变流量双级压缩制冷系统实验研究

2019-10-24

制冷学报 2019年5期

(天津商业大学冷冻冷藏技术教育部工程研究中心天津市制冷技术工程中心天津 300134)

在低温领域，双级压缩制冷循环因具有较小的系统压力比、较高的可靠性和经济性等特点而广泛应用[1-3]。而实际工程中，双级压缩制冷系统常使用定频压缩机，固定排气量之比和中间压力[4]，使系统不能维持在最佳性能系数(coefficient of performance, COP)情况下进行无级调节，导致COP减小。为了提高双级压缩制冷系统运行性能，国内外学者通过研究发现，合理选择中间压力[5-7]可使双级压缩循环COP得到提高并存在最佳值。因此中间压力的选择对系统循环性能的提升有显著影响[8-10]。中间补气技术可以实现系统对中间压力的控制，在补气开始时，存在最佳压缩腔内压强和补气压强值，使系统COP达到最大值[11]。中间压力还主要受系统输气量比[12-15]的影响，故可通过适当调节系统输气量来改变系统中间压力，进而提高系统性能。在双级压缩热泵循环的相关研究[16-19]发现，为满足实际应用中运行工况广泛的特性[20-21],系统的低高压级输气量比需根据实际工况进行调节[22-23]。研究高低压级流量比对双级压缩热泵系统的影响表明，系统COP随高低压级流量比增加而减小[24-26]。在工况固定时，低高压级压缩机理论输气量比由1.13增至5.08时，系统制热COP显著提升[27]。

因此可通过改变系统低高压级压缩机输气量比(简称输气量比)，来改变系统中间压力，进而提升变工况下双级压缩制冷循环的性能，使系统保持最佳运行状态的前提下，实现快速降温、精确控温。

本文以R410A为制冷剂，搭建变流量双级压缩制冷系统实验台，在冷凝温度为30 ℃，蒸发温度为-35～-20 ℃时，保持低温级压缩机频率不变，通过调节高温级压缩机频率(30～80 Hz，每隔5 Hz调节一次),来改变低高压级压缩机输气量比(3.33～1.25)，分析其对一次节流中间不完全冷却制冷系统性能的影响。

1 变流量双级压缩制冷系统实验台

1.1 实验装置

图1 变流量双级压缩制冷系统原理Fig.1 The principle of variable flow two-stage compression refrigeration system

图1所示为变流量双级压缩制冷系统原理。系统采用一级节流中间不完全冷却的循环方式，使用R410A作为制冷剂。由蒸发器出来的低温低压的饱和制冷剂蒸气进入低压级压缩机后，压缩到中间压力，随之同中间冷却器出来的制冷剂蒸气混合，进入高压级压缩机压缩，之后经水冷式冷凝器冷凝为高压液体，流经储液器和干燥过滤器之后分为两路，一路在节流阀节流后进入中间冷却器蒸发，之后与低压级压缩机排气混合一起进入高压级压缩机；另一路直接进入中间冷却器内的盘管过冷，经过电子膨胀阀节流，成为低温低压的制冷剂液体，进入蒸发器内蒸发吸热，蒸发后的低温低压的制冷剂气体回到低压级压缩机，完成整个循环。

表1所示为实验台主要设备参数。

表1 实验台主要设备参数Tab.1 The main equipment parameters of experiment bench

系统自主设计蒸发器为带端盖的冷冻水箱，在装置内放入载冷剂乙二醇(浓度为64%，低温下不结冰)，蒸发器底部为载冷剂液体和电加热棒直接接触，蒸发器上部是载冷剂饱和气与蒸发器内走制冷剂的螺旋铜管直接接触，同时外部接入小精灵温度控制器，如此来控制蒸发温度。系统冷凝温度的恒定通过调节冷凝器水流量阀门的开度实现。系统制冷量采用热平衡法测量，依靠电加热产生的热量平衡冷量。

系统自主设计的蒸发器在实验过程中存在一定程度的漏冷，漏冷系数K计算公式为：

(1)

式中：K为漏冷系数，W/℃；Q为总负荷(包括搅拌器功耗)，W；Δt为载冷剂与室外环境温差，℃。

COP=KCOP′

(2)

式中：COP′为实验测得性能系数；COP为实际性能系数。

对一次节流中间不完全冷却系统进行监控。各个测点的温度、压力等相关参数可实时在屏幕中显示，具体实验数据有：压缩机吸气口和排气口的温度、压力，冷凝器内制冷剂进出口温度、冷却水进出口温度，中间冷却器、蒸发器以及载冷剂的温度等，以上实验数据均可调用。该监控图设置了手动更改选项，简化实验的操作。程序可以根据监控系统测得的数据变化，自动或者手动调节实验设备。数据采集系统利用数据采集仪进行温度和压力的信息采集，并通过OPC传送到双级压缩实验台机组控制系统中，控制系统可自动储存于本地计算机硬盘数据库。

2 实验数据分析

2.1 输气量比对高低压级压缩比的影响

高低压级压缩比计算如式(3)所示：

(3)

式中：ζ为高低压级压缩比；p0、pk、pm分别为蒸发压力、冷凝压力、中间压力，MPa。

图2所示为不同蒸发温度下，高低压级级压缩比随输气量比的变化。由图2可知，随着输气量比的增加，高低压级压缩比不断降低。蒸发温度T0=-35 ℃，输气量比由1.25升至3.33时，高低压级压缩比总体降低42.55%。这与式(3)所得趋势一致，当蒸发温度和冷凝温度确定后，随着高压级压缩机频率的降低，输气量比增大，高压级压缩机吸气量减少，吸气压力降低，导致中间压力减小，而蒸发压力和冷凝压力不变，故高低压压缩机的压缩比增大。

图2 高低压压缩比随输气量比的变化Fig.2 High and low pressure compression ratio changes with the ratio of input gas

2.2 输气量比对中间压力和中间温度的影响

图3所示为不同蒸发温度下，中间压力pm和中间温度Tm随输气量比的变化。由图3可知，当T0=-30 ℃，输气量比由1.25升至3.33时，中间压力由6.46 MPa增加到8.5 MPa，增幅为31.58%，中间温度增幅为68.52%；当输气量比=2.0时，T0从-35 ℃开始，每升高5 ℃，中间压力依次上升21.09%、17.08%、11.26%。

图3 中间压力和中间温度随输气量比的变化Fig.3 Medium pressure and medium temperature change with the ratio of input gas

高压级压缩机频率随着输气量比的增大而减小，高压级压缩机排气量减少，系统的制冷剂质量流量减少，而低压级压缩机输气量不变，排往中间冷却器的冷却剂过热蒸气减少，使中间冷却器的压力升高。从中间冷却器排气口排出的是制冷剂饱和蒸气，所以中间压力和中间温度的参数相对应，中间压力上升，中间温度也上升。因此，输气量比对中间压力和中间温度的影响较大，呈正相关趋势。当输气量比不变时，随着蒸发温度的降低，蒸发压力也降低，由式(3)可知，系统压缩比增大，进而容积效率降低，输气量减小，中间温度与中间压力降低。

2.3 输气量比对压缩机功耗的影响

图4所示为不同蒸发温度下，压缩机功耗随输气量比的变化。当蒸发温度T0在-35～-20 ℃以5 ℃为公差变化时，压缩机总功耗依次下降了21.65%、25.59%、24.49%、26.74%；当输气量比为1.25时，随着蒸发温度的下降，压缩机总功耗依次上升0.03%、2.46%、7.14%；当输气量比为2.0时，随着蒸发温度的下降，压缩机总功耗依次上升3.47%、6.47%、14.70%；当输气量比为3.0时，随着蒸发温度的下降，压缩机总功耗依次上升3.41%、4.07%、14.59%。原因是当蒸发温度一定时，此时输气量比增大，意味着高压级压缩机输气量减小，压缩机频率减小，转速降低，系统中间压力升高，蒸发温度也随之升高，为维持蒸发温度的恒定，需调节膨胀阀开度，减少制冷剂质量流量，并且随着输气量比的增大，系统高压级压缩机单位比功快速减小，低压级压缩机单位比功缓慢增加，因此系统功耗减小。当输气量比和冷凝温度不变时，系统蒸发温度降低，制冷剂质量流量减小，低高压级压缩机的单位比功增加，蒸发温度对系统功耗的影响要大于制冷剂质量流量对功耗的影响，因此蒸发温度越低，系统功耗增加越快。

图4 压缩机功耗随输气量比的变化Fig.4 Compressor power consumption changes with the ratio of input gas

2.4 输气量比对系统制冷量的影响

图5所示为不同蒸发温度下，系统制冷量随输气量比的变化。由图5可知，当系统冷凝温度不变，蒸发温度T0在-35～-20 ℃，以5 ℃为公差变化时，随着输气量比的增大，系统制冷量减小的幅度依次为18.86%、11.24%、11.19%、9.63%，且减小的速度下降。这是由于随着输气量比的增大，高压级压缩机的频率减小，制冷剂流速降低，高压级压缩机输气量减少，进而系统的制冷剂质量流量降低。确定系统运行的蒸发温度和冷凝温度后，在不改变单位质量制冷量的情况下，系统制冷剂质量流量的减少，使系统的制冷量减小。

图5 系统制冷量随输气量比的变化Fig.5 The cooling capacity of system changes with the ratio of input gas

当输气量比为1.25时，蒸发温度每降低5 ℃，系统制冷量依次减少13.97%、2.76%、1.44%；当输气量比为2.0时，系统制冷量依次减少9.98%、4.37%、0.89%；当输气量比为3.0时，系统制冷量依次减少5.88%、2.70%、0.73%。当输气量比和冷凝温度不变时，蒸发温度的降低，引起饱和液相和气相线之间焓差减小，吸气比体积增大，系统单位质量制冷量减小，而质量流量不变，则相应的系统制冷量减少。

2.5 中间温度和中间压力对COP的影响

图6所示为不同蒸发温度下，COP随中间温度和中间压力的变化。由图6可知，当确定蒸发温度和冷凝温度后，蒸发温度T0=-20、-25、-30、-35 ℃时，随着中间压力和中间温度的上升，双级压缩制冷系统的COP升高了17.98%、20.59%、19.89%、16.50%，对应最大COP分别为2.34、2.09、1.93、1.79。说明蒸发温度不变时，合理选择中间压力，可使一次节流中间不完全双级压缩制冷系统存在最佳运行状态。这为制冷机组设计提供了依据，在满足设计制冷要求的前提下，尽可能提高蒸发温度。

图6 COP随中间温度和中间压力的变化Fig.6 The COP changes with the medium temperature and medium pressure

2.6 输气量比对COP的影响

图7所示为不同蒸发温度下COP随输气量比的变化。由图7可知，当输气量比不变时，COP随蒸发温度的下降而减小。当蒸发温度和冷凝温度不变，输气量比在1.25～3.33范围内增大，蒸发温度T0分别为-20、-25、-30、-35 ℃时，COP先增大后减小，最大值依次为3.374、2.092、1.997、1.823，最大增加20.59%，最大COP对应的输气量比分别为1.819、2.221、2.499、2.856。当蒸发温度不变时，输气量比随着高压级压缩机频率的减小而增大。系统制冷量压缩机排气压力、吸气压力以及热交换器的面积均对系统制冷量有影响。当高压级压缩机频率减小时，系统吸、排气压力先逐渐达到最佳的平衡状态，同时换热器换热效果逐渐上升，使系统运行工况达到最佳点，即COP达到最大值，随后系统吸、排气压力以及换热器换热效果脱离此最佳状态，COP又缓慢减小。

图7 性能系数COP随输气量比的变化Fig.7 The system coefficient of performance (COP) changes with the ratio of input gas

图8所示为系统最佳COP情况下，输气量比随蒸发温度的变化。由图8可知，蒸发温度每降低5 ℃，对应的输气量比不断增大，增幅依次为22.10%、12.52%、14.29%。这是因为随着蒸发温度的降低，蒸发压力也降低，此时压缩机频率不变，制冷剂质量流量减小，故高压级压缩机输气量减小，中间压力降低，使高压级蒸发压力降低，吸气量和转速均下降，输气量减小的幅度降低，所以输气量比随蒸发温度的降低而增大。综上所述，在变工况情况下，蒸发温度和输气量比对系统COP均有较大影响，由于蒸发温度不易调节，故可根据不同蒸发温度和制冷量需求，调节合适的输气量比，使系统运行达到最佳状态。实际工程中，可参考以上数据进行系统设计，以达到性能最优化。