程建路，胡開永，汪倍倍，朱婷婷

（天津商業(yè)大學 天津市制冷技術(shù)重點實驗室，天津 300134）

0 引言

近年來由于環(huán)保問題，各國開始尋找傳統(tǒng)制冷劑的替代品，人造制冷劑對于環(huán)境的長期影響又無法預測［1］，因此天然制冷劑是唯一的解決方案，CO2滿足了制冷劑的各種標準，具有很好的傳熱和可壓縮性，無毒，不燃，廉價，與制冷系統(tǒng)中使用的大多數(shù)常見材料和油都兼容［2-3］。研究表明，CO2循環(huán)的COP 要高于使用傳統(tǒng)制冷劑循環(huán)，這說明COP 很大程度上依賴于組件和系統(tǒng)設計［4］，因此，須優(yōu)化系統(tǒng)以獲得最佳性能。

BAEK 等［5-6］從理論上和試驗上研究了一種CO2循環(huán)活塞缸功回收方法。申江等［7］通過建立CO2亞臨界制冷系統(tǒng)熱力學模型，對中間溫度及冷凝溫度對系統(tǒng)性能和壓縮機排氣溫度等參數(shù)進行了?損分析，發(fā)現(xiàn)壓縮機和冷凝器?損占比最大，具備較大的提升空間。楊俊蘭等［8］通過使用當量溫度法對CO2和傳統(tǒng)制冷劑工質(zhì)在單級壓縮制冷循環(huán)中的性能進行了理論分析，發(fā)現(xiàn)蒸發(fā)溫度為0 ℃，冷凝溫度為40 ℃時，回熱器對CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)的性能提升有很大幫助。申江等［9］通過對以CO2為低溫級R449a 為高溫級的復疊制冷系統(tǒng)循環(huán)建立了容量調(diào)節(jié)模型及渦旋壓縮機數(shù)學模型，發(fā)現(xiàn)當控制低溫容量調(diào)節(jié)比在一定范圍時，存在最佳低溫級冷凝溫度。壓縮機在為制冷系統(tǒng)提供動力的同時也是制冷系統(tǒng)最大的能耗部件，提高壓縮機效率是系統(tǒng)優(yōu)化的重點工作之一，韓毅等［10］對單級CO2制冷系統(tǒng)中活塞壓縮機進行了試驗測試，壓縮機容積效率、油循環(huán)率等與壓縮機轉(zhuǎn)速和壓縮比的關(guān)系，并給出了效率最優(yōu)時的參數(shù)范圍，BUDINIS 等研究了超臨界CO2離心式壓縮機控制系統(tǒng)的計算機分析和設計方法，并指出壓縮機控制系統(tǒng)的設計必須考慮到流體的狀態(tài)［11-13］。

為探究不同參數(shù)對壓縮機容積效率及系統(tǒng)性能的影響，本文通過搭建亞臨界CO2制冷系統(tǒng)試驗臺，分析了頻率，吸氣壓力及過熱度對容積效率、系統(tǒng)COP 及制冷量的影響。

1 試驗系統(tǒng)

1.1 亞臨界CO2 制冷系統(tǒng)理論模型

亞臨界CO2制冷系統(tǒng)的原理及溫熵曲線如圖1，2 所示。

圖1 亞臨界CO2 制冷系統(tǒng)原理Fig.1 Schematic diagram of subcritical CO2 refrigeration system

圖2 亞臨界CO2 制冷系統(tǒng)T-s 曲線Fig.2 T-s diagram of subcritical CO2 refrigeration system

亞臨界CO2制冷系統(tǒng)有2 組電子膨脹閥，一組位于儲液器氣相制冷劑出口，可將制冷劑蒸汽節(jié)流至低壓低溫狀態(tài)，另一組位于蒸發(fā)器進口前。2 組電子膨脹閥會根據(jù)蒸發(fā)器出口過熱度與預置過熱度對比自動調(diào)節(jié)開度，也可進行手動調(diào)節(jié)。

1.2 試驗臺

亞臨界CO2制冷系統(tǒng)選用博客活塞式壓縮機，型號為HGX2/70-4 CO2T，壓縮機適用于CO2制冷劑，本試驗臺采用CO2直接膨脹供冷，冷凝器為地下埋管，冷庫冷凝負荷為12 kW，亞臨界CO2制冷系統(tǒng)選用派克電子膨脹閥，型號為SER-B，驅(qū)動器為IB2Q，由4-20 mA 的模擬信號進行控制，適用于CO2亞臨界。制冷系統(tǒng)壓縮機功耗的測量使用WT500 功率分析儀，電流量程為0.5～40 A，電壓量程為15～1 000 V，功率精度為±0.1%。試驗系統(tǒng)原理如圖1 所示。

制冷機組流量測量采用Emerson 的CMFS 質(zhì)量流量計，該流量計測量氣體時精度為±0.25%，測量液體時精度為±0.05%，其工作環(huán)境為-50～204 ℃，最大工作壓力為41.4 MPa。亞臨界CO2制冷機組溫度測量分為2 部分：一部分是制冷機組系統(tǒng)溫度，該部分溫度采用AKS21M 溫度傳感器進行測量，其測溫范圍為-70～180 ℃，精度為±0.1%。亞臨界CO2制冷機組的壓力采用AKS2050 壓力傳感器進行測量，其測壓范圍為-0.1～6.9 MPa，精度為±0.5%，工作環(huán)境為-40～155 ℃。地下埋管溫度采用PT100 熱電阻（測溫范圍為-70～500 ℃，精度為±0.1 ℃）和T 型銅-康銅熱電偶（測溫范圍為-73～200 ℃，精度為±0.1 ℃），管壁溫度的采集用Yokogawa 生產(chǎn)的GP20 數(shù)據(jù)采集儀。

試驗分為以下幾種工況進行：

（1）為了分析頻率對壓縮機性能的影響，在保持壓縮機吸氣壓力為1.63 MPa，排氣壓力為5.13 MPa，吸氣過熱度為13 ℃，對壓縮機頻率為30，35，40，45，50，55，60，65，70 Hz 的工況進行測試。

（2）為了分析吸氣壓力對壓縮機性能的影響，在保持壓縮機排氣壓力為5.13 MPa，吸氣過熱度為15 ℃，對6 種不同吸氣壓力的工況進行測試。

（3）為了分析吸氣過熱度對壓縮機性能的影響，在保持壓縮機壓縮機頻率為分別為30，40，50 Hz，吸氣壓力為1.38 MPa，排氣壓力5.13 MPa，對6 種不同吸氣過熱度的工況進行測試。

1.3 數(shù)據(jù)分析

容積效率ηv定義為壓縮機工作時的實際容積流量與壓縮機理論輸氣量之比，其計算式如下：

式中 ηv——壓縮機的容積效率；

qa——壓縮機吸氣口處實際容積流量，m3/h；

qVt——壓縮機理論輸氣量，m3/h；

m ——壓縮機吸氣口處質(zhì)量流量，kg/h ；

ρ ——壓縮機吸氣口處制冷劑密度，kg/m3；

i ——壓縮機的氣缸數(shù)；

n ——壓縮機的轉(zhuǎn)速，r/min；

Vp——壓縮機一級氣缸工作容積，cm3。

容積效率的影響因素可表示為：

式中λV——容積系數(shù)；

λP——壓力系數(shù)；

λT——溫度系數(shù)；

λl——泄漏系數(shù)。

2 試驗結(jié)果與分析

2.1 頻率對壓縮機性能的影響

圖3 示出不同頻率下壓縮機理論輸氣量和實際輸氣量的變化曲線，由圖可知，壓縮機理論輸氣量與實際輸氣量均隨著壓縮機的頻率增加而近似直線增加。壓縮機在380 V、50 Hz 電源下，轉(zhuǎn)速為1 450 r/min，理論輸氣量為6.19 m3/h，實際輸氣量為4.74 m3/h，容積效率為0.76。壓縮機頻率由30 Hz 增加到70 Hz，實際輸氣量由2.66 m3/h 增加到7.02 m3/h，在該頻率范圍內(nèi)，壓縮機頻率每增加1 Hz，壓縮機實際輸氣量平均升高0.11 m3/h。

圖3 頻率對壓縮機輸氣量的影響Fig.3 Effect of frequency on the gas volume of the compressor

圖4 示出壓縮機頻率對系統(tǒng)COP 和制冷量的影響，從圖中可看出，系統(tǒng)COP 隨著壓縮機頻率增加逐漸減小，這是因為壓縮機頻率增加時，導致輸氣量增大，制冷劑經(jīng)過壓縮機內(nèi)部各部件的流速增大，流動阻力增大，壓降增加，壓縮機吸氣壓力降低，排氣壓力升高，壓比增大，壓縮機功耗增大，COP 降低。因此在部分負荷時，壓縮機低頻運行可節(jié)能。壓縮機運行頻率為30 Hz 時，系統(tǒng)COP 為2.19，壓縮機運行頻率增加到70 Hz 時，系統(tǒng)COP 為1.70，系統(tǒng)COP 下降22.37%。隨著系統(tǒng)壓縮機頻率的增加，壓縮機吸氣量增加，加快了制冷劑流速，制冷量也隨之增加，當壓縮機頻率增加到一定值后，系統(tǒng)壓縮機吸排氣點，系統(tǒng)換熱器性能，均達到了飽和狀態(tài)，系統(tǒng)此時處于滿負荷運行，制冷量也達到最大值。

圖4 頻率對系統(tǒng)COP 和制冷量的影響Fig.4 Effect of frequency on system COP and cooling capacity

2.2 吸氣壓力對壓縮機性能的影響

圖5 示出壓縮機吸氣壓力對系統(tǒng)COP 的影響，當吸氣壓力增大時，系統(tǒng)COP 呈上升趨勢，且當吸氣壓力達到1.5 MPa 后，COP 增加速率逐漸減小。以壓縮機頻率30 Hz 為例，當吸氣壓力從1.07 MPa 增加到1.21 MPa，COP 增長率為11.64%，當吸氣壓力從1.63 MPa 增加到1.74 MPa，COP 增長率為2.58%。當壓縮機吸氣壓力相同時，COP隨著壓縮機頻率增加減小。

圖5 吸氣壓力對系統(tǒng)COP 的影響Fig.5 Effect of suction pressure on system COP

由圖6 可知，系統(tǒng)制冷量隨著壓縮機吸氣壓力的升高而增加。壓縮機運行頻率為50 Hz 時，壓縮機吸氣壓力由1.04 MPa 升高到1.75 MPa，系統(tǒng)制冷量由5.89 kW 增加到9.82 kW。因此可通過提高蒸發(fā)器換熱效率，減小蒸發(fā)器內(nèi)制冷工質(zhì)與被冷卻物的換熱溫差，提高蒸發(fā)壓力可以提高系統(tǒng)COP 和制冷量。

圖6 吸氣壓力對壓縮機制冷量的影響Fig.6 Effect of suction pressure on compressor cooling capacity

從圖7 中可看出，當壓縮機吸氣壓力升高時，壓縮機容積效率呈增加趨勢。在低壓工況（1.04～1.78 MPa），容積效率與吸氣壓力近似呈線性關(guān)系。

圖7 吸氣壓力對壓縮機容積效率的影響Fig.7 Effect of suction pressure on compressor volumetric efficiency

壓縮機容積效率受吸氣壓力影響有以下幾點原因：（1）壓縮機吸氣壓力較低時，壓縮機壓比增大，泄漏量增大，泄漏系數(shù)減??；（2）壓縮機再次吸氣時余隙容積處殘留氣體膨脹導致容積系數(shù)降低；（3）隨著吸氣壓力的降低，排氣壓力不變時，壓縮比增加，壓縮機排氣溫度升高，壓縮機氣缸壁溫度上升，使得吸氣口制冷工質(zhì)密度急劇下降，導致溫度系數(shù)下降。由于以上3 點因素導致了壓縮機容積效率降低。

2.3 吸氣過熱度對壓縮機性能的影響

壓縮機吸氣過熱度對系統(tǒng)COP 的影響結(jié)果如圖8 所示，從圖中可以看出，系統(tǒng)COP 隨著壓縮機吸氣過熱度的增加而減小。當吸氣過熱度從5.8 ℃增加到24 ℃時，30 Hz 頻率下系統(tǒng)COP 從2.0降低到1.92，下降4.0%；50 Hz 頻率下系統(tǒng)COP 從1.78 降低到1.68，下降5.62%?？梢妷嚎s機吸氣口過熱度對系統(tǒng)COP 影響程度較小。

圖8 過熱度對系統(tǒng)COP 的影響Fig.8 Effect of superheat on system COP

壓縮機吸氣過熱度對系統(tǒng)制冷量的影響如圖9 所示，從圖可知，系統(tǒng)制冷量隨著過熱度增加在逐漸降低，在冷庫負荷不變的前提下，通過閥門調(diào)節(jié)減少通過蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量使得壓縮機吸氣口過熱度增加。相同工況時，系統(tǒng)制冷量隨著壓縮機吸氣過熱度的增加而增加且增加幅度較大。過熱度為6 ℃時，30 Hz 頻率下系統(tǒng)制冷量為4.61 kW，50 Hz 頻率下系統(tǒng)制冷量為8.59 kW，制冷量增加為86.3%。

圖9 過熱度對系統(tǒng)制冷量的影響Fig.9 Effect of superheat on system cooling capacity

壓縮機吸氣過熱度對壓縮機容積效率的影響結(jié)果如圖10 所示，從圖中可以看出，在不同吸氣過熱度工況下，壓縮機容積效率變化較小，這是因為當吸氣口制冷劑處于過熱態(tài)時，潤滑油幾乎與氣態(tài)制冷劑不相容，溫度系數(shù)和泄漏系數(shù)基本不變，因此過熱度對容積效率影響較小。吸氣過熱度一定時，壓縮機容積效率隨著頻率升高而增大，這是因為壓縮機高頻率運行時，制冷劑在壓縮機內(nèi)的流速增加，減少壓縮機吸氣口的換熱時間，使得溫度系數(shù)提高；同時，制冷劑流速增加后，更多的潤滑油將被從壓縮機油池中帶出，提高壓縮機的密封性能，泄漏系數(shù)得到提高。因此，容積效率隨著壓縮機頻率的增加而增大。

圖10 過熱度對容積效率的影響Fig.10 Effect of superheat on compressor volumetric efficiency

3 結(jié)論

（1）制冷系統(tǒng)COP 隨壓縮機頻率的增加而不斷減小，在冷庫熱負荷降低時，壓縮機低頻率運行可以起到節(jié)能效果。

（2）壓縮機吸氣壓力升高時，壓縮機容積效率及制冷系統(tǒng)COP 呈上升趨勢，且壓縮機吸氣壓力高于1.6 MPa 時，二者增加速率減小。

（3）壓縮機吸氣過熱度增加時，系統(tǒng)COP 逐漸減小，當吸氣過熱度從0 ℃增加到24 ℃時，30 Hz 頻率下系統(tǒng)COP 從1.86 降低到1.68，下降9.68%，吸氣過熱度對容積效率影響較小。