HFC410A兩級滑片膨脹機性能參數的模擬計算與實驗研究

喬亦圓,王猛,曹鋒,束鵬程

(1.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安;2.中國航天科技集團公司第六研究院,710100,西安)

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HFC410A兩級滑片膨脹機性能參數的模擬計算與實驗研究

喬亦圓1,王猛2,曹鋒1,束鵬程1

(1.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安;2.中國航天科技集團公司第六研究院,710100,西安)

為了提高制冷系統的性能系數,減小傳統節流元件對系統造成的不可逆節流損失,研究兩級滑片式膨脹機在中小型制冷系統中的應用,對其進行變轉速、變冷凝壓力以及變過冷度等實驗研究,并與數值模擬結果進行對比。結果表明:提高轉速可以減小兩級滑片膨脹機的泄漏量,從而提高容積效率,但會增大摩擦損失,使等熵效率和輸出功先提高后降低,轉速為1 400 r·min-1系統性能系數提高率取得最大值;提高冷凝壓力增大了膨脹機進出口壓差,使容積效率降低,由于摩擦損失和泄漏損失隨壓比變化,輸出功和等熵效率先增后減;減小過冷度更利于系統性能,過冷度平均每減小1 ℃回收功可提高2.2%,對過冷度較低的系統性能的提升更顯著。由此可見,兩級滑片膨脹機在中小型制冷系統的應用是可行的,合理調節轉速、冷凝壓力以及過冷度可以提高系統的整體性能。

兩級滑片膨脹機;制冷系統;容積效率;性能系數

制冷系統作為提高改善居住環境和生活質量的設備,其保有數量隨一個國家的經濟發展水平和國民生活水平的提高而快速增長。制冷設備的廣泛應用是以大量的能源消耗為基礎的,根據國際制冷學會的統計,各種類型的制冷設備的耗電量占全球總發電量15%左右,而制冷空調的能耗已占到房屋建筑總能耗的45%[1]。

在蒸氣壓縮式制冷系統中,節流機構是保持冷凝器與蒸發器之間壓差和控制調節系統流量的重要元件,商業制冷中常用的節流元件是節流閥和毛細管。無論是節流閥還是毛細管,其工作原理都是利用局部阻力損失使制冷劑的壓力迅速降低,壓力能被制冷劑分子間的內摩擦所消耗。節流損失是一種不可逆損失,降低了循環的熱力學完善度。從有效能的角度分析,傳統制冷劑在節流過程中的有效能損失占系統總損失的10%～20%,而CO2在跨臨界循環中的節流損失占到總有效能損失的25%～30%[2-3]。在理論循環中,如果用可逆絕熱的膨脹過程代替不可逆的等焓節流過程,可減少系統熵增,提高系統的熱力學完善度。

能量回收膨脹機可在理論上實現制冷劑的可逆絕熱膨脹,并可將膨脹機的回收功加以利用,既可以增大系統冷量,又可降低系統整體的輸入功率,進而提高系統效率。文獻[4]將一臺雙缸四沖程的內燃機改造為膨脹機,并用于跨臨界CO2制冷系統中,實驗結果顯示,用改造后的活塞式膨脹機替換節流閥,系統性能系數(COP)提高了10.5%,膨脹機的等熵效率可達11%左右。文獻[5]對該膨脹機進行了理論分析,建立了活塞環潤滑和膨脹機性能的數學模型,為膨脹機設計過程中機械損失和系統性能的預測提供了理論指導。文獻[6]對膨脹機進行了理論分析,建立了適用于渦旋式、滾動活塞式、滑片式和螺桿式膨脹機的數學模型,側重于氣閥損失、泄漏損失和傳熱損失的計算。由該模型對跨臨界CO2制冷系統的計算表明,采用膨脹機替代節流閥可使系統COP提高40%～70%,制冷量提高5%～15%。文獻[7]通過數學模型對具有兩級壓縮的CO2熱泵熱水器中渦旋式膨脹-壓縮機組進行了理論研究,用膨脹機輸出功直接驅動一級壓縮機可使主壓機功耗減小12.1%,系統冷量提高8.6%,系統COP

提高23.5%。文獻[8]開發了可用于跨臨界CO2系統的滑片式膨脹-壓縮一體機,在雙作用滑片式膨脹機的基礎上,利用不同的氣缸壁面型線加工成不對稱的兩個工作腔,實現高低壓制冷劑在工作腔兩側分別實現膨脹和壓縮過程,膨脹功直接轉化為壓縮功,實驗測得該膨脹-壓縮一體機的效率可達70%,系統COP可提高51%。文獻[9]對培爾頓式兩相膨脹機取代節流閥系統進行了實驗研究,確定了樣機運轉速度區間在13 100～15 310 r/min時膨脹機有較大的等熵效率,并產生較大的回收功。

與跨臨界CO2循環相比,傳統制冷劑的循環壓差較小,節流損失也相應較小,膨脹機代替節流閥給系統帶來的收益通常小于跨臨界CO2系統。采用膨脹機,特別是螺桿式和透平式這類對加工工藝和設備要求較高的膨脹機,會顯著增大系統的成本。因此,現階段傳統制冷系統中膨脹機的研究工作主要針對大容量的離心機組或冷水機組,對中小型制冷系統中膨脹機的研究還比較少。

本文圍繞小型HFC410A制冷空調系統中的能量回收膨脹機,根據結構參數研制兩級滑片式膨脹機樣機并進行數值模擬和實驗研究,為膨脹機在制冷系統中的進一步應用提供了理論和實驗基礎。

1 兩級滑片式膨脹機

本文開發的兩級滑片式膨脹機樣機結構如圖1所示。樣機的滑片數為8,轉子半徑為16.5 mm,一級型線升程為2.0 mm,二級型線升程為4.2 mm,氣缸軸向長度為57 mm,滑片厚度為2.5 mm,兩級吸氣角γin,1和γin,2分別為9°和20°,兩級排氣角γout,1和γout,2均為112.5°,樣機的固定內容積比為7.66。

圖1 兩級滑片式膨脹機結構示意圖

2 實驗系統

2.1 實驗測試系統

為測試樣機而改建的HFC410A制冷系統主要由膨脹機-發電機組、壓縮機、蒸發器、冷凝器和節流閥、過冷水箱和過熱水箱組成,系統流程如圖2所示。壓縮機采用日本大金公司的HFC410A渦旋壓縮機,額定電壓為380 V,額定輸入功率為4.5 kW。系統采用3組型號為CB51-30H的水冷板式換熱器,其中冷凝器為高壓換熱器,最高許用壓力為4.5 MPa,蒸發器采用兩個低壓換熱器,最高許用壓力為3.0 MPa。過冷、過熱水箱均安裝電加熱器,過冷水箱可與蒸發器水側出口連通,用冷卻水和電加熱器調整過冷水箱內溫度,過熱水箱溫度由電加熱器調節。由樣機、發電機及扭矩傳感器組成的膨脹機-發電機組與節流閥并聯,通過并聯支路上的閥門選擇系統使用節流閥或膨脹機。在支路中,膨脹機的上、下游安裝有閥門,便于對樣機進行調試和改造。

2.2 實驗測量儀器

實驗系統溫度測量采用Pt100電阻測溫儀,測量誤差在±0.2 ℃以內;壓力測量采用日本長野計器的KH15型壓力傳感器,測量誤差為±0.5 MPa;流量采用Japan Control Inc公司的FT4-8型渦輪液體流量計,量程范圍為0～9 L·min-1,精度為0.5級;功率采用PS194P-2D4T數字功率儀,可測量電壓、電流、功率等信號,計量范圍為0～19 kW,精度等級為0.5級。膨脹機的輸出功由扭矩傳感器測量轉子軸的扭矩和實際轉速,計算出膨脹機的實際輸出功率。扭矩傳感器測量的范圍為0～10 N·m,滿量程精度為0.2%(FS)。

圖2 HFC410A膨脹機測試系統原理圖

2.3 實驗數據處理

2.3.1 樣機實測容積效率 樣機的實測容積效率是樣機理論流量與實驗測試流量的比值,即

(1)

式中:m為膨脹機的理論質量流量,kg·s-1;ma為膨脹機的實驗測試流量,可由流量計測得的制冷劑在膨脹機進口處的體積流量和該測點的溫度、壓力數據所確定的制冷劑狀態參數計算得到,kg·s-1。

2.3.2 樣機實測回收功 樣機的實測回收功可以用下式計算得出

(2)

式中:M為扭矩傳感器測量的樣機輸出扭矩,N·m;n為轉速,r·min-1。

2.3.3 樣機實測等熵效率 樣機的實測等熵效率表達式如下

(3)

式中:h1為膨脹機進口制冷劑比焓,kJ·kg-1;h4為膨脹機出口制冷劑比焓,由實測的入口參數經等熵膨脹算得,kJ·kg-1。

2.3.4 系統實測COP提高率 膨脹機系統的COP用實驗測得的系統冷量和壓縮機功率計算,即

(4)

式中:Qo為實驗測得的制冷量,kW;Pc為測得的壓縮機功率,kW;ηe為利用效率,取0.8。

節流閥系統的實測COP按下式計算

(5)

式中:h5為蒸發器出口制冷劑比焓,kJ·kg-1。

系統的實測COP提高率為

(6)

3 模擬計算與結果分析

3.1 變轉速特性

如圖3所示,膨脹機輸出功隨轉速的升高先增加后減少,輸出功在1 500 r·min-1達到最高。轉速從800 r·min-1增至1 400 r·min-1,輸出功的理論計算值和實驗值均隨轉速升高而增大,并且偏差趨于減小。隨著膨脹機轉速的升高,泄漏的制冷劑通過泄漏間隙的時間減少,泄漏量減少,膨脹機的各項性能指標均提高。當轉速大于1 500 r·min-1時,由于摩擦損失的增加,理論和實驗輸出功都減少。圖3還表示了容積效率隨轉速的變化關系。由圖可見,轉速升高,膨脹機內的密封性能改善,泄漏量減少,容積效率提高,理論模型與實驗數據能較好吻合,只在低轉速時偏差較大。高轉速下的實測容積效率保持增長趨勢印證了輸出功在高轉速時的降低是由摩擦損失的增加而引起的。

圖3 膨脹機輸出功和容積效率隨轉速的變化關系

如圖4所示,轉速升高,膨脹機流量增大,單位時間內釋放壓力能的制冷劑質量增加,因此潛在的回收功增加。由于泄漏和摩擦的影響,等熵效率不會一直隨轉速提高而提高。實驗測得等熵效率最大時對應的轉速為1 400 r·min-1,小于輸出功最大值對應的轉速。當轉速大于1 400 r·min-1后,膨脹機摩擦損失的增加速率大于制冷劑潛在膨脹功的提高速率,等熵效率迅速降低,且轉速越高實際等熵效率與理論計算值偏差越大。使用膨脹機后,制冷系統COP的提高用膨脹機系統COP與節流閥系統COP的比值來反映,即1+αCOP。系統COP提高率的變化趨勢與等熵效率相似,在轉速為1 400 r·min-1時取得最大值,為1.103,即系統COP最大可提高10.3%。由于COP屬于間接參數,計算步驟和使用的直接參數較多,其絕對誤差較大。

圖4 樣機等熵效率和系統COP的提高率隨轉速的變化關系

3.2 變冷凝壓力特性

在蒸發壓力不變時,冷凝壓力的提高增大了膨脹機進出口的壓差,有更多的潛在壓力能可被回收。圖5為輸出功率隨冷凝壓力的變化關系,蒸發壓力為1.09 MPa,因此冷凝壓力從3.0 MPa提高至3.65 MPa,對應的壓比從2.75提高至3.35。隨冷凝壓力的增加,膨脹機轉速越高,輸出功的增加速度越快,如圖5中曲線斜率的增加。這是因為高轉速減小了膨脹機的泄漏損失,尤其在高壓差工況下,高轉速帶來的泄漏減小有益于提高膨脹機輸出功率。當轉速從800 r·min-1提升至1 100 r·min-1時,輸出功平均提高53.2%。當轉速從1 100 r·min-1提高至1 500 r·min-1時,輸出功平均只提高了34%。可見,隨著轉速的提高,泄漏損失的減少給膨脹機性能提升帶來的作用越來越小,而摩擦損失讓膨脹機性能下降的趨勢越來越明顯。對比理論計算值和實驗數據可見,在冷凝壓力較低和較高的工況下,不同轉速對應的理論計算輸出功都偏離實驗數據較大。當冷凝壓力較低時,滑片與氣缸壁面之間的接觸力增大,摩擦損失也增大,故摩擦損失理論計算值與膨脹機的實際值相比偏小,因此低冷凝壓力的實際輸出功小于理論計算值。在冷凝壓力較高時,樣機的實際泄漏量比理論值大,因此不同轉速在高壓區的實際輸出功小于理論計算值。當膨脹機轉速為800 r·min-1時,相應的輸出功從105.5 W提高至 170.8 W,提高了62%;當膨脹機轉速為1 100 r·min-1時,輸出功從150.5 W提高至272.7 W,提高了81.2%;當膨脹機轉速為1 500 r·min-1時,輸出功從210.4 W提高至378.3 W,提高了80%。以提升壓比而提高膨脹機輸出功的角度而言,轉速范圍在1 100～1 500 r·min-1時較為有效,所以在相同壓比下,中高轉速運行的膨脹機更有性能優勢。

圖5 樣機輸出功率隨冷凝壓力的變化關系

如圖6所示,樣機的容積效率隨冷凝壓力的提高呈線性下降趨勢,主要原因是高壓差使膨脹機的泄漏增加。在高冷凝壓力工況時,不同轉速下的實際容積效率均比理論計算值低,轉速越低,二者偏離的越早,這是由于低轉速的實際泄漏量較大,可見提高轉速對改善容積效率是有效的。

圖6 樣機容積效率隨冷凝壓力的變化關系

如圖7所示,在轉速為800和1 100 r·min-1時,樣機的等熵效率均在3.33 MPa時達到最大,之后隨冷凝壓力的升高而降低。轉速為1 100 r·min-1時的等熵效率在高壓區的下降速度大于800 r·min-1時。這是由于膨脹機轉速從800 r·min-1提高至1 100 r·min-1時,轉速提升的幅度較小,泄漏損失減小的程度有限,而摩擦損失隨著轉速的提高而增大,因此在高冷凝壓力區,摩擦損失的影響較大,1 100 r·min-1時的等熵效率下降速度更快。當轉速提高到1 500 r·min-1時,膨脹機的泄漏損失明顯減少,因此等熵效率隨冷凝壓力升高而增大,直到3.53 MPa后才開始降低。

圖7 樣機等熵效率隨冷凝壓力的變化關系

膨脹機的輸出功在不同轉速下不是隨冷凝壓力的升高而一直增大,冷凝壓力越高,輸出功增加幅度減小,甚至輸出功開始減小,而壓縮機的功率隨系統壓比的增加而上升。因此,如圖8所示系統COP提高率隨冷凝壓力的上升而增加,但增加速率逐漸減緩。實際上,隨著冷凝壓力的提高,系統的制冷量在降低,如圖8中COP提高率的增加是相對于不同的制冷量,因此雖然在高冷凝壓力下膨脹機系統的COP比節流閥系統的COP可以有提升,但是系統制冷量不一定滿足設計需要。

圖8 帶膨脹機系統COP的改善隨冷凝壓力的變化關系

3.3 變過冷度特性

如圖9所示,膨脹機的輸出功隨過冷度的增加而減小。因為過冷度增加,制冷劑在膨脹機的進口壓力與等熵膨脹過程剛進入兩相區對應的飽和壓力之差越大,由于液體具有不可壓縮性,制冷劑開始膨脹后會迅速進入兩相區,此壓差越大,相應的壓力能損失也越大,因此膨脹機的實際回收功減小。減小過冷度,既可提高膨脹機內的壓力水平,回收更多的壓力能,又有利于減小摩擦損失。但是,過冷度減小會使泄漏損失增大,故在過冷度較小時,理論計算的輸出功與實際偏離較大。過冷度從7.7 ℃減小到1.3 ℃,樣機回收功從328 W提高至375 W,提高了14.3%,平均每減小1 ℃的過冷度可提高回收功2.2%。圖9表示容積效率也隨過冷度減小而增大。由于過冷度減小時,制冷劑密度減小,膨脹機的泄漏量減小,容積效率提高,但提高的幅度不大。過冷度從7.7 ℃減小到1.3 ℃時,容積效率從51.8%增大到54.6%,提高2.8%。

圖9 樣機輸出功和容積效率隨過冷度的變化關系

圖10表示了系統COP和等熵效率與過冷度的關系。當過冷度減小后,泄漏損失和摩擦損失相應增大,抵消了一部分回收功的提高,因此膨脹機的等熵效率只提高了1.1%。系統COP提高率隨過冷度減小變化較大,從10.8%提高到了13.9%。這是由于在小過冷度的系統中,制冷量偏低,膨脹機的使用可以提高制冷量,同時減小壓縮功,因此膨脹機在過冷度較低的系統中對系統性能的提升更顯著。

圖10 樣機等熵效率和系統COP提高率隨過冷度的變化關系

4 結 論

(1)兩級滑片膨脹機的輸出功與等熵效率均隨轉速的增加而先增加后減小,容積效率隨轉速的增加而上升,系統COP提高率隨轉速的增加而有所提高,較高的轉速在一定程度上可以降低泄漏量,提高膨脹機的性能指標,但是過高的轉速會帶來摩擦損失增加的不利影響。

(2)兩級滑片膨脹機的輸出功與系統COP提高率在蒸發壓力一定的條件下均隨冷凝壓力的增大而增加,容積效率隨冷凝壓力的增大而減小;等熵效率隨冷凝壓力的增大先增大后減小;在相同壓比下,中高轉速運行的膨脹機更有性能優勢。

(3)兩級滑片膨脹機的輸出功、容積效率、等熵效率以及系統COP提高率均隨過冷度的減小而增加,平均每減小1 ℃的過冷度可提高回收功2.2%,兩級滑片膨脹機在較低過冷度時對系統性能提升有利。

(4)實驗證明兩級滑片膨脹機具有結構簡單而內容積比較高的特點,可以應用于中小型制冷系統中,并且能夠提升系統的整體性能。

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(編輯 杜秀杰)

Numerical and Experimental Investigation for Performance of HFC410A Two-Stage Rotary Vane Expander

QIAO Yiyuan1, WANG Meng2, CAO Feng1, SHU Pengcheng1

(1.School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2.The Sixth Research Institute of China Aerospace Science and Technology Corporation, Xi’an 710100, China)

To improve coefficient of performance (COP) of refrigerating system and reduce irreversible system throttle loss due to the traditional restricting element, the experiments for two-stage rotary vane expander in small and medium refrigerating systems were conducted in the case of variable speed, condensing pressure and subcooling degree, and the experimental data were compared with the numerical simulation.The results show that the leakage of two-stage rotary vane expander can be reduced by increasing the revolving speed, the volumetric efficiency thus rises, and the output work and isentropic efficiency rise firstly and then drop for increasing frictional resistance.The system COP reaches the maximum for revolving speed of 1 400 r·min-1.The increasing condensing pressure results in decreasing volumetric efficiency for the increased differential pressure between the expander import and export, and the isentropic efficiency and the output work rise firstly and then drop.The decreasing subcooling facilitates improving system performance, the output work rises by 2.2% when the subcooling degree decreases by 1 ℃.The two-stage rotary vane expander is feasible for small and medium refrigerating systems, and the system performance can be improved by adjusting revolving speed, condensing pressure and subcooling degree.

two-stage rotary vane expander; refrigerating system; volumetric efficiency; coefficient of performance

2014-11-09。 作者簡介:喬亦圓(1991—),女,碩士生;曹鋒(通信作者),男,教授,博士生導師。

時間:2015-04-21

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150421.1711.004.html

10.7652/xjtuxb201506018

TB653

A

0253-987X(2015)06-0109-06