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    并聯(lián)壓縮機(jī)組制冷系統(tǒng)性能試驗(yàn)分析

    2020-10-14 03:09:32申道明夏錦紅薛松濤
    流體機(jī)械 2020年9期
    關(guān)鍵詞:制冷量制冷系統(tǒng)制冷劑

    申道明,桂 超,夏錦紅,薛松濤

    (1.新鄉(xiāng)學(xué)院 土木工程與建筑學(xué)院,河南新鄉(xiāng) 453000;2.同濟(jì)大學(xué) 結(jié)構(gòu)工程與防災(zāi)研究所,上海 200092;3.日本東北工業(yè)大學(xué) 建筑學(xué)科,仙臺 9828-577)

    0 引言

    對于空調(diào)制冷系統(tǒng),隨著適用環(huán)境對其負(fù)荷要求的擴(kuò)大、系統(tǒng)設(shè)備使用范圍的局限性,復(fù)疊式制冷系統(tǒng)、多級壓縮式制冷系統(tǒng)、并聯(lián)壓縮機(jī)組制冷系統(tǒng)等設(shè)備組合已被廣泛認(rèn)可,因此對各適用環(huán)境對系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行分析[1-9],對選取系統(tǒng)設(shè)備組合最優(yōu)系統(tǒng)顯得極其重要。

    楊俊蘭等[1]對不同復(fù)疊式制冷循環(huán)進(jìn)行了對比,發(fā)現(xiàn)R290/CO2復(fù)疊式制冷循環(huán)的COP 比R404A/CO2循環(huán)高,且2 種制冷循環(huán)均存在最佳低溫循環(huán)冷凝溫度使得系統(tǒng)COP 取得最大值,并建議通過增大蒸發(fā)溫度、減小冷凝溫度及降低冷凝蒸發(fā)器傳熱溫差來增強(qiáng)系統(tǒng)的穩(wěn)定高效運(yùn)行。牛寶聯(lián)等[2]提出液體旁通制冷系統(tǒng),即通過調(diào)節(jié)進(jìn)入蒸發(fā)器的制冷劑流量來調(diào)節(jié)制冷量,該系統(tǒng)可有效降低壓縮機(jī)排氣溫度,且不存在液擊危險(xiǎn)。寧靜紅等[3]對比了回?zé)崞鲗290/CO2、NH3/CO2、R404A/CO2三種復(fù)疊式制冷系統(tǒng)性能的影響比重,在一定的冷凝溫度、蒸發(fā)溫度和冷凝蒸發(fā)器傳熱溫差下,回?zé)嵫h(huán)可有效提高R290/CO2、R404A/CO2復(fù)疊式制冷系統(tǒng)的性能,并可減少復(fù)疊式制冷系統(tǒng)中高溫循環(huán)制冷劑的充注量,從而提高復(fù)疊式制冷系統(tǒng)的安全性。

    Arora 等[5]根據(jù)能量守恒、動量守恒、質(zhì)量守恒三大定律建立了兩級壓縮制冷系統(tǒng)理論模型,以此對蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、吸氣過熱度、閥前過冷度、壓縮機(jī)等熵效率等對最佳中間飽和溫度的影響進(jìn)行計(jì)算分析。王景剛等[7]建立了雙級壓縮帶膨脹機(jī)的CO2跨臨界制冷循環(huán)熱力學(xué)模型,基于實(shí)際循環(huán)中不可逆損失,對系統(tǒng)進(jìn)行了性能系數(shù)、熱力學(xué)完善度和單位制冷量火用損失等指標(biāo)進(jìn)行了分析計(jì)算。莊友明等[8]對氨活塞式雙級壓縮制冷系統(tǒng)的最佳中間溫度、最佳高/低壓級輸氣容積比和最大COP 值隨冷凝溫度和蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律進(jìn)行了研究,并采用微機(jī)程序確定任意工況條件下最佳中間狀態(tài)和任意中間狀態(tài)下高/低壓級輸氣容積比與中間溫度的關(guān)系,進(jìn)一步對比了1/2 和1/3 兩種固定容積比的雙級機(jī)在各種工況下的系統(tǒng)綜合性能。

    從以上的分析中可以看出,對于單個壓縮機(jī)和串聯(lián)壓縮機(jī)組的性能研究相對較多,而壓縮機(jī)組采用并聯(lián)的研究很少,特別是針對并聯(lián)壓縮機(jī)組的綜合性能評價(jià)更少。本文主要基于并聯(lián)式壓縮機(jī)組水冷式測試臺,對壓縮機(jī)不同開啟狀態(tài)下,蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、壓縮機(jī)吸排氣壓比等工況條件對系統(tǒng)性能的影響規(guī)律進(jìn)行分析,并為壓縮機(jī)性能預(yù)測模型進(jìn)行擬合,進(jìn)而為并聯(lián)式壓縮機(jī)組系統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)提供試驗(yàn)依據(jù)及理論支持。

    1 試驗(yàn)裝置

    測試臺結(jié)構(gòu)類似于1 臺小型水冷式并聯(lián)壓縮機(jī)組水冷冷水機(jī),主要包括制冷系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)、冷凍水系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)4 部分,具體原理結(jié)構(gòu)見圖1。

    圖1 試驗(yàn)系統(tǒng)原理

    制冷系統(tǒng)主要包括并聯(lián)壓縮機(jī)組、冷凝器、儲液器、過冷器、質(zhì)量流量計(jì)、膨脹閥、視液鏡、蒸發(fā)器等部件。壓縮機(jī)選用丹弗斯渦旋式壓縮機(jī),由于壓縮機(jī)組由定頻壓縮機(jī)組成,因此試驗(yàn)運(yùn)行中主要通過調(diào)節(jié)壓縮機(jī)接通電源來調(diào)節(jié)系統(tǒng)運(yùn)行,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)對系統(tǒng)負(fù)荷的調(diào)節(jié)。冷卻水系統(tǒng)、冷凍水系統(tǒng)均主要由恒溫水浴、水泵、電磁流量計(jì)等主要部件組成,分別為冷凝器、蒸發(fā)器提供試驗(yàn)換熱環(huán)境,試驗(yàn)中主要通過調(diào)節(jié)恒溫水浴溫度實(shí)現(xiàn)對冷凝溫度和蒸發(fā)溫度的控制。對系統(tǒng)內(nèi)制冷劑狀態(tài)參數(shù)(包括流量、溫度、壓力)、水循環(huán)狀態(tài)參數(shù)(包括流量、溫度)進(jìn)行測量,并使用西門子300PLC 對系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行采集,使用三維利空程序?qū)υ囼?yàn)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)控,以確保試驗(yàn)安全穩(wěn)定運(yùn)行。系統(tǒng)采用儀器儀表性能參數(shù)見表1。

    表1 試驗(yàn)測量儀器及儀表

    2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

    根據(jù)儀器儀表可得系統(tǒng)參數(shù)包括:蒸發(fā)壓力Pevp、冷凝壓力Pcon、壓縮機(jī)吸氣溫度Tsuc、壓縮機(jī)排氣溫度Tdis、膨脹閥前制冷劑溫度TinEXV、制冷劑質(zhì)量流量mr、冷凍水進(jìn)出口溫度Tevw,win,Tevw,out,冷凍水循環(huán)流量mevw,冷卻水進(jìn)出口溫度Tcow,in, Tcow,out,冷凍水循環(huán)流量mcow。試驗(yàn)主要研究冷凝溫度、蒸發(fā)溫度、系統(tǒng)壓比對系統(tǒng)性能的影響,并設(shè)定膨脹發(fā)前過冷度為8 ℃、壓縮機(jī)吸氣過熱度為5 ℃,可根據(jù)下式分別計(jì)算可得,即:

    式中 Tevp—— 系統(tǒng)蒸發(fā)溫度,由所測蒸發(fā)壓力Pevp計(jì)算得到,℃;

    Tcon—— 冷凝溫度,由所測冷凝壓力Pcon計(jì)算得到,℃。

    試驗(yàn)選用冷凍水側(cè)換熱量和制冷劑側(cè)換熱量的平均值作為系統(tǒng)制冷量的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)。

    冷卻水側(cè)換熱量Qw:

    式中 Cp——冷卻水定壓比熱容,J/(kg·℃)。

    制冷劑側(cè)換熱量Qr:

    式中 hsuc——壓縮機(jī)吸氣比焓,kJ/kg;

    hinEXV——膨脹閥前制冷劑比焓,kJ/kg。

    兩者均由所測溫度、壓力值計(jì)算得到。

    系統(tǒng)制冷量Qevp:

    選用COP 對系統(tǒng)性能進(jìn)行評價(jià),計(jì)算中僅對壓縮機(jī)耗功進(jìn)行計(jì)算,即:

    壓縮機(jī)耗功P:

    式中 U ——壓縮機(jī)輸入電壓,V;

    I ——壓縮機(jī)輸入電流,A。

    系統(tǒng)性能COP:

    3 試驗(yàn)結(jié)果分析

    系統(tǒng)主要通過對冷凍水、冷卻水溫度的調(diào)節(jié)對蒸發(fā)溫度、冷凝溫度的進(jìn)行控制。對系統(tǒng)性能受蒸發(fā)溫度的影響進(jìn)行分析時(shí),保持冷凝溫度、膨脹閥前過冷度、壓縮機(jī)吸氣過熱度的恒定,冷凝溫度設(shè)定為40 ℃,蒸發(fā)溫度以2 ℃的間隔進(jìn)行設(shè)計(jì),即-4,-2,0,2,4,6 ℃;對系統(tǒng)性能受冷凝溫度的影響進(jìn)行分析時(shí),保持蒸發(fā)溫度、膨脹閥前過冷度、壓縮機(jī)吸氣過熱度的恒定,蒸發(fā)溫度設(shè)定為4 ℃,冷凝溫度以2 ℃的間隔進(jìn)行設(shè)計(jì),即36,38,40,42,44,46 ℃;試驗(yàn)運(yùn)行中,根據(jù)設(shè)定的膨脹閥前過冷度、吸氣過熱度使用PID 表對膨脹閥開度實(shí)現(xiàn)自動調(diào)節(jié)。

    3.1 壓縮機(jī)開啟狀態(tài)

    系統(tǒng)內(nèi)制冷劑在壓縮機(jī)的驅(qū)動下實(shí)現(xiàn)由低壓低溫狀態(tài)向高溫高壓狀態(tài)的轉(zhuǎn)變。試驗(yàn)運(yùn)行中,膨脹閥開度隨著系統(tǒng)壓比變化可實(shí)現(xiàn)自動調(diào)節(jié),進(jìn)而確保壓縮機(jī)吸氣過熱度和膨脹閥前過冷度的恒定。

    相同工況下,壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)制冷量及制冷劑循環(huán)流量的不同對比如圖2,3 所示。

    圖2 壓縮機(jī)不同狀態(tài)下系統(tǒng)制冷量的對比

    圖3 壓縮機(jī)不同狀態(tài)下制冷劑循環(huán)流量的對比

    由圖可知:壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)制冷量分別約為壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)制冷量的2.09~2.15 倍、1.62~1.68 倍,而壓縮機(jī)A 和B 同時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)制冷劑循環(huán)流量分別約為壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)、壓縮機(jī)B 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)制冷劑循環(huán)流量的2.15~2.23 倍、1.71~1.75 倍,相同工況下,制冷劑單位質(zhì)量制冷量相同,因此,壓縮機(jī)不同開啟狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑循環(huán)流量不同使機(jī)組表現(xiàn)出不同的負(fù)荷狀態(tài)。

    3.2 蒸發(fā)溫度

    通過調(diào)節(jié)冷凍水溫度實(shí)現(xiàn)對系統(tǒng)蒸發(fā)溫度的控制,當(dāng)壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),系統(tǒng)制冷量和COP 隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系如圖4 所示,由圖可知:隨著蒸發(fā)溫度的降低,系統(tǒng)制冷量和和COP均逐漸減小。此時(shí)冷凝溫度、膨脹閥前過冷度保持恒定,即說明制冷劑在蒸發(fā)器的入口焓值保持不變,而蒸發(fā)溫度的降低、壓縮機(jī)吸氣過熱度不變,可表征制冷劑單位質(zhì)量制冷量的減小。

    圖4 蒸發(fā)溫度對制冷量和COP 的影響

    圖5 蒸發(fā)溫度對壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

    雖然蒸發(fā)溫度的降低致使制冷劑比體積減小,即壓縮機(jī)單個沖程內(nèi)將能作用于更多制冷劑,但壓縮機(jī)的容積效率隨著系統(tǒng)壓比的增加而減 小[10],冷凝溫度恒定時(shí),系統(tǒng)壓比隨著蒸發(fā)溫度的升高而降低,因此,制冷劑循環(huán)流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大。雖然制冷劑流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大,但壓縮機(jī)對制冷劑的單位質(zhì)量壓縮機(jī)功隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小,此外,壓縮機(jī)的等熵效率隨著系統(tǒng)壓比的增加而減小[11],三者作用效果相互彌補(bǔ)致使壓縮機(jī)功耗受蒸發(fā)溫度的影響并不大,如圖5 所示。因此,蒸發(fā)溫度對COP 的影響效果與其對制冷量的影響效果相似,試驗(yàn)結(jié)果與郭懷遠(yuǎn)等[12]的分析相似。

    3.3 冷凝溫度

    通過調(diào)節(jié)冷卻水溫度實(shí)現(xiàn)對系統(tǒng)冷凝溫度的控制,當(dāng)壓縮機(jī)A 單獨(dú)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),冷凝溫度對系統(tǒng)制冷量和COP 的影響如圖6 所示,由圖可知:系統(tǒng)制冷量和COP 均隨著冷凝溫度的升高而減小,蒸發(fā)溫度、壓縮機(jī)吸氣過熱度保持不變即表征蒸發(fā)器出口制冷劑比焓保持不變,但冷凝溫度的升高、膨脹閥前過冷度保持不變可表征蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑比焓減小,即制冷劑單位質(zhì)量制冷量隨著冷凝溫度的升高而減小,此外,制冷劑循環(huán)流量隨冷凝溫度的升高而減小,兩者均驗(yàn)證系統(tǒng)制冷量隨冷凝溫度的升高而降低。

    圖6 冷凝溫度對制冷量和COP 的影響

    圖7 冷凝溫度對壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

    壓縮機(jī)吸氣口制冷劑比體積保持恒定,而壓縮機(jī)容積效率隨著壓比的增加而減小,進(jìn)而使制冷劑流量隨著冷凝溫度升高而減??;不同于蒸發(fā)溫度對壓縮機(jī)功耗的影響,雖然冷凝溫度對制冷劑流量的影響比重較小,但壓縮機(jī)對制冷劑的單位質(zhì)量壓縮功隨著冷凝溫度的升高而增大,進(jìn)而使壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度的升高而增大,如圖7 所示。系統(tǒng)制冷量隨著冷凝溫度的升高而降低,壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度得升高而增加,兩者使COP 隨冷凝溫度的升高而減小,如圖6 所示。

    3.4 系統(tǒng)壓比

    參考虞中旸等[13]的研究,試驗(yàn)通過調(diào)節(jié)冷卻水溫度實(shí)現(xiàn)對冷凝溫度的控制,調(diào)節(jié)冷凍水溫度實(shí)現(xiàn)對蒸發(fā)溫度的控制,而蒸發(fā)溫度、冷凝溫度均是通過影響單位質(zhì)量制冷量來影響系統(tǒng)負(fù)荷,其中冷凝溫度影響蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑比焓、蒸發(fā)溫度影響蒸發(fā)器出口制冷劑比焓。不同于采用單一變量法對制冷量和COP 受蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的影響進(jìn)行控制,系統(tǒng)壓比發(fā)生變化時(shí),蒸發(fā)溫度、冷凝溫度均會發(fā)生相應(yīng)變化,即此時(shí)蒸發(fā)器進(jìn)出口制冷劑比焓均會發(fā)生相應(yīng)變化。壓比對系統(tǒng)制冷量和COP 的影響如圖8 所示,由圖可知:制冷量和COP 隨著壓比的減小而增大。

    圖8 系統(tǒng)壓比對制冷量和COP 的影響

    雖然由于壓縮機(jī)容積效率隨著系統(tǒng)壓比的增大而減小,當(dāng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率保持不變,制冷劑循環(huán)流量隨壓比的增加而減小,可降低壓縮機(jī)功耗,但系統(tǒng)壓比的升高致使壓縮機(jī)等熵效率降低、單位質(zhì)量制冷劑壓縮功增大,兩者的共同效果使壓縮機(jī)功耗升高,如圖9 所示。最終,壓縮機(jī)功耗和制冷量受系統(tǒng)壓比的影響致使COP 隨系統(tǒng)壓比的升高而減小,如圖8 所示。

    圖9 系統(tǒng)壓比對壓縮機(jī)功耗和制冷劑流量的影響

    3.5 預(yù)測模型

    除前面所述試驗(yàn)分析外,很多學(xué)者根據(jù)試驗(yàn)工況、壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)對壓縮機(jī)性能進(jìn)行理論模型預(yù)測,商萍君等[14]基于變頻螺桿式壓縮機(jī)運(yùn)行壓比和螺桿轉(zhuǎn)子齒頂圓速度的19 系數(shù)和21 系數(shù)非線性擬合數(shù)學(xué)模型,用于計(jì)算容積效率和等熵效率。基于能量守恒、質(zhì)量守恒和實(shí)際氣體狀態(tài)方程的渦旋壓縮機(jī)模型,王寶龍等[15]推導(dǎo)出適宜于任意漸開線初始角的包含吸氣、壓縮和排氣全過程的分段函數(shù)形式工作腔容積模型和泄漏面積模型。

    為對未試驗(yàn)工況下系統(tǒng)性能進(jìn)行預(yù)測,本文對制冷劑流量、壓縮機(jī)功耗與蒸發(fā)溫暖、冷凝溫度的預(yù)測模型進(jìn)行設(shè)定,預(yù)測模型基本表達(dá)式為:

    式中 a1~a5——未知系數(shù);

    Td——冷凝溫度,℃;

    Ts——蒸發(fā)溫度,℃。

    使用壓縮機(jī)A 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對預(yù)測模型中未知系數(shù)a1,a2,a3,a4,a5進(jìn)行計(jì)算,同時(shí)為驗(yàn)證預(yù)測模型的使用廣泛性,使用壓縮機(jī)B 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對預(yù)測模型的預(yù)測精度進(jìn)行校核。

    經(jīng)計(jì)算,制冷劑流量預(yù)測模型為:

    壓縮機(jī)功耗預(yù)測模型為:

    預(yù)測模型對壓縮機(jī)A 性能的預(yù)測不確定度分別為98.7%,99.2%。

    使用預(yù)測模型對壓縮機(jī)B 系統(tǒng)性能進(jìn)行預(yù)測,結(jié)果顯示:制冷劑流量預(yù)測模型的預(yù)測平均誤差為±8%以內(nèi),壓縮機(jī)功耗預(yù)測平均誤差為±7.6%,較小的預(yù)測誤差足可驗(yàn)證預(yù)測模型的有效性。

    4 結(jié)論

    (1)對于并聯(lián)壓縮機(jī),系統(tǒng)內(nèi)制冷劑循環(huán)流量不同使機(jī)組表現(xiàn)出不同的負(fù)荷狀態(tài)。

    (2)隨著蒸發(fā)溫度的降低,系統(tǒng)制冷量和和COP 均逐漸減小,制冷劑流量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大,而壓縮機(jī)功耗受蒸發(fā)溫度的影響并 不大。

    (3)系統(tǒng)制冷量和COP 均隨著冷凝溫度的升高而減小,此外,制冷劑流量隨冷凝溫度的升高而減小,而壓縮機(jī)功耗隨著冷凝溫度得升高而 增加。

    (4)系統(tǒng)制冷量和COP 隨著壓比的減小而增大,制冷劑流量隨壓比的增加而減小,而壓縮機(jī)功耗隨著壓比的增加而升高。

    (5)使用蒸發(fā)溫度、冷凝溫度對質(zhì)量速率、壓縮機(jī)功耗進(jìn)行預(yù)測的同時(shí)擬合預(yù)測模型,預(yù)測模型可實(shí)現(xiàn)對壓縮機(jī)性能的高精度預(yù)測,其預(yù)測誤差在±10%以內(nèi)。

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