孫帥輝,郭鵬程,孫龍剛,楊啟超

(1.西安理工大學(xué) 水利水電學(xué)院,陜西 西安 710048;2.合肥通用研究所 壓縮機(jī)技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,安徽 合肥 230031)

變吸氣工況R32渦旋壓縮機(jī)濕壓縮過(guò)程模擬研究

孫帥輝1,郭鵬程1,孫龍剛1,楊啟超2

(1.西安理工大學(xué) 水利水電學(xué)院,陜西 西安 710048;2.合肥通用研究所 壓縮機(jī)技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,安徽 合肥 230031)

為降低采用R32工質(zhì)的渦旋制冷壓縮機(jī)在高溫、高壓比下的排氣溫度并提高其性能,建立了濕壓縮模擬的壓縮過(guò)程模型,結(jié)合兩相泄漏模型和傳熱模型,對(duì)其在不同吸氣工況下的工作過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值模擬。該模型以內(nèi)能為求解參數(shù),可自動(dòng)判斷流態(tài),統(tǒng)一了兩相和過(guò)熱模型,將控制方程從5個(gè)降低到2個(gè),簡(jiǎn)化了編程和求解。結(jié)果表明兩相和過(guò)熱工質(zhì)的壓縮特性明顯不同,壓縮過(guò)程中工質(zhì)的最高溫度高于排氣溫度。在吸氣干度≥0.96時(shí),兩相工質(zhì)在壓縮過(guò)程前已變?yōu)檫^(guò)熱,不會(huì)產(chǎn)生液擊。隨吸氣名義干度的降低,存在最大制冷量和制冷系數(shù)(COP),分別位于吸氣干度0.97和1.0處,相對(duì)吸氣溫度為35 ℃時(shí),分別提高了4.2%和2.6%。該模型為預(yù)測(cè)和優(yōu)化采用濕壓縮的渦旋壓縮機(jī)提供了一種有效手段。

渦旋壓縮機(jī); 濕壓縮; 制冷; 兩相流; 模型

制冷壓縮機(jī)是制冷及熱泵系統(tǒng)的核心設(shè)備,其性能決定了制冷及熱泵系統(tǒng)的能耗和可靠性。渦旋制冷壓縮機(jī)由于體積小、效率高而被廣泛應(yīng)用于制冷系統(tǒng)中。采用新型環(huán)保制冷劑R32的渦旋壓縮機(jī)在高壓比、高環(huán)境溫度工作時(shí)會(huì)出現(xiàn)因排氣溫度過(guò)高,而導(dǎo)致壓縮機(jī)停機(jī)甚至損壞[1]。而濕壓縮是降低壓縮機(jī)排氣溫度的一種有效措施。濕壓縮時(shí),壓縮機(jī)吸入含有液體的制冷劑,使吸氣溫度降低,壓縮比功降低,從而降低了排氣溫度,提高了制冷系統(tǒng)性能和壓縮機(jī)在高壓比、高溫環(huán)境下的工作可靠性。

目前對(duì)于濕壓縮的實(shí)驗(yàn)研究成果較多,韓磊對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮制冷系統(tǒng)在變干度工況下的實(shí)驗(yàn)研究認(rèn)為在“0”過(guò)熱度附近時(shí),制冷系統(tǒng)的制冷量和COP最高[2]。而楊麗輝[3]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究認(rèn)為當(dāng)吸氣干度為0.95～0.98時(shí),滾動(dòng)轉(zhuǎn)子制冷系統(tǒng)的COP和制冷量最大。矢島龍三郎[1]為了解決新型環(huán)保制冷劑R32制冷系統(tǒng)排氣溫度超高的問(wèn)題,認(rèn)為吸氣干度為0.93時(shí),壓縮機(jī)的排氣溫度可以降低到安全線以下。鄭波[4]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了濕壓縮對(duì)R32系統(tǒng)性能的影響,認(rèn)為濕壓縮可以有效降低壓縮機(jī)的排氣溫度,從而保證了壓縮機(jī)的可靠運(yùn)行。但實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果缺乏通用性,研究成本較高,而因濕壓縮涉及到兩相流動(dòng)的問(wèn)題,對(duì)其進(jìn)行的理論模擬研究較少。Duta[5]針對(duì)濕壓縮開(kāi)發(fā)了液滴、均相混合和液擊等3種模型,并對(duì)活塞壓縮機(jī)濕壓縮工況進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,結(jié)果表明,在大噴液量下,液擊模型的預(yù)測(cè)較為準(zhǔn)確,而在小噴液量下,均相模型和液滴模型的預(yù)測(cè)結(jié)果和實(shí)驗(yàn)值吻合較好。Dutta和Wang對(duì)渦旋制冷壓縮機(jī)中間噴液進(jìn)行了模擬分析,分別給出了氣液兩相的控制方程,但因噴液點(diǎn)位于壓縮過(guò)程的中部,噴液量較小,噴入壓縮機(jī)中的兩相工質(zhì)瞬間蒸發(fā),不涉及濕壓縮過(guò)程[6-7]。對(duì)于吸氣含液的渦旋壓縮機(jī),工質(zhì)在吸氣過(guò)程及部分壓縮過(guò)程處于兩相狀態(tài),須建立濕壓縮模型才能準(zhǔn)確預(yù)測(cè)其工作狀況。

本文利用物性計(jì)算程序[8],開(kāi)發(fā)了以內(nèi)能為求解參數(shù)的渦旋壓縮機(jī)濕壓縮模型,研究不同吸氣名義干度下,壓縮腔內(nèi)各項(xiàng)參數(shù)的變化規(guī)律,并分析了吸氣名義干度對(duì)壓縮機(jī)性能的影響。

1 理論模型

渦旋壓縮機(jī)的模擬模型由控制方程、幾何、換熱和泄漏模型組成。本文采用的渦旋制冷壓縮機(jī)為全封閉高壓腔結(jié)構(gòu),如圖1所示。制冷劑從吸氣口吸入,不冷卻電機(jī)而直接進(jìn)入吸氣腔,經(jīng)壓縮后,從靜盤頂部排氣孔流出工作腔,環(huán)繞靜盤、動(dòng)盤和支架后從排氣口排出。同時(shí)圖1給出了一對(duì)工作腔的橫截面圖,可以看到所采用的型線、基圓的位置及型線頭部截?cái)嗟奈恢?型線的參數(shù)見(jiàn)表1。

本文計(jì)算了不同吸氣名義干度xn下渦旋壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程和性能參數(shù)。名義干度[3]定義如下:

(1)

式中，h、hl和hg分別代表當(dāng)前比焓、飽和液體比焓和飽和氣體比焓。

兩相狀態(tài)下,名義干度等同于干度。吸氣名義干度的取值如表1所示, 從過(guò)熱到兩相, 共13個(gè)工況。

表1 模擬壓縮機(jī)型線及工況參數(shù)

Tab.1 Parameters of scroll profile and operation condition

因模型采用均勻模型處理兩相狀態(tài),該模型要求工質(zhì)的干度不能太低,最低干度取為0.94。蒸發(fā)壓力和冷凝壓力按照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)設(shè)定[9],在模擬時(shí)保持不變。

1.1 控制方程

渦旋壓縮機(jī)濕壓縮過(guò)程是氣液兩相壓縮,選一對(duì)工作腔為控制容積, 為簡(jiǎn)化模型, 需進(jìn)行以下假設(shè)[7]。

1) 忽略油的影響;

2) 控制容積內(nèi)的工質(zhì)為均勻狀態(tài),外界對(duì)控制容積的泄漏和換熱都瞬時(shí)均勻地傳入控制容積內(nèi);

3) 兩相流動(dòng)時(shí),認(rèn)為液滴被氣相包圍,控制容積壁面只和氣相發(fā)生換熱,液相通過(guò)和氣相的換熱而蒸發(fā)。

根據(jù)開(kāi)口系的能量和質(zhì)量方程,忽略動(dòng)能和勢(shì)能的影響,得到控制容積內(nèi)制冷劑的能量和質(zhì)量微分方程為:

(2)

1.2 泄漏模型

根據(jù)高壓側(cè)工質(zhì)的狀態(tài),控制容積流體的泄漏可以分為單相泄漏和兩相泄漏,單相泄漏量的計(jì)算請(qǐng)參考文獻(xiàn)[11]。兩相泄漏量可以采用文獻(xiàn)[12]給出的泄漏方程計(jì)算:

(3)

式中Cd為流量系數(shù);A為泄漏面積;κ為工質(zhì)的絕熱系數(shù);pu、vug為泄漏通道上游的壓力和氣相比容;pd、vdg和vdl為泄漏通道下游的壓力、氣相比容和液相比容。在兩相流體泄漏過(guò)程中,存在臨界壓力,此時(shí)泄漏工質(zhì)的流速達(dá)到當(dāng)?shù)匾羲?泄漏量保持不變。根據(jù)文獻(xiàn)[13]提供的音速公式可以得到凍結(jié)音速atp。在實(shí)際計(jì)算中,先根據(jù)音速公式逐步迭代出臨界壓力pcr。當(dāng)pd小于pcr時(shí),泄漏量為:

(4)

1.3 換熱模型

傳統(tǒng)換熱計(jì)算中多忽略換熱而采用絕熱模型。但當(dāng)吸氣為兩相時(shí),工質(zhì)和壓縮腔的換熱量較大,只有建立換熱模型計(jì)算換熱,才能保證數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

圖2是控制容積中一個(gè)工作腔的簡(jiǎn)化模型。結(jié)合圖1工作腔示意圖和整機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖,可知工作腔由四個(gè)面組成,面1和面4分別是靜盤和動(dòng)盤的盤面,其內(nèi)側(cè)為制冷劑,外側(cè)為高溫排氣,計(jì)算換熱時(shí)需要計(jì)算制冷劑側(cè)和排氣側(cè)的換熱系數(shù)。面2為靜盤渦圈壁面,面3為動(dòng)盤渦圈壁面,其內(nèi)側(cè)為制冷劑,一般給出制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)和壁面溫度。

表2給出了4個(gè)面的邊界條件,其中制冷劑的溫度Tre通過(guò)程序計(jì)算得出。面1和面4其排氣側(cè)的溫度Tdis由迭代獲得,面2和面3為渦圈壁面,其溫度假設(shè)為沿漸開(kāi)線線性分布[11],該分布已被實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[14]。根據(jù)線性假設(shè),動(dòng)靜渦圈壁面任一轉(zhuǎn)角的溫度Tosw和Tsw可以使用吸排氣溫度計(jì)算得出[11]。

表2中制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)hre多采用螺旋管的換熱系數(shù)來(lái)近似計(jì)算[10]。最近,Jang[14]根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果擬合出一個(gè)基于螺旋管換熱的換熱關(guān)聯(lián)式,利用此關(guān)聯(lián)式計(jì)算的排氣溫度與實(shí)驗(yàn)值較為吻合,因此本文采用該關(guān)聯(lián)式計(jì)算制冷劑側(cè)的換熱系數(shù):

(5)

式中，λre為制冷劑的導(dǎo)熱系數(shù);Rere、Prre和Stre為制冷劑流體的雷諾數(shù)、普朗特?cái)?shù)和斯特勞哈爾數(shù);Dh、Rc分別為工作腔的當(dāng)量直徑和平均曲率半徑。為補(bǔ)償兩相狀態(tài)下?lián)Q熱的增強(qiáng)量,在兩相換熱系數(shù)中加入與干度有關(guān)的修正系數(shù)C(q),其值隨干度的下降而升高。

面1和面4排氣側(cè)的換熱系數(shù)hdis按照平板對(duì)流的換熱系數(shù)來(lái)計(jì)算[15]。

2 模型求解

由式(2)可知,該模型為非穩(wěn)態(tài)模型,其參數(shù)隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)角變化。模型求解以一對(duì)工作腔為研究對(duì)象,在一個(gè)周期內(nèi),隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)角θ不斷增大,該工作腔依次經(jīng)歷吸氣、壓縮和排氣過(guò)程。吸氣開(kāi)始時(shí)轉(zhuǎn)角定義為0,排氣結(jié)束后轉(zhuǎn)角為在整個(gè)過(guò)程中主軸旋轉(zhuǎn)的角度。微分方程組(2)是初值問(wèn)題,本文采用四階Runge-Kutta法對(duì)該模型進(jìn)行求解[16]。模型的初值采用理想等熵過(guò)程(無(wú)泄漏、無(wú)換熱、無(wú)流動(dòng)損失)根據(jù)進(jìn)出口條件進(jìn)行計(jì)算。主要求解參數(shù)為內(nèi)能u,然后使用物性模型求解壓力、溫度和干度。計(jì)算從θ=0開(kāi)始,設(shè)定dθ為步長(zhǎng),排氣完全結(jié)束時(shí)θ=θ*,并構(gòu)成一個(gè)周期。毎計(jì)算一個(gè)周期(吸氣開(kāi)始至排氣結(jié)束)后,計(jì)算兩次迭代結(jié)果間最大的內(nèi)能誤差e和壓力誤差ep,直至滿足要求,判定為收斂,詳細(xì)流程見(jiàn)圖3。

通過(guò)模型求解,可得各個(gè)轉(zhuǎn)角下控制容積內(nèi)的狀態(tài)參數(shù),同時(shí)可計(jì)算得到該壓縮機(jī)的指示功率、容積效率、指示效率、制冷量和COP。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 濕壓縮過(guò)程分析

圖4給出3個(gè)工況的p-V圖曲線。名義吸氣干度xn越低,其p-V圖包含的面積越大,其原因是低吸氣干度下,吸氣量增大,導(dǎo)致壓縮后期的壓力上升較快,因此其p-V曲線位于最外側(cè)。而在壓縮開(kāi)始階段,低吸氣干度的p-V曲線處于最內(nèi)側(cè),是由于兩相工質(zhì)吸收了較多的熱量,壓力上升較慢。

圖5給出不同xn下,內(nèi)能隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。小轉(zhuǎn)角下,內(nèi)能先升高后下降,是因?yàn)榇藭r(shí)吸氣腔容積較小,制冷劑質(zhì)量極小,模型求解出現(xiàn)振蕩。隨轉(zhuǎn)角增大,工質(zhì)的內(nèi)能趨于正常,然后隨轉(zhuǎn)角上升不斷增大,在排氣開(kāi)始后達(dá)到最大值。當(dāng)排氣孔完全打開(kāi)時(shí),排氣腔內(nèi)的氣體開(kāi)始膨脹,向外界做功,同時(shí)向外界傳熱,其內(nèi)能逐漸降低。由計(jì)算可知,較高名義干度進(jìn)氣條件下,壓縮過(guò)程中內(nèi)能增加量較大,導(dǎo)致其壓縮比功較大。

圖6給出不同xn下,溫度隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。溫度是內(nèi)能的外在體現(xiàn),所以在過(guò)熱吸氣狀態(tài)下,溫度和內(nèi)能曲線相似。當(dāng)xn<0.98時(shí),吸氣溫度為飽和溫度,并且保持不變。當(dāng)吸氣溫度為35 ℃時(shí),工質(zhì)的最高溫度達(dá)到148 ℃,此時(shí),壓縮機(jī)難以正常工作。說(shuō)明采用R32工質(zhì)的壓縮機(jī)不適于在高吸氣溫度下工作。隨xn的降低,工質(zhì)最高溫度也降低,在過(guò)熱區(qū),xn毎降低0.02,最高溫度降低6 ℃,進(jìn)入兩相區(qū)后最高溫度降低的幅度越來(lái)越小,因此須控制xn以滿足運(yùn)行要求。

圖7給出了xn≤1時(shí),名義干度隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。圖中標(biāo)出名義干度為1的橫線,以及吸氣結(jié)束轉(zhuǎn)角6.28(360°)的豎線。當(dāng)xn=1時(shí),工質(zhì)受到吸氣腔的加熱產(chǎn)生輕微的過(guò)熱。隨xn的降低,工質(zhì)變?yōu)檫^(guò)熱的轉(zhuǎn)角不斷增大。當(dāng)xn>0.96時(shí),工質(zhì)在吸氣過(guò)程結(jié)束前已變?yōu)檫^(guò)熱,不會(huì)出現(xiàn)液擊。當(dāng)xn=0.94時(shí),吸氣過(guò)程結(jié)束后,工質(zhì)仍然處于兩相狀態(tài),此時(shí),液相制冷劑可以冷卻壓縮過(guò)程,從而降低壓縮比功。

圖8給出不同吸氣條件下?lián)Q熱量隨轉(zhuǎn)角的變化曲線。高壓腔壓縮機(jī)的動(dòng)靜盤在排氣的加熱下溫度較高,在吸氣過(guò)程和前期壓縮過(guò)程,工質(zhì)因溫度低于壁面而吸熱,在壓縮過(guò)程后期和排氣過(guò)程工質(zhì)因溫度較高而放熱。因此在各個(gè)xn下,均存在不同程度的吸氣過(guò)熱現(xiàn)象,而吸氣過(guò)熱會(huì)降低吸氣量和容積效率。如圖所示,在吸氣結(jié)束前,換熱量達(dá)到最大值,此時(shí),換熱面積達(dá)到最大值,之后隨著工質(zhì)溫度的升高和換熱面積的減小,換熱量不斷下降。當(dāng)xn較低時(shí),換熱系數(shù)和換熱溫差都較大,對(duì)應(yīng)的換熱量也較大,這將造成低吸氣干度下的冷量損失較大,降低了制冷量和COP。

3.2 濕壓縮性能分析

圖9給出吸氣溫度和吸氣名義干度xn的對(duì)應(yīng)關(guān)系,同時(shí)給出了排氣溫度隨xn的變化曲線。當(dāng)吸氣溫度為35 ℃(1.11)時(shí),最高排氣溫度達(dá)135 ℃,結(jié)合圖6可知最高工質(zhì)溫度要高于排氣溫度13 ℃。排氣溫度隨xn的下降而下降,兩相區(qū)和過(guò)熱區(qū)排氣溫度下降的速率是不同的,一方面是由于R32等熵排氣溫度的變化具有這種特征,另一方面是由于兩相區(qū)的換熱系數(shù)較過(guò)熱區(qū)大,使其排氣溫度下降的速率變慢。

如圖10所示,隨著xn的降低(吸氣比容降低)理想質(zhì)量流量上升。容積效率隨著xn的下降而上升,在過(guò)熱區(qū)變化平緩,進(jìn)入兩相區(qū)后,容積效率有明顯的提高。容積效率的變化主要受到吸氣過(guò)熱、泄漏以及總吸氣質(zhì)量的影響。由圖8可知,兩相吸氣換熱量要大于過(guò)熱吸氣,但由于較高的轉(zhuǎn)速,兩者在吸氣過(guò)程中交換的能量的差異并不大。并且在進(jìn)入兩相區(qū)后,工質(zhì)吸收同樣的熱量,其比容的變化相對(duì)于過(guò)熱狀態(tài)變化要小,因此兩相吸氣過(guò)熱沒(méi)有使容積效率出現(xiàn)大幅度的下降。另外,由于含液,兩相區(qū)泄漏量也較過(guò)熱區(qū)小,對(duì)應(yīng)于較大的理想吸氣質(zhì)量,兩相區(qū)的容積效率呈現(xiàn)上升的趨勢(shì)。整體的質(zhì)量流量也隨著容積效率的上升和吸氣比容的降低而增大。

圖11給出了指示功率和指示效率隨吸氣名義干度xn的變化曲線。根據(jù)R32的p-h圖,可知隨吸氣比焓的降低,理想等熵比功不斷下降。在圖11中,理想功率隨著xn的下降而下降,說(shuō)明等熵比功降低的比例大于質(zhì)量流量增加的比例。實(shí)際功率隨xn的下降而上升,一方面是由于質(zhì)量流量的增加,另一方面是因?yàn)閾Q熱的影響。由于兩相狀態(tài)吸氣,工質(zhì)在整個(gè)壓縮過(guò)程中換熱量為正值,導(dǎo)致其比功增加,指示功增大。換熱導(dǎo)致實(shí)際指示功率和理想指示功率的趨勢(shì)相反,指示效率隨xn降低在兩相區(qū)降低更為明顯。

由圖9～11可知兩相狀態(tài)下性能參數(shù)的變化趨勢(shì)和過(guò)熱狀態(tài)下有明顯的不同,原因在于兩相工質(zhì)其泄漏、換熱特性、吸熱后比容變化的特性與過(guò)熱工質(zhì)有明顯不同。

如圖12所示,制冷量隨xn的降低先升高后降低,在0.97處達(dá)到最大值,相對(duì)于xn為1.11(35 ℃)時(shí),制冷量提高了4.2%。由于xn的降低,吸氣質(zhì)量流量增大,但其制冷焓差減小,使制冷量存在最大值。因制冷量存在最大值,而指示功率隨著xn的降低而升高,那么COP必然出現(xiàn)最大值。圖中給出COP最大值出現(xiàn)在干度為1時(shí),相對(duì)于吸氣溫度為35 ℃時(shí),COP提高了2.6%。此時(shí)過(guò)熱度為0,處于過(guò)熱狀態(tài)和兩相狀態(tài)的轉(zhuǎn)折點(diǎn)。由圖8的分析可知,當(dāng)吸氣為兩相時(shí),工質(zhì)將吸收更多的熱量,導(dǎo)致低干度下冷量損失較多,使制冷量和COP降低。因此COP的最大值應(yīng)位于0過(guò)熱度附近,具體位置受到工質(zhì)、傳熱和泄漏條件的影響。

4 結(jié) 論

1) 兩相工質(zhì)和過(guò)熱工質(zhì)的壓縮特性不同,其性能參數(shù)隨吸氣名義干度的變化趨勢(shì)與過(guò)熱工質(zhì)相比有顯著的不同。

2) 以R32為工質(zhì)的渦旋壓縮機(jī),在吸氣溫度為35 ℃時(shí),其最高工質(zhì)溫度可以達(dá)到150 ℃,嚴(yán)重危害壓縮機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行。采用濕壓縮是一種降低排氣溫度的有效措施。

3) 對(duì)于高干度(≥0.96)的濕壓縮過(guò)程,在吸氣過(guò)程結(jié)束前,工質(zhì)已經(jīng)變?yōu)檫^(guò)熱工質(zhì),只通過(guò)降低吸氣過(guò)程的溫度和內(nèi)能來(lái)影響壓縮過(guò)程,不會(huì)出現(xiàn)液擊。

4) 隨著吸氣名義干度的降低,指示功增大,指示效率降低,制冷量和COP先增大后降低,最大制冷量對(duì)應(yīng)的吸氣干度為0.97,最大COP出現(xiàn)在干度為1.0處,分別相對(duì)吸氣溫度為35 ℃時(shí),提高了4.2%和2.6%。

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(責(zé)任編輯 王衛(wèi)勛)

Simulation research on wet compression process in R32 scroll compressor under different suction operational conditions

SUN Shuaihui1,GUO Pengcheng1,SUN Longgang1,YANG Qichao2

(1.Faculty of Water Resources and Hydroelectric Engineering, Xi’an University of Technology, Xi’an 710048, China;2.State Key Lab for Compressor Technology, Hefei General Machinery Research Institute, Hefei 230031, China)

In order to reduce the discharge temperature and improve the performance of R32 scroll compressor, working under high temperature or high pressure-ratio condition, the simulation model is developed to describe the wet compression. Combined with the two-phase leakage and heat transfer models, the model simulates the compression process of the compressor under different suction operational conditions. With the internal energy as the solution parameters, this model can automatically deduce the fluid state to unify two phases and superheated model to lower the governing equations from 5 to 2, whereby simplifying the programming and solution seeking. The results indicate that the characteristic of two-phase compression is obviously different from that of superheated gas compression. The maximum temperature of refrigerant is higher than the discharge temperature. When the suction nominal quality is not smaller than 0.96, the two-phase work fluid is translated into superheated one before the compression process, so that the liquid slugging does not happen. With the decrease in suction nominal quality, the capacity and COP reach the maximum value at the suction quality 0.97 and 1.0, respectively. Compared to the value when the suction temperature is 35 ℃, the capacity and Coefficient of performance (COP) are improved by 4.2% and 2.6%, respectively. Therefore, the model provides an effective method to predict and optimize the performance of scroll compressor with wet compression.

scroll compressor; wet compression; refrigeration; two-phase flow; model

1006-4710(2015)03-0282-07

2015-01-17

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51406163);陜西省教育廳專項(xiàng)科研計(jì)劃資助項(xiàng)目(14JK1541);陜西省自然科學(xué)研究計(jì)劃資助項(xiàng)目(2015JQ5197);壓縮機(jī)技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金項(xiàng)目。

孫帥輝,男,博士,講師,研究方向?yàn)榱黧w機(jī)械性能優(yōu)化。E-mail:Shh.sun@foxmail.com。

郭鵬程,男,博士,教授,研究方向?yàn)樗C(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)及其控制技術(shù)。E-mail:guoyicheng@126.com。

TB652;TH45

A