變流量雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

(天津商業(yè)大學(xué) 冷凍冷藏技術(shù)教育部工程研究中心 天津市制冷技術(shù)工程中心 天津 300134)

在低溫領(lǐng)域，雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)因具有較小的系統(tǒng)壓力比、較高的可靠性和經(jīng)濟(jì)性等特點(diǎn)而廣泛應(yīng)用[1-3]。而實(shí)際工程中，雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)常使用定頻壓縮機(jī)，固定排氣量之比和中間壓力[4]，使系統(tǒng)不能維持在最佳性能系數(shù)(coefficient of performance, COP)情況下進(jìn)行無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)，導(dǎo)致COP減小。為了提高雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)運(yùn)行性能，國(guó)內(nèi)外學(xué)者通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)，合理選擇中間壓力[5-7]可使雙級(jí)壓縮循環(huán)COP得到提高并存在最佳值。因此中間壓力的選擇對(duì)系統(tǒng)循環(huán)性能的提升有顯著影響[8-10]。中間補(bǔ)氣技術(shù)可以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)對(duì)中間壓力的控制，在補(bǔ)氣開(kāi)始時(shí)，存在最佳壓縮腔內(nèi)壓強(qiáng)和補(bǔ)氣壓強(qiáng)值，使系統(tǒng)COP達(dá)到最大值[11]。中間壓力還主要受系統(tǒng)輸氣量比[12-15]的影響，故可通過(guò)適當(dāng)調(diào)節(jié)系統(tǒng)輸氣量來(lái)改變系統(tǒng)中間壓力，進(jìn)而提高系統(tǒng)性能。在雙級(jí)壓縮熱泵循環(huán)的相關(guān)研究[16-19]發(fā)現(xiàn)，為滿足實(shí)際應(yīng)用中運(yùn)行工況廣泛的特性[20-21],系統(tǒng)的低高壓級(jí)輸氣量比需根據(jù)實(shí)際工況進(jìn)行調(diào)節(jié)[22-23]。研究高低壓級(jí)流量比對(duì)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的影響表明，系統(tǒng)COP隨高低壓級(jí)流量比增加而減小[24-26]。在工況固定時(shí)，低高壓級(jí)壓縮機(jī)理論輸氣量比由1.13增至5.08時(shí)，系統(tǒng)制熱COP顯著提升[27]。

因此可通過(guò)改變系統(tǒng)低高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量比(簡(jiǎn)稱輸氣量比)，來(lái)改變系統(tǒng)中間壓力，進(jìn)而提升變工況下雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)的性能，使系統(tǒng)保持最佳運(yùn)行狀態(tài)的前提下，實(shí)現(xiàn)快速降溫、精確控溫。

本文以R410A為制冷劑，搭建變流量雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，在冷凝溫度為30 ℃，蒸發(fā)溫度為-35～-20 ℃時(shí)，保持低溫級(jí)壓縮機(jī)頻率不變，通過(guò)調(diào)節(jié)高溫級(jí)壓縮機(jī)頻率(30～80 Hz，每隔5 Hz調(diào)節(jié)一次),來(lái)改變低高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量比(3.33～1.25)，分析其對(duì)一次節(jié)流中間不完全冷卻制冷系統(tǒng)性能的影響。

1 變流量雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖1 變流量雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)原理Fig.1 The principle of variable flow two-stage compression refrigeration system

圖1所示為變流量雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)原理。系統(tǒng)采用一級(jí)節(jié)流中間不完全冷卻的循環(huán)方式，使用R410A作為制冷劑。由蒸發(fā)器出來(lái)的低溫低壓的飽和制冷劑蒸氣進(jìn)入低壓級(jí)壓縮機(jī)后，壓縮到中間壓力，隨之同中間冷卻器出來(lái)的制冷劑蒸氣混合，進(jìn)入高壓級(jí)壓縮機(jī)壓縮，之后經(jīng)水冷式冷凝器冷凝為高壓液體，流經(jīng)儲(chǔ)液器和干燥過(guò)濾器之后分為兩路，一路在節(jié)流閥節(jié)流后進(jìn)入中間冷卻器蒸發(fā)，之后與低壓級(jí)壓縮機(jī)排氣混合一起進(jìn)入高壓級(jí)壓縮機(jī)；另一路直接進(jìn)入中間冷卻器內(nèi)的盤(pán)管過(guò)冷，經(jīng)過(guò)電子膨脹閥節(jié)流，成為低溫低壓的制冷劑液體，進(jìn)入蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)吸熱，蒸發(fā)后的低溫低壓的制冷劑氣體回到低壓級(jí)壓縮機(jī)，完成整個(gè)循環(huán)。

表1所示為實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要設(shè)備參數(shù)。

表1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)主要設(shè)備參數(shù)Tab.1 The main equipment parameters of experiment bench

系統(tǒng)自主設(shè)計(jì)蒸發(fā)器為帶端蓋的冷凍水箱，在裝置內(nèi)放入載冷劑乙二醇(濃度為64%，低溫下不結(jié)冰)，蒸發(fā)器底部為載冷劑液體和電加熱棒直接接觸，蒸發(fā)器上部是載冷劑飽和氣與蒸發(fā)器內(nèi)走制冷劑的螺旋銅管直接接觸，同時(shí)外部接入小精靈溫度控制器，如此來(lái)控制蒸發(fā)溫度。系統(tǒng)冷凝溫度的恒定通過(guò)調(diào)節(jié)冷凝器水流量閥門(mén)的開(kāi)度實(shí)現(xiàn)。系統(tǒng)制冷量采用熱平衡法測(cè)量，依靠電加熱產(chǎn)生的熱量平衡冷量。

系統(tǒng)自主設(shè)計(jì)的蒸發(fā)器在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中存在一定程度的漏冷，漏冷系數(shù)K計(jì)算公式為：

(1)

式中：K為漏冷系數(shù)，W/℃；Q為總負(fù)荷(包括攪拌器功耗)，W；Δt為載冷劑與室外環(huán)境溫差，℃。

COP=KCOP′

(2)

式中：COP′為實(shí)驗(yàn)測(cè)得性能系數(shù)；COP為實(shí)際性能系數(shù)。

對(duì)一次節(jié)流中間不完全冷卻系統(tǒng)進(jìn)行監(jiān)控。各個(gè)測(cè)點(diǎn)的溫度、壓力等相關(guān)參數(shù)可實(shí)時(shí)在屏幕中顯示，具體實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)有：壓縮機(jī)吸氣口和排氣口的溫度、壓力，冷凝器內(nèi)制冷劑進(jìn)出口溫度、冷卻水進(jìn)出口溫度，中間冷卻器、蒸發(fā)器以及載冷劑的溫度等，以上實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)均可調(diào)用。該監(jiān)控圖設(shè)置了手動(dòng)更改選項(xiàng)，簡(jiǎn)化實(shí)驗(yàn)的操作。程序可以根據(jù)監(jiān)控系統(tǒng)測(cè)得的數(shù)據(jù)變化，自動(dòng)或者手動(dòng)調(diào)節(jié)實(shí)驗(yàn)設(shè)備。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)利用數(shù)據(jù)采集儀進(jìn)行溫度和壓力的信息采集，并通過(guò)OPC傳送到雙級(jí)壓縮實(shí)驗(yàn)臺(tái)機(jī)組控制系統(tǒng)中，控制系統(tǒng)可自動(dòng)儲(chǔ)存于本地計(jì)算機(jī)硬盤(pán)數(shù)據(jù)庫(kù)。

2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

2.1 輸氣量比對(duì)高低壓級(jí)壓縮比的影響

高低壓級(jí)壓縮比計(jì)算如式(3)所示：

(3)

式中：ζ為高低壓級(jí)壓縮比；p0、pk、pm分別為蒸發(fā)壓力、冷凝壓力、中間壓力，MPa。

圖2所示為不同蒸發(fā)溫度下，高低壓級(jí)級(jí)壓縮比隨輸氣量比的變化。由圖2可知，隨著輸氣量比的增加，高低壓級(jí)壓縮比不斷降低。蒸發(fā)溫度T0=-35 ℃，輸氣量比由1.25升至3.33時(shí)，高低壓級(jí)壓縮比總體降低42.55%。這與式(3)所得趨勢(shì)一致，當(dāng)蒸發(fā)溫度和冷凝溫度確定后，隨著高壓級(jí)壓縮機(jī)頻率的降低，輸氣量比增大，高壓級(jí)壓縮機(jī)吸氣量減少，吸氣壓力降低，導(dǎo)致中間壓力減小，而蒸發(fā)壓力和冷凝壓力不變，故高低壓壓縮機(jī)的壓縮比增大。

圖2 高低壓壓縮比隨輸氣量比的變化Fig.2 High and low pressure compression ratio changes with the ratio of input gas

2.2 輸氣量比對(duì)中間壓力和中間溫度的影響

圖3所示為不同蒸發(fā)溫度下，中間壓力pm和中間溫度Tm隨輸氣量比的變化。由圖3可知，當(dāng)T0=-30 ℃，輸氣量比由1.25升至3.33時(shí)，中間壓力由6.46 MPa增加到8.5 MPa，增幅為31.58%，中間溫度增幅為68.52%；當(dāng)輸氣量比=2.0時(shí)，T0從-35 ℃開(kāi)始，每升高5 ℃，中間壓力依次上升21.09%、17.08%、11.26%。

圖3 中間壓力和中間溫度隨輸氣量比的變化Fig.3 Medium pressure and medium temperature change with the ratio of input gas

高壓級(jí)壓縮機(jī)頻率隨著輸氣量比的增大而減小，高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣量減少，系統(tǒng)的制冷劑質(zhì)量流量減少，而低壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量不變，排往中間冷卻器的冷卻劑過(guò)熱蒸氣減少，使中間冷卻器的壓力升高。從中間冷卻器排氣口排出的是制冷劑飽和蒸氣，所以中間壓力和中間溫度的參數(shù)相對(duì)應(yīng)，中間壓力上升，中間溫度也上升。因此，輸氣量比對(duì)中間壓力和中間溫度的影響較大，呈正相關(guān)趨勢(shì)。當(dāng)輸氣量比不變時(shí)，隨著蒸發(fā)溫度的降低，蒸發(fā)壓力也降低，由式(3)可知，系統(tǒng)壓縮比增大，進(jìn)而容積效率降低，輸氣量減小，中間溫度與中間壓力降低。

2.3 輸氣量比對(duì)壓縮機(jī)功耗的影響

圖4所示為不同蒸發(fā)溫度下，壓縮機(jī)功耗隨輸氣量比的變化。當(dāng)蒸發(fā)溫度T0在-35～-20 ℃以5 ℃為公差變化時(shí)，壓縮機(jī)總功耗依次下降了21.65%、25.59%、24.49%、26.74%；當(dāng)輸氣量比為1.25時(shí)，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機(jī)總功耗依次上升0.03%、2.46%、7.14%；當(dāng)輸氣量比為2.0時(shí)，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機(jī)總功耗依次上升3.47%、6.47%、14.70%；當(dāng)輸氣量比為3.0時(shí)，隨著蒸發(fā)溫度的下降，壓縮機(jī)總功耗依次上升3.41%、4.07%、14.59%。原因是當(dāng)蒸發(fā)溫度一定時(shí)，此時(shí)輸氣量比增大，意味著高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量減小，壓縮機(jī)頻率減小，轉(zhuǎn)速降低，系統(tǒng)中間壓力升高，蒸發(fā)溫度也隨之升高，為維持蒸發(fā)溫度的恒定，需調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度，減少制冷劑質(zhì)量流量，并且隨著輸氣量比的增大，系統(tǒng)高壓級(jí)壓縮機(jī)單位比功快速減小，低壓級(jí)壓縮機(jī)單位比功緩慢增加，因此系統(tǒng)功耗減小。當(dāng)輸氣量比和冷凝溫度不變時(shí)，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度降低，制冷劑質(zhì)量流量減小，低高壓級(jí)壓縮機(jī)的單位比功增加，蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)功耗的影響要大于制冷劑質(zhì)量流量對(duì)功耗的影響，因此蒸發(fā)溫度越低，系統(tǒng)功耗增加越快。

圖4 壓縮機(jī)功耗隨輸氣量比的變化Fig.4 Compressor power consumption changes with the ratio of input gas

2.4 輸氣量比對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響

圖5所示為不同蒸發(fā)溫度下，系統(tǒng)制冷量隨輸氣量比的變化。由圖5可知，當(dāng)系統(tǒng)冷凝溫度不變，蒸發(fā)溫度T0在-35～-20 ℃，以5 ℃為公差變化時(shí)，隨著輸氣量比的增大，系統(tǒng)制冷量減小的幅度依次為18.86%、11.24%、11.19%、9.63%，且減小的速度下降。這是由于隨著輸氣量比的增大，高壓級(jí)壓縮機(jī)的頻率減小，制冷劑流速降低，高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量減少，進(jìn)而系統(tǒng)的制冷劑質(zhì)量流量降低。確定系統(tǒng)運(yùn)行的蒸發(fā)溫度和冷凝溫度后，在不改變單位質(zhì)量制冷量的情況下，系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量的減少，使系統(tǒng)的制冷量減小。

圖5 系統(tǒng)制冷量隨輸氣量比的變化Fig.5 The cooling capacity of system changes with the ratio of input gas

當(dāng)輸氣量比為1.25時(shí)，蒸發(fā)溫度每降低5 ℃，系統(tǒng)制冷量依次減少13.97%、2.76%、1.44%；當(dāng)輸氣量比為2.0時(shí)，系統(tǒng)制冷量依次減少9.98%、4.37%、0.89%；當(dāng)輸氣量比為3.0時(shí)，系統(tǒng)制冷量依次減少5.88%、2.70%、0.73%。當(dāng)輸氣量比和冷凝溫度不變時(shí)，蒸發(fā)溫度的降低，引起飽和液相和氣相線之間焓差減小，吸氣比體積增大，系統(tǒng)單位質(zhì)量制冷量減小，而質(zhì)量流量不變，則相應(yīng)的系統(tǒng)制冷量減少。

2.5 中間溫度和中間壓力對(duì)COP的影響

圖6所示為不同蒸發(fā)溫度下，COP隨中間溫度和中間壓力的變化。由圖6可知，當(dāng)確定蒸發(fā)溫度和冷凝溫度后，蒸發(fā)溫度T0=-20、-25、-30、-35 ℃時(shí)，隨著中間壓力和中間溫度的上升，雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)的COP升高了17.98%、20.59%、19.89%、16.50%，對(duì)應(yīng)最大COP分別為2.34、2.09、1.93、1.79。說(shuō)明蒸發(fā)溫度不變時(shí)，合理選擇中間壓力，可使一次節(jié)流中間不完全雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)存在最佳運(yùn)行狀態(tài)。這為制冷機(jī)組設(shè)計(jì)提供了依據(jù)，在滿足設(shè)計(jì)制冷要求的前提下，盡可能提高蒸發(fā)溫度。

圖6 COP隨中間溫度和中間壓力的變化Fig.6 The COP changes with the medium temperature and medium pressure

2.6 輸氣量比對(duì)COP的影響

圖7所示為不同蒸發(fā)溫度下COP隨輸氣量比的變化。由圖7可知，當(dāng)輸氣量比不變時(shí)，COP隨蒸發(fā)溫度的下降而減小。當(dāng)蒸發(fā)溫度和冷凝溫度不變，輸氣量比在1.25～3.33范圍內(nèi)增大，蒸發(fā)溫度T0分別為-20、-25、-30、-35 ℃時(shí)，COP先增大后減小，最大值依次為3.374、2.092、1.997、1.823，最大增加20.59%，最大COP對(duì)應(yīng)的輸氣量比分別為1.819、2.221、2.499、2.856。當(dāng)蒸發(fā)溫度不變時(shí)，輸氣量比隨著高壓級(jí)壓縮機(jī)頻率的減小而增大。系統(tǒng)制冷量壓縮機(jī)排氣壓力、吸氣壓力以及熱交換器的面積均對(duì)系統(tǒng)制冷量有影響。當(dāng)高壓級(jí)壓縮機(jī)頻率減小時(shí)，系統(tǒng)吸、排氣壓力先逐漸達(dá)到最佳的平衡狀態(tài)，同時(shí)換熱器換熱效果逐漸上升，使系統(tǒng)運(yùn)行工況達(dá)到最佳點(diǎn)，即COP達(dá)到最大值，隨后系統(tǒng)吸、排氣壓力以及換熱器換熱效果脫離此最佳狀態(tài)，COP又緩慢減小。

圖7 性能系數(shù)COP隨輸氣量比的變化Fig.7 The system coefficient of performance (COP) changes with the ratio of input gas

圖8所示為系統(tǒng)最佳COP情況下，輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的變化。由圖8可知，蒸發(fā)溫度每降低5 ℃，對(duì)應(yīng)的輸氣量比不斷增大，增幅依次為22.10%、12.52%、14.29%。這是因?yàn)殡S著蒸發(fā)溫度的降低，蒸發(fā)壓力也降低，此時(shí)壓縮機(jī)頻率不變，制冷劑質(zhì)量流量減小，故高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量減小，中間壓力降低，使高壓級(jí)蒸發(fā)壓力降低，吸氣量和轉(zhuǎn)速均下降，輸氣量減小的幅度降低，所以輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的降低而增大。綜上所述，在變工況情況下，蒸發(fā)溫度和輸氣量比對(duì)系統(tǒng)COP均有較大影響，由于蒸發(fā)溫度不易調(diào)節(jié)，故可根據(jù)不同蒸發(fā)溫度和制冷量需求，調(diào)節(jié)合適的輸氣量比，使系統(tǒng)運(yùn)行達(dá)到最佳狀態(tài)。實(shí)際工程中，可參考以上數(shù)據(jù)進(jìn)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)，以達(dá)到性能最優(yōu)化。

圖8 最佳COP下輸氣量比隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.8 The ratio of input gas changes with evaporating temperature under the optimal COP

3 結(jié)論

本文在冷凝溫度為30 ℃，蒸發(fā)溫度在-35～-20 ℃時(shí)，保持低壓級(jí)壓縮機(jī)頻率不變，通過(guò)調(diào)節(jié)高壓級(jí)壓縮機(jī)頻率(30～80 Hz，每隔5 Hz調(diào)節(jié)一次),來(lái)改變低高壓級(jí)壓縮機(jī)輸氣量比(3.33～1.25)，分析輸氣量比對(duì)雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)運(yùn)行特性的影響，得到如下結(jié)論：

1)固定工況下，制冷系統(tǒng)的中間壓力(中間溫度)持續(xù)增加，系統(tǒng)制冷量減小，性能系數(shù)COP先升高后減小，最大可增加20.59%，且存在最佳值。

2)變工況下，當(dāng)輸氣量比不變時(shí)，中間溫度(中間壓力)隨蒸發(fā)溫度的降低而下降，壓縮機(jī)功耗增加，系統(tǒng)制冷量減少，COP減少。系統(tǒng)在最佳COP下運(yùn)行時(shí)，輸氣量比最佳值隨蒸發(fā)溫度的減小而增大。

3)分析輸氣量比與系統(tǒng)COP的影響可知，不同工況下，均存在最佳輸氣量比，使系統(tǒng)COP達(dá)到最大值。實(shí)際工程中，可根據(jù)不同工況和制冷量需求，及時(shí)調(diào)節(jié)合適的輸氣量比，使系統(tǒng)運(yùn)行達(dá)到最佳狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)制冷系統(tǒng)性能的優(yōu)化。