變頻螺桿壓縮機經(jīng)濟器的變工況實驗研究

(南通航運職業(yè)技術(shù)學院 南通 226010)

帶經(jīng)濟器螺桿壓縮機的制冷循環(huán)是一個“準二級”系統(tǒng)[1]，螺桿壓縮機工作包括吸氣、壓縮、排氣3個過程，在吸氣結(jié)束后螺桿方向上的某一位置，增開一個補氣口，吸入來自經(jīng)濟器的制冷劑蒸氣，從而增加壓縮制冷劑的循環(huán)量，降低制冷系統(tǒng)工質(zhì)的供液溫度，因此帶經(jīng)濟器的機組制冷量顯著增大，性能系數(shù)COP[2-3]明顯提高。

雙螺桿制冷壓縮機工作時，陰陽轉(zhuǎn)子相互嚙合，吸氣口和排氣口在轉(zhuǎn)子軸線方向上，經(jīng)濟器補氣口設(shè)置在壓縮機吸氣結(jié)束、壓縮未開始的位置。國內(nèi)外學者對經(jīng)濟器的性能進行了大量的研究。S. Jonsson[4]構(gòu)建了帶經(jīng)濟器螺桿壓縮機的數(shù)學模型并編制了相應的計算程序，但計算結(jié)果沒有進行實驗驗證。吳華根等[5]通過實測給出了補氣工況下帶經(jīng)濟器雙螺桿壓縮機的p-v圖，研究了在不同的經(jīng)濟器補氣壓力下，雙螺桿壓縮機的功率、效率等性能變化。由于室外氣象條件和室內(nèi)負荷時刻變化，空調(diào)冷水機組滿負荷運行時間小于總運行時間的1%，大部分時間在部分負荷下運行[6]，因此研究不同工況下部分負荷的螺桿壓縮機經(jīng)濟器補氣口的特性，分析經(jīng)濟器補氣口瞬時壓力的影響因素，更具有現(xiàn)實意義和實用價值。

1 理論分析

帶閃發(fā)式經(jīng)濟器的螺桿壓縮機制冷系統(tǒng)原理及壓焓圖如圖1所示，全部冷凝器內(nèi)高溫高壓液體經(jīng)過一級節(jié)流后變成中壓氣液混合物進入經(jīng)濟器，閃發(fā)制冷劑蒸氣經(jīng)補氣口進入壓縮機，與系統(tǒng)吸氣混合后進行壓縮；制冷劑液體經(jīng)二級節(jié)流進入蒸發(fā)器中吸熱蒸發(fā)，蒸發(fā)后的制冷劑氣體進入壓縮機吸氣腔[12]。這種系統(tǒng)相對簡單，制冷性能較好[13]，但由于經(jīng)濟器內(nèi)制冷劑處于中間壓力的飽和液體，二級節(jié)流時供液壓力較低，可能造成節(jié)流閥不在額定工況下工作，供液量偏少，制冷量較少。換熱器經(jīng)濟器制冷循環(huán)一小部分的中溫高壓液體經(jīng)過輔助節(jié)流閥進入經(jīng)濟器，節(jié)流后的兩相制冷劑工質(zhì)與中溫高壓液體在經(jīng)濟器內(nèi)換熱，吸收熱量后汽化經(jīng)補氣口進入壓縮機。中溫高壓液體在經(jīng)濟器中過冷后，經(jīng)二級節(jié)流閥進入蒸發(fā)器。這種系統(tǒng)相對復雜，制冷性能較閃發(fā)式的差，但中溫高壓液體在經(jīng)濟器中壓損較小，系統(tǒng)供液制冷劑具有一定的過冷溫度，克服了閃發(fā)式經(jīng)濟器制冷循環(huán)供液不足的缺點[9]。

圖1 帶閃發(fā)式經(jīng)濟器的螺桿壓縮機制冷系統(tǒng)Fig.1 Screw compressor refrigeration system with flash economizer

1.1 補氣壓力的確定

帶補氣口的螺桿壓縮機工作過程為：當壓縮機吸氣時，制冷系統(tǒng)低溫低壓的制冷劑(點1)與吸氣腔相通，吸氣結(jié)束時螺桿齒槽與吸氣口脫離，形成基元容積，隨著雙螺桿不斷嚙合工作，制冷工質(zhì)與中間補氣口連通。理論上，閃發(fā)式經(jīng)濟器的壓力為pm，稍大于壓縮機補氣壓力pE，或近似相等，螺桿壓縮機在轉(zhuǎn)子長度方向上開補氣口，其位置決定一級內(nèi)容積比，一級壓縮結(jié)束時的壓力和溫度通過式(1)、式(2)[14]得到。

pE=pS(ηv1εv1)n

(1)

式中：pE為壓縮機吸氣壓力，kPa；pS為一級壓縮結(jié)束時的壓力，kPa；TS為壓縮機吸氣溫度，K；TE為一級壓縮結(jié)束時的溫度，K；ηv1為一級內(nèi)壓縮容積效率；εv1為一級內(nèi)壓縮容積比；n為多變過程指數(shù)。

1.2 經(jīng)濟器壓力對補氣量的影響

帶經(jīng)濟器制冷系統(tǒng)補氣量由兩個參數(shù)決定：壓縮機補氣過程中所需的單位補氣量α1和經(jīng)濟器內(nèi)氣液熱平衡所能提供的單位補氣量α2。當α1=α2時，制冷系統(tǒng)補氣過程平衡。在補氣過程中，壓縮機所需的補氣量α1由補氣壓力pm和經(jīng)濟器補氣口處的基元容積內(nèi)的壓力pE決定。單位補氣量α1的計算式為[15]：

式中：pm為經(jīng)濟器中間補氣壓力，kPa；pE為經(jīng)濟器補氣口處的瞬時壓力，kPa；vE為經(jīng)濟器補氣口處的瞬時比容，m3/kg；R為摩爾氣體常數(shù)，kJ/(kg·K)；

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中間補氣過程能量守恒，應用熱力學第一定律，能量方程為式(4)，由于旋轉(zhuǎn)是連續(xù)的，混合過程是瞬時的，可假設(shè)其過程絕熱等容，故比容積方程[16]如式(5)所示。

h2+α2h5″=(1+α2)hE

(4)

vE=v2/(1+α1)

(5)

式中：h2為第一級壓縮結(jié)束制冷劑氣體比焓，kJ/kg；h5″為閃發(fā)式經(jīng)濟器內(nèi)的飽和制冷劑氣體比焓，kJ/kg；v2為第一級壓縮終了壓力下的制冷劑氣體比容，m3/kg。

由式(3)可知，α1隨經(jīng)濟器補氣壓力pE的增大而減小，隨經(jīng)濟器中間壓力pm的減小而減小。當補氣量減小時制冷系統(tǒng)制冷量變小，制冷效率降低。

1.3 補氣量的控制

當經(jīng)濟器中間壓力大于補氣壓力時，經(jīng)濟器內(nèi)氣液熱平衡所能提供的補氣量大于壓縮機補氣過程中所需的補氣量，導致壓縮機非正常工作。相反，當經(jīng)濟器中間壓力遠小于補氣壓力時，會使制冷劑倒流，嚴重時會產(chǎn)生劇烈的振動和管路溫度急劇變化，導致管路斷裂。在經(jīng)濟器與補氣口之間需安裝一個壓力控制閥，工作過程中，作為節(jié)流啟閉件的主閥瓣開度是變化的。閥瓣開度的變化，不但可以通過節(jié)流改變介質(zhì)的壓力，而且可以保證系統(tǒng)所需的流量穩(wěn)定地通過壓力控制閥。通常選定的壓力控制閥允許通過的最大流量應大于系統(tǒng)所需的最大流量，在壓力控制閥后安裝止回閥。

經(jīng)濟器補氣要求有穩(wěn)定的流量，在介質(zhì)流經(jīng)壓力控制閥時，壓力降低，而流量不變。如果流經(jīng)某壓力控制閥的流量相同，那么該壓力控制閥的開度與壓力控制閥的進出口壓差成反比。壓力控制閥的進出口壓差越大，開度越小，介質(zhì)經(jīng)過壓力控制閥的流速越大。壓力控制閥的進出口壓差越小，開度越大，介質(zhì)經(jīng)過壓力控制閥的流速越小。如果流經(jīng)壓力控制閥的流量發(fā)生變化，那么壓力控制閥的開度將與流量的變化成正比。

壓力控制閥的出口壓力由經(jīng)濟器補氣壓力pE決定，進口壓力直接受到壓力控制閥調(diào)節(jié)裝置的控制。如果一個壓力控制閥的調(diào)節(jié)裝置設(shè)定了某一數(shù)值的閥后壓力，那么該壓力控制閥的進口壓力將在此設(shè)定值附近小范圍(Δpc)波動，此時出口壓力的變化ΔpE對進口壓力的變化Δpc的影響，以及壓力控制閥的流量的變化ΔQ對Δpc的影響，是反映該壓力控制閥性能的重要指標。在一定的范圍內(nèi)，ΔpE對Δpc的影響越小越好，同樣ΔQ對Δpc的影響也是越小越好。

2 實驗研究

2.1 實驗裝置

實驗所用壓縮機為半封閉雙螺桿壓縮機，陽轉(zhuǎn)子直徑為151.08 mm，轉(zhuǎn)子長徑比為1.6，設(shè)計最高轉(zhuǎn)速為6 884 r/min，電機采用變頻驅(qū)動，陽轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一圈理論輸氣量為0.002 456 m3。壓縮機內(nèi)容積比Vi按三級設(shè)計，分別為2.2、 3.5、 5.0，經(jīng)濟器補氣口處的設(shè)計Vi 值為1.05。實驗工質(zhì)為丙烷(R290)。整個測試在壓縮機性能測試臺完成，實驗環(huán)境和接管方式如圖2所示。為了測試經(jīng)濟器補氣口處的壓力變化，實驗采用壓差傳感器測量壓縮機吸氣口處的壓力與經(jīng)濟器補氣口處的壓力差。測試儀器的技術(shù)參數(shù)和精度如表1所示。

圖2 變頻螺桿壓縮機測試裝置Fig.2 Testing device for variable frequency screw compressor

3.2 實驗方法及結(jié)果分析

為了驗證驅(qū)動壓縮機的電機頻率和排氣壓力對補氣壓力的影響，實驗中保持壓縮機吸氣壓力不變，通過分別改變壓縮機排氣壓力和壓縮機頻率來測量經(jīng)濟器補氣口處的壓力。

實驗1：壓縮機測試臺在冷凝溫度40 ℃，蒸發(fā)溫度5 ℃時測試雙螺桿壓縮機，保持壓縮機吸氣壓力穩(wěn)定，改變壓縮機運行頻率來測量經(jīng)濟器補氣口處的壓力。根據(jù)式(1)，取pS=450，ηv1=0.92,εv1=1.15,n=1.21, 在不考慮任何泄漏影響的情況下，經(jīng)濟器補氣壓力為 481.8 kPa。在此標準工況下不同頻率的經(jīng)濟器補氣口壓力變化如圖3所示。

表1 測試儀器Tab.1 Testing instruments

圖3 不同頻率下的經(jīng)濟器補氣口壓力Fig.3 Superfeed pressure under different frequency

由圖3可知，滿負荷200 Hz 時的經(jīng)濟器補氣壓力與設(shè)計值一致為487.1 kPa，誤差約為1.1%。所以經(jīng)濟器補氣壓力實驗值與理論值基本一致。隨著頻率的下降經(jīng)濟器補氣口的壓力不斷上升，電機頻率從200 Hz降至50 Hz，經(jīng)濟器補氣壓力上升了88.3 kPa。

實驗2：雙螺桿壓縮機在標準工況下滿負荷運行，電機頻率保持200 Hz，壓縮機吸氣壓力450 kPa保持穩(wěn)定，在壓縮機不同的排氣壓力下經(jīng)濟器補氣壓力變化如圖4所示。由圖4可知，經(jīng)濟器補氣壓力隨著排氣壓力的增大而不斷上升，排氣壓力從1 292 kPa 升至1 685 kPa 時，經(jīng)濟器補氣口壓力上升約4.9 kPa，增幅較小，明顯小于壓縮機頻率變化帶來的影響。這一結(jié)論與壓縮機容積效率有關(guān)。

圖4 排氣壓力與經(jīng)濟器補氣壓力Fig.4 Superfeed pressure with exhaust pressure

1)雙螺桿轉(zhuǎn)子在嚙合過程中，制冷劑氣體通過轉(zhuǎn)子間隙泄漏，可分為外泄漏和內(nèi)泄漏。外泄漏指基元容積中壓力升高的氣體向吸氣通道或正在吸氣的基元容積中泄漏；內(nèi)泄漏指高壓力區(qū)內(nèi)基元容積之間的泄漏。因此外泄漏直接影響螺桿式冷水機制冷壓縮機的容積效率，內(nèi)泄漏則僅影響壓縮機的功耗。

2)螺桿式制冷壓縮機的轉(zhuǎn)子和機殼因受到壓縮氣體的加熱而溫度升高。在吸氣過程中，氣體受到轉(zhuǎn)子、機殼以及吸氣管道的加熱而膨脹，故相應的減少了氣體的吸入量，導致螺桿式制冷壓縮機的容積效率降低。

因此，在轉(zhuǎn)速較高、全負荷運行、壓比小、噴油量適宜、油溫低的情況下螺桿式制冷壓縮機的容積效率較高。

在壓縮機測試過程中，同一工況下壓縮機運行頻率從200 Hz 降至50 Hz，容積效率從92%降至80%左右；同一運行頻率下，排氣壓力從1 292 kPa 升至1 685 kPa,容積效率從92%降至90%。由此可見，隨著頻率的降低或排氣壓力的上升，壓縮機的內(nèi)泄漏必然增加，相應的容積效率下降，這部分從高壓處泄漏的流體使經(jīng)濟器補氣口處的壓力提高。

3 結(jié)論

在不同工況下，通過對帶經(jīng)濟器的變頻螺桿壓縮機性能的研究，壓縮機排氣壓力或電機頻率對經(jīng)濟器補氣壓力和容積效率等參數(shù)的影響，得到如下結(jié)論:

1) 在額定工況下，制冷螺桿壓縮機頻率越低，經(jīng)濟器補氣壓力越高，電機頻率從200 Hz降至50 Hz，經(jīng)濟器補氣壓力上升了88.3 kPa。說明壓縮機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速越低，從壓縮機排氣側(cè)通過轉(zhuǎn)子齒間泄漏量越多。

2) 壓縮機高低壓差越大，經(jīng)濟器補氣壓力越高，當吸氣壓力保持不變時，排氣壓力提高30%，經(jīng)濟器補氣壓力只上升了4.9 kPa，壓縮機的容積效率降低2%左右。說明壓縮機壓比越大，從壓縮機排氣側(cè)通過轉(zhuǎn)子齒間泄漏量越多。

3) 與壓縮機排氣壓力相比，電機頻率對補氣壓力和容積效率的影響較大。壓縮機的運行頻率越高或吸排氣壓差越小，轉(zhuǎn)子齒槽間的內(nèi)泄漏越小，低壓制冷劑氣體吸收熱量越小，壓縮機容積效率越高，經(jīng)濟器補氣壓力越低，補氣量越大。

傳統(tǒng)螺桿壓縮機經(jīng)濟器補氣口是按照滿負荷、額定工況設(shè)計的，不會考慮部分負荷或非標準工況對經(jīng)濟器補氣孔口的影響。而制冷系統(tǒng)一般都在非標準、部分負荷下工作，經(jīng)濟器補氣壓力隨著負荷和工況而變化，選用合適的壓力控制閥，調(diào)節(jié)經(jīng)濟器補氣量能夠確保壓縮機可靠穩(wěn)定工作，提高經(jīng)濟器的效率。隨著IPLV 的推廣，對經(jīng)濟器壓力控制技術(shù)得到廣泛的應用。

本文受江蘇省交通運輸廳科技項目(2013Y27-05)資助。(The project was supported by Science and Technology Project of Jiangsu Provincial Transportation Department (No.2013Y27-05).)