li[10]認為壓縮機機殼散熱受環境溫度的影響，在吸氣過熱時，機殼散熱量在排氣比焓影響因素中所占比例不容忽視，環境溫度的不確定性給準確預測壓縮機吸氣過熱時的排氣溫度帶來了困難；在少量吸氣帶液時，機殼散

熱因子絕對值小于1%，在環境溫度的可變范圍內，環境溫度差異對排氣溫度的影響很小，可忽略環境溫度的差異，以簡化利用排氣溫度預測吸氣干度的過程.

對比分析圖4（a）、（b）可知，排氣比焓的構成和運行工況有關，工況1的壓比更大，其功耗因子也較大，吸氣比焓因子則較小.排氣比焓的構成和壓縮機運轉頻率有關；頻率低，壓縮機功耗和功耗因子小，吸氣比焓因子大.散熱因子也與壓比和頻率有關；壓比越大，排氣溫度越高，散熱因子越大；頻率越低，制冷劑流量越小；在散熱面積一定的情況下單位質量流量的散熱越大，散熱因子的絕對值也越大，但是當吸氣帶液時，由于散熱因子所占比例很小，頻率之間的差異已不明顯.

3 結 論

通過對R22系統的轉子式壓縮機少量吸氣帶液對排氣狀態的研究和分析，可知：

（1） 在吸氣干度降低到0.95時壓縮機排氣溫度比吸氣過熱度為5℃時降低了約15℃，比吸氣過熱度為10℃時降低了約20℃.

（2） 在吸氣干度為0.9～1.0的較大范圍內，壓縮機排氣比焓的三個影響因子變化較小，這為預測壓縮機排氣溫度與吸氣干度的函數關系提供了參考.排氣比焓的構成與運行工況和頻率有關：系統壓比大，功耗因子大，散熱因子絕對值大，而吸氣比焓因子小；運行頻率低，則功耗因子小，吸氣比焓因子大，機殼散熱因子的絕對值大.

（3） 壓縮機機殼散熱量在吸氣過熱時所占比例不容忽視，在少量吸氣帶液時，機殼散熱因子絕對值小于1%.在環境溫度的可變范圍內，環境溫度差異對排氣溫度的影響很小，可忽略其對排氣溫度的影響.

參考文獻：

[1] 矢島龍三郎，吉見敦史，樸春成.降低R32壓縮機排氣溫度的方法[J].制冷與空調，2011，11（2）：60-64.

[2] 賈榮林，吳靜怡.空氣源熱泵熱水器中R417A與R22的性能對比[J].化工學報，2008，59（S2）：93-98.

[3] 張倩，晏剛，白濤.一種新型R32兩級壓縮熱泵空調器的理論研究[J].低溫與超導，2011，39（2）：30-36.

[4] DUTTA A K，YANAGISAWA T，FUKUTA M.An investigation of the performance of a scroll compressor under liquid refrigerant injection[J].International Journal of Refrigeration，2001，24（6）：577-587.

[5] 楊亮.以壓縮機排氣溫度為控制參數的電子膨脹閥流量控制系統的研究[D].西安：西安交通大學，2000.

[6] SHIGEHARU T K，JUNICHIROU T K，KOJI S K.Refrigerating device：US006581397B1[P].2003-06-24.

[7] 張利，陸穎翀.吸氣干度對R32壓縮機可靠性影響研究[J].電器，2013（S1）：703-706.

[8] 楊麗輝，陶樂仁，陶宏，等.滾動轉子式壓縮機吸氣狀態與排氣溫度的實驗研究[J].制冷學報，2014，35（2）：49-53.

[9] 陶宏，楊軍，劉春慧，等.吸氣過熱度對滾動轉子壓縮機性能影響的實驗研究[J].制冷學報，2011，32（6）：25-29.

[10] LI W H.Simplified steadystate modeling for variable speed compressor[J].Applied Thermal Engineering，2013，50（7）：318-326.