高速透平膨脹制冷機熱力性能實驗研究

劉玉晗 劉寶玉 楊金福 韓東江 劉 磊

(1 遼寧石油化工大學石油天然氣工程學院 撫順 113001；2 中國科學院工程熱物理研究所 北京 100190；3 中國石油天然氣勘探開發公司 北京 100034)

高速透平膨脹機是空氣壓縮制冷循環的核心設備。隨著透平機技術的發展和應用，透平膨脹制冷機的性能大大提高，其制冷量在整個空氣制冷循環中占80%以上[1]。制冷機的高速化，能夠有效減小制冷機的體積和重量，同時能夠增加制冷機的流量以及壓縮端和膨脹端的出入口溫差，從而增加了制冷機的制冷能力。目前，日本JAERI研制的制冷量為10 kW的膨脹機的工作轉速為67200 r/min[2]；日本日立制作所10kW氦制冷機，轉速可達79000 r/min[3]。透平膨脹制冷機的高速化所帶來的高效制冷，以及質量的減小和體積的精簡，使其得以廣泛應用于飛機、坦克環境控制，列車空調以及冷庫等領域[4-5]。

透平膨脹制冷機的高速運行依賴于穩定的軸系結構，高速氣浮軸承旋轉機械具有耗功較低的性能優勢，得到國內外研究者的廣泛關注[6-8]。文獻[9]給出了滑動軸承轉子系統工程穩定性判別準則。中國科學院工程熱物理研究所，針對高速動靜壓混合氣浮軸承的透平膨脹制冷機的軸系振動性能進行了實驗研究；結果表明，用動靜壓混合氣浮軸承代替傳統的滾動軸承，有效提高制冷機的轉速及性能[10]。進一步針對應用動靜壓混合氣浮軸承的增壓透平膨脹制冷機進行了熱力性能實驗研究。

1 高速透平膨脹機實驗臺

高速透平膨脹機主要是由空氣壓縮機，膨脹機以及以氣浮軸承為支撐的軸系三部分構成。工質為潔凈干燥的空氣。為使透平膨脹機在高轉速下穩定運行，實驗選用的是動靜壓混合氣浮軸承，文獻[11]中已經對該軸承進行了詳細介紹，文獻中所進行的轉速性能的實驗研究說明了這種軸承的高轉速性能，這里不再贅述。

實驗是在實驗室已有的高速透平式膨脹機上，采用氣浮軸承建成了10kW的高速氣浮軸承透平式制冷實驗臺，包括高壓氣源，實驗臺軸系控制系統，軸系振動檢測系統(包括信號采集與分析系統和軸系耦合調頻分析系統)，高速透平膨脹制冷機等設備，如圖1所示。實驗臺軸系控制系統是由主控制閥，電磁閥，穩壓閥，流量計，溫度計，壓力計以及管路組成；空氣首先在螺桿式空氣壓縮機中被壓縮為高壓氣體，經過除濕后的干燥氣體經過上述控制管路的2號管進入氣浮軸承供氣管路；壓縮空氣通過1號管路進入透平膨脹機，對1號管路流量進行調節，進而控制軸系的運行轉速。

圖1 高速透平膨脹制冷實驗臺控制及監測系統Fig.1 High-speed turbo-expander refrigerator test-bed control and monitor system

2 制冷機原理

圖2 透平膨脹機的結構及熱力循環Fig.2 Turbo-expander refrigerator structure and thermodynamic cycle

典型的空氣制冷循環系統如圖2所示，理想工作過程包括等熵壓縮、等壓冷卻、等熵膨脹及等壓吸熱四個過程，壓縮空氣在膨脹機中絕熱膨脹獲得低溫氣流實現制冷。具體工作流程是高壓氣源將高壓氣體經管路輸送到增壓透平機內(壓縮機)，氣體在空氣壓縮機中被絕熱壓縮至較高壓力和較高溫度，高溫高壓氣體經過換熱器定壓降溫冷卻至環境溫度T0，然后經過冷卻降溫的壓縮空氣進入膨脹機中絕熱膨脹到背壓(大氣壓力)，得到較低的制冷溫度。

實驗中直接測量得到的熱力參數有空氣壓縮機入口溫度TR=T1，空氣壓縮機出口溫度T2，透平膨脹機端入口溫度T3，透平膨脹機端出口溫度T4，環境溫度T0以及流過制冷機透平膨脹機的工質質量流量。

計算透平膨脹機的制冷量的公式為：

壓縮機耗功率計算公式為：

其中：Q0—透平膨脹機制冷量(PT透平膨脹機輸出功率)，PC—空氣壓縮機耗功率，qm—工質質量流量，cp—取值為1.005kJ/(kg.K)。由于公式中溫度是實際測量所得，所以公式中包含了摩擦損失，流道損失以及溫差引起的冷量損失等。由(1)式中可以看到透平膨脹機出入口溫差越大，膨脹機制冷能力就越高。根據能量平衡原理，得到功率平衡表達式NC=ηmPT

[12]，其中ηm為增壓透平膨脹制冷機的機械效率。透平膨脹機做功與空氣壓縮機耗功之差則是損失在軸承上的功，1-ηm則是軸承損失功率。

在制冷循環中，透平膨脹機輸出冷量與空氣壓縮機所消耗的功之比稱為制冷系數，即COP值，如下公式(3):

上式中，制冷機透平壓縮輪入口處焓值和膨脹機出口的焓值之差即為高壓氣源對制冷機的輸入功。

3 高速透平膨脹機熱力性能實驗研究

3.1 轉速對空氣壓縮機、透平膨脹機出入口溫差、流量影響

實驗運行期間室溫為25.9℃，濕度為20%，當地大氣壓100.67kPa，實驗過程始終保持軸承供氣壓力穩定在0.6～0.7MPa，調節主調節閥改變動力渦輪流量，使轉速升高到61874 r/min，空氣壓縮機出口溫度T2最高升至82℃，透平膨脹機出口溫度T4最低降低到-42℃。

圖3 轉速對空氣壓縮機和透平膨脹機出入口溫差的影響Fig.3 Temperature differences of compressor and turboexpander effected by rotating speed respectively

隨著轉速的升高，空氣壓縮機和透平膨脹機出入口溫差均呈上升趨勢，當轉速由40000r/min升高到61874r/min時，如圖3所示，空氣壓縮機溫升和透平膨脹機溫降分別由20.5℃、28.7℃提高61℃、62.2℃，由此可見，在提高轉速的同時增加了透平膨脹機的焓降與空氣壓縮機的功耗。同樣，如圖4所示，流量也隨著轉速的提高而增加，當轉速從45000r/min提高到61874r/min時，空氣壓縮機的壓縮能力增加，流量從353m3/h增加到630m3/h。焓降的提高以及制冷系統流量的增加，特別是在高轉速區更體現了制冷系統制冷能力的提高。

圖4 轉速-流量關系曲線Fig.4 Rotating speed-flow relation curve

3.2 轉速對功率影響分析

由圖5可知空氣壓縮機耗功率和透平膨脹機的輸出功率都是隨著轉速的提高而增加，在轉速大于45000 r/min時，透平膨脹機和空氣壓縮機功率的增加速度要高于低轉速二者功率的增加速度。當轉速達到設計工作轉速時，空氣壓縮機的耗功率為13.13kW，透平膨脹機的輸出功率為13.15kW，能夠滿足高速增壓透平膨脹制冷機對空氣壓縮機和透平膨脹機輸出功率匹配的性能要求。

圖5空氣壓縮機-透平膨脹機功率隨轉速變化曲線Fig.5 Curves of compressor-turbine power variation with rotating speed

圖6所示的是氣浮軸承耗功率和制冷機機械效率隨轉速變化，當轉速小于40000r/min時，兩條曲線都有波動，但總體趨勢是制冷機的機械效率增加，而軸承耗功相對比值在減小。隨著轉速的不斷增加，在40000r/min以后兩條曲線的斜率變化很小，在軸承耗功變化很小的情況下，膨脹制冷機的制冷能力不斷增加，在達到設計轉速61874r/min時，制冷機的機械效率也在高轉速下達到99.83%，軸承耗功不足膨脹機做功的1%，充分體現了氣浮軸承在高轉速下功耗低的優越性能。

圖6 軸承耗功率和制冷機機械效率隨轉速變化曲線Fig.6 Bearings consumption ef fi ciency and refrigerator mechanical ef fi ciency variation with rotating speed

3.3 轉速對COP值影響

跟據公式(3)求得COP值隨轉速的提高而增大，從0.81升高到0.986，在高轉速下COP值提高的速率要明顯高于低轉速。

圖7 COP值隨轉速的變化曲線Fig.7 Curve of COP variation with rotating speed

4 結論

1)空氣壓縮機耗功率和透平膨脹機輸出功率均隨著轉子轉速的提高而增大，透平膨脹機的輸出功率始終大于空氣壓縮機的耗功率。轉速從20000r/min升高到40000r/min時，功率增加了2 kW，當轉速從40000r/min提高到60000r/min時，耗功率提高近10kW，是低轉速下耗功率增加率的5倍，可見高轉速下，耗功率增加的更快。

2)隨著高速透平膨脹機轉速的提高，軸承的耗功基本不變，透平膨脹機的輸出功不斷增加，則增壓透平膨脹機的機械效率相應提高，充分體現了氣浮軸承在高轉速下功耗低的性能優勢；

3)高速透平膨脹機的COP值隨著轉子轉速的提高而增加，呈非線性變化規律。當轉速高于40000r/min時，COP值隨轉速變化曲線的斜率增加的更快。

4)針對基于氣浮軸承的增壓透平膨脹制冷機進行了熱力性能實驗研究，實驗數據分析結果為后續進一步改進該設備提供了實驗依據，同時為同類型的高速制冷機提供了參考。

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