并联压缩机组制冷系统性能试验分析

申道明，桂 超，夏锦红，薛松涛

（1.新乡学院 土木工程与建筑学院，河南新乡 453000；2.同济大学 结构工程与防灾研究所，上海 200092；3.日本东北工业大学 建筑学科，仙台 9828-577）

0 引言

对于空调制冷系统，随着适用环境对其负荷要求的扩大、系统设备使用范围的局限性，复叠式制冷系统、多级压缩式制冷系统、并联压缩机组制冷系统等设备组合已被广泛认可，因此对各适用环境对系统性能的影响进行分析［1-9］，对选取系统设备组合最优系统显得极其重要。

杨俊兰等［1］对不同复叠式制冷循环进行了对比，发现R290/CO2复叠式制冷循环的COP 比R404A/CO2循环高，且2 种制冷循环均存在最佳低温循环冷凝温度使得系统COP 取得最大值，并建议通过增大蒸发温度、减小冷凝温度及降低冷凝蒸发器传热温差来增强系统的稳定高效运行。牛宝联等［2］提出液体旁通制冷系统，即通过调节进入蒸发器的制冷剂流量来调节制冷量，该系统可有效降低压缩机排气温度，且不存在液击危险。宁静红等［3］对比了回热器对R290/CO2、NH3/CO2、R404A/CO2三种复叠式制冷系统性能的影响比重，在一定的冷凝温度、蒸发温度和冷凝蒸发器传热温差下，回热循环可有效提高R290/CO2、R404A/CO2复叠式制冷系统的性能，并可减少复叠式制冷系统中高温循环制冷剂的充注量，从而提高复叠式制冷系统的安全性。

Arora 等［5］根据能量守恒、动量守恒、质量守恒三大定律建立了两级压缩制冷系统理论模型，以此对蒸发温度、冷凝温度、吸气过热度、阀前过冷度、压缩机等熵效率等对最佳中间饱和温度的影响进行计算分析。王景刚等［7］建立了双级压缩带膨胀机的CO2跨临界制冷循环热力学模型，基于实际循环中不可逆损失，对系统进行了性能系数、热力学完善度和单位制冷量火用损失等指标进行了分析计算。庄友明等［8］对氨活塞式双级压缩制冷系统的最佳中间温度、最佳高/低压级输气容积比和最大COP 值随冷凝温度和蒸发温度的变化规律进行了研究，并采用微机程序确定任意工况条件下最佳中间状态和任意中间状态下高/低压级输气容积比与中间温度的关系，进一步对比了1/2 和1/3 两种固定容积比的双级机在各种工况下的系统综合性能。

从以上的分析中可以看出，对于单个压缩机和串联压缩机组的性能研究相对较多，而压缩机组采用并联的研究很少，特别是针对并联压缩机组的综合性能评价更少。本文主要基于并联式压缩机组水冷式测试台，对压缩机不同开启状态下，蒸发温度、冷凝温度、压缩机吸排气压比等工况条件对系统性能的影响规律进行分析，并为压缩机性能预测模型进行拟合，进而为并联式压缩机组系统的产品开发提供试验依据及理论支持。

1 试验装置

测试台结构类似于1 台小型水冷式并联压缩机组水冷冷水机，主要包括制冷系统、冷却水系统、冷冻水系统、数据采集系统4 部分，具体原理结构见图1。

图1 试验系统原理

制冷系统主要包括并联压缩机组、冷凝器、储液器、过冷器、质量流量计、膨胀阀、视液镜、蒸发器等部件。压缩机选用丹弗斯涡旋式压缩机，由于压缩机组由定频压缩机组成，因此试验运行中主要通过调节压缩机接通电源来调节系统运行，进而实现对系统负荷的调节。冷却水系统、冷冻水系统均主要由恒温水浴、水泵、电磁流量计等主要部件组成，分别为冷凝器、蒸发器提供试验换热环境，试验中主要通过调节恒温水浴温度实现对冷凝温度和蒸发温度的控制。对系统内制冷剂状态参数（包括流量、温度、压力）、水循环状态参数（包括流量、温度）进行测量，并使用西门子300PLC 对系统参数进行采集，使用三维利空程序对试验运行状态进行实时监控，以确保试验安全稳定运行。系统采用仪器仪表性能参数见表1。

表1 试验测量仪器及仪表

2 试验数据处理

根据仪器仪表可得系统参数包括：蒸发压力Pevp、冷凝压力Pcon、压缩机吸气温度Tsuc、压缩机排气温度Tdis、膨胀阀前制冷剂温度TinEXV、制冷剂质量流量mr、冷冻水进出口温度Tevw，win，Tevw，out，冷冻水循环流量mevw，冷却水进出口温度Tcow，in， Tcow，out，冷冻水循环流量mcow。试验主要研究冷凝温度、蒸发温度、系统压比对系统性能的影响，并设定膨胀发前过冷度为8 ℃、压缩机吸气过热度为5 ℃，可根据下式分别计算可得，即：

式中 Tevp—— 系统蒸发温度，由所测蒸发压力Pevp计算得到，℃；

Tcon—— 冷凝温度，由所测冷凝压力Pcon计算得到，℃。

试验选用冷冻水侧换热量和制冷剂侧换热量的平均值作为系统制冷量的计算标准。

冷却水侧换热量Qw：

式中 Cp——冷却水定压比热容，J/（kg·℃）。

制冷剂侧换热量Qr：

式中 hsuc——压缩机吸气比焓，kJ/kg；

hinEXV——膨胀阀前制冷剂比焓，kJ/kg。

两者均由所测温度、压力值计算得到。

系统制冷量Qevp：

选用COP 对系统性能进行评价，计算中仅对压缩机耗功进行计算，即：

压缩机耗功P：

式中 U ——压缩机输入电压，V；

I ——压缩机输入电流，A。

系统性能COP：

3 试验结果分析

系统主要通过对冷冻水、冷却水温度的调节对蒸发温度、冷凝温度的进行控制。对系统性能受蒸发温度的影响进行分析时，保持冷凝温度、膨胀阀前过冷度、压缩机吸气过热度的恒定，冷凝温度设定为40 ℃，蒸发温度以2 ℃的间隔进行设计，即-4，-2，0，2，4，6 ℃；对系统性能受冷凝温度的影响进行分析时，保持蒸发温度、膨胀阀前过冷度、压缩机吸气过热度的恒定，蒸发温度设定为4 ℃，冷凝温度以2 ℃的间隔进行设计，即36，38，40，42，44，46 ℃；试验运行中，根据设定的膨胀阀前过冷度、吸气过热度使用PID 表对膨胀阀开度实现自动调节。

3.1 压缩机开启状态

系统内制冷剂在压缩机的驱动下实现由低压低温状态向高温高压状态的转变。试验运行中，膨胀阀开度随着系统压比变化可实现自动调节，进而确保压缩机吸气过热度和膨胀阀前过冷度的恒定。

相同工况下，压缩机A 单独运转、压缩机B单独运转、压缩机A 和B 同时运转时系统内系统制冷量及制冷剂循环流量的不同对比如图2，3 所示。

图2 压缩机不同状态下系统制冷量的对比

图3 压缩机不同状态下制冷剂循环流量的对比

由图可知：压缩机A 和B 同时运转时系统制冷量分别约为压缩机A 单独运转、压缩机B 单独运转时系统制冷量的2.09～2.15 倍、1.62～1.68 倍，而压缩机A 和B 同时运转时制冷剂循环流量分别约为压缩机A 单独运转、压缩机B 单独运转时制冷剂循环流量的2.15～2.23 倍、1.71～1.75 倍，相同工况下，制冷剂单位质量制冷量相同，因此，压缩机不同开启状态时系统内制冷剂循环流量不同使机组表现出不同的负荷状态。

3.2 蒸发温度

通过调节冷冻水温度实现对系统蒸发温度的控制，当压缩机A 单独运转时，系统制冷量和COP 随蒸发温度的变化关系如图4 所示，由图可知：随着蒸发温度的降低，系统制冷量和和COP均逐渐减小。此时冷凝温度、膨胀阀前过冷度保持恒定，即说明制冷剂在蒸发器的入口焓值保持不变，而蒸发温度的降低、压缩机吸气过热度不变，可表征制冷剂单位质量制冷量的减小。

图4 蒸发温度对制冷量和COP 的影响

图5 蒸发温度对压缩机功耗和制冷剂流量的影响

虽然蒸发温度的降低致使制冷剂比体积减小，即压缩机单个冲程内将能作用于更多制冷剂，但压缩机的容积效率随着系统压比的增加而减 小［10］，冷凝温度恒定时，系统压比随着蒸发温度的升高而降低，因此，制冷剂循环流量随着蒸发温度的升高而增大。虽然制冷剂流量随着蒸发温度的升高而增大，但压缩机对制冷剂的单位质量压缩机功随着蒸发温度的升高而减小，此外，压缩机的等熵效率随着系统压比的增加而减小［11］，三者作用效果相互弥补致使压缩机功耗受蒸发温度的影响并不大，如图5 所示。因此，蒸发温度对COP 的影响效果与其对制冷量的影响效果相似，试验结果与郭怀远等［12］的分析相似。

3.3 冷凝温度

通过调节冷却水温度实现对系统冷凝温度的控制，当压缩机A 单独运转时，冷凝温度对系统制冷量和COP 的影响如图6 所示，由图可知：系统制冷量和COP 均随着冷凝温度的升高而减小，蒸发温度、压缩机吸气过热度保持不变即表征蒸发器出口制冷剂比焓保持不变，但冷凝温度的升高、膨胀阀前过冷度保持不变可表征蒸发器进口制冷剂比焓减小，即制冷剂单位质量制冷量随着冷凝温度的升高而减小，此外，制冷剂循环流量随冷凝温度的升高而减小，两者均验证系统制冷量随冷凝温度的升高而降低。

图6 冷凝温度对制冷量和COP 的影响

图7 冷凝温度对压缩机功耗和制冷剂流量的影响

压缩机吸气口制冷剂比体积保持恒定，而压缩机容积效率随着压比的增加而减小，进而使制冷剂流量随着冷凝温度升高而减小；不同于蒸发温度对压缩机功耗的影响，虽然冷凝温度对制冷剂流量的影响比重较小，但压缩机对制冷剂的单位质量压缩功随着冷凝温度的升高而增大，进而使压缩机功耗随着冷凝温度的升高而增大，如图7 所示。系统制冷量随着冷凝温度的升高而降低，压缩机功耗随着冷凝温度得升高而增加，两者使COP 随冷凝温度的升高而减小，如图6 所示。

3.4 系统压比

参考虞中旸等［13］的研究，试验通过调节冷却水温度实现对冷凝温度的控制，调节冷冻水温度实现对蒸发温度的控制，而蒸发温度、冷凝温度均是通过影响单位质量制冷量来影响系统负荷，其中冷凝温度影响蒸发器进口制冷剂比焓、蒸发温度影响蒸发器出口制冷剂比焓。不同于采用单一变量法对制冷量和COP 受蒸发温度和冷凝温度的影响进行控制，系统压比发生变化时，蒸发温度、冷凝温度均会发生相应变化，即此时蒸发器进出口制冷剂比焓均会发生相应变化。压比对系统制冷量和COP 的影响如图8 所示，由图可知：制冷量和COP 随着压比的减小而增大。

图8 系统压比对制冷量和COP 的影响

虽然由于压缩机容积效率随着系统压比的增大而减小，当压缩机运转频率保持不变，制冷剂循环流量随压比的增加而减小，可降低压缩机功耗，但系统压比的升高致使压缩机等熵效率降低、单位质量制冷剂压缩功增大，两者的共同效果使压缩机功耗升高，如图9 所示。最终，压缩机功耗和制冷量受系统压比的影响致使COP 随系统压比的升高而减小，如图8 所示。

图9 系统压比对压缩机功耗和制冷剂流量的影响

3.5 预测模型

除前面所述试验分析外，很多学者根据试验工况、压缩机结构参数对压缩机性能进行理论模型预测，商萍君等［14］基于变频螺杆式压缩机运行压比和螺杆转子齿顶圆速度的19 系数和21 系数非线性拟合数学模型，用于计算容积效率和等熵效率。基于能量守恒、质量守恒和实际气体状态方程的涡旋压缩机模型，王宝龙等［15］推导出适宜于任意渐开线初始角的包含吸气、压缩和排气全过程的分段函数形式工作腔容积模型和泄漏面积模型。

为对未试验工况下系统性能进行预测，本文对制冷剂流量、压缩机功耗与蒸发温暖、冷凝温度的预测模型进行设定，预测模型基本表达式为：

式中 a1～a5——未知系数；

Td——冷凝温度，℃；

Ts——蒸发温度，℃。

使用压缩机A 试验数据对预测模型中未知系数a1，a2，a3，a4，a5进行计算，同时为验证预测模型的使用广泛性，使用压缩机B 试验数据对预测模型的预测精度进行校核。

经计算，制冷剂流量预测模型为：

压缩机功耗预测模型为：

预测模型对压缩机A 性能的预测不确定度分别为98.7%，99.2%。

使用预测模型对压缩机B 系统性能进行预测，结果显示：制冷剂流量预测模型的预测平均误差为±8%以内，压缩机功耗预测平均误差为±7.6%，较小的预测误差足可验证预测模型的有效性。

4 结论

（1）对于并联压缩机，系统内制冷剂循环流量不同使机组表现出不同的负荷状态。

（2）随着蒸发温度的降低，系统制冷量和和COP 均逐渐减小，制冷剂流量随着蒸发温度的升高而增大，而压缩机功耗受蒸发温度的影响并 不大。

（3）系统制冷量和COP 均随着冷凝温度的升高而减小，此外，制冷剂流量随冷凝温度的升高而减小，而压缩机功耗随着冷凝温度得升高而 增加。

（4）系统制冷量和COP 随着压比的减小而增大，制冷剂流量随压比的增加而减小，而压缩机功耗随着压比的增加而升高。

（5）使用蒸发温度、冷凝温度对质量速率、压缩机功耗进行预测的同时拟合预测模型，预测模型可实现对压缩机性能的高精度预测，其预测误差在±10%以内。