沈冰潔，陶樂(lè)仁，王超，虞中旸

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200093）

變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮制冷系統(tǒng)的?分析

沈冰潔，陶樂(lè)仁，王超，虞中旸

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200093）

針對(duì)吸氣帶液狀態(tài)下變頻壓縮機(jī)組?分析對(duì)優(yōu)化熱力系統(tǒng)的運(yùn)行有著很明確的指導(dǎo)價(jià)值，研究和分析了不同吸氣狀態(tài)和不同壓縮機(jī)頻率下?損失、?效率、?損率、?損系數(shù)、制冷量、制冷系數(shù)（COP）、總?損失、總?效率以及總?損系數(shù)的變化趨勢(shì)，并比較得出了吸氣帶液時(shí)哪個(gè)設(shè)備是系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。結(jié)果表明：①當(dāng)壓縮機(jī)少量吸氣帶液時(shí)，冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機(jī)?效率的下降，也就是說(shuō)少量吸氣帶液對(duì)蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對(duì)壓縮機(jī)的不利影響；②系統(tǒng)的總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達(dá)到最小，而總?效率在x=0.95左右達(dá)到峰值；③當(dāng)壓縮機(jī)在較高頻率下工作時(shí)，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會(huì)明顯增加；④當(dāng)壓縮機(jī)頻率為50Hz且吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，?效率最小，此時(shí)蒸發(fā)器為系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。指出以上結(jié)論也適用于同型號(hào)的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)。

?損失；?效率；吸氣帶液；壓縮機(jī)頻率；熱力學(xué)

通常采用制冷系數(shù)COP來(lái)衡量制冷系統(tǒng)性能的優(yōu)劣，這是基于熱力學(xué)第一定律，從能量的“量”上來(lái)分析系統(tǒng)性能，而未考慮能量“質(zhì)”方面的不同，也不能判明循環(huán)中哪個(gè)過(guò)程是最薄弱環(huán)節(jié)[1]。而?分析方法在熱力學(xué)第一定律和熱力學(xué)第二定律的基礎(chǔ)上，從能量的“量”和“質(zhì)”兩方面綜合地對(duì)制冷系統(tǒng)的性能進(jìn)行考察，并可對(duì)系統(tǒng)內(nèi)不同設(shè)備和整個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行?損失和?效率的計(jì)算，因此更為全面[2]。

制冷系統(tǒng)?分析的研究已經(jīng)有了不少[3-7]。馬娟麗等[8]研究了電子膨脹閥開(kāi)度變化對(duì)跨臨界CO2制冷系統(tǒng)各個(gè)組件相對(duì)?損失的影響，結(jié)果表明膨脹閥開(kāi)度在最佳值時(shí)，壓縮機(jī)和氣體冷卻器的相對(duì)?損失分別為總?損失的49.4%和18.9%，設(shè)備?效率分別為60.7%和37.6%，壓縮機(jī)和氣體冷卻器性能有較大的提升空間。王建強(qiáng)等[9]采用?分析方法,揭示了蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)中主要部件能量損失的程度，結(jié)果表明冷凝器和蒸發(fā)器是制冷系統(tǒng)中?損失最大的設(shè)備。馬來(lái)西亞的AHAMED等[10]所寫(xiě)的蒸氣壓縮制冷系統(tǒng)的?分析綜述中表明?取決于蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、過(guò)冷度、壓縮機(jī)壓力和環(huán)境溫度，且大部分的?損失發(fā)生在壓縮機(jī)部分。

本文利用滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式變頻冷水機(jī)組實(shí)驗(yàn)臺(tái)，分別在不同吸氣狀態(tài)和不同壓縮機(jī)頻率下，對(duì)制冷系統(tǒng)的性能進(jìn)行研究。以往對(duì)于變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式制冷系統(tǒng)性能的研究往往是以制冷量和COP為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)[11-12]，而本文對(duì)制冷系統(tǒng)的各組成部分（壓縮機(jī)、冷凝器、電子膨脹閥、蒸發(fā)器）分別進(jìn)行了?分析計(jì)算，在分析制冷量和COP的基礎(chǔ)上，還研究分析了各組成部分的?損失、?效率、?損率、?損系數(shù)以及總?損失、總?效率、總?損系數(shù)等參數(shù)，旨在得到更為全面的制冷系統(tǒng)性能分析和制冷循環(huán)中的薄弱環(huán)節(jié)。

1 實(shí)驗(yàn)裝置與方法

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)裝置如圖1所示，制冷循環(huán)由變頻滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)1（自帶氣液分離器）、冷凝器2、高壓儲(chǔ)液器3、過(guò)冷器4、科氏力質(zhì)量流量計(jì)5、電子膨脹閥6、可視管7、蒸發(fā)器8、可視管9等組成回路。冷凝器冷卻水循環(huán)、蒸發(fā)器冷凍水循環(huán)和過(guò)冷器水循環(huán)均為逆流設(shè)計(jì)。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置圖

壓縮機(jī)1選用上海日立電器公司生產(chǎn)的GSD0102UKQA6JH6G滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，自帶氣液分離器，額定頻率50Hz，排氣量10.2mL/rev，制冷劑為R32，壓縮機(jī)頻率可通過(guò)變頻器手動(dòng)調(diào)節(jié)。選用智能數(shù)字功率表HY194P-5K1-D（上海鴻引電子科技有限公司）測(cè)量壓縮機(jī)耗功，精度等級(jí)為0.5級(jí)。電子膨脹閥6選用Sporlan SER-B，總步數(shù)為2500步，可通過(guò)步進(jìn)電機(jī)控制器來(lái)調(diào)節(jié)電子膨脹閥開(kāi)度，從而調(diào)節(jié)制冷劑流量。蒸發(fā)器8選用 BL26-26緊湊型的板式換熱器。溫度和壓力傳感器的布置如圖1所示。溫度傳感器采用上海儀表自動(dòng)化公司W(wǎng)ZP系列鉑電阻，精度等級(jí)為A級(jí)，溫度允許偏差±0.15℃+0.002|T|（T為測(cè)量溫度，單位為℃）。壓力傳感器選用Danfoss的MBS 3000壓力變送器，精度為0.5%。采用科氏力流量計(jì)測(cè)量制冷劑質(zhì)量流量，測(cè)量精度±0.1%，采用浮子流量計(jì)測(cè)量水體積流量，測(cè)量精度±2.5%。由西門(mén)子S7-300可編程控制器采集系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)，并在人機(jī)界面上對(duì)冷卻水和冷凍水溫度進(jìn)行PID控制。PLC所采集數(shù)據(jù)經(jīng)過(guò)數(shù)據(jù)線傳輸?shù)絇C 計(jì)算機(jī)，在人機(jī)界面上進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)控并輸出數(shù)據(jù)報(bào)告。

1.2 實(shí)驗(yàn)方法

為了使系統(tǒng)工況與ARI標(biāo)準(zhǔn)空調(diào)工況[13]（冷凍水進(jìn)出水溫度為6.7℃/12.3℃，冷卻水進(jìn)出水溫度29.4℃/35℃）相接近，設(shè)定實(shí)驗(yàn)工況為：冷凍水出水溫度Tweo為7℃，冷卻水出水溫度Twco為35℃，過(guò)冷度為6℃。實(shí)驗(yàn)時(shí)先設(shè)定壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率50Hz，調(diào)節(jié)電子膨脹閥開(kāi)度使其吸氣處于不同狀態(tài)（吸氣過(guò)熱/吸氣帶液），待系統(tǒng)穩(wěn)定后記錄5min內(nèi)的數(shù)據(jù)，計(jì)算時(shí)取平均值。然后按上述方法依次記錄壓縮機(jī)頻率為55Hz、60Hz、65Hz、70Hz時(shí)的數(shù)據(jù)。

2 主要計(jì)算公式

由圖1中儀表儀器可測(cè)得下列參數(shù)：冷凍水進(jìn)水溫度Twei，冷凍水體積流量Vwe，冷卻水體積流量Vwc，制冷劑質(zhì)量流量mr，壓縮機(jī)耗功W，環(huán)境溫度T0，大氣壓P0，壓縮機(jī)吸氣壓力P1和吸氣溫度T1，壓縮機(jī)排氣壓力P2和排氣溫度T2，冷凝器出口壓力P3和出口溫度T3，蒸發(fā)壓力Peva。

根據(jù)測(cè)量值通過(guò)Refprop9.0物性軟件可得：壓縮機(jī)進(jìn)口焓值h1，壓縮機(jī)進(jìn)口熵值s1，壓縮機(jī)出口焓值h2，壓縮機(jī)出口熵值s2，冷凝器出口焓值h3，冷凝器出口熵值s3，蒸發(fā)器進(jìn)口熵值s4，冷凍水進(jìn)出口焓值hwei和hweo，冷凍水進(jìn)出口熵值swei和sweo，冷卻水進(jìn)出口焓值hwci和hwco，冷卻水進(jìn)出口熵值swci和swco，環(huán)境溫度下的焓值h0和熵值s0。

其他所需參數(shù)可通過(guò)下面式(1)～式(19)計(jì)算得到。

制冷量

COP

冷凍水質(zhì)量流量

冷卻水質(zhì)量流量

冷卻水進(jìn)水溫度

式中，c為水的比熱容。

對(duì)于穩(wěn)定流動(dòng)的純工質(zhì)，忽略動(dòng)能和位能時(shí)在某一狀態(tài)下的比?可表示為式(6)。

不同設(shè)備的?損失計(jì)算如式(7)～式(11)。

壓縮機(jī)的?損失

冷凝器的?損失

電子膨脹閥的?損失

蒸發(fā)器的?損失

系統(tǒng)總?損失

不同設(shè)備的?效率計(jì)算如式(12)～式(16)。

壓縮機(jī)的?效率

冷凝器的?效率

電子膨脹閥的?效率

蒸發(fā)器的?效率

系統(tǒng)總?效率

?損失的大小，表明實(shí)際過(guò)程的不可逆程度，它是一個(gè)絕對(duì)量，僅可以比較相同條件下的熱工設(shè)備。?效率表示?的利用率，可以比較不同工作條件下各類熱工設(shè)備中?的利用程度，但它并不能直接表示整個(gè)系統(tǒng)中?損失的分布情況以及每個(gè)環(huán)節(jié)?損失所占的比重，因此不能直接揭示薄弱環(huán)節(jié)[14]。而?損失所占的比例，能揭示過(guò)程中?退化的部位和程度，因此引入?損率和?損系數(shù)來(lái)更深入地探討制冷系統(tǒng)的性能。

不同設(shè)備的?損率

式中，下角標(biāo)j為com、con、val或eva。

不同設(shè)備的?損系數(shù)

系統(tǒng)總?損系數(shù)

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 不同吸氣狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)的?分析

圖2～圖4為55Hz的壓縮機(jī)頻率下不同吸氣狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?效率、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)。從圖2和圖4中可以看出，不同吸氣狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)大致相似。隨著吸氣過(guò)熱度/吸氣干度的下降，蒸發(fā)器的?損失、?損率以及?損系數(shù)大幅下降，這是由于蒸發(fā)器內(nèi)兩相換熱區(qū)增長(zhǎng)，從而提高了蒸發(fā)器的換熱系數(shù)，蒸發(fā)器的傳熱溫差大幅下降的結(jié)果。壓縮機(jī)的?損失、?損率以及?損系數(shù)在過(guò)熱區(qū)變化不大，而在兩相區(qū)大幅上升是由于當(dāng)壓縮機(jī)吸入大量液體制冷劑后，液體制冷劑會(huì)稀釋潤(rùn)滑油，降低潤(rùn)滑油膜的黏度和厚度，造成壓縮機(jī)的泄露損失和機(jī)械損失增加，更嚴(yán)重還會(huì)造成壓縮機(jī)磨損，而且增大膨脹閥開(kāi)度使壓縮機(jī)吸氣帶液也會(huì)使得壓縮機(jī)內(nèi)液體流速增加，從而增加流動(dòng)損失。但少量吸氣帶液時(shí)，壓縮機(jī)?損失、?損率以及?損系數(shù)的增加不是很大，當(dāng)x＜0.95時(shí)，壓縮機(jī)的?損失、?損率以及?損系數(shù)才開(kāi)始大幅上升，因此將壓縮機(jī)控制在少量吸氣帶液的范圍內(nèi)不會(huì)產(chǎn)生大的壓縮機(jī)?損失。電子膨脹閥的?損失、?損率以及?損系數(shù)呈極為緩慢的上升趨勢(shì)，這與隨著電子膨脹開(kāi)度的增加，流量不斷增加而壓差不斷下降有關(guān)。冷凝器的?損失、?損率以及?損系數(shù)在數(shù)值上有略微的波動(dòng)，這與冷凝器的傳熱溫差有關(guān)。從圖3中可以看出，各個(gè)設(shè)備?的利用情況，隨著吸氣過(guò)熱度/吸氣干度的下降，電子膨脹閥的?效率幾乎不變，而且其?效率最高。壓縮機(jī)的?效率位居第二，在過(guò)熱區(qū)和少量吸氣帶液區(qū)變化不大，大量吸氣帶液后?效率有明顯下降，這與壓縮機(jī)的?損失、?損率以及?損系數(shù)在兩相區(qū)大幅上升相對(duì)應(yīng)。冷凝器的?效率呈穩(wěn)步上升的趨勢(shì)，蒸發(fā)器?效率的上升幅度不如冷凝器明顯。在四大設(shè)備中，蒸發(fā)器的?效率最低，主要是制冷工質(zhì)在蒸發(fā)器中的換熱溫差和壓降所引起的。若使系統(tǒng)處于少量吸氣帶液狀態(tài)，可以發(fā)現(xiàn)此時(shí)電子膨脹閥的?效率沒(méi)有影響，而冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機(jī)?效率的下降，因此少量吸氣帶液對(duì)蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對(duì)壓縮機(jī)的不利影響。

圖2 不同吸氣狀態(tài)下各設(shè)備?損失的變化趨勢(shì)

圖3 不同吸氣狀態(tài)下各設(shè)備?效率的變化趨勢(shì)

圖4 不同吸氣狀態(tài)下各設(shè)備?損率及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)

圖5和圖6為55Hz的壓縮機(jī)頻率下，不同吸氣狀態(tài)時(shí)制冷量、COP、總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢(shì)。從圖5可以看出，系統(tǒng)的制冷量在x=0.98左右達(dá)到峰值，系統(tǒng)的COP在x=0.95左右達(dá)到最大值，驗(yàn)證了文獻(xiàn)[11]中所寫(xiě)的在x=0.95～1時(shí)，系統(tǒng)性能優(yōu)于常規(guī)的5～10K過(guò)熱度時(shí)的性能。從圖6可以看出，總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達(dá)到最小，而總?效率在x=0.95左右達(dá)到峰值?？?效率和總?損系數(shù)之和為1，在圖上沿著y=0.5呈軸對(duì)稱圖形。在制冷量和COP的基礎(chǔ)上，對(duì)于總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的分析再次為最佳吸氣干度點(diǎn)的確定提供有力的依據(jù)。

圖5 不同吸氣狀態(tài)下制冷量和COP的變化趨勢(shì)

圖6 不同吸氣狀態(tài)下總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢(shì)

3.2 不同頻率時(shí)系統(tǒng)的?分析

圖7 不同頻率時(shí)各設(shè)備?損失的變化趨勢(shì)

圖8 不同頻率時(shí)各設(shè)備?效率的變化趨勢(shì)

圖9 不同頻率時(shí)各設(shè)備?損率及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)

圖7～圖9為吸氣干度x=0.98時(shí)，不同的壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率時(shí)系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?效率、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)。從圖7和圖9中可以看出，與不同吸氣狀態(tài)時(shí)的情況不同，不同頻率時(shí)的系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)不再相似，這是由于壓縮機(jī)頻率越高，壓縮機(jī)的功耗也越大，壓縮機(jī)的排氣溫度也會(huì)升高，這些因素都會(huì)影響?損失、?損率以及?損系數(shù)的數(shù)值大小。從圖7可以看出，隨著壓縮機(jī)頻率的增加，系統(tǒng)各設(shè)備的?損失都有所增加，不過(guò)增加幅度各有不同。冷凝器的增加幅度最大，因?yàn)閴嚎s機(jī)頻率越大，換熱量也越大，排氣溫度也越高導(dǎo)致其傳熱溫差越大，而換熱器的?損失與換熱量和傳熱溫差有關(guān)，所以在這兩方面的影響下冷凝器的?損失增加最多。蒸發(fā)器的?損失增加幅度次之，因?yàn)閴嚎s機(jī)的頻率增加只影響了其換熱量。壓縮機(jī)的?損失增加幅度第三，其損失與壓比、內(nèi)部摩擦阻力有關(guān)，壓縮機(jī)頻率越大，壓比也越大。電子膨脹閥的?損失增加幅度最小。圖7也表明當(dāng)壓縮機(jī)在較高頻率下工作時(shí)，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會(huì)明顯增加，所以應(yīng)首要關(guān)注這兩個(gè)換熱器?損失的控制，應(yīng)在合適換熱面積的條件下盡量減小傳熱溫差。圖8表明隨著壓縮機(jī)頻率的增加，電子膨脹閥和壓縮機(jī)的?效率幾乎保持不變，且?效率較高。冷凝器的?效率在65Hz時(shí)達(dá)到最低值，而蒸發(fā)器的?效率在60Hz時(shí)達(dá)到峰值。與電子膨脹閥和壓縮機(jī)相比，冷凝器和蒸發(fā)器的?效率較低，提升空間較大。圖9揭示了整個(gè)系統(tǒng)中?損失的分布情況和?退化的程度。隨著壓縮機(jī)頻率的增加，四大設(shè)備的?損失都有所增加，但是蒸發(fā)器和膨脹閥的?損率卻下降了，這表明當(dāng)頻率增加后，它們?cè)诳?損失中所占的比例有所下降，蒸發(fā)器雖然一直是系統(tǒng)中最薄弱的環(huán)節(jié)，但是其薄弱的程度有所下降。圖9中顯示的?損系數(shù)也都有所增加，但其增加斜率沒(méi)有?損失的大，主要原因是隨著壓縮機(jī)頻率的增大，壓縮機(jī)耗功也有所增加。

圖10和圖11為吸氣干度x=0.98時(shí)，不同的壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率時(shí)制冷量、COP、總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢(shì)。從圖10可以看出，隨著壓縮機(jī)頻率的增加，制冷量不斷增加，當(dāng)壓縮機(jī)頻率到達(dá)65Hz之后，制冷量幾乎不再增加，而COP隨著壓縮機(jī)頻率的增加不斷減小，65Hz后下降幅度還有所增加。從圖11可以看出，隨著壓縮機(jī)頻率的增加，總?損失和總?損系數(shù)不斷增加，而總?效率不斷下降，因此當(dāng)壓縮機(jī)在50Hz運(yùn)行時(shí)的系統(tǒng)?效率比在70Hz運(yùn)行時(shí)高得多，可在滿足需要的情況下盡可能保持壓縮機(jī)在50Hz左右運(yùn)行。若必須在70Hz左右運(yùn)行，可適當(dāng)采取相關(guān)措施盡量減小?損失，提高?效率，如減小換熱器傳熱溫差，采取過(guò)冷，減小壓縮機(jī)摩擦阻力減小壓比等。另外，總?損失隨壓縮機(jī)頻率的增加幾乎呈線性增加，而總?效率和總?損系數(shù)在60～65Hz之間變化幅度最大，所以如果將壓縮機(jī)運(yùn)行在60Hz即可滿足要求，盡量不要運(yùn)行在65Hz。

圖10 不同頻率時(shí)制冷量和COP的變化趨勢(shì)

圖11 不同頻率時(shí)總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢(shì)

3.3 不同設(shè)備的?分析

表1列出了壓縮機(jī)頻率為50Hz、吸氣干度為0.98時(shí)系統(tǒng)中不同設(shè)備的?損失、?效率、?損率和?損系數(shù)?？梢钥闯觯?dāng)壓縮機(jī)吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，而壓縮機(jī)的?損失、?損率和?損系數(shù)最?。浑娮优蛎涢y的?效率最大，約為99%，與其他設(shè)備相比，電子膨脹閥的提升空間較小，而蒸發(fā)器的?效率最小，約為63%，蒸發(fā)器主要的不可逆損失來(lái)自于制冷劑在換熱器內(nèi)的傳熱溫差，可通過(guò)增加換熱面積或采取微通道換熱來(lái)降低傳熱溫差，在實(shí)際運(yùn)行中也應(yīng)做好設(shè)備的維護(hù)和保養(yǎng)工作以提高其?效率。吸氣帶液也可以減小蒸發(fā)器的傳熱溫差，但大量吸氣帶液也會(huì)對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生不好的影響，所以應(yīng)把吸氣帶液量控制在一個(gè)合適的范圍內(nèi)。

表1 50Hz/x=0.98時(shí)系統(tǒng)的?分析

4 結(jié)論

本文通過(guò)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式變頻冷水機(jī)組實(shí)驗(yàn)臺(tái)，研究了不同吸氣狀態(tài)下和不同壓縮機(jī)頻率下系統(tǒng)不同設(shè)備的?損失和?效率等參數(shù)，分析數(shù)據(jù)得到以下結(jié)論。

（1）不同吸氣狀態(tài)時(shí)系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)大致相似；不同頻率時(shí)的系統(tǒng)各設(shè)備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢(shì)不再相似。這是由于壓縮機(jī)頻率變化，壓縮機(jī)的功耗和排氣溫度也會(huì)變化，這些因素都會(huì)影響?損失、?損率以及?損系數(shù)的數(shù)值大小。

（2）當(dāng)壓縮機(jī)少量吸氣帶液時(shí)，電子膨脹閥的?效率幾乎不變，冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機(jī)?效率的下降，因此少量吸氣帶液對(duì)蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對(duì)壓縮機(jī)的不利影響。系統(tǒng)的總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達(dá)到最小，而總?效率在x=0.95左右達(dá)到峰值。

（3）當(dāng)壓縮機(jī)需在較高頻率下工作時(shí)，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會(huì)明顯增加，所以應(yīng)首要關(guān)注這兩個(gè)換熱器?損失的控制。

（4）當(dāng)壓縮機(jī)頻率為50Hz且壓縮機(jī)吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，而壓縮機(jī)的?損失、?損率和?損系數(shù)最??；電子膨脹閥的?效率最大，而蒸發(fā)器的?效率最小。因此當(dāng)壓縮機(jī)頻率為50Hz且吸氣帶液時(shí)，蒸發(fā)器為系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。

符號(hào)說(shuō)明

c—— 水的比熱容，kJ/(kg·℃)

d—— ?損率，量綱為1

e—— 比?，kJ/kg

h—— 焓值，kJ/kg

I—— ?損失，W

m—— 質(zhì)量流量，g/s

P——壓力，kPa

Q——制冷量，kW

s——熵值，kJ/(kg·K)

T——溫度，℃

V——體積流量，L/min

W——壓縮機(jī)耗功，W

ρ——水的密度，kg/m3

η——?效率，量綱為1

Ω——?損系數(shù)，量綱為1

下角標(biāo)

com——壓縮機(jī)

con——冷凝器

eva——蒸發(fā)器

i——進(jìn)口

j——不同設(shè)備

o——出口

r——制冷劑

val——電子膨脹閥

we——冷凍水

wc——冷卻水

0——環(huán)境

1——壓縮機(jī)進(jìn)口

2——壓縮機(jī)出口

3——冷凝器出口

4——蒸發(fā)器進(jìn)口

[1] 牛國(guó)慶，王海波. 制冷系統(tǒng)的?分析計(jì)算[J]. 焦作工學(xué)院學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2002，21（4）：244-247. NIU G Q，WANG H B. Analysis and calculation of exergy in a refrigeration system[J]. Journal of Jiaozuo Institute of Technology（Natural Science），2002，21（4）：244-247.

[2] 高志宏. 制冷系統(tǒng)的?效率分析[J]. 遼寧師專學(xué)報(bào)，2003，5（3）：17-18. GAO Z H. Analysis of exergy efficiency in a refrigeration system[J]. Journal of Liaoning Teachers College，2003，5（3）：17-18.

[3] 高洪亮，于守強(qiáng). ?分析法在制冷循環(huán)中的應(yīng)用[J]. 山東輕工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)，1999，13（2）：15-17. GAO H L，YU S Q. The applications of exergy in refrigeration cycle[J]. Journal of Shandong Institute of Light Industry，1999，13（2）：15-17.

[4] 楊開(kāi)明. ?分析應(yīng)用初探[J]. 四川電力技術(shù)，1993 （2）：26 -31. YANG K M. The preliminary study of the applications of exergy analysis[J]. Sichuan Electric Power Technology，1993 （2）：26 -31.

[5] 高洪亮. 制冷裝置的?效率分析[J]. 冷藏技術(shù)，1999（3）：13-15. GAO H L. Analysis of exergy efficiency in refrigeration equipments[J]. Cold Storage Technology，1999（3）：13-15.

[6] 王軍，張定才，周光輝. 實(shí)際制冷循環(huán)的?分析[J]. 鄭州紡織工學(xué)院學(xué)報(bào)，2000，11（3）：53-55.WANG J，ZHANG D C，ZHOU G H. The exergy analysis of practical refrigerative circle[J]. Journal of Zhengzhou Textile Institute，2000，11（3）：53-55.

[7] 姚立為. 制冷與熱泵系統(tǒng)的?分析[J]. 應(yīng)用能源技術(shù)，2000（2）：1-3. YAO L W. Analysis of exergy in refrigeration system and heat pump system[J]. Applied Energy Technology，2000（2）：1-3.

[8] 馬娟麗，劉昌海，周騫，等. 膨脹閥開(kāi)度對(duì)跨臨界CO2制冷系統(tǒng)?損失影響的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2014，48（3）：12-16. MA J L，LIU C H，ZHOU Q，et al. Experimental investigation for effects of electronic expansion valve opening on exergy loss in transcritical CO2system[J]. Journal of Xi’an Jiaotong University，2014，48（3）：12-16.

[9] 王建強(qiáng)，王文紅，任曉芬，等. 蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)的能耗分析[J]. 河北工程大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2008，25（1）：71-73. WANG J Q，WANG W H，REN X F，et al. Exergy analysis of the vapor compression refrigeration[J]. Journal of Hebei University of Engineering（Natural Science Edition)，2008，25（1）：71-73.

[10] AHAMED J U，SAIDUR R，MASJUKI H H. A review on exergy analysis of vapor compression refrigeration system[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews，2011，15（3)：1593-1600.

[11] 楊麗輝，陶樂(lè)仁，李芳芹，等. 壓縮機(jī)少量吸氣帶液對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2014，35（5）：83-87. YANG L H，TAO L R，LI F Q，et al. Influence of a little liquid entrainment into compressors on refrigerating system performance[J]. Journal of Refrigeration，2014，35（5）：83-87.

[12] 韓磊，陶樂(lè)仁，鄭志皋，等. 回氣帶液對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮制冷系統(tǒng)性能影響實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào)，2010，31（4）：22-25. HAN L，TAO L R，ZHENG Z G，et al. Experiment on effect of liquid-refrigerant return on performance of refrigerant system with rolling rotor compressor[J]. Journal of Refrigeration，2010，31（4）：22-25.

[13] 衛(wèi)宇. ARI空調(diào)工況與中國(guó)空調(diào)工況的差異對(duì)水冷冷水機(jī)組滿負(fù)荷效率的影響[J]. 暖通空調(diào)，2000，30（4）：67-69. WEI Y. Impacts of actual air conditioning condition differing from ARI standard on full-load efficiency of a water-cooled liquid chiller[J]. Journal of HV&AC，2000，30（4）：67-69.

[14] 朱明善. 能量系統(tǒng)的?分析[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，1988：180-192. ZHU M S. Exergy analysis of energy system[M]. Beijing：Tsinghua University Press，1988：180-192.

The exergy analysis of variable frequency rolling rotor compression refrigeration system

SHEN Bingjie，TAO Leren，WANG Chao，YU Zhongyang
（School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China）

Since the exergy analysis of variable frequency compressors has clear guidance values about optimizing the thermodynamic system operation under liquid-vapor mixture refrigerant suction，the changing trends of the exergy loss，exergy efficiency，exergy loss rate，exergy loss coefficient，refrigerating capacity，COP，total exergy loss，total exergy efficiency and total exergy loss coefficient under different suction states and compressor efficiencies have been analyzed and which equipment is the weakest link in the system under liquid-vapor mixture refrigerant suction has also been obtained. Results showed that：①when rolling rotor compressors suck vapor refrigerant mixed a little liquid refrigerant，the increase of exergy efficiency of condenser and evaporator is greater than the decrease of exergy efficiency of compressor；that is to say，the beneficial effects of liquid-vapor mixture refrigerant suction on condensers and evaporators are greater than the adverse impacts on compressors. ②The total exergy loss and total exergy loss coefficient are minimum atx=0.95，while the total exergy efficiency is maximun atx=0.95. ③When compressors are operated under high efficiencies，the exergy losses of condenser and evaporator will be increased significantly. ④When the compressor efficiency is 50Hz and compressor sucks vapor refrigerant mixed a little liquid refrigerant，the exergy loss，exergy loss rate and exergy loss coefficient of evaporator are maximun and the exergy efficiency of evaporatoris minimum. Thus，the evaporator is the weakest link in the system at this moment. The conclusions mentioned above are the same with the same type of rolling rotor compressors.

exergy loss；exergy efficiency；liquid-vapor mixture refrigerant suction；compressor efficiency；thermodynamic

TK123

：A

：1000–6613（2017）02–0457–08

10.16085/j.issn.1000-6613.2017.02.008

2016-06-27；修改稿日期：2016-08-07。

上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室資助項(xiàng)目（1N-15-301-101）。

沈冰潔（1993—），女，碩士研究生。E-mail：bingbingjenny@163.com。聯(lián)系人：陶樂(lè)仁，教授，博士生導(dǎo)師，研究方向?yàn)橹评浼暗蜏丶夹g(shù)。E-mail：cryo307@usst.edu.cn。