制冷循環(huán)噴液系統(tǒng)節(jié)流結(jié)構(gòu)的簡化計算分析

李繼超 孫志辰 樊啟迪

1.中國家用電器研究院 北京 100176；2.珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070

1 引言

客戶對機組運行范圍要求越來越高，螺桿壓縮機也在逐步調(diào)整以適應(yīng)新的需求。由于螺桿壓縮機采用冷媒冷卻電機，故在小負荷、高壓差及高水溫工況下制冷系統(tǒng)的冷媒循環(huán)量偏小，偏離電機冷卻的設(shè)計流量，導致電機的散熱不足，最終導致排氣溫度處于高位，很容易出現(xiàn)排氣溫度保護。

從圖1中可知，在沒有噴液系統(tǒng)時，最小負荷下機組開機約60min左右機組就能達到排氣高溫保護值（初始設(shè)定110℃），雖然不同廠家的壓縮機情況可能略有不同，但是趨勢基本一致。

排氣溫度升高，使制冷劑和潤滑油的性能下降，壓縮機效率降低，系統(tǒng)的可靠性和穩(wěn)定性下降。頻繁的排氣溫度保護導致水系統(tǒng)溫度波動大，最終會導致室內(nèi)溫度波動異常，影響用戶體驗。

為了保證制冷系統(tǒng)正常運行，常規(guī)的做法是采用噴液，即冷凝器底部的液態(tài)冷媒經(jīng)過節(jié)流降壓后直接噴射到吸氣管或壓縮機吸氣腔，使吸氣壓縮前冷媒的溫度降低。

2 噴液系統(tǒng)簡述

噴液系統(tǒng)包括電磁閥和節(jié)流結(jié)構(gòu)。節(jié)流結(jié)構(gòu)的作用是控制噴液量；電磁閥與排氣溫度關(guān)聯(lián)，控制噴液系統(tǒng)的通斷。當排氣溫度高于某個設(shè)定值T1時，電磁閥接通，噴液系統(tǒng)啟動，冷凝器底部的過冷液體冷媒經(jīng)過噴液孔板節(jié)流降壓后進入吸氣管或壓縮機吸氣腔，與蒸發(fā)器出口的過熱態(tài)冷媒混合，然后再進行制冷循環(huán)；當排氣溫度低于設(shè)定值T2（一般的T1＞T2+10℃）時，電磁閥關(guān)閉，噴液系統(tǒng)關(guān)閉。含噴液系統(tǒng)的制冷循環(huán)如圖2所示。

理想情況下吸氣壓縮前冷媒狀態(tài)為飽和狀態(tài)。噴液量過度會導致液壓縮，長期的液壓縮對壓縮機的損壞是致命的，噴液量過少則只能延緩排氣溫度升高的速率卻不能解決問題，所以系統(tǒng)的噴液量需要重點控制。噴液系統(tǒng)通常是通過孔板或者毛細管控制系統(tǒng)噴液量，所以孔板或者毛細管的規(guī)格是否合適至關(guān)重要。

3 理論研究

國內(nèi)外關(guān)于噴液系統(tǒng)的研究很多。Dutta Ak等對噴液制冷系統(tǒng)的換熱特性的研究[1]；Honghyun等對噴液的多種影響因素進行了實驗和理論研究[2]；Eric L Winandy等對噴液壓縮機建立動態(tài)數(shù)學模型，對噴液制冷系統(tǒng)進行了理論模擬和實驗測試[3]。國內(nèi)的比如珠海格力電器股份有限公司的黃輝總工以及西交大的李強等人都是從建立數(shù)學模型和實驗分析[4][5]，對噴液系統(tǒng)進行詳細的闡述，黃輝側(cè)重于噴液系統(tǒng)對產(chǎn)品COP提升及適用范圍方面，而李強等人主要側(cè)重于研究噴液系統(tǒng)的影響因素，包括噴射制冷劑狀態(tài)、噴液量、噴液速度、液滴大小等。

上述的研究在不同領(lǐng)域都有很好的指導意義，比如根據(jù)黃輝的研究我們可知：噴液旁通方式對吸氣過熱度較高的系統(tǒng)具有一定的工程應(yīng)用價值，而采用干式蒸發(fā)器的螺桿式冷水機組就屬于吸氣過熱度較高的系統(tǒng)。但是基本都存在一個問題：數(shù)學模型復雜，研究內(nèi)容精細，且基本提供的都是方向性的分析。

理想情況下噴液時排氣溫度能夠在T2～T1之間穩(wěn)定，當然考慮到工況情況的變化，我們允許噴液過程中出現(xiàn)如圖3的變化情況。

綜合考慮不同工況的情況、系統(tǒng)的可靠性及穩(wěn)定性，保證名義工況下的噴液周期t≥7min即可。

為了達到上述的情況，我們需要一個簡單有效方案，方便我們在進行系統(tǒng)設(shè)計時可以進行初步的計算，確定噴液節(jié)流結(jié)構(gòu)的規(guī)格，以縮短匹配調(diào)試過程，節(jié)約試驗資源。

圖1 名義工況不同負荷時排氣溫升示意圖

圖2 含噴液系統(tǒng)的制冷循環(huán)

圖3 噴液過程排氣溫度變化情況

4 簡化模型

不同的單位和機構(gòu)使用的孔板計算公式不盡相同，但是基本的參數(shù)相差不大，以下列計算公式為例：

△P——高低壓差；冷凝壓力-蒸發(fā)壓力，kPa；

G ——制冷劑流量，kg/min；

ρ ——孔板上游的密度，kg/m3；

N ——孔板數(shù)量；

g ——重力加速度，m/s2；

C0——孔板系數(shù)；

γ ——孔板上游的比重，N/m3；

K0——修正系數(shù)；

D ——修正后孔板直徑mm。

結(jié)合理論計算我們可知，噴液前后的壓差、孔板上游的密度、孔板數(shù)量等參數(shù)均為已知量，我們只需要確定制冷劑流量，就可以使用上述計算公式計算出孔板的孔徑。

蒸發(fā)器出口進入壓縮機的冷媒為過熱態(tài)冷媒，噴射到壓縮機吸氣腔的冷媒為兩相狀態(tài)，氣態(tài)冷媒與電機之間的換熱屬于顯熱，液態(tài)冷媒與電機之間的換熱汽化屬于潛熱。根據(jù)制冷原理的相關(guān)知識：潛熱是物質(zhì)發(fā)生相變而溫度不變時吸收或放出的熱量，一般情況下潛熱要比顯熱大得多。

簡化模型如下：

（1）忽略氣體冷媒進行顯熱，只計算液體冷媒與電機進行的潛熱；

（2）壓縮機電機簡化為噴液系統(tǒng)的蒸發(fā)器；

（3）噴液系統(tǒng)吸氣過熱度為0℃，無吸氣壓損；

（4）噴液過程中制冷系統(tǒng)參數(shù)不變。

根據(jù)壓縮機提供的相關(guān)數(shù)據(jù)，名義最小負荷時電機的輸入功率為名義滿負荷的35%，此時電機的效率約70%，即輸入功率的30%為電機發(fā)熱量。

圖4 計算過程數(shù)據(jù)

圖5 排氣溫升曲線1

5 案例分析

以600kW機組為例，輸入功率為150kW，粗略計算名義最小負荷時輸入功率為52.5kW，此時電機的發(fā)熱量為15.75kW。

根據(jù)Solkane計算軟件，輸入相關(guān)系統(tǒng)溫度、壓損等參數(shù)進行計算，計算過程數(shù)據(jù)見圖4。

將質(zhì)量流量、節(jié)流前后壓差、孔板上游的密度等參數(shù)代入孔板計算軟件，修正系數(shù)K0=1.0，可得孔板孔徑為D=2.9mm。

但是實際過程中制冷系統(tǒng)的流量比較大，過熱態(tài)冷媒與電機的換熱不能忽略，同時，為了避免出現(xiàn)液壓縮機，吸氣壓縮前的冷媒需要保持一定的過熱度。從這兩方面看，孔板孔徑的修正系數(shù)K0＜1.0，綜合考慮，機組第一次安裝孔板的孔徑為2.5mm。試驗過程排氣溫升曲線如圖5所示。

從圖5曲線我們可以看出，噴液啟動后排氣溫度從T2下降到T1的時間為5min＜7min，所以孔板的孔徑還是略微偏大。

更換孔徑為2.0mm的孔板后繼續(xù)進行試驗，排氣溫升曲線如圖6所示

從圖6的曲線中我們可以看出，噴液過程溫降時間10min＞7min，滿足設(shè)計要求。

綜合上述情況，我們重新對孔板計算公式中的修正系數(shù)進行簡單校核，2.0/2.9=0.69，故K0取值在0.7左右比較合適。

關(guān)于毛細管的計算和驗證過程與孔板類似，計算出噴液的流量后，可以根據(jù)毛細管的經(jīng)驗公式或者軟件計算出所需規(guī)格。

6 總結(jié)

通過案例分析和試驗驗證可以看出，簡化模型方案對確定噴液系統(tǒng)節(jié)流孔板具有良好的工程應(yīng)用價值，考慮修正參數(shù)后的計算精度可以滿足工程設(shè)計人員的需求。