制冷系統(tǒng)濕壓縮時吸氣干度控制方法的實驗研究

王 超 陶樂仁 楊麗輝 虞中旸 沈冰潔

(1上海理工大學 上海 200093；2 開利空調(diào)冷凍研發(fā)管理有限公司 上海 201206)

制冷系統(tǒng)濕壓縮時吸氣干度控制方法的實驗研究

王 超1陶樂仁1楊麗輝2虞中旸1沈冰潔1

(1上海理工大學 上海 200093；2 開利空調(diào)冷凍研發(fā)管理有限公司 上海 201206)

不完全濕壓縮能大幅度降低壓縮機排氣溫度，然而該應(yīng)用的最大難點是如何控制實時壓縮機吸氣干度在合適的范圍內(nèi)。本文提出了假擬飽和等熵壓縮排氣溫度控制壓縮機吸氣該干度的方法，理論分析了在AHRI(空調(diào)供暖制冷協(xié)會)空調(diào)和低溫制冷兩種典型工況下，R22、R32、R134a和R410A四種制冷劑作為冷媒時，應(yīng)用該方法控制壓縮機吸氣帶液時系統(tǒng)性能的變化，并通過R32實驗驗證該結(jié)論的正確性。結(jié)果表明：利用假擬飽和等熵壓縮排氣溫度可以將壓縮機吸氣狀態(tài)控制在少量濕蒸氣的狀態(tài)；在T-s圖上具有鐘型飽和線形狀的R32制冷劑，利用假擬飽和等熵壓縮所控制的制冷系統(tǒng)，當吸氣干度在0.96～1時，制冷量和COP均能達到最大值。

濕壓縮；吸氣干度；排氣溫度；實驗研究

P. Mithraratne等[1-3]研究發(fā)現(xiàn)：干式蒸發(fā)器存在最小穩(wěn)定過熱度，當?shù)陀谶@個值后過熱度會發(fā)生突變并產(chǎn)生“0過熱度振蕩”現(xiàn)象，故實際制冷循環(huán)常控制過熱度在5～10 K。陳文勇[4]認為蒸發(fā)器出口的過熱度會導致干式蒸發(fā)器后端制冷劑存在較長的過熱區(qū)，過熱區(qū)段換熱面積沒有得到充分利用。章曉龍等[5]通過實驗研究表明：蒸發(fā)器內(nèi)全部為兩相換熱區(qū)時，蒸發(fā)器總換熱系數(shù)得到提高，降低了傳熱溫差和蒸發(fā)溫度，因此提高系統(tǒng)的制冷量。

目前制冷行業(yè)的可持續(xù)發(fā)展面臨環(huán)保和能源的雙重壓力，對制冷和空調(diào)系統(tǒng)的效率要求也越來越高[6-7]。實際上，制冷循環(huán)是一個多變的壓縮過程，總是存在不可逆損失，為了盡量減小過熱度振蕩和不可逆損失兩個不利因素，使制冷循環(huán)盡可能達到理想飽和吸氣等熵壓縮過程，楊麗輝等[8]提出了采用少量吸氣帶液方法提高系統(tǒng)性能。

螺桿、轉(zhuǎn)子及渦旋等回轉(zhuǎn)式壓縮機由于沒有吸氣閥而具有一定的抗?jié)駢嚎s能力，并且少量小粒徑的液態(tài)制冷劑進入壓縮機高溫腔體內(nèi)將迅速吸熱閃發(fā)，不會產(chǎn)生“液擊”現(xiàn)象而造成壓縮機損壞[9]。

同時在高壓比制冷系統(tǒng)中存在壓縮機排氣溫度高的問題，胡浩等[10]研究表明：過高的排氣溫度將使?jié)櫥蛺夯?，并加快壓縮機中樹酯材料的劣化以及潤滑油黏度的降低，使軸承的磨損加大，嚴重影響制冷系統(tǒng)運行的可靠性，因此必須采取可靠的措施降低壓縮機排氣溫度。降低壓縮機排氣溫度通常采用噴液冷卻或兩級壓縮等技術(shù)[11-12]，但這些方式都會增加系統(tǒng)的成本和控制運行的復(fù)雜性。日本的平良繁治等[13-14]相關(guān)研究表明：采用少量吸氣帶液是提高系統(tǒng)性能和降低壓縮機排氣溫度的簡便而有效的方式?，F(xiàn)有的常規(guī)檢測方式無法識別蒸發(fā)器出口的制冷劑狀態(tài)，因此很難通過蒸發(fā)器出口或者壓縮機吸氣口的監(jiān)測參數(shù)實時控制吸氣帶液的“量”，但是楊亮[15]認為壓縮機排氣溫度間接反映了吸氣狀態(tài)，I. Ryohei[16]提出了采用排氣溫度來控制系統(tǒng)制冷劑流量，并提出根據(jù)壓縮機特性來預(yù)測排氣溫度變化趨勢，把握降低吸氣干度極限的思想。

為了研究少量吸氣帶液時制冷系統(tǒng)性能的變化，本文理論計算了幾種制冷劑不同吸氣干度時的系統(tǒng)性能。提出了利用假擬飽和等熵壓縮排氣溫度作為少量吸氣帶液的控制指標，并實驗研究了該方法的可靠性及其對系統(tǒng)性能的影響。

1 假擬飽和等熵壓縮排氣溫度控制方法的概念

1.1假擬飽和等熵壓縮概念

相比于溫度測量，在實際系統(tǒng)中更容易得到準確的壓力測量值。無論壓縮機吸氣口制冷劑處于兩相狀態(tài)、飽和濕蒸氣狀態(tài)還是過熱蒸氣狀態(tài)，可以假定其為飽和狀態(tài)，并以測得的吸氣壓力計算其對應(yīng)的飽和蒸氣的比熵，再以測得的壓縮機排氣壓力和該比熵得到一個假擬的飽和等熵壓縮排氣溫度。此溫度與實際排氣溫度的差值是吸氣干度(或過熱度，視吸氣為過熱還是帶液而定)與等熵效率的函數(shù)。如果壓縮機的排氣溫度等于壓縮機吸排壓力下計算的假擬飽和等熵壓縮排氣溫度，則將此壓縮過程稱作假擬飽和等熵壓縮過程。

圖1 假擬飽和等熵壓縮p-h圖Fig.1 The p-h diagram of QSIC

如圖1所示，2-3為飽和等熵壓縮過程，此過程為可逆壓縮過程，實際壓縮終點3可能與假擬2-3等熵壓縮終點不重合。根據(jù)上文定義，如果壓縮機的排氣溫度等于假擬等熵壓縮排氣溫度，則將1-3過程稱作該吸氣壓力p2和排氣壓力p3下的假擬飽和等熵過程。由于1-3和2-3的壓縮終點相同，壓縮起點的壓力相同，那么1-3過程的1點為具有一定干度的兩相狀態(tài)。

飽和吸氣點熵：

s2,is=fvap(p1)

(1)

假擬飽和等熵壓縮排氣溫度：

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

(2)

分析實際壓縮過程1-3的能量守恒，可得：

m(h3-h1)=W1-3-Φ

(3)

式中:Φ為壓縮機耗散的熱量，kW。

理想飽和蒸氣等熵壓縮過程2-3的能量守恒為：

m(hd,is-h2)=ηisW1-3

(4)

式中：ηis為壓縮機等熵壓縮效率。

式(3)和式(4)相減，可得：

m(h3-hd,is)-m(h1-h2)=(1-ηis)W1-3-Φ

(5)

壓縮過程1-3和2-3終點相同，故：

m(h2-h1)=(1-ηis)W1-3-Φ

(6)

所以，假擬飽和等熵過程的1點的含濕量只需能彌補壓縮機的無用耗功與散熱量之差。而制冷劑的蒸發(fā)潛熱通常較大，1-3過程所對應(yīng)的制冷劑含濕量需要量較少，即點1的干度不會太小。

1.2假擬飽和等熵壓縮的吸氣干度

由式(3)可知，排氣比焓由三個因子組成，即耗功因子、吸氣比焓因子和散熱因子。相對于耗功因子和吸氣比焓因子，散熱因子所占的比重較少。定義FΦ為散熱因子與吸氣比焓因子和耗功因子之和的比值，分別假設(shè)FΦ為1%和1.5%進行計算。

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)

根據(jù)表1設(shè)定的工況，即可計算出制冷劑所對應(yīng)的1點的比焓、干度和3點的排氣溫度，見表2。由于R32的比熱容小，排氣溫度最高，其所對應(yīng)的假擬飽和等熵壓縮的吸氣干度也最小。

采用飽和等熵排氣溫度進行制冷劑流量的控制中，只需將吸氣干度控制在比較合理的范圍。該控制方法不需要考慮復(fù)雜因素對排氣溫度的影響，只需要測量吸排氣壓力和排氣溫度、實驗驗證壓縮機電效率和壓縮機機殼散熱對飽和等熵壓縮排氣溫度所控制的吸氣干度的影響。

表1 空調(diào)/制冷工況[17]

表2 假擬飽和等熵壓縮的吸氣干度和排氣溫度

2 實驗原理與步驟

2.1實驗裝置

實驗裝置原理如圖1所示，總體結(jié)構(gòu)與一臺小型變頻水冷冷水機組相似。

1變頻滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機(自帶氣液分離器)；2冷凝器及冷卻水循環(huán)系統(tǒng)；3高壓儲液罐；4恒溫水箱；5科氏力質(zhì)量流量計；6電子膨脹閥；7可視管1；8蒸發(fā)器及冷凍水循環(huán)系統(tǒng)；9可視管2；M質(zhì)量流量測點；T溫度測點；P壓力測點圖2 實驗裝置原理圖Fig.2 Experiment apparatus

實驗臺選用上海日立電器變頻滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，吸氣口連接氣液分離器，壓縮機理論排量10.2 mL。壓縮機由一臺海立型變頻器驅(qū)動，其工作頻率可以通過手動設(shè)定。測試循環(huán)系統(tǒng)制冷劑流量的科氏力流量計精度為±0.1 %。流量計前段套管連接恒溫水箱，采用逆流方式連接，控制高壓儲液罐流出的制冷劑有一定過冷度。測量溫度的鉑電阻斜插入管道內(nèi)部，減小對流場的破壞，溫度偏差為±0.15 ℃+0.002|t|(t為測量溫度，℃)。蒸發(fā)器和冷凝器均為板式換熱器，由電加熱來控制調(diào)節(jié)冷凍水和冷卻水出口溫度，采用PID反饋控制調(diào)節(jié)。蒸發(fā)器出口連接可視管2可觀察蒸發(fā)器出口制冷劑的流型。

2.2實驗公式

由圖2中儀表儀器測得參數(shù)，結(jié)合公式壓焓圖1，可根據(jù)式(1)～式(8)及下列公式調(diào)用Refprop9.0可算得所需參數(shù)：

系統(tǒng)制冷量：

Q=qv,wρwcw(Tw,out-Tw,in)

(9)

式中：qv,w為水的體積流量，m3/s；ρw為水的密度，取值103kg/m3；cw為水的比熱容，取值4.2kJ/(kg·℃)；Tw,out和Tw,in分別為冷凍水出口和進口溫度，℃。

系統(tǒng)制冷系數(shù)：

COP=Q/W

(10)

式中：Q為制冷量，kW；W為壓縮機輸入功率，kW。

排氣溫差：

DT=T3-Td,is

(11)

過熱度：

TSH=T1-T2

(12)

吸氣干度：

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

(13)

式中：h2,l為飽和點2的液態(tài)比焓，kJ/kg；h2,v為飽和點2的氣態(tài)比焓，kJ/kg。

濕壓縮時蒸發(fā)器出口制冷劑的焓：

h1=(1 000Q/m)+hsc

(14)

式中：m為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；hsc為節(jié)流前過冷點比焓，kJ/kg。

濕壓縮時蒸發(fā)器出口制冷劑的熵：

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

(15)

式中：s1為吸氣點1的熵，kJ/(kg·℃)；s2,l為飽和點2的液態(tài)熵，kJ/(kg·℃)；s2,v為飽和點2的氣態(tài)熵，kJ/(kg·℃)。

壓縮機等熵壓縮排氣比焓：

h1,is=f(p3,s1)

(16)

式中：h1,is為從吸氣點1等熵壓縮后排氣的比焓，kJ/kg。

壓縮機等熵壓縮效率：

ηis=m(h1,is-h1)/W

(17)

2.3假擬飽和等熵壓縮排氣溫度控制吸氣干度原理

飽和等熵壓縮排氣溫度所對應(yīng)的吸氣干度與系統(tǒng)壓比有關(guān)，壓縮機效率與機殼的耗散因子有關(guān)，因此只需將壓縮機作為調(diào)節(jié)對象。利用該方法必須根據(jù)大量實驗掌握壓縮機的特性，才能根據(jù)系統(tǒng)運行工況，將吸氣干度控制在合適的范圍內(nèi)。根據(jù)現(xiàn)有的滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機運行的效率范圍，研究了壓縮機效率在0.55～0.8之間的數(shù)據(jù)，機殼散熱量很小，假擬飽和等熵壓縮排氣溫度所對應(yīng)的吸氣干度變化范圍也很小。

pe蒸發(fā)壓力；pd排氣壓力；Td等熵壓縮排氣溫度圖3 控制原理Fig.3 The control schematic diagram

文獻[8]中實驗表明：在大部分空調(diào)工況下，當制冷系統(tǒng)冷媒為R22，吸氣干度為0.95～0.98時，壓縮機排氣溫度等于假擬飽和等熵壓縮排氣溫度，且系統(tǒng)性能達到最佳。因此選用制冷劑R32做驗證性實驗。考慮在空調(diào)工況下，R32冷凝壓力較高，可能導致泄漏甚至爆炸，但又不過于偏離標準工況，故實驗工況：蒸發(fā)溫度/冷凝溫度分別為3 ℃/38 ℃，根據(jù)經(jīng)驗，板式換熱器傳熱溫差約為3 ℃，對應(yīng)冷凍水和冷卻水出口溫度分別為7 ℃/35 ℃，過冷度為6 ℃。理論計算該工況使用假擬飽和等熵壓縮排氣溫度方法所對應(yīng)的吸氣干度見表3。

表3 實驗工況理論對應(yīng)吸氣干度

當排氣溫差大于零時，所述可編程控制器控制節(jié)流閥的開度增大使循環(huán)系統(tǒng)制冷劑流量增大，當排氣溫差等于零時，可編程控制器控制節(jié)流閥的開度不變使其保持制冷劑流量恒定，當排氣溫差小于零時，可編程控制器控制節(jié)流閥的開度減小使其減少制冷劑流量，同時，使得壓縮機吸氣干度控制為0.96～1的少量吸氣帶液狀態(tài)。

3 實驗結(jié)果及分析

圖4 系統(tǒng)參數(shù)隨吸氣狀態(tài)的變化Fig.4 Variation of system′s parameters with different suction status

由圖4可知，制冷量和COP呈現(xiàn)近乎規(guī)則的正態(tài)分布規(guī)律，壓縮機由吸氣過熱到吸氣帶液過程中，制冷量和COP都是先增大后減小，尤其在吸氣帶液狀態(tài)，變化幅度較大。同時可以看出，頻率越高，制冷量越高，COP越低。原因在于制冷量增加幅度變小，而壓縮機功耗增加幅度變大，兩者比值COP相應(yīng)變小。制冷量在0.99～1存在最大值，然而COP約為0.99時存在最大值，兩者最大值不同步是因為壓縮機耗功發(fā)生了微小變化。整體上壓縮機耗功由吸氣過熱到吸氣帶液是緩慢增大的，這是因為吸收制冷劑比熱容增大，壓縮到相同狀態(tài)所需要能量增大，所以壓縮機耗功增大。

由圖5可知，壓縮機排氣溫度呈現(xiàn)兩段折線式線性變化，吸氣帶液能快速降低壓縮機排氣溫度，雖然吸氣過熱度的降低也能減小排氣溫度，但是降幅不大。由圖4和圖5(b)可知：當吸氣干度約為0.99時，排氣溫差為0，此時COP最大，制冷量也接近最大值；三個頻率下的溫差變化趨勢一致，在吸氣干度為0.99時有交點，驗證了表3的理論計算結(jié)果。由圖5(c)可知，壓縮機的等熵壓縮效率在吸氣過熱時基本沒有變化，在吸氣帶液時也只有小幅度的下降，干度=0.9時，等熵壓縮效率相比干度為1時下降幅度約為8%。綜合考慮系統(tǒng)性能，當對壓縮機等熵效率要求不高時，可以采用吸氣帶液方法降低壓縮機排氣溫度，提高系統(tǒng)性能；理論計算過程中假設(shè)等熵壓縮效率=0.8，但是實際運行過程中，干度>0.9時，等熵壓縮率均高于0.8，可見少量吸氣帶液對壓縮機等熵壓縮率的影響不大，實際耗散因子為1%～1.5%，需要大量的測試實驗擬合耗散因子與環(huán)境溫度和機殼溫度的關(guān)系式。此外，隨著頻率的增加，熵壓縮效率降低，這是因為排氣溫度相對變高，容積膨脹變大導致容積損失增大。同時，潤滑油黏度變低，密封潤滑效果變差，導致壓縮機漏氣損失增大，這些不可逆損失因素的增大會降低壓縮機的運行性能，所以在額定頻率下運行系統(tǒng)性能更優(yōu)。

圖5 壓縮機參數(shù)隨吸氣狀態(tài)的變化Fig.5 Variation of compressor′s parameters with different suction status

4 結(jié)論

本文在標準空調(diào)和低溫制冷工況下，采用假擬飽和等熵壓縮方法進行理論分析，并做了實際工況下R32制冷系統(tǒng)的運行模擬，驗證了采用QSICDT方法控制壓縮機吸氣干度的準確性，得到如下結(jié)論：

1)假擬飽和等熵壓縮排氣溫度控制吸氣干度方法是一種既能降低壓縮機排氣溫度又能提高制冷系統(tǒng)性能，并且不增加成本、經(jīng)濟高效的方法。

2)假擬飽和等熵壓縮排氣溫度控制方法在操作形式上是通過溫差反饋調(diào)節(jié)系統(tǒng)制冷劑流量，本質(zhì)上是通過蒸發(fā)壓力，冷凝壓力，機殼散熱因子和壓縮機效率四個參數(shù)綜合調(diào)節(jié)控制，只需將壓縮機作為調(diào)節(jié)對象，可操作性強。

3)在實驗測試工況下，通過假擬飽和等熵壓縮排氣溫度方法能控制R32制冷系統(tǒng)吸氣干度在0.96～1范圍內(nèi)，系統(tǒng)性能達到最優(yōu)，驗證通過假擬飽和等熵壓縮排氣方法理論計算的最佳吸氣干度點0.99的正確性。

4)從R22和R32的系統(tǒng)實驗結(jié)果來看，少量吸氣帶液方法同樣適用主流的R410A和R134a制冷系統(tǒng)，需要進一步的實驗來驗證。

本文受上海市重點實驗室(1N-15-301-101)項目資助。 (The project was supported by Key Laboratory of Shanghai (No. 1N-15-301-101).)

[1] Mithraratne P, Wijeysundera N E. An experimental and numerical study of the dynamic behaviour of a counter-flow evaporator[J]. International Journal of Refrigeration, 2001, 24(6):554-565.

[2] Chen W, Chen Z J, Zhu R Q, et al. Experimental investigation of a minimum stable superheat control system of an evaporator[J]. International Journal of Refrigeration, 2002, 25:1137-1142.

[3] Huell Z R. The mss line-a new approach to the hunting problem[J]. ASHRAE Journal, 1972, 10: 43-46.

[4] 陳文勇. 蒸發(fā)器過熱度穩(wěn)定性機理與智能控制[D]. 西安: 西安交通大學, 1999. (CHEN Wenyong. The stability mechanism and intelligent control of evaporator superheat[D]. Xi′an: Xi′an Jiaotong University, 1999.)

[5] 章曉龍,李征濤,陳憶喆,等.電子膨脹閥對蒸發(fā)器過熱度穩(wěn)定性的影響[J].流體機械, 2014, 42(4): 72-75. (ZHANG Xiaolong, LI Zhengtao, CHEN Yizhe, et al. Influence of electronic valve on evaporator superheat stability[J]. Fluid Machinery, 2014, 42(4): 72-75.).

[6] The European Parliament. Revision of regulation (EC) No.842/2006[R]. 2014.

[7] 張朝暉,陳敬良.新的十年,關(guān)于節(jié)能環(huán)保發(fā)展方向的思考[J].制冷與空調(diào)(北京),2011, 11(1): 1-8. (ZHANG Zhaohui, CHEN Jingliang. Thoughs on the development direction of energy conservation and environmental protection in the next ten years[J]. Refrigeration and Air-conditioning, 2011, 11(1): 1-8.)

[8] 楊麗輝,陶樂仁,陶宏,等.滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機吸氣狀態(tài)與排氣溫度的實驗研究[J].制冷學報, 2014, 35(2): 49-53. (YANG Lihui, TAO Leren, TAO Hong, et al. Experimental study on suction refrigerant state and discharge temperature for rolling piston compressor[J]. Journal of Refrigeration, 2014, 35(2): 49-53.)

[9] Youbi-Idrissi M, Bonjour J. The effect of oil in refrigeration: current research issues and critical review of thermodynamic aspects [J]. International Journal of Refrigeration, 2008, 31(2): 165-179.

[10] 胡浩,孟建軍,梁爽,等.房間空調(diào)器用滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機回油問題的研究[J].制冷技術(shù),2000(2): 13-16. (HU Hao, MENG Jianjun, LIANG Shuang, et al. Research on oil return of rotary compressor used in air conditioner[J]. Refrigeration Technology, 2000(2): 13-16.)

[11] 張倩,晏剛,白濤.一種新型R32兩級壓縮熱泵空調(diào)器的理論研究[J].低溫與超導, 2011, 39(2): 30-36. (ZHANG Qian, YAN Gang, BAI Tao. Research on a new two-stage compression for heat pump air-conditioning with R32[J]. Cryogenics and Superconductivity, 2011, 39(2): 30-36.)

[12] Yang M H, Wang B L, Li X T, et al. Evaluation of two-phase suction, liquid injection and two-phase injection for decreasing the discharge temperature of the R32 scroll compressor[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 59: 269-280.

[13] 平良繁治,田中順一郎,芝池幸治.冷凍設(shè)備, 1379854A[P]. 2002-11-13. ( SHIGEHARU Taira, JUNICHIRO Tanaka, KOJI Shibaike. Refrigeration equipment, 1379854A[P]. 2002-11-13.)

[14] 矢島龍三郎，吉見敦史，樸春成，等. 降低R32壓縮機排氣溫度的方法[J].制冷與空調(diào)(北京), 2011, 11(2): 60-64. (RUZABURO Yajima, ATSUSHI Yoshimi, Piao Chuncheng, et al. Measures to reduce the discharge temperature of R32 compressor[J]. Refrigeration and Air-conditioning, 2011, 11(2): 60-64.)

[15] 楊亮. 以壓縮機排氣溫度為控制參數(shù)的電子膨脹閥流量控制系統(tǒng)的研究[D]. 西安: 西安交通大學, 2000. (YANG Liang. Investigation on discharge gas temperature controlling liquid feed system[D]. Xi′an: Xi′an Jiao Tong University, 2000.)

[16] Ryohei I. Discharge gas temperature controlling liquid feed system[J]. Refrigeration, 1997, 72(7): 19-24.

[17] Air Conditioning, Heating, and Refrigeration Institute (AHRI), ANSI/AHRI Standard 540, Positive displacement refrigerant compressors and compressor units[S]. AHRI, 1999.

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

陶樂仁，男，教授，上海理工大學能源與動力工程學院制冷與低溫工程研究所，13916356948，E-mail：cryo307@usst.edu.cn。研究方向：低溫制冷系統(tǒng)，低溫生物醫(yī)學技術(shù)。