HFC410A兩級滑片膨脹機(jī)性能參數(shù)的模擬計(jì)算與實(shí)驗(yàn)研究

喬亦圓,王猛,曹鋒,束鵬程

(1.西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安;2.中國航天科技集團(tuán)公司第六研究院,710100,西安)

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HFC410A兩級滑片膨脹機(jī)性能參數(shù)的模擬計(jì)算與實(shí)驗(yàn)研究

喬亦圓1,王猛2,曹鋒1,束鵬程1

(1.西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安;2.中國航天科技集團(tuán)公司第六研究院,710100,西安)

為了提高制冷系統(tǒng)的性能系數(shù),減小傳統(tǒng)節(jié)流元件對系統(tǒng)造成的不可逆節(jié)流損失,研究兩級滑片式膨脹機(jī)在中小型制冷系統(tǒng)中的應(yīng)用,對其進(jìn)行變轉(zhuǎn)速、變冷凝壓力以及變過冷度等實(shí)驗(yàn)研究,并與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對比。結(jié)果表明:提高轉(zhuǎn)速可以減小兩級滑片膨脹機(jī)的泄漏量,從而提高容積效率,但會增大摩擦損失,使等熵效率和輸出功先提高后降低,轉(zhuǎn)速為1 400 r·min-1系統(tǒng)性能系數(shù)提高率取得最大值;提高冷凝壓力增大了膨脹機(jī)進(jìn)出口壓差,使容積效率降低,由于摩擦損失和泄漏損失隨壓比變化,輸出功和等熵效率先增后減;減小過冷度更利于系統(tǒng)性能,過冷度平均每減小1 ℃回收功可提高2.2%,對過冷度較低的系統(tǒng)性能的提升更顯著。由此可見,兩級滑片膨脹機(jī)在中小型制冷系統(tǒng)的應(yīng)用是可行的,合理調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速、冷凝壓力以及過冷度可以提高系統(tǒng)的整體性能。

兩級滑片膨脹機(jī);制冷系統(tǒng);容積效率;性能系數(shù)

制冷系統(tǒng)作為提高改善居住環(huán)境和生活質(zhì)量的設(shè)備,其保有數(shù)量隨一個國家的經(jīng)濟(jì)發(fā)展水平和國民生活水平的提高而快速增長。制冷設(shè)備的廣泛應(yīng)用是以大量的能源消耗為基礎(chǔ)的,根據(jù)國際制冷學(xué)會的統(tǒng)計(jì),各種類型的制冷設(shè)備的耗電量占全球總發(fā)電量15%左右,而制冷空調(diào)的能耗已占到房屋建筑總能耗的45%[1]。

在蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)中,節(jié)流機(jī)構(gòu)是保持冷凝器與蒸發(fā)器之間壓差和控制調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量的重要元件,商業(yè)制冷中常用的節(jié)流元件是節(jié)流閥和毛細(xì)管。無論是節(jié)流閥還是毛細(xì)管,其工作原理都是利用局部阻力損失使制冷劑的壓力迅速降低,壓力能被制冷劑分子間的內(nèi)摩擦所消耗。節(jié)流損失是一種不可逆損失,降低了循環(huán)的熱力學(xué)完善度。從有效能的角度分析,傳統(tǒng)制冷劑在節(jié)流過程中的有效能損失占系統(tǒng)總損失的10%～20%,而CO2在跨臨界循環(huán)中的節(jié)流損失占到總有效能損失的25%～30%[2-3]。在理論循環(huán)中,如果用可逆絕熱的膨脹過程代替不可逆的等焓節(jié)流過程,可減少系統(tǒng)熵增,提高系統(tǒng)的熱力學(xué)完善度。

能量回收膨脹機(jī)可在理論上實(shí)現(xiàn)制冷劑的可逆絕熱膨脹,并可將膨脹機(jī)的回收功加以利用,既可以增大系統(tǒng)冷量,又可降低系統(tǒng)整體的輸入功率,進(jìn)而提高系統(tǒng)效率。文獻(xiàn)[4]將一臺雙缸四沖程的內(nèi)燃機(jī)改造為膨脹機(jī),并用于跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中,實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示,用改造后的活塞式膨脹機(jī)替換節(jié)流閥,系統(tǒng)性能系數(shù)(COP)提高了10.5%,膨脹機(jī)的等熵效率可達(dá)11%左右。文獻(xiàn)[5]對該膨脹機(jī)進(jìn)行了理論分析,建立了活塞環(huán)潤滑和膨脹機(jī)性能的數(shù)學(xué)模型,為膨脹機(jī)設(shè)計(jì)過程中機(jī)械損失和系統(tǒng)性能的預(yù)測提供了理論指導(dǎo)。文獻(xiàn)[6]對膨脹機(jī)進(jìn)行了理論分析,建立了適用于渦旋式、滾動活塞式、滑片式和螺桿式膨脹機(jī)的數(shù)學(xué)模型,側(cè)重于氣閥損失、泄漏損失和傳熱損失的計(jì)算。由該模型對跨臨界CO2制冷系統(tǒng)的計(jì)算表明,采用膨脹機(jī)替代節(jié)流閥可使系統(tǒng)COP提高40%～70%,制冷量提高5%～15%。文獻(xiàn)[7]通過數(shù)學(xué)模型對具有兩級壓縮的CO2熱泵熱水器中渦旋式膨脹-壓縮機(jī)組進(jìn)行了理論研究,用膨脹機(jī)輸出功直接驅(qū)動一級壓縮機(jī)可使主壓機(jī)功耗減小12.1%,系統(tǒng)冷量提高8.6%,系統(tǒng)COP

提高23.5%。文獻(xiàn)[8]開發(fā)了可用于跨臨界CO2系統(tǒng)的滑片式膨脹-壓縮一體機(jī),在雙作用滑片式膨脹機(jī)的基礎(chǔ)上,利用不同的氣缸壁面型線加工成不對稱的兩個工作腔,實(shí)現(xiàn)高低壓制冷劑在工作腔兩側(cè)分別實(shí)現(xiàn)膨脹和壓縮過程,膨脹功直接轉(zhuǎn)化為壓縮功,實(shí)驗(yàn)測得該膨脹-壓縮一體機(jī)的效率可達(dá)70%,系統(tǒng)COP可提高51%。文獻(xiàn)[9]對培爾頓式兩相膨脹機(jī)取代節(jié)流閥系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,確定了樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)速度區(qū)間在13 100～15 310 r/min時膨脹機(jī)有較大的等熵效率,并產(chǎn)生較大的回收功。

與跨臨界CO2循環(huán)相比,傳統(tǒng)制冷劑的循環(huán)壓差較小,節(jié)流損失也相應(yīng)較小,膨脹機(jī)代替節(jié)流閥給系統(tǒng)帶來的收益通常小于跨臨界CO2系統(tǒng)。采用膨脹機(jī),特別是螺桿式和透平式這類對加工工藝和設(shè)備要求較高的膨脹機(jī),會顯著增大系統(tǒng)的成本。因此,現(xiàn)階段傳統(tǒng)制冷系統(tǒng)中膨脹機(jī)的研究工作主要針對大容量的離心機(jī)組或冷水機(jī)組,對中小型制冷系統(tǒng)中膨脹機(jī)的研究還比較少。

本文圍繞小型HFC410A制冷空調(diào)系統(tǒng)中的能量回收膨脹機(jī),根據(jù)結(jié)構(gòu)參數(shù)研制兩級滑片式膨脹機(jī)樣機(jī)并進(jìn)行數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究,為膨脹機(jī)在制冷系統(tǒng)中的進(jìn)一步應(yīng)用提供了理論和實(shí)驗(yàn)基礎(chǔ)。

1 兩級滑片式膨脹機(jī)

本文開發(fā)的兩級滑片式膨脹機(jī)樣機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示。樣機(jī)的滑片數(shù)為8,轉(zhuǎn)子半徑為16.5 mm,一級型線升程為2.0 mm,二級型線升程為4.2 mm,氣缸軸向長度為57 mm,滑片厚度為2.5 mm,兩級吸氣角γin,1和γin,2分別為9°和20°,兩級排氣角γout,1和γout,2均為112.5°,樣機(jī)的固定內(nèi)容積比為7.66。

圖1 兩級滑片式膨脹機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

2.1 實(shí)驗(yàn)測試系統(tǒng)

為測試樣機(jī)而改建的HFC410A制冷系統(tǒng)主要由膨脹機(jī)-發(fā)電機(jī)組、壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、冷凝器和節(jié)流閥、過冷水箱和過熱水箱組成,系統(tǒng)流程如圖2所示。壓縮機(jī)采用日本大金公司的HFC410A渦旋壓縮機(jī),額定電壓為380 V,額定輸入功率為4.5 kW。系統(tǒng)采用3組型號為CB51-30H的水冷板式換熱器,其中冷凝器為高壓換熱器,最高許用壓力為4.5 MPa,蒸發(fā)器采用兩個低壓換熱器,最高許用壓力為3.0 MPa。過冷、過熱水箱均安裝電加熱器,過冷水箱可與蒸發(fā)器水側(cè)出口連通,用冷卻水和電加熱器調(diào)整過冷水箱內(nèi)溫度,過熱水箱溫度由電加熱器調(diào)節(jié)。由樣機(jī)、發(fā)電機(jī)及扭矩傳感器組成的膨脹機(jī)-發(fā)電機(jī)組與節(jié)流閥并聯(lián),通過并聯(lián)支路上的閥門選擇系統(tǒng)使用節(jié)流閥或膨脹機(jī)。在支路中,膨脹機(jī)的上、下游安裝有閥門,便于對樣機(jī)進(jìn)行調(diào)試和改造。

2.2 實(shí)驗(yàn)測量儀器

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)溫度測量采用Pt100電阻測溫儀,測量誤差在±0.2 ℃以內(nèi);壓力測量采用日本長野計(jì)器的KH15型壓力傳感器,測量誤差為±0.5 MPa;流量采用Japan Control Inc公司的FT4-8型渦輪液體流量計(jì),量程范圍為0～9 L·min-1,精度為0.5級;功率采用PS194P-2D4T數(shù)字功率儀,可測量電壓、電流、功率等信號,計(jì)量范圍為0～19 kW,精度等級為0.5級。膨脹機(jī)的輸出功由扭矩傳感器測量轉(zhuǎn)子軸的扭矩和實(shí)際轉(zhuǎn)速,計(jì)算出膨脹機(jī)的實(shí)際輸出功率。扭矩傳感器測量的范圍為0～10 N·m,滿量程精度為0.2%(FS)。

圖2 HFC410A膨脹機(jī)測試系統(tǒng)原理圖

2.3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

2.3.1 樣機(jī)實(shí)測容積效率 樣機(jī)的實(shí)測容積效率是樣機(jī)理論流量與實(shí)驗(yàn)測試流量的比值,即

(1)

式中:m為膨脹機(jī)的理論質(zhì)量流量,kg·s-1;ma為膨脹機(jī)的實(shí)驗(yàn)測試流量,可由流量計(jì)測得的制冷劑在膨脹機(jī)進(jìn)口處的體積流量和該測點(diǎn)的溫度、壓力數(shù)據(jù)所確定的制冷劑狀態(tài)參數(shù)計(jì)算得到,kg·s-1。

2.3.2 樣機(jī)實(shí)測回收功 樣機(jī)的實(shí)測回收功可以用下式計(jì)算得出

(2)

式中:M為扭矩傳感器測量的樣機(jī)輸出扭矩,N·m;n為轉(zhuǎn)速,r·min-1。

2.3.3 樣機(jī)實(shí)測等熵效率 樣機(jī)的實(shí)測等熵效率表達(dá)式如下

(3)

式中:h1為膨脹機(jī)進(jìn)口制冷劑比焓,kJ·kg-1;h4為膨脹機(jī)出口制冷劑比焓,由實(shí)測的入口參數(shù)經(jīng)等熵膨脹算得,kJ·kg-1。

2.3.4 系統(tǒng)實(shí)測COP提高率 膨脹機(jī)系統(tǒng)的COP用實(shí)驗(yàn)測得的系統(tǒng)冷量和壓縮機(jī)功率計(jì)算,即

(4)

式中:Qo為實(shí)驗(yàn)測得的制冷量,kW;Pc為測得的壓縮機(jī)功率,kW;ηe為利用效率,取0.8。

節(jié)流閥系統(tǒng)的實(shí)測COP按下式計(jì)算

(5)

式中:h5為蒸發(fā)器出口制冷劑比焓,kJ·kg-1。

系統(tǒng)的實(shí)測COP提高率為

(6)

3 模擬計(jì)算與結(jié)果分析

3.1 變轉(zhuǎn)速特性

如圖3所示,膨脹機(jī)輸出功隨轉(zhuǎn)速的升高先增加后減少,輸出功在1 500 r·min-1達(dá)到最高。轉(zhuǎn)速從800 r·min-1增至1 400 r·min-1,輸出功的理論計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值均隨轉(zhuǎn)速升高而增大,并且偏差趨于減小。隨著膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速的升高,泄漏的制冷劑通過泄漏間隙的時間減少,泄漏量減少,膨脹機(jī)的各項(xiàng)性能指標(biāo)均提高。當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 500 r·min-1時,由于摩擦損失的增加,理論和實(shí)驗(yàn)輸出功都減少。圖3還表示了容積效率隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系。由圖可見,轉(zhuǎn)速升高,膨脹機(jī)內(nèi)的密封性能改善,泄漏量減少,容積效率提高,理論模型與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)能較好吻合,只在低轉(zhuǎn)速時偏差較大。高轉(zhuǎn)速下的實(shí)測容積效率保持增長趨勢印證了輸出功在高轉(zhuǎn)速時的降低是由摩擦損失的增加而引起的。

圖3 膨脹機(jī)輸出功和容積效率隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系

如圖4所示,轉(zhuǎn)速升高,膨脹機(jī)流量增大,單位時間內(nèi)釋放壓力能的制冷劑質(zhì)量增加,因此潛在的回收功增加。由于泄漏和摩擦的影響,等熵效率不會一直隨轉(zhuǎn)速提高而提高。實(shí)驗(yàn)測得等熵效率最大時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速為1 400 r·min-1,小于輸出功最大值對應(yīng)的轉(zhuǎn)速。當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 400 r·min-1后,膨脹機(jī)摩擦損失的增加速率大于制冷劑潛在膨脹功的提高速率,等熵效率迅速降低,且轉(zhuǎn)速越高實(shí)際等熵效率與理論計(jì)算值偏差越大。使用膨脹機(jī)后,制冷系統(tǒng)COP的提高用膨脹機(jī)系統(tǒng)COP與節(jié)流閥系統(tǒng)COP的比值來反映,即1+αCOP。系統(tǒng)COP提高率的變化趨勢與等熵效率相似,在轉(zhuǎn)速為1 400 r·min-1時取得最大值,為1.103,即系統(tǒng)COP最大可提高10.3%。由于COP屬于間接參數(shù),計(jì)算步驟和使用的直接參數(shù)較多,其絕對誤差較大。

圖4 樣機(jī)等熵效率和系統(tǒng)COP的提高率隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系

3.2 變冷凝壓力特性

在蒸發(fā)壓力不變時,冷凝壓力的提高增大了膨脹機(jī)進(jìn)出口的壓差,有更多的潛在壓力能可被回收。圖5為輸出功率隨冷凝壓力的變化關(guān)系,蒸發(fā)壓力為1.09 MPa,因此冷凝壓力從3.0 MPa提高至3.65 MPa,對應(yīng)的壓比從2.75提高至3.35。隨冷凝壓力的增加,膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速越高,輸出功的增加速度越快,如圖5中曲線斜率的增加。這是因?yàn)楦咿D(zhuǎn)速減小了膨脹機(jī)的泄漏損失,尤其在高壓差工況下,高轉(zhuǎn)速帶來的泄漏減小有益于提高膨脹機(jī)輸出功率。當(dāng)轉(zhuǎn)速從800 r·min-1提升至1 100 r·min-1時,輸出功平均提高53.2%。當(dāng)轉(zhuǎn)速從1 100 r·min-1提高至1 500 r·min-1時,輸出功平均只提高了34%。可見,隨著轉(zhuǎn)速的提高,泄漏損失的減少給膨脹機(jī)性能提升帶來的作用越來越小,而摩擦損失讓膨脹機(jī)性能下降的趨勢越來越明顯。對比理論計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可見,在冷凝壓力較低和較高的工況下,不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)的理論計(jì)算輸出功都偏離實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)較大。當(dāng)冷凝壓力較低時,滑片與氣缸壁面之間的接觸力增大,摩擦損失也增大,故摩擦損失理論計(jì)算值與膨脹機(jī)的實(shí)際值相比偏小,因此低冷凝壓力的實(shí)際輸出功小于理論計(jì)算值。在冷凝壓力較高時,樣機(jī)的實(shí)際泄漏量比理論值大,因此不同轉(zhuǎn)速在高壓區(qū)的實(shí)際輸出功小于理論計(jì)算值。當(dāng)膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速為800 r·min-1時,相應(yīng)的輸出功從105.5 W提高至 170.8 W,提高了62%;當(dāng)膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速為1 100 r·min-1時,輸出功從150.5 W提高至272.7 W,提高了81.2%;當(dāng)膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r·min-1時,輸出功從210.4 W提高至378.3 W,提高了80%。以提升壓比而提高膨脹機(jī)輸出功的角度而言,轉(zhuǎn)速范圍在1 100～1 500 r·min-1時較為有效,所以在相同壓比下,中高轉(zhuǎn)速運(yùn)行的膨脹機(jī)更有性能優(yōu)勢。

圖5 樣機(jī)輸出功率隨冷凝壓力的變化關(guān)系

如圖6所示,樣機(jī)的容積效率隨冷凝壓力的提高呈線性下降趨勢,主要原因是高壓差使膨脹機(jī)的泄漏增加。在高冷凝壓力工況時,不同轉(zhuǎn)速下的實(shí)際容積效率均比理論計(jì)算值低,轉(zhuǎn)速越低,二者偏離的越早,這是由于低轉(zhuǎn)速的實(shí)際泄漏量較大,可見提高轉(zhuǎn)速對改善容積效率是有效的。

圖6 樣機(jī)容積效率隨冷凝壓力的變化關(guān)系

如圖7所示,在轉(zhuǎn)速為800和1 100 r·min-1時,樣機(jī)的等熵效率均在3.33 MPa時達(dá)到最大,之后隨冷凝壓力的升高而降低。轉(zhuǎn)速為1 100 r·min-1時的等熵效率在高壓區(qū)的下降速度大于800 r·min-1時。這是由于膨脹機(jī)轉(zhuǎn)速從800 r·min-1提高至1 100 r·min-1時,轉(zhuǎn)速提升的幅度較小,泄漏損失減小的程度有限,而摩擦損失隨著轉(zhuǎn)速的提高而增大,因此在高冷凝壓力區(qū),摩擦損失的影響較大,1 100 r·min-1時的等熵效率下降速度更快。當(dāng)轉(zhuǎn)速提高到1 500 r·min-1時,膨脹機(jī)的泄漏損失明顯減少,因此等熵效率隨冷凝壓力升高而增大,直到3.53 MPa后才開始降低。

圖7 樣機(jī)等熵效率隨冷凝壓力的變化關(guān)系

膨脹機(jī)的輸出功在不同轉(zhuǎn)速下不是隨冷凝壓力的升高而一直增大,冷凝壓力越高,輸出功增加幅度減小,甚至輸出功開始減小,而壓縮機(jī)的功率隨系統(tǒng)壓比的增加而上升。因此,如圖8所示系統(tǒng)COP提高率隨冷凝壓力的上升而增加,但增加速率逐漸減緩。實(shí)際上,隨著冷凝壓力的提高,系統(tǒng)的制冷量在降低,如圖8中COP提高率的增加是相對于不同的制冷量,因此雖然在高冷凝壓力下膨脹機(jī)系統(tǒng)的COP比節(jié)流閥系統(tǒng)的COP可以有提升,但是系統(tǒng)制冷量不一定滿足設(shè)計(jì)需要。

圖8 帶膨脹機(jī)系統(tǒng)COP的改善隨冷凝壓力的變化關(guān)系

3.3 變過冷度特性

如圖9所示,膨脹機(jī)的輸出功隨過冷度的增加而減小。因?yàn)檫^冷度增加,制冷劑在膨脹機(jī)的進(jìn)口壓力與等熵膨脹過程剛進(jìn)入兩相區(qū)對應(yīng)的飽和壓力之差越大,由于液體具有不可壓縮性,制冷劑開始膨脹后會迅速進(jìn)入兩相區(qū),此壓差越大,相應(yīng)的壓力能損失也越大,因此膨脹機(jī)的實(shí)際回收功減小。減小過冷度,既可提高膨脹機(jī)內(nèi)的壓力水平,回收更多的壓力能,又有利于減小摩擦損失。但是,過冷度減小會使泄漏損失增大,故在過冷度較小時,理論計(jì)算的輸出功與實(shí)際偏離較大。過冷度從7.7 ℃減小到1.3 ℃,樣機(jī)回收功從328 W提高至375 W,提高了14.3%,平均每減小1 ℃的過冷度可提高回收功2.2%。圖9表示容積效率也隨過冷度減小而增大。由于過冷度減小時,制冷劑密度減小,膨脹機(jī)的泄漏量減小,容積效率提高,但提高的幅度不大。過冷度從7.7 ℃減小到1.3 ℃時,容積效率從51.8%增大到54.6%,提高2.8%。

圖9 樣機(jī)輸出功和容積效率隨過冷度的變化關(guān)系

圖10表示了系統(tǒng)COP和等熵效率與過冷度的關(guān)系。當(dāng)過冷度減小后,泄漏損失和摩擦損失相應(yīng)增大,抵消了一部分回收功的提高,因此膨脹機(jī)的等熵效率只提高了1.1%。系統(tǒng)COP提高率隨過冷度減小變化較大,從10.8%提高到了13.9%。這是由于在小過冷度的系統(tǒng)中,制冷量偏低,膨脹機(jī)的使用可以提高制冷量,同時減小壓縮功,因此膨脹機(jī)在過冷度較低的系統(tǒng)中對系統(tǒng)性能的提升更顯著。

圖10 樣機(jī)等熵效率和系統(tǒng)COP提高率隨過冷度的變化關(guān)系

4 結(jié) 論

(1)兩級滑片膨脹機(jī)的輸出功與等熵效率均隨轉(zhuǎn)速的增加而先增加后減小,容積效率隨轉(zhuǎn)速的增加而上升,系統(tǒng)COP提高率隨轉(zhuǎn)速的增加而有所提高,較高的轉(zhuǎn)速在一定程度上可以降低泄漏量,提高膨脹機(jī)的性能指標(biāo),但是過高的轉(zhuǎn)速會帶來摩擦損失增加的不利影響。

(2)兩級滑片膨脹機(jī)的輸出功與系統(tǒng)COP提高率在蒸發(fā)壓力一定的條件下均隨冷凝壓力的增大而增加,容積效率隨冷凝壓力的增大而減小;等熵效率隨冷凝壓力的增大先增大后減小;在相同壓比下,中高轉(zhuǎn)速運(yùn)行的膨脹機(jī)更有性能優(yōu)勢。

(3)兩級滑片膨脹機(jī)的輸出功、容積效率、等熵效率以及系統(tǒng)COP提高率均隨過冷度的減小而增加,平均每減小1 ℃的過冷度可提高回收功2.2%,兩級滑片膨脹機(jī)在較低過冷度時對系統(tǒng)性能提升有利。

(4)實(shí)驗(yàn)證明兩級滑片膨脹機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡單而內(nèi)容積比較高的特點(diǎn),可以應(yīng)用于中小型制冷系統(tǒng)中,并且能夠提升系統(tǒng)的整體性能。

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(編輯 杜秀杰)

Numerical and Experimental Investigation for Performance of HFC410A Two-Stage Rotary Vane Expander

QIAO Yiyuan1, WANG Meng2, CAO Feng1, SHU Pengcheng1

(1.School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2.The Sixth Research Institute of China Aerospace Science and Technology Corporation, Xi’an 710100, China)

To improve coefficient of performance (COP) of refrigerating system and reduce irreversible system throttle loss due to the traditional restricting element, the experiments for two-stage rotary vane expander in small and medium refrigerating systems were conducted in the case of variable speed, condensing pressure and subcooling degree, and the experimental data were compared with the numerical simulation.The results show that the leakage of two-stage rotary vane expander can be reduced by increasing the revolving speed, the volumetric efficiency thus rises, and the output work and isentropic efficiency rise firstly and then drop for increasing frictional resistance.The system COP reaches the maximum for revolving speed of 1 400 r·min-1.The increasing condensing pressure results in decreasing volumetric efficiency for the increased differential pressure between the expander import and export, and the isentropic efficiency and the output work rise firstly and then drop.The decreasing subcooling facilitates improving system performance, the output work rises by 2.2% when the subcooling degree decreases by 1 ℃.The two-stage rotary vane expander is feasible for small and medium refrigerating systems, and the system performance can be improved by adjusting revolving speed, condensing pressure and subcooling degree.

two-stage rotary vane expander; refrigerating system; volumetric efficiency; coefficient of performance

2014-11-09。 作者簡介:喬亦圓(1991—),女,碩士生;曹鋒(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師。

時間:2015-04-21

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150421.1711.004.html

10.7652/xjtuxb201506018

TB653

A

0253-987X(2015)06-0109-06