亚临界CO2 系统压缩机性能试验研究

程建路，胡开永，汪倍倍，朱婷婷

（天津商业大学 天津市制冷技术重点实验室，天津 300134）

0 引言

近年来由于环保问题，各国开始寻找传统制冷剂的替代品，人造制冷剂对于环境的长期影响又无法预测［1］，因此天然制冷剂是唯一的解决方案，CO2满足了制冷剂的各种标准，具有很好的传热和可压缩性，无毒，不燃，廉价，与制冷系统中使用的大多数常见材料和油都兼容［2-3］。研究表明，CO2循环的COP 要高于使用传统制冷剂循环，这说明COP 很大程度上依赖于组件和系统设计［4］，因此，须优化系统以获得最佳性能。

BAEK 等［5-6］从理论上和试验上研究了一种CO2循环活塞缸功回收方法。申江等［7］通过建立CO2亚临界制冷系统热力学模型，对中间温度及冷凝温度对系统性能和压缩机排气温度等参数进行了㶲损分析，发现压缩机和冷凝器㶲损占比最大，具备较大的提升空间。杨俊兰等［8］通过使用当量温度法对CO2和传统制冷剂工质在单级压缩制冷循环中的性能进行了理论分析，发现蒸发温度为0 ℃，冷凝温度为40 ℃时，回热器对CO2跨临界循环系统的性能提升有很大帮助。申江等［9］通过对以CO2为低温级R449a 为高温级的复叠制冷系统循环建立了容量调节模型及涡旋压缩机数学模型，发现当控制低温容量调节比在一定范围时，存在最佳低温级冷凝温度。压缩机在为制冷系统提供动力的同时也是制冷系统最大的能耗部件，提高压缩机效率是系统优化的重点工作之一，韩毅等［10］对单级CO2制冷系统中活塞压缩机进行了试验测试，压缩机容积效率、油循环率等与压缩机转速和压缩比的关系，并给出了效率最优时的参数范围，BUDINIS 等研究了超临界CO2离心式压缩机控制系统的计算机分析和设计方法，并指出压缩机控制系统的设计必须考虑到流体的状态［11-13］。

为探究不同参数对压缩机容积效率及系统性能的影响，本文通过搭建亚临界CO2制冷系统试验台，分析了频率，吸气压力及过热度对容积效率、系统COP 及制冷量的影响。

1 试验系统

1.1 亚临界CO2 制冷系统理论模型

亚临界CO2制冷系统的原理及温熵曲线如图1，2 所示。

图1 亚临界CO2 制冷系统原理Fig.1 Schematic diagram of subcritical CO2 refrigeration system

图2 亚临界CO2 制冷系统T-s 曲线Fig.2 T-s diagram of subcritical CO2 refrigeration system

亚临界CO2制冷系统有2 组电子膨胀阀，一组位于储液器气相制冷剂出口，可将制冷剂蒸汽节流至低压低温状态，另一组位于蒸发器进口前。2 组电子膨胀阀会根据蒸发器出口过热度与预置过热度对比自动调节开度，也可进行手动调节。

1.2 试验台

亚临界CO2制冷系统选用博客活塞式压缩机，型号为HGX2/70-4 CO2T，压缩机适用于CO2制冷剂，本试验台采用CO2直接膨胀供冷，冷凝器为地下埋管，冷库冷凝负荷为12 kW，亚临界CO2制冷系统选用派克电子膨胀阀，型号为SER-B，驱动器为IB2Q，由4-20 mA 的模拟信号进行控制，适用于CO2亚临界。制冷系统压缩机功耗的测量使用WT500 功率分析仪，电流量程为0.5～40 A，电压量程为15～1 000 V，功率精度为±0.1%。试验系统原理如图1 所示。

制冷机组流量测量采用Emerson 的CMFS 质量流量计，该流量计测量气体时精度为±0.25%，测量液体时精度为±0.05%，其工作环境为-50～204 ℃，最大工作压力为41.4 MPa。亚临界CO2制冷机组温度测量分为2 部分：一部分是制冷机组系统温度，该部分温度采用AKS21M 温度传感器进行测量，其测温范围为-70～180 ℃，精度为±0.1%。亚临界CO2制冷机组的压力采用AKS2050 压力传感器进行测量，其测压范围为-0.1～6.9 MPa，精度为±0.5%，工作环境为-40～155 ℃。地下埋管温度采用PT100 热电阻（测温范围为-70～500 ℃，精度为±0.1 ℃）和T 型铜-康铜热电偶（测温范围为-73～200 ℃，精度为±0.1 ℃），管壁温度的采集用Yokogawa 生产的GP20 数据采集仪。

试验分为以下几种工况进行：

（1）为了分析频率对压缩机性能的影响，在保持压缩机吸气压力为1.63 MPa，排气压力为5.13 MPa，吸气过热度为13 ℃，对压缩机频率为30，35，40，45，50，55，60，65，70 Hz 的工况进行测试。

（2）为了分析吸气压力对压缩机性能的影响，在保持压缩机排气压力为5.13 MPa，吸气过热度为15 ℃，对6 种不同吸气压力的工况进行测试。

（3）为了分析吸气过热度对压缩机性能的影响，在保持压缩机压缩机频率为分别为30，40，50 Hz，吸气压力为1.38 MPa，排气压力5.13 MPa，对6 种不同吸气过热度的工况进行测试。

1.3 数据分析

容积效率ηv定义为压缩机工作时的实际容积流量与压缩机理论输气量之比，其计算式如下：

式中 ηv——压缩机的容积效率；

qa——压缩机吸气口处实际容积流量，m3/h；

qVt——压缩机理论输气量，m3/h；

m ——压缩机吸气口处质量流量，kg/h ；

ρ ——压缩机吸气口处制冷剂密度，kg/m3；

i ——压缩机的气缸数；

n ——压缩机的转速，r/min；

Vp——压缩机一级气缸工作容积，cm3。

容积效率的影响因素可表示为：

式中λV——容积系数；

λP——压力系数；

λT——温度系数；

λl——泄漏系数。

2 试验结果与分析

2.1 频率对压缩机性能的影响

图3 示出不同频率下压缩机理论输气量和实际输气量的变化曲线，由图可知，压缩机理论输气量与实际输气量均随着压缩机的频率增加而近似直线增加。压缩机在380 V、50 Hz 电源下，转速为1 450 r/min，理论输气量为6.19 m3/h，实际输气量为4.74 m3/h，容积效率为0.76。压缩机频率由30 Hz 增加到70 Hz，实际输气量由2.66 m3/h 增加到7.02 m3/h，在该频率范围内，压缩机频率每增加1 Hz，压缩机实际输气量平均升高0.11 m3/h。

图3 频率对压缩机输气量的影响Fig.3 Effect of frequency on the gas volume of the compressor

图4 示出压缩机频率对系统COP 和制冷量的影响，从图中可看出，系统COP 随着压缩机频率增加逐渐减小，这是因为压缩机频率增加时，导致输气量增大，制冷剂经过压缩机内部各部件的流速增大，流动阻力增大，压降增加，压缩机吸气压力降低，排气压力升高，压比增大，压缩机功耗增大，COP 降低。因此在部分负荷时，压缩机低频运行可节能。压缩机运行频率为30 Hz 时，系统COP 为2.19，压缩机运行频率增加到70 Hz 时，系统COP 为1.70，系统COP 下降22.37%。随着系统压缩机频率的增加，压缩机吸气量增加，加快了制冷剂流速，制冷量也随之增加，当压缩机频率增加到一定值后，系统压缩机吸排气点，系统换热器性能，均达到了饱和状态，系统此时处于满负荷运行，制冷量也达到最大值。

图4 频率对系统COP 和制冷量的影响Fig.4 Effect of frequency on system COP and cooling capacity

2.2 吸气压力对压缩机性能的影响

图5 示出压缩机吸气压力对系统COP 的影响，当吸气压力增大时，系统COP 呈上升趋势，且当吸气压力达到1.5 MPa 后，COP 增加速率逐渐减小。以压缩机频率30 Hz 为例，当吸气压力从1.07 MPa 增加到1.21 MPa，COP 增长率为11.64%，当吸气压力从1.63 MPa 增加到1.74 MPa，COP 增长率为2.58%。当压缩机吸气压力相同时，COP随着压缩机频率增加减小。

图5 吸气压力对系统COP 的影响Fig.5 Effect of suction pressure on system COP

由图6 可知，系统制冷量随着压缩机吸气压力的升高而增加。压缩机运行频率为50 Hz 时，压缩机吸气压力由1.04 MPa 升高到1.75 MPa，系统制冷量由5.89 kW 增加到9.82 kW。因此可通过提高蒸发器换热效率，减小蒸发器内制冷工质与被冷却物的换热温差，提高蒸发压力可以提高系统COP 和制冷量。

图6 吸气压力对压缩机制冷量的影响Fig.6 Effect of suction pressure on compressor cooling capacity

从图7 中可看出，当压缩机吸气压力升高时，压缩机容积效率呈增加趋势。在低压工况（1.04～1.78 MPa），容积效率与吸气压力近似呈线性关系。

图7 吸气压力对压缩机容积效率的影响Fig.7 Effect of suction pressure on compressor volumetric efficiency

压缩机容积效率受吸气压力影响有以下几点原因：（1）压缩机吸气压力较低时，压缩机压比增大，泄漏量增大，泄漏系数减小；（2）压缩机再次吸气时余隙容积处残留气体膨胀导致容积系数降低；（3）随着吸气压力的降低，排气压力不变时，压缩比增加，压缩机排气温度升高，压缩机气缸壁温度上升，使得吸气口制冷工质密度急剧下降，导致温度系数下降。由于以上3 点因素导致了压缩机容积效率降低。

2.3 吸气过热度对压缩机性能的影响

压缩机吸气过热度对系统COP 的影响结果如图8 所示，从图中可以看出，系统COP 随着压缩机吸气过热度的增加而减小。当吸气过热度从5.8 ℃增加到24 ℃时，30 Hz 频率下系统COP 从2.0降低到1.92，下降4.0%；50 Hz 频率下系统COP 从1.78 降低到1.68，下降5.62%。可见压缩机吸气口过热度对系统COP 影响程度较小。

图8 过热度对系统COP 的影响Fig.8 Effect of superheat on system COP

压缩机吸气过热度对系统制冷量的影响如图9 所示，从图可知，系统制冷量随着过热度增加在逐渐降低，在冷库负荷不变的前提下，通过阀门调节减少通过蒸发器的制冷剂质量流量使得压缩机吸气口过热度增加。相同工况时，系统制冷量随着压缩机吸气过热度的增加而增加且增加幅度较大。过热度为6 ℃时，30 Hz 频率下系统制冷量为4.61 kW，50 Hz 频率下系统制冷量为8.59 kW，制冷量增加为86.3%。

图9 过热度对系统制冷量的影响Fig.9 Effect of superheat on system cooling capacity

压缩机吸气过热度对压缩机容积效率的影响结果如图10 所示，从图中可以看出，在不同吸气过热度工况下，压缩机容积效率变化较小，这是因为当吸气口制冷剂处于过热态时，润滑油几乎与气态制冷剂不相容，温度系数和泄漏系数基本不变，因此过热度对容积效率影响较小。吸气过热度一定时，压缩机容积效率随着频率升高而增大，这是因为压缩机高频率运行时，制冷剂在压缩机内的流速增加，减少压缩机吸气口的换热时间，使得温度系数提高；同时，制冷剂流速增加后，更多的润滑油将被从压缩机油池中带出，提高压缩机的密封性能，泄漏系数得到提高。因此，容积效率随着压缩机频率的增加而增大。

图10 过热度对容积效率的影响Fig.10 Effect of superheat on compressor volumetric efficiency

3 结论

（1）制冷系统COP 随压缩机频率的增加而不断减小，在冷库热负荷降低时，压缩机低频率运行可以起到节能效果。

（2）压缩机吸气压力升高时，压缩机容积效率及制冷系统COP 呈上升趋势，且压缩机吸气压力高于1.6 MPa 时，二者增加速率减小。

（3）压缩机吸气过热度增加时，系统COP 逐渐减小，当吸气过热度从0 ℃增加到24 ℃时，30 Hz 频率下系统COP 从1.86 降低到1.68，下降9.68%，吸气过热度对容积效率影响较小。