制冷系统湿压缩时吸气干度控制方法的实验研究

王 超 陶乐仁 杨丽辉 虞中旸 沈冰洁

(1上海理工大学 上海 200093；2 开利空调冷冻研发管理有限公司 上海 201206)

制冷系统湿压缩时吸气干度控制方法的实验研究

王 超1陶乐仁1杨丽辉2虞中旸1沈冰洁1

(1上海理工大学 上海 200093；2 开利空调冷冻研发管理有限公司 上海 201206)

不完全湿压缩能大幅度降低压缩机排气温度，然而该应用的最大难点是如何控制实时压缩机吸气干度在合适的范围内。本文提出了假拟饱和等熵压缩排气温度控制压缩机吸气该干度的方法，理论分析了在AHRI(空调供暖制冷协会)空调和低温制冷两种典型工况下，R22、R32、R134a和R410A四种制冷剂作为冷媒时，应用该方法控制压缩机吸气带液时系统性能的变化，并通过R32实验验证该结论的正确性。结果表明：利用假拟饱和等熵压缩排气温度可以将压缩机吸气状态控制在少量湿蒸气的状态；在T-s图上具有钟型饱和线形状的R32制冷剂，利用假拟饱和等熵压缩所控制的制冷系统，当吸气干度在0.96～1时，制冷量和COP均能达到最大值。

湿压缩；吸气干度；排气温度；实验研究

P. Mithraratne等[1-3]研究发现：干式蒸发器存在最小稳定过热度，当低于这个值后过热度会发生突变并产生“0过热度振荡”现象，故实际制冷循环常控制过热度在5～10 K。陈文勇[4]认为蒸发器出口的过热度会导致干式蒸发器后端制冷剂存在较长的过热区，过热区段换热面积没有得到充分利用。章晓龙等[5]通过实验研究表明：蒸发器内全部为两相换热区时，蒸发器总换热系数得到提高，降低了传热温差和蒸发温度，因此提高系统的制冷量。

目前制冷行业的可持续发展面临环保和能源的双重压力，对制冷和空调系统的效率要求也越来越高[6-7]。实际上，制冷循环是一个多变的压缩过程，总是存在不可逆损失，为了尽量减小过热度振荡和不可逆损失两个不利因素，使制冷循环尽可能达到理想饱和吸气等熵压缩过程，杨丽辉等[8]提出了采用少量吸气带液方法提高系统性能。

螺杆、转子及涡旋等回转式压缩机由于没有吸气阀而具有一定的抗湿压缩能力，并且少量小粒径的液态制冷剂进入压缩机高温腔体内将迅速吸热闪发，不会产生“液击”现象而造成压缩机损坏[9]。

同时在高压比制冷系统中存在压缩机排气温度高的问题，胡浩等[10]研究表明：过高的排气温度将使润滑油恶化，并加快压缩机中树酯材料的劣化以及润滑油黏度的降低，使轴承的磨损加大，严重影响制冷系统运行的可靠性，因此必须采取可靠的措施降低压缩机排气温度。降低压缩机排气温度通常采用喷液冷却或两级压缩等技术[11-12]，但这些方式都会增加系统的成本和控制运行的复杂性。日本的平良繁治等[13-14]相关研究表明：采用少量吸气带液是提高系统性能和降低压缩机排气温度的简便而有效的方式。现有的常规检测方式无法识别蒸发器出口的制冷剂状态，因此很难通过蒸发器出口或者压缩机吸气口的监测参数实时控制吸气带液的“量”，但是杨亮[15]认为压缩机排气温度间接反映了吸气状态，I. Ryohei[16]提出了采用排气温度来控制系统制冷剂流量，并提出根据压缩机特性来预测排气温度变化趋势，把握降低吸气干度极限的思想。

为了研究少量吸气带液时制冷系统性能的变化，本文理论计算了几种制冷剂不同吸气干度时的系统性能。提出了利用假拟饱和等熵压缩排气温度作为少量吸气带液的控制指标，并实验研究了该方法的可靠性及其对系统性能的影响。

1 假拟饱和等熵压缩排气温度控制方法的概念

1.1假拟饱和等熵压缩概念

相比于温度测量，在实际系统中更容易得到准确的压力测量值。无论压缩机吸气口制冷剂处于两相状态、饱和湿蒸气状态还是过热蒸气状态，可以假定其为饱和状态，并以测得的吸气压力计算其对应的饱和蒸气的比熵，再以测得的压缩机排气压力和该比熵得到一个假拟的饱和等熵压缩排气温度。此温度与实际排气温度的差值是吸气干度(或过热度，视吸气为过热还是带液而定)与等熵效率的函数。如果压缩机的排气温度等于压缩机吸排压力下计算的假拟饱和等熵压缩排气温度，则将此压缩过程称作假拟饱和等熵压缩过程。

图1 假拟饱和等熵压缩p-h图Fig.1 The p-h diagram of QSIC

如图1所示，2-3为饱和等熵压缩过程，此过程为可逆压缩过程，实际压缩终点3可能与假拟2-3等熵压缩终点不重合。根据上文定义，如果压缩机的排气温度等于假拟等熵压缩排气温度，则将1-3过程称作该吸气压力p2和排气压力p3下的假拟饱和等熵过程。由于1-3和2-3的压缩终点相同，压缩起点的压力相同，那么1-3过程的1点为具有一定干度的两相状态。

饱和吸气点熵：

s2,is=fvap(p1)

(1)

假拟饱和等熵压缩排气温度：

Td,is=f(s2,is,p3)

(2)

分析实际压缩过程1-3的能量守恒，可得：

m(h3-h1)=W1-3-Φ

(3)

式中:Φ为压缩机耗散的热量，kW。

理想饱和蒸气等熵压缩过程2-3的能量守恒为：

m(hd,is-h2)=ηisW1-3

(4)

式中：ηis为压缩机等熵压缩效率。

式(3)和式(4)相减，可得：

m(h3-hd,is)-m(h1-h2)=(1-ηis)W1-3-Φ

(5)

压缩过程1-3和2-3终点相同，故：

m(h2-h1)=(1-ηis)W1-3-Φ

(6)

所以，假拟饱和等熵过程的1点的含湿量只需能弥补压缩机的无用耗功与散热量之差。而制冷剂的蒸发潜热通常较大，1-3过程所对应的制冷剂含湿量需要量较少，即点1的干度不会太小。

1.2假拟饱和等熵压缩的吸气干度

由式(3)可知，排气比焓由三个因子组成，即耗功因子、吸气比焓因子和散热因子。相对于耗功因子和吸气比焓因子，散热因子所占的比重较少。定义FΦ为散热因子与吸气比焓因子和耗功因子之和的比值，分别假设FΦ为1%和1.5%进行计算。

FΦ=(Φ/m)/(W/m+h1)

(7)

由式(3)～式(7)可得：

h1=[h2+(ηis+FΦ-1)(hd,is-h2)/ηis]/ (1-FΦ)

(8)

根据表1设定的工况，即可计算出制冷剂所对应的1点的比焓、干度和3点的排气温度，见表2。由于R32的比热容小，排气温度最高，其所对应的假拟饱和等熵压缩的吸气干度也最小。

采用饱和等熵排气温度进行制冷剂流量的控制中，只需将吸气干度控制在比较合理的范围。该控制方法不需要考虑复杂因素对排气温度的影响，只需要测量吸排气压力和排气温度、实验验证压缩机电效率和压缩机机壳散热对饱和等熵压缩排气温度所控制的吸气干度的影响。

表1 空调/制冷工况[17]

表2 假拟饱和等熵压缩的吸气干度和排气温度

2 实验原理与步骤

2.1实验装置

实验装置原理如图1所示，总体结构与一台小型变频水冷冷水机组相似。

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高压储液罐；4恒温水箱；5科氏力质量流量计；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；M质量流量测点；T温度测点；P压力测点图2 实验装置原理图Fig.2 Experiment apparatus

实验台选用上海日立电器变频滚动转子式压缩机，吸气口连接气液分离器，压缩机理论排量10.2 mL。压缩机由一台海立型变频器驱动，其工作频率可以通过手动设定。测试循环系统制冷剂流量的科氏力流量计精度为±0.1 %。流量计前段套管连接恒温水箱，采用逆流方式连接，控制高压储液罐流出的制冷剂有一定过冷度。测量温度的铂电阻斜插入管道内部，减小对流场的破坏，温度偏差为±0.15 ℃+0.002|t|(t为测量温度，℃)。蒸发器和冷凝器均为板式换热器，由电加热来控制调节冷冻水和冷却水出口温度，采用PID反馈控制调节。蒸发器出口连接可视管2可观察蒸发器出口制冷剂的流型。

2.2实验公式

由图2中仪表仪器测得参数，结合公式压焓图1，可根据式(1)～式(8)及下列公式调用Refprop9.0可算得所需参数：

系统制冷量：

Q=qv,wρwcw(Tw,out-Tw,in)

(9)

式中：qv,w为水的体积流量，m3/s；ρw为水的密度，取值103kg/m3；cw为水的比热容，取值4.2kJ/(kg·℃)；Tw,out和Tw,in分别为冷冻水出口和进口温度，℃。

系统制冷系数：

COP=Q/W

(10)

式中：Q为制冷量，kW；W为压缩机输入功率，kW。

排气温差：

DT=T3-Td,is

(11)

过热度：

TSH=T1-T2

(12)

吸气干度：

x1=(h1-h2,l)/(h2,v-h2,l)

(13)

式中：h2,l为饱和点2的液态比焓，kJ/kg；h2,v为饱和点2的气态比焓，kJ/kg。

湿压缩时蒸发器出口制冷剂的焓：

h1=(1 000Q/m)+hsc

(14)

式中：m为制冷剂质量流量，kg/s；hsc为节流前过冷点比焓，kJ/kg。

湿压缩时蒸发器出口制冷剂的熵：

s1=(1-x1)s2,l+xs2,v

(15)

式中：s1为吸气点1的熵，kJ/(kg·℃)；s2,l为饱和点2的液态熵，kJ/(kg·℃)；s2,v为饱和点2的气态熵，kJ/(kg·℃)。

压缩机等熵压缩排气比焓：

h1,is=f(p3,s1)

(16)

式中：h1,is为从吸气点1等熵压缩后排气的比焓，kJ/kg。

压缩机等熵压缩效率：

ηis=m(h1,is-h1)/W

(17)

2.3假拟饱和等熵压缩排气温度控制吸气干度原理

饱和等熵压缩排气温度所对应的吸气干度与系统压比有关，压缩机效率与机壳的耗散因子有关，因此只需将压缩机作为调节对象。利用该方法必须根据大量实验掌握压缩机的特性，才能根据系统运行工况，将吸气干度控制在合适的范围内。根据现有的滚动转子式压缩机运行的效率范围，研究了压缩机效率在0.55～0.8之间的数据，机壳散热量很小，假拟饱和等熵压缩排气温度所对应的吸气干度变化范围也很小。

pe蒸发压力；pd排气压力；Td等熵压缩排气温度图3 控制原理Fig.3 The control schematic diagram

文献[8]中实验表明：在大部分空调工况下，当制冷系统冷媒为R22，吸气干度为0.95～0.98时，压缩机排气温度等于假拟饱和等熵压缩排气温度，且系统性能达到最佳。因此选用制冷剂R32做验证性实验。考虑在空调工况下，R32冷凝压力较高，可能导致泄漏甚至爆炸，但又不过于偏离标准工况，故实验工况：蒸发温度/冷凝温度分别为3 ℃/38 ℃，根据经验，板式换热器传热温差约为3 ℃，对应冷冻水和冷却水出口温度分别为7 ℃/35 ℃，过冷度为6 ℃。理论计算该工况使用假拟饱和等熵压缩排气温度方法所对应的吸气干度见表3。

表3 实验工况理论对应吸气干度

当排气温差大于零时，所述可编程控制器控制节流阀的开度增大使循环系统制冷剂流量增大，当排气温差等于零时，可编程控制器控制节流阀的开度不变使其保持制冷剂流量恒定，当排气温差小于零时，可编程控制器控制节流阀的开度减小使其减少制冷剂流量，同时，使得压缩机吸气干度控制为0.96～1的少量吸气带液状态。

3 实验结果及分析

图4 系统参数随吸气状态的变化Fig.4 Variation of system′s parameters with different suction status

由图4可知，制冷量和COP呈现近乎规则的正态分布规律，压缩机由吸气过热到吸气带液过程中，制冷量和COP都是先增大后减小，尤其在吸气带液状态，变化幅度较大。同时可以看出，频率越高，制冷量越高，COP越低。原因在于制冷量增加幅度变小，而压缩机功耗增加幅度变大，两者比值COP相应变小。制冷量在0.99～1存在最大值，然而COP约为0.99时存在最大值，两者最大值不同步是因为压缩机耗功发生了微小变化。整体上压缩机耗功由吸气过热到吸气带液是缓慢增大的，这是因为吸收制冷剂比热容增大，压缩到相同状态所需要能量增大，所以压缩机耗功增大。

由图5可知，压缩机排气温度呈现两段折线式线性变化，吸气带液能快速降低压缩机排气温度，虽然吸气过热度的降低也能减小排气温度，但是降幅不大。由图4和图5(b)可知：当吸气干度约为0.99时，排气温差为0，此时COP最大，制冷量也接近最大值；三个频率下的温差变化趋势一致，在吸气干度为0.99时有交点，验证了表3的理论计算结果。由图5(c)可知，压缩机的等熵压缩效率在吸气过热时基本没有变化，在吸气带液时也只有小幅度的下降，干度=0.9时，等熵压缩效率相比干度为1时下降幅度约为8%。综合考虑系统性能，当对压缩机等熵效率要求不高时，可以采用吸气带液方法降低压缩机排气温度，提高系统性能；理论计算过程中假设等熵压缩效率=0.8，但是实际运行过程中，干度>0.9时，等熵压缩率均高于0.8，可见少量吸气带液对压缩机等熵压缩率的影响不大，实际耗散因子为1%～1.5%，需要大量的测试实验拟合耗散因子与环境温度和机壳温度的关系式。此外，随着频率的增加，熵压缩效率降低，这是因为排气温度相对变高，容积膨胀变大导致容积损失增大。同时，润滑油黏度变低，密封润滑效果变差，导致压缩机漏气损失增大，这些不可逆损失因素的增大会降低压缩机的运行性能，所以在额定频率下运行系统性能更优。

图5 压缩机参数随吸气状态的变化Fig.5 Variation of compressor′s parameters with different suction status

4 结论

本文在标准空调和低温制冷工况下，采用假拟饱和等熵压缩方法进行理论分析，并做了实际工况下R32制冷系统的运行模拟，验证了采用QSICDT方法控制压缩机吸气干度的准确性，得到如下结论：

1)假拟饱和等熵压缩排气温度控制吸气干度方法是一种既能降低压缩机排气温度又能提高制冷系统性能，并且不增加成本、经济高效的方法。

2)假拟饱和等熵压缩排气温度控制方法在操作形式上是通过温差反馈调节系统制冷剂流量，本质上是通过蒸发压力，冷凝压力，机壳散热因子和压缩机效率四个参数综合调节控制，只需将压缩机作为调节对象，可操作性强。

3)在实验测试工况下，通过假拟饱和等熵压缩排气温度方法能控制R32制冷系统吸气干度在0.96～1范围内，系统性能达到最优，验证通过假拟饱和等熵压缩排气方法理论计算的最佳吸气干度点0.99的正确性。

4)从R22和R32的系统实验结果来看，少量吸气带液方法同样适用主流的R410A和R134a制冷系统，需要进一步的实验来验证。

本文受上海市重点实验室(1N-15-301-101)项目资助。 (The project was supported by Key Laboratory of Shanghai (No. 1N-15-301-101).)

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About the corresponding author

Tao Leren, male, professor, Institute of Refrigeration and Cryogenics, School of Energy and Power Engineering, University of Shanghai for Science and Technology, +86 13916356948, E-mall: cryo307@usst.edu.cn. Research fields: low temperature refrigeration system, cryobio-medical technology.

Experimental Research on the Control Method of Suction Refrigerant Quality for Wet Compression Refrigeration System

Wang Chao1Tao Leren1Yang Lihui2Yu Zhongyang1Shen Bingjie1

(1. University of Shanghai for Science and Technology, Shanghai, 200093, China; 2. United Technologies Company Overview, Shanghai, 201206, China)

Incomplete wet compression can sharply reduce the discharge temperature of compressors. However, the challenge of the application is how to control the real-time suction refrigerant quality of compressor within the appropriate range. A method using quasi saturation isentropic compression discharge temperature (QSICDT) to control suction refrigerant quality of compressor was proposed in the paper. The performance change of refrigeration system with R22, R32, R134a and R410A is theoretically analyzed under AHRI (air-conditioning heating and refrigeration institute) air conditioning and refrigeration applications when this method is used to control the suction refrigerant with a small liquid, and the method is verified by R32 experimental data. The results show that using QSICDT can control compressor suction with a small amount of liquid refrigerant; the capacity and COP all can reach the maximum for wet compression refrigeration system with R32 by using QSICDT to control suction refrigerant quality at 0.96 to 1.

wet compression; suction refrigerant quality; discharge temperature; experimental research

0253- 4339(2017) 02- 0034- 06

10.3969/j.issn.0253- 4339.2017.02.034

2016年6月27日

TB61+1;TK124

A

陶乐仁，男，教授，上海理工大学能源与动力工程学院制冷与低温工程研究所，13916356948，E-mail：cryo307@usst.edu.cn。研究方向：低温制冷系统，低温生物医学技术。