基于不完全過熱循環(huán)的制冷系統(tǒng)低頻運(yùn)行性能的研究

(上海理工大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200093)

蒸氣壓縮循環(huán)通常采用吸氣過熱度來控制系統(tǒng)循環(huán)制冷劑流量[1]。工程上一般保持蒸發(fā)器出口僅有幾度的過熱[2]，以增長(zhǎng)兩相換熱區(qū)間，提高傳熱系數(shù)，從而改善系統(tǒng)性能[3]。而濕壓縮作為降低壓縮機(jī)排氣溫度的有效措施，縮小了系統(tǒng)壓比且不增加經(jīng)濟(jì)成本，僅少量吸氣帶液便具有提升系統(tǒng)性能的能力[4]。壓縮機(jī)的低頻率運(yùn)行更加省電節(jié)能[5]，同時(shí)在一定程度上提升了COP[6]，降低了壓比，增加了系統(tǒng)循環(huán)效率，因此對(duì)低頻率下制冷系統(tǒng)性能特性的研究具有重要意義。

金聽祥等[7]研究了壓縮機(jī)頻率、電子膨脹閥開度和室內(nèi)負(fù)荷變化對(duì)變頻空調(diào)系統(tǒng)性能和COP的影響，發(fā)現(xiàn)在滿足冷負(fù)荷的前提下，將壓縮機(jī)運(yùn)行于低頻率便可使系統(tǒng)COP達(dá)到最佳，達(dá)到節(jié)能的效果。伍光輝等[8]在壓縮機(jī)低頻階段分析了變頻空調(diào)性能，結(jié)果表明：低頻率下空調(diào)器的蒸發(fā)壓力更大，能效比更高，換熱器的換熱效果更優(yōu)。王超等[9]利用變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式制冷實(shí)驗(yàn)臺(tái)，研究了壓縮機(jī)常規(guī)頻率(額定頻率附近)運(yùn)行下系統(tǒng)性能的變化特性，并得到最優(yōu)干度控制策略，但更高頻率、更低頻率與極端頻率等工況并未作周全考慮。

本文基于不完全過熱循環(huán)(壓縮機(jī)吸氣過熱至吸氣帶液)，利用變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式制冷系統(tǒng)充分分析了低頻率下的系統(tǒng)性能特性，并試圖尋求該工況下的最佳吸氣狀態(tài)控制策略，以期更為全面地獲取制冷循環(huán)的最優(yōu)效率。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及方法

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖1所示為變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式水冷冷水機(jī)組原理，系統(tǒng)內(nèi)充注制冷劑為R32，可通過手動(dòng)調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度來改變循環(huán)質(zhì)量流量qm，利用科氏力流量計(jì)測(cè)定其大小；壓縮機(jī)為自帶氣液分離器的變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，理論排量為10.2 mL/r，其啟停通過一臺(tái)通用變頻器驅(qū)動(dòng)，可設(shè)定范圍為20～100 Hz，額定頻率為50 Hz；冷凝器與蒸發(fā)器為板式換熱器，兩側(cè)均設(shè)有水循環(huán)系統(tǒng)，實(shí)驗(yàn)所需溫度通過水箱內(nèi)的電加熱器進(jìn)行自動(dòng)增減；可視管Ⅰ與可視管Ⅱ均采用石英玻璃管材質(zhì)，耐受性能良好，其中，將可視管Ⅱ密封安裝在壓縮機(jī)吸氣口前，可直接觀察壓縮機(jī)吸入制冷劑流型。

T溫度測(cè)點(diǎn)；P壓力測(cè)點(diǎn)；m質(zhì)量流量測(cè)點(diǎn)；qv.體積流量測(cè)點(diǎn)；1變頻轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)(自帶氣液分離器)；2冷凝器及其冷卻水循環(huán)系統(tǒng)；3儲(chǔ)液罐；4低溫恒溫反應(yīng)浴及其過冷循環(huán)系統(tǒng)；5科氏力質(zhì)量流量計(jì)；6電子膨脹閥；7可視管Ⅰ；8蒸發(fā)器及其冷凍水循環(huán)系統(tǒng)；9可視管Ⅱ。圖1 實(shí)驗(yàn)機(jī)組原理Fig.1 The principle of experimental unit

圖2所示為制冷循環(huán)壓焓(p-h)圖，其中，1(5/7)-2(6/8)-3-4-1(5/7)為一個(gè)完整的制冷循環(huán)。過程1-2為完全濕壓縮循環(huán)，過程7-8為完全過熱循環(huán)，過程5-6即為壓縮過程中帶有少量濕壓縮的不完全過熱循環(huán)。

圖2 制冷循環(huán)p-h圖Fig.2 p-h diagram of the refrigeration cycle

1.2 實(shí)驗(yàn)方法

低頻率(25～30 Hz)下的壓縮機(jī)的多變壓縮過程已較為復(fù)雜，而極低頻率(f≤20 Hz)下的過熱、過流及強(qiáng)烈共振現(xiàn)象[10]更加影響了實(shí)驗(yàn)可靠性。所以本實(shí)驗(yàn)將壓縮機(jī)的低頻工況設(shè)定為25～50 Hz，并模擬標(biāo)準(zhǔn)空調(diào)工況(蒸發(fā)溫度7.2 ℃，冷凝溫度54.4 ℃，過冷度46 ℃)[11]設(shè)定外部循環(huán)水溫，考慮到R32較高的冷凝壓力及管道的承載能力，設(shè)定冷卻水溫為37 ℃，過冷度為7 ℃。實(shí)驗(yàn)中通過調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)內(nèi)循環(huán)制冷劑流量變化，使壓縮機(jī)由吸氣過熱至吸氣帶液，實(shí)現(xiàn)不完全過熱循環(huán)。此外，為保證實(shí)時(shí)采集參數(shù)的準(zhǔn)確性，在每一次變工況后需待系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行60 min后再進(jìn)行下一工況采集。具體工況設(shè)置如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)工況Tab.1 Experimental conditions

1.3 計(jì)算公式

根據(jù)實(shí)驗(yàn)相關(guān)儀器及Refprop 9.0 物性軟件的調(diào)用，由下列各式計(jì)算出所需參數(shù)。

壓縮機(jī)吸氣干度：

(1)

式中：x為壓縮機(jī)吸氣干度，表征制冷劑濕蒸氣中干蒸氣所占百分比；hsuc為壓縮機(jī)進(jìn)氣比焓，kJ/kg；he,v、he,l分別為飽和氣態(tài)焓、飽和液態(tài)焓，kJ/kg。

當(dāng)x>1時(shí)，壓縮機(jī)吸氣過熱，此時(shí)過熱度：

Tsh=Tex-Tex,sat

(2)

式中：Tsh為吸氣過熱度，K；Tex為蒸發(fā)器出口溫度，K；Tex,sat為制冷劑蒸發(fā)壓力下的飽和溫度，K。

壓比：

(3)

式中：pr為系統(tǒng)壓比；psuc、pd為壓縮機(jī)吸排氣壓力，kPa。

壓縮機(jī)比功率：

(4)

式中：Pi表征了壓縮機(jī)性能的綜合指標(biāo)，是壓縮機(jī)節(jié)能減耗的量度，kW/(m3/min)[12]。其中，壓縮機(jī)額定轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，理論排氣量為10.2 mL/r；Vf為壓縮機(jī)實(shí)際排氣量，m3/min；Win為壓縮機(jī)功耗，W。

水側(cè)制冷量(kW)：

Q=qv,wρwcw(Tw,i-Tw,o)

(5)

式中：ρw為水密度，kg/m3，由于水循環(huán)流經(jīng)蒸發(fā)器時(shí)溫度保持恒定，因此視其為定值，即1 000 kg/m3；cw為水的比熱容，同樣視為定值，即為4.2 kJ/(kg·℃)。

性能系數(shù)COP：

(6)

電效率：

(7)

式中：ηis為壓縮機(jī)電效率；qm為制冷劑質(zhì)量流量，g/s；hd,is為等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

圖3所示為工況1#與工況2#的低頻率下，系統(tǒng)循環(huán)制冷劑質(zhì)量流量和壓比隨壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)的變化。隨著電子膨脹閥開度逐漸增大，蒸發(fā)器出口由較高穩(wěn)定過熱度(10 K)逐漸過渡為吸氣帶液狀態(tài)。由圖3可知，在同一吸氣狀態(tài)下，工況2#比工況1#具有更大的質(zhì)量流量和更小的壓比；隨著電子膨脹閥開度逐漸增加，系統(tǒng)內(nèi)循環(huán)質(zhì)量流量增大，系統(tǒng)壓比呈持續(xù)下降趨勢(shì)，且在濕壓縮階段仍有小幅下降。這是因?yàn)閴嚎s機(jī)吸氣過熱時(shí)，蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量的逐漸增加拉長(zhǎng)了兩相區(qū)，改善傳熱系數(shù)的同時(shí)提升了蒸發(fā)壓力，使系統(tǒng)壓比迅速減小；而當(dāng)壓縮機(jī)吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器內(nèi)已幾乎充滿了制冷劑液體，即使繼續(xù)增大閥開度，對(duì)蒸發(fā)壓力的影響也較小，所以壓比的降低趨勢(shì)逐漸緩和，但微小的浮動(dòng)仍對(duì)系統(tǒng)循環(huán)效率產(chǎn)生正面影響。且在同一閥增益值下，隨著壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率的減小，系統(tǒng)壓比在不同吸氣狀態(tài)的下降趨勢(shì)均有不同程度的加劇，尤其是實(shí)驗(yàn)最低頻率下的斜率絕對(duì)值比額定頻率有更好的提升。因此無(wú)論是在常規(guī)過熱度控制區(qū)間還是吸氣帶液狀態(tài)，工況2#下的壓縮機(jī)低頻率運(yùn)行將為系統(tǒng)性能的優(yōu)化產(chǎn)生潛在助益。即便隨著干度的逐漸減小，低頻下壓比會(huì)有進(jìn)一步的降低，但考慮到大量吸氣帶液可能使氣液分離器內(nèi)液面漫過罐頂排氣口而產(chǎn)生壓縮機(jī)“液擊”的情況，不可將壓縮機(jī)長(zhǎng)期且運(yùn)行于大量吸氣帶液的狀態(tài)。

圖3 不完全過熱循環(huán)下的質(zhì)量流量與壓比的變化Fig.3 Variation of mass flow and pressure ratio under incomplete superheating cycle

圖4所示為不完全過熱循環(huán)下的比功率的變化。由圖4可知，同一工況的相同閥開度下，壓縮機(jī)頻率越低，比功率越低。比功率為實(shí)際壓縮機(jī)輸入功率與排氣量的比值，比功率越低，表明壓縮機(jī)達(dá)到相同排氣量所需要的輸入功率越低，此時(shí)壓縮機(jī)最節(jié)能[13]，可知，適當(dāng)降低壓縮機(jī)頻率并將干度短期控制在0.98≤x<1，可使系統(tǒng)制冷量與性能系數(shù)COP均達(dá)最佳。

圖4 不完全過熱循環(huán)下的比功率的變化Fig.4 Variation of specific power under incomplete superheating cycle

圖5 不完全過熱循環(huán)下的制冷量與蒸發(fā)壓力的變化Fig.5 Variation of refrigerating capacity and evaporating pressure under incomplete superheating cycle

圖5所示為工況1#與工況2#的低頻率下，系統(tǒng)制冷量與蒸發(fā)壓力隨壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)的變化。隨著過熱度/干度逐漸下降，蒸發(fā)壓力先線性上升后逐漸趨勢(shì)減緩，因?yàn)楫?dāng)壓縮機(jī)吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器內(nèi)已充滿了液態(tài)制冷劑，繼續(xù)增加閥開度對(duì)蒸發(fā)壓力的影響較小。由圖5可知，在壓縮機(jī)吸氣帶液階段，實(shí)驗(yàn)最低頻率下的蒸發(fā)壓力更高，這為提升該區(qū)間的制冷效率提供了良好的潛在方法。此外，不同吸氣狀態(tài)側(cè)的制冷量幾乎呈對(duì)稱分布，且在濕壓縮階段系統(tǒng)仍保持良好的制冷能力，當(dāng)壓縮機(jī)少量吸氣帶液(0.98≤x<1)時(shí)出現(xiàn)能力峰值，這是因?yàn)殡S著系統(tǒng)循環(huán)流量增加，當(dāng)蒸發(fā)器的蒸發(fā)量為定值時(shí)，完全蒸干點(diǎn)(水平管道兩相區(qū)與過熱區(qū)的轉(zhuǎn)換點(diǎn))隨液相拉長(zhǎng)逐漸向蒸發(fā)器出口移動(dòng)，過程中逐步提升了蒸發(fā)器兩側(cè)傳熱系數(shù)，增強(qiáng)了換熱能力；而壓縮機(jī)少量吸氣帶液初始階段，制冷劑液體大部分匯集至蒸發(fā)器出口，兩相換熱量達(dá)到峰值，制冷量較常規(guī)控制過熱段(5～10 K)[14]提升8.3%～16.6%，此后蒸發(fā)器進(jìn)出口比焓差隨著閥開度的增大逐漸減小，依據(jù)式(8)[15]可知，由于制冷劑質(zhì)量流量的增長(zhǎng)速度不及焓差減小，故峰值制冷能力逐漸下降。還可知，工況2#比工況1#具有更高的制冷能力，這是因?yàn)閮晒r的過冷度相等、冷凝壓力大致相同(冷卻水溫一致)，而工況2#的蒸發(fā)壓力高于工況1#，為了維持穩(wěn)定的過冷度，蒸發(fā)器出口比焓增加，導(dǎo)致蒸發(fā)壓力提升，進(jìn)口比焓不變，因此進(jìn)出口焓差增大，制冷能力提升。

Q=qmh

(8)

圖6所示為工況1#與工況2#的低頻率下，系統(tǒng)性能系數(shù)COP與實(shí)際輸入功率隨壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)的變化。整個(gè)變流量制冷過程中，壓縮機(jī)輸入功率幾乎保持不變，且實(shí)驗(yàn)最低頻率下的壓縮機(jī)功耗最低。這是因?yàn)樵谖鼩鈳б簠^(qū)間，進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口的制冷劑液滴經(jīng)過氣液分離器已經(jīng)“篩分”了大部分，僅有少量液滴進(jìn)入壓縮環(huán)節(jié)，并且受壓縮腔內(nèi)高溫環(huán)境的影響，液態(tài)制冷劑存在時(shí)間極短，對(duì)實(shí)際壓縮機(jī)功率消耗無(wú)明顯增加；而系統(tǒng)COP卻呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，同一閥開度下，蒸發(fā)壓力越高，COP越高，系統(tǒng)性能越好。當(dāng)電子膨脹閥開度逐漸增大，進(jìn)入系統(tǒng)循環(huán)的制冷劑流量增多，蒸發(fā)壓力首先增加，制冷量提升，COP迅速增加，當(dāng)系統(tǒng)制冷能力達(dá)到最大時(shí)，COP也達(dá)到峰值。繼續(xù)增加循環(huán)流量，COP隨制冷能力的減弱而緩慢下降。此外，由于頻率的增加，加重了壓縮機(jī)負(fù)載，增加了輸入功率，使得實(shí)驗(yàn)最低頻率下的COP有最大值，且其本身的峰值產(chǎn)生于少量吸氣帶液區(qū)間，并較常規(guī)控制過熱段提升了12.5%～15%，大幅優(yōu)化了制冷過程，具有較高的實(shí)際應(yīng)用價(jià)值。

圖6 不完全過熱循環(huán)下的COP與壓縮機(jī)輸入功率的變化Fig.6 Variation of COP and input power under incomplete superheating cycle

圖7所示為工況1#與工況2#下，排氣溫度與冷凝溫度隨壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)的變化。由于兩工況下冷卻水溫設(shè)定相等，在整個(gè)低頻不完全過熱循環(huán)中，冷凝溫度基本一致且有相似的變化趨勢(shì)。而壓縮機(jī)吸氣口自少量帶液開始，排氣溫度迅速下降，在干度x<0.90區(qū)間接近冷凝溫度，降幅超過了過熱段的28.9%～40.3%。吸氣帶液時(shí)，壓縮比降低使壓縮機(jī)吸氣溫度逐漸降低，同時(shí)由于少量制冷劑液體在氣缸中蒸發(fā)彌補(bǔ)了功率損失與散熱量之差，縮小了實(shí)際排氣溫度與理論等熵壓縮排氣溫度之差，降低了排氣溫度[16]。實(shí)驗(yàn)最低頻率下壓縮機(jī)吸入液體有充分的時(shí)間在氣缸內(nèi)換熱，并對(duì)整個(gè)腔體溫度有明顯改善，故對(duì)于同一吸氣狀態(tài)，實(shí)驗(yàn)最低頻率下的壓縮機(jī)排氣溫度降低越快，更加提高了制冷系統(tǒng)性能及壓縮機(jī)在高壓比、高溫環(huán)境下的工作可靠性。但當(dāng)干度過低，排氣溫度將降至接近冷凝溫度，會(huì)造成壓縮過程中的效率損失。因此，在低頻循環(huán)制冷過程中應(yīng)避免大量吸氣帶液的運(yùn)行狀態(tài)。

圖7 不完全過熱循環(huán)下的排氣溫度與冷凝溫度的變化Fig.7 Variation of exhaust temperature and condensing temperature under incomplete superheating cycle

圖8 不完全過熱循環(huán)下的電效率的變化Fig.8 Variation of electric efficiency under incomplete superheating cycle

圖8所示為工況1#與工況2#的低頻率下，電效率隨壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)的變化。壓縮機(jī)電效率表征了電動(dòng)機(jī)輸入功率完善程度，在一定程度上描述了壓縮機(jī)的工作狀況。壓縮機(jī)是制冷過程的核心部件，系統(tǒng)循環(huán)效率的優(yōu)劣受壓縮機(jī)性能的影響較大[17]。由圖示橫向觀之，同一低頻運(yùn)行下，壓縮機(jī)電效率隨吸氣狀態(tài)的變化(由吸氣過熱至吸氣帶液)呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，在干度x<0.98時(shí)迅速下降，但當(dāng)0.98≤x<1，電效率僅有0.3%～0.7%的降幅。當(dāng)壓縮機(jī)吸氣過熱時(shí)，由文獻(xiàn)[18]可知電效率表達(dá)式(式(9))。當(dāng)電子膨脹閥開度逐漸增大，吸氣比容減小，低頻率下制冷劑在高溫機(jī)殼內(nèi)停留時(shí)間更長(zhǎng)，溫度系數(shù)有所改善。此外壓比的進(jìn)一步降低，使泄漏量更少，因此一定程度下電效率略有增加。當(dāng)過熱度越過最小穩(wěn)定過熱度進(jìn)入非穩(wěn)定區(qū)間時(shí)，系統(tǒng)開始振蕩，由于換熱機(jī)理的變化使制冷劑霧態(tài)蒸氣被大量吸入而在高溫腔體內(nèi)閃蒸[19]，改善了機(jī)殼內(nèi)溫度系數(shù)，提升了電動(dòng)機(jī)效率，從而出現(xiàn)電效率峰值點(diǎn)；當(dāng)壓縮機(jī)吸氣帶液時(shí)，電效率下降，這是因?yàn)槲胫评鋭┮后w使機(jī)體內(nèi)各運(yùn)動(dòng)部件間的潤(rùn)滑油黏度降低，加大了軸間摩擦，在大量吸氣帶液區(qū)間這種影響更甚，使軸效率迅速減小，降低了壓縮機(jī)的機(jī)械效率；縱向觀之，實(shí)驗(yàn)最低頻率下的電效率也最大，這是因?yàn)榈皖l率下電動(dòng)機(jī)輸入功率的利用程度最完善，但考慮到此時(shí)回油困難，機(jī)體共振等因素，并不適宜壓縮機(jī)的控制頻率過低。

電效率：

ηis=ηiηmηmo

(9)

(10)

式中：m為多變指數(shù)；ε、ε′為壓縮比、實(shí)際壓縮比；ηm為機(jī)械效率；ηmo為電動(dòng)機(jī)效率；ηi為指示效率；r為等熵指數(shù)。

3 結(jié)論

現(xiàn)代空調(diào)控制系統(tǒng)的作用越來越重要，由于實(shí)際工程需要，很多情況下壓縮機(jī)控制處于非常規(guī)工況下，但極低頻運(yùn)行或壓縮機(jī)吸氣大量帶液在應(yīng)用中都應(yīng)盡量避免。基于此，本文通過將滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)分別運(yùn)行于不同的低頻工況下，研究了性能系數(shù)、制冷量、壓縮比、壓縮機(jī)功耗、電效率及排氣溫度等制冷系統(tǒng)性能參數(shù)的變化特性，并提出了該特性下的最佳優(yōu)化控制策略，得到如下結(jié)論：

1)壓縮機(jī)低頻運(yùn)行具有顯著的節(jié)能效果，但考慮到極低頻率下壓縮機(jī)過熱，回油困難等問題，適當(dāng)降低運(yùn)行頻率并將干度短期控制在0.98≤x<1，可使系統(tǒng)制冷量與性能系數(shù)COP均達(dá)最佳。

2)低頻率下吸氣帶液方法具有良好的系統(tǒng)性能優(yōu)化能力，壓比較常規(guī)頻率更低，排氣溫度降幅更大，x<0.90時(shí)降幅達(dá)到28.9%～40.3%，制冷能力與COP在少量濕壓縮階段(0.98≤x<1)也均達(dá)到峰值。

3)在少量濕壓縮階段(0.98≤x<1)，制冷量比常規(guī)過熱度控制工況(5～10 K)提升8.3%～16.6%，COP提升12.5%～15%。此外，壓縮機(jī)電效率僅較常規(guī)過熱度控制工況降低0.3%～0.7%，且實(shí)驗(yàn)最低頻率下的電效率最大。

綜上可知，提出轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)低頻運(yùn)行下的制冷系統(tǒng)濕壓縮最佳優(yōu)化控制策略，即在控制干度為0.98≤x<1的常規(guī)低頻工況下可最大程度地優(yōu)化制冷循環(huán)效率。