R32制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围

王超，陶乐仁，黄理浩，虞中旸，沈冰洁



R32制冷系统湿压缩的最佳吸气干度范围

王超，陶乐仁，黄理浩，虞中旸，沈冰洁

（上海理工大学能源与动力工程学院制冷与低温研究所，上海 200093）

湿压缩应用于R32制冷系统时能有效降低压缩机排气温度，但是其对系统性能的影响有待研究。在热力循环理论计算分析的基础上，利用变频滚动转子式压缩机制冷循环实验台，通过改变压缩机频率和电子膨胀阀的开度做了一系列实验，研究不同工况下R32制冷系统各项参数的变化趋势，寻找系统最优时吸气干度范围。理论分析表明：吸气带液时系统的性能比吸气过热时要好；从吸气过热到吸气带液，排气温度快速降低，而制冷量和COP先升高后降低，压缩机吸气干度在0.90～0.93内，理论COP存在最大值。实验分析表明：吸气干度在0.96～1.0范围内，制冷量比常规应用中控制过热度5℃时的高5%～10%；排气温度比吸气过热度5℃时的排气温度低8%～16%；COP比吸气过热度5℃时的高5%～8%；系统压比降低，系统性能达到最优。

热力学；压缩机；湿压缩；系统性能；优化

降低制冷系统的吸气过热度，甚至控制在少量吸气带液状态，将增长蒸发器的两相换热区并提高蒸发器的传热效率，对系统性能有利[1-2]。但另一方面，吸气带液也会降低压缩机的容积效率和压缩效率，这对系统性能是不利的[3]。高背压的滚动转子式压缩机虽然抗湿压缩性能较好，但吸气带液量过大可能造成压缩机润滑油黏度下降等异常损坏[4-5]。

大金公司的矢岛龙三郎等[6-8]做了全封闭式压缩机的湿压缩实验，提出了R32制冷系统内根据压缩机润滑油的特性，在不降低系统性能和可靠性的基础上，控制压缩机吸气干度降低压缩机排气温度的方法，从而解决R32排气温度高的难题，同时提出了存在一个最佳吸气带液的干度控制值。张良等[9]发现在“0过热度”附近时回液能有效降低压缩机排气温度，并且系统制冷量和制冷系数（COP）有小幅提高。杨丽辉等[10]研究表明在常规空调工况下，=0.98处的制冷量和COP比TSH=7K时平均提高约4%和2%，并且提出对于小比热容的制冷剂R32，压缩机吸入少量液态制冷剂时，蒸发器的不可逆传热损失减小，因此湿压缩时的系统性能优于常规5～10K过热度时系统性能的结论。郑波等[11]通过理论计算和实验研究对比，得出适度的湿压缩可有效解决R32系统排气温度高而降低压缩机长期运行可靠性的问题，湿压缩的“度”要根据具体制冷系统根据不同应用工况结合大量的性能试验进行优化和验证的结论。

本文利用小型变流量冷水机组试验台，研究R32制冷系统在不同吸气干度和不同过热度时的系统性能，对比分析数据，力求寻找R32制冷系统在湿压缩时最佳的吸气带液的干度，以达到系统运行最优化。

1 实验装置及工况

实验装置如图1。由西门子PLC可编程控制器采集系统运行参数，并对冷却水和冷冻水温度进行PID控制。PLC所采集数据经过数据线传输到PC计算机，在基于三维力控组态软件开发的人机界面上进行实时监控并输出数据报告。

T—测量温度；P—测量压力；m—测量质量流量；qv—测量体积流量

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—高压储液器；4—恒温水箱；5—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

设置冷冻水和冷却水出口温度，使系统运行在特定的工况，设定压缩机的频率。观察可视管1和蒸发器出口后可视管2内制冷剂的状态，系统运行稳定后，手动增大电子膨胀阀开度。改变冷却水流速和过冷装置制冷量，控制系统过冷度恒定；当系统湿压缩时，改变冷却水流速，控制蒸发压力恒定，输出系统不同状态下的数据，为了提高换热性能，冷凝器和蒸发器的水循环，装有乙二醇水溶液的恒温水箱在制冷系统中均为逆流设计。

压缩机的空调工况蒸发温度为7.2℃，冷凝温度54.4℃，过冷温度46℃。为使实验工况和常规空调运行工况相似，又考虑R32具有高冷凝压力的特点，结合板式换热器的特性，将实验冷冻水出水温度设为7℃，冷却水出水温度设为35℃。同时为了模拟更高环境温度时空调特性，进行了对照组冷却水出水温度为38℃的实验。具体实验工况见表1，后文中以1#、2#表述表1中对应的工况。图2为两种实验工况的系统循环压焓图。图2中点1为压缩机吸气带液，点8为饱和吸气点，点1′为压缩机吸气过热，循环1-2-3-4-1为工况1#下湿压缩制冷循环，循环1-5-6-7-1为工况2#下湿压缩制冷循环，点9和点10分别为工况1#和2#下饱和吸气点等熵压缩排气温度。

表1 实验工况

2 计算公式

由图1中仪表仪器可测得下列参数：压缩机转速，冷冻水进出口温度w，in和w，out，冷冻水体积流量v，w，压缩机输入功率，压缩机排气温度out和排气压力out，蒸发器出口压力in和吸气温度in，制冷剂质量流量，气液分离器壁温s，制冷剂过冷压力sc和过冷温度sc。根据压缩机参考技术规格书可知压缩的理论排气量d为10.2mL/rev，通过Prefprop9.0物性软件可得蒸发器出口压力in下的制冷剂饱和液态焓in，l、饱和气态焓in，v、饱和液态熵in，l、饱和气态熵in，v和饱和温度in，sat，吸气比容in等数据，以上测量值可根据式(1)～式(14)算得所需参数。

系统压力比

制冷剂过冷后的焓

sc=(sc，sc) (2)

当压缩机吸气过热时，即in＞in，sat。

系统制冷量

过热度

Δ=in–in，sat(4)

蒸发器出口过热时制冷剂的焓

in=(in，in)(5)

蒸发器出口过热时制冷剂的熵

in=(in，in)(6)

当压缩机进行湿压缩时，即in≤in，sat。

系统制冷量

vwww(w，out–w，in) (7)

吸气干度

湿压缩时蒸发器出口制冷剂的焓

(9)

湿压缩时蒸发器出口制冷剂的熵

in=(1–)×in,l+×in,v(10)

等熵压缩排气比焓

in，is=(out，in) (11)

蒸发器出口制冷剂比容

in=(in，in) (12)

压缩机的容积效率

压缩机等熵压缩效率

(14)

3 EES理论热力循环分析

采用EES编程对R32热力循环进行理论计算，制冷剂物性参数为EES自带。理论计算工况见表2。表2中蒸发温度和冷凝温度分别指蒸发器出口和冷凝器入口压力对应的饱和温度。

根据实验经验压缩机等熵效率is取0.8，定义计算公式如式(15)。

式中，suc、out分别为压缩机吸排气的比焓；is,out为压缩机在相同吸气点等熵压缩排气比焓。

理论计算的COP、单位质量制冷量和排气温度的变化率均是以压缩机吸气干度=1的工况为基准做比较，各项参数变化趋势如图3所示。

表2　理论计算工况

由图3可知，随干度或过热度的降低，R32单位质量制冷量逐渐减小；COP先增高后降低，在吸气干度0.90～0.93之间存在最大值；理论耗功在过热和吸气带液时呈线性降低，过热时降低幅度要小于吸气带液时的；排气温度先缓慢降低后快速降低。在实际制冷系统中，单位制冷量受压缩机的容积效率及蒸发器换热性能的影响，实际COP还会受到压缩机的等熵压缩效率、制冷剂含油浓度以及系统压力比等因素的影响[12]，而且在湿压缩时，压缩机内制冷剂的湿压缩特性对制冷系统性能影响很大，有待实验研究。ITARD[13]和VOSTER[14]等研究表明在热泵工况下钟形饱和线形状的制冷剂具有湿压缩COP提高的可能。因此R32在湿压缩下的最大COP对应的吸气干度与理论计算可能不同，故本文着重研究R32制冷系统最大COP对应的吸气干度区间。

4 实验结果及分析

由图4(a)可知，电子膨胀阀开度增大，压缩机由吸气过热变为吸气带液，流量呈线性增加；相同频率相同吸气状态时，工况1#下系统的质量流量略微比工况2#的高，这是因为工况2#系统冷凝压力高，压缩机容积效率小；相同吸气状态下，频率越高，可见系统质量流量越高，电子膨胀阀开度对系统质量流量的影响不及压缩机频率改变来得快。

图4(b)可以看出，随着过热度的降低，制冷量先增加后降低，在吸气干度0.96～1之间出现最大值，制冷量比常规应用中控制过热5℃时的高5%～10%。总体上来说板式蒸发器内两相区制冷剂相变对流换热系数比干式蒸发时单相的要高，所以制冷剂在两相区时与水的换热能力较过热时明显增强，而在吸气过热时容积效率基本不受影响，少量吸气带液时压缩机容积效率只有略微的降低[15]，当吸气干度小于0.96后，压缩机容积效率快速降低，系统质量流量增加，蒸发器进出口比焓的差值降低，此时蒸发器进出口比焓差的影响占主导，所以制冷量快速降低。

对于压缩机润滑油的黏度来说，当吸气干度在1.0～0.93之间变化时，黏度虽然呈下降趋势，但下降幅度不大；当吸气干度在0.93～0.82之间变化时，黏度基本呈线性下降[16]。两相区制冷剂进入气液分离器后，经过金属丝过滤网过滤，体积大的液滴被挡住，并且由于液体的自重顺着器壁流入下部直径为2～3cm的回油孔中，使润滑油从回流孔进入吸气管再进入压缩机内，而体积较小的液滴则可以透过过滤网悬浮于气液分离器中继而被吸入压缩机内。当通过回流孔返回压缩机的润滑油中含有大量液态制冷剂时，润滑油的黏度降低，不能起到润滑和密封的作用，加剧了缸体内部件的摩擦，压缩机的振动加剧，由于整个试验台比较紧凑、小型化，故会引起整个系统的振动，产生剧烈的噪声，但同时对强化传热及减少污垢起到直接作用[17]。

由图4还可知，吸气过热到吸气带液时，制冷剂流量近乎程线性增加，而制冷量先增大后降低，同一过热度或干度下，频率越高，制冷量越高；相同频率下，工况1#制冷量略微高于工况2#制冷量，这是因为实际运行过程中工况2#系统冷凝压力比工况1#的高，为了保持过冷度相同，由图2可知，蒸发器入口比焓增加，即点6比焓高于点3比焓，节流过后经过蒸发器换热，出口状态相同，则工况1#下蒸发器进出口比焓差大于工况2#，而两种工况下制冷剂质量流量大致相同，故工况1#制冷量高于工况2#。

从图5(a)可看出，同一工况下，频率越高，系统耗功越高；工况2#系统耗功高于工况1#系统耗功，这是因为频率越高，压缩机转速越快，故耗功越高。相同频率时，工况2#系统冷凝压力较工况1#高，压缩机每转排气量为定值，压缩机吸气状态相同，故工况2#下压缩机耗功增多。与理论计算不同，频率和工况给定情况下，压缩机由吸气过热到吸气带液，功耗先缓慢升高后小幅度降低，整个过程中功耗变化不大，原因是流入压缩的制冷剂质量流量增大，压缩到相同的压力状态下，需要的功耗增加了，而在湿压缩实际过程中液态制冷剂吸收机壳散热的部分热量用于增加内能，所以湿压缩到相同状态的实际耗功比理论计算的要低。

由图5(b)可知COP先升高后快速降低，因为整个变化过程中功耗变化不大，故COP的变化主要体现在制冷量的变化上；同一工况下，频率越高，功耗越高，COP越低；同一频率下，工况1#的COP比工况2#高，所以环境温度越高，制冷效率越低。值得一提的是，当吸气干度在0.96～1之间，COP存在一个最大值，比控制过热5℃时的高5%～8%，这对于具有抗湿压缩特性的制冷系统来说，是一个不增加成本又能提高系统COP的最佳方法。

由图6可知，吸气过热到吸气带液过程中，压缩机实际排气温度呈现两段式折线型降低，吸气带液时排气温度降低十分明显，而等熵压缩排气温度只有略微的变化，值得一提的是，吸气带液时与理论等熵压缩排气温度小幅降低不同，压缩机排气温度快速降低，这能极大提高压缩机运行性能和寿命提高，故湿压缩能很好的解决系统排气温度高的问题；因为工况2#耗功比工况1#高，所以吸气状态相同情况下，相同频率下，工况2#压缩机排气温度比工况1#高。由于两个工况下设置的冷冻水相同，故蒸发压力及其变化趋势大致相同；冷却水出口温度恒定，故同一工况不同频率下的冷凝压力变化趋势也基本相同，冷凝压力基本恒定，由于电子膨胀阀开度的增大，蒸发压力在吸气过热到吸气带液过程中先快速升高后缓慢上升，所以系统的压比由过热到吸气带液先快速下降后缓慢降低。

由图7可知，不同工况所有频率下，蒸发温度和气液分离器壁温及变化趋势大致相同，气分壁温均高于蒸发温度，这是由于不可避免的少量环境热量和压缩机机壳热量通过热传导被气液分离器吸收而造成的；吸气过热到吸气带液过程中，蒸发温度先缓慢上升，吸气带液后保持恒定，这是因为两相区内温度和饱和点温度相同。

5 结论

通过对两种工况不同频率下R32制冷系统的性能对比，得出以下部分重要结论。

（1）R32应用于制冷系统时，系统运行稳定，具有较高的制冷系数，在中小型制冷系统中具有较高的应用前景。

（2）R32制冷系统由吸气过热到吸气带液过程中，压缩机耗功有略微增加，系统压比会有显著降低，压缩机排气温度呈现两段式折线型的降低，并且在吸气带液时降低较为明显，湿压缩运用于R32制冷系统中，改善了压缩机长时间在高温环境中运行的不利状况，提高了压缩机的寿命，提高系统运行的稳定性和安全性。

（3）相比干式蒸发，制冷剂少量吸气带液时相变换热系数大于单相换热系数。但是电子膨胀阀开度过大，压缩机吸入过多的液态制冷剂会降低换热的比焓差，增加压缩机“液击”的风险，同时压缩机的容积效率会降低，长久运行对系统不利。

（4）在压缩机允许前提下，当吸气干度在0.96～1之间时，系统制冷量和COP能达到最大，R32制冷系统少量吸气带液时具有较高的收益。

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The optimal of suction refrigerant quality for R32 wet compression refrigeration system

WANG Chao，TAO Leren，HUANG Lihao，YU Zhongyang，SHEN Binjie

（Institute of Refrigeration and Cryogenies，School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China）

Wet compression used in R32 refrigeration system can reduce compressor discharge temperature effectively，but its impacts on system performance need more studies. Based on the theoretical analysis of cycle thermodynamic calculation，this paper studies the variation trends of R32 refrigeration system parameters under different operating conditions for seeking the optimal of suction refrigerant. Utilizing the frequency conversion rolling rotor compression refrigeration cycle test bench，a series of experiments were done by changing the electronic expansion valve and compressor's frequency. Theoretical analysis shows that，when compressor sucks vapor-liquid mixed refrigerant，the system shows better performance than that with superheat suction refrigerant；when the suction refrigerant transforms from superheating vapor to two-phase flow with little liquid，the discharge temperature rapidly reduces，cooling capacity and COP increase firstly and then decrease. When compressor suction refrigerant quality ranges from 0.90 to 0.93，the theoretical maximum COP exists. Experimental results showed that，when the suction refrigerant quality ranged from 0.96 to 1.0，cooling capacity was improved by 5%—10% over conventional refrigeration applications that the control superheat degree was at 5℃. Meanwhile，the discharge temperature decreased by 8%—16%，COP increased about 5%—8%，and system pressure ratio was decreased，and system performance reached the optimum state；

thermodynamics；compressor；wet compression；system performance；optimization

TK124

A

1000–6613（2017）01–0100–07

10.16085/j.issn.1000-6613.2017.01.013

2016-05-16；修改稿日期：2016-06-24。

上海市动力工程多相流动与传热重点实验室（1N-15-301-101）项目。

王超（1990—），男，硕士研究生，研究方向为制冷系统优化。联系人：陶乐仁，教授，研究方向为制冷及低温技术。E-mail：cryo307@usst.edu.cn。