螺杆式制冷压缩机在冷藏库应用中的问题与解决实施计划方案

螺杆式制冷压缩机在冷藏库应用中的问题及解决方案概述 UD系列螺杆式空气压缩机是喷油单级双螺杆压缩机，采用高效带轮或1：1传送传动，带动主机转动进行空气压缩，通过喷油对主机的压缩空气进行冷却，主机排出的空气和油混合气体经过粗、精两道分离，将压缩空气中的油分离出来，压缩空气中的水分在气水分离器中被分离出来，最后得到洁净的压缩空气。

冷却器用于冷却压缩空气和油。

本UD系列为喷油式机型，具有优良的可靠性能，机组重量轻、振动小、噪声低、操作方便、易损件少、运行效率高是其最大的优点。

二、工作原理螺杆压缩机是容积式压缩机中的一种，空气的压缩是靠装置于机壳互相平行啮合的阴阳转子的齿槽之容积变化而达到。

转子副在与它精密配合的机壳转动使转子齿槽之间的气体不断地产生周期性的容积变化而沿着转子轴线，由吸入侧推向排出侧,完成吸入、压缩、排气三个工作过程螺杆式制冷压缩机在冷藏库应用中的问题及解决方案默认分类 2009-08-19 17:46 阅读98 评论0 字号：大大中中小小冷库按库温分为高温（又称恒温20～-5℃）、低温（-7～-25℃）、超低温（-30～-40℃）。

冷库按贮存产品分为蔬菜、水果、粮食、种子、糖类、奶类、肉类、水产类、药品。

最近有报道称：一般标准低温冷库，库运行温度比设计温度低5℃，能耗增加约20%。

因此可以看出冷库的持续经济运行，一直受到业人士的关注。

冷库人工制冷，是使制冷工质即制冷剂在低压下蒸发吸热膨胀、压缩放热冷凝的循环过程。

压缩机的作用就是通过吸气造成系统降压使制冷剂蒸发吸热膨胀，同时对制冷剂气体进行压缩。

本文所讨论的主要是以氨（NH3）为制冷工质的压缩循环。

我国的食品冷库，在建国后得到较快的发展，这个时期，活塞式制冷压缩机占有市场主导地位，被冷库广泛采用，并在应用中不断改进。

譬如：加长活塞行程，单机实现双级压缩等。

近几年，螺杆式制冷压缩机开始进入冷库制冷系统，它的显著优点是没有易损零件，几乎长年不需要维修，在生产厂家的大力宣传鼓动下，大有取代活塞式制冷压缩机的趋势。

螺杆式制冷压缩机适宜夏季空调制冷系统，这是因为，夏季需要开启空调的的环境温度一般在26～36℃，因为气温在29℃以下时，如果通风良好，就没有进行空调的必要。

在这种情况下，制冷剂的蒸发温度可以设为+5℃或更高，冷凝温度可以设定为概率最高气温或稍低，譬如34℃，以此参数确定相应压力下的压缩机气体压缩容积比，假如制冷剂为R22，容积比为2.35，取通用的2.5，相应冷凝温度36.4℃，可以达到基本匹配，也可以选用2.35。

即使有过压缩发生，也是可以接受的；至于欠压缩，那是公认的不可避免的允许偏差。

除此以外，再以制冷机数量，辅以变频及能量调节，就可以达到理想节能的目的。

同样，螺杆压缩机用于船用制冷设备进行水产品的冷冻及贮藏，也是适用的。

这是因为，渔业时期，海水温度基本恒定，制冷剂的压缩容积比也相应基本恒定。

但是对于常年运行的以空气和水进行热交换的冷库制冷系统，有复杂的问题需要探讨和解决，根本问题就是全年的气温温差大，造成制冷剂的冷凝压力差大。

对于高温库，即恒温库，日平均气温低于库温时，不需要降温或仅靠自然通风，并根据贮品需要进行升温。

而地下室式高温库，则考虑地热对库温的影响。

一般低温冷库的库温度要求-18℃，理论上说，日平均气温高于-17℃，就要进行人工降温。

也就是说，制冷剂的空气冷凝温度差大约在50℃左右。

即使水温设定为0℃，冷凝温差也在30℃以上。

把水温设定为0℃，有热力学的特殊意义；既水由无限接近0℃到结冰放出的热量，等于把无限接近0℃的水加热到摄氏80℃所吸收的热量。

0℃的水有相当大的焓差。

.word版.螺杆压缩机的特性是需要确定制冷剂气体被压缩的容积比。

以氨为制冷剂的系统，设高温库温度在0℃左右，制冷剂蒸发温度在-6～-10℃。

冷凝温度为0℃时，容积比为1.24～1.44；冷凝温度为33℃时，容积比为3.55～4.12。

一般冷库库温度-18℃，制冷剂蒸发温度在-23～-28℃之间，冷凝温度为0℃时，容积比为2.44～3.04；冷凝温度为33℃时，容积比为6.97～8.67。

对于带有结冻间的制冷系统，制冷剂蒸发温度一般为-33℃，即蒸发压力相当于大气压，冷凝温度为0℃时，容积比为3.82；冷凝温度为34℃时，容积比为11.421。

2006年，集团公司筹建一个一万多吨的冷库，由国贸易工程设计研究院设计（考虑了再建一座万吨冷库的空间），当年10月动工。

那时我在一家工程造价咨询机构服务，没有参与筹建。

2007年初，我在参加该工程建设时，发现采用的螺杆式压缩机的容积比有问题，设计单位只是按制冷量提交压缩机规格和高、低压机配搭形式，没有明确压缩机的容积比。

我根据高温、低温库和结冻三个蒸发系统的情况，初步提出高、低压级的容积比，并与厂家交换意见，现在看来，厂家还是一头雾水。

下面是当时生产厂家的两份信件：目前，根据业务发展，集团公司决定再上一座大万吨冷库，必须增加原机房螺杆式制冷压缩机，因此有必要对螺杆式压缩机进行一次技术探讨。

大型冷库，一般有多个蒸发温度，为了节能，共用一个冷凝系统，对于活塞式制冷压缩机单级或双级犹如天生地设，而螺杆式压缩机却难于配合。

活塞式压缩机有什么优点呢？为了合理确定螺杆机的容积比，有必要分析比较熟悉的活塞式压缩机的工作状况。

活塞式制冷压缩机排气与外部压力属无级软配合，压缩机机没有额外做功。

对于高温库的制冷，选用单级活塞式压缩机完全匹配。

下面先了解一下压缩机的工作过程：对理想条件下的压缩机工作过程补充下图：图10-1-1与图7-3的区别有三点：1、标示了P1、P2；2、加长了压缩区间；3、增加了活塞气缸基本结构原理图。

图7-3的不足之处是4-1的加粗线改为虚线，粗线下移至真空线，并与1连接。

这就体现了压缩功的理论示意。

活塞式制冷压缩机需要确定被压缩制冷剂气体蒸发与压缩的压力比，对于高温库，氨在-10℃时的蒸发绝对压力为0.29075MPa，冬季的理想冷凝温度可达0℃，此时冷凝压力0.42941MPa，压力比1:1.48；夏季的冷凝压力在加大冷凝器及对冷却水进行良好冷却时，可控制在1.3123MPa——冷凝温度34℃，压力比1:4.51，下面通过计算说明这种软配合。

多变压缩轴功指示功率计算公式如下：.word版.这里有几个单位换算：1J=N·m；MPa=106N/m2；PV —MPa·m3/h=106N·m=106J=106W/3600。

此情况下8AS12.5型压缩机的多变压缩轴指示功为：（ V 1 =566m3/h 。

）当冷凝温度为0℃时：P1=0.29075MPa υ1=0.41823m3/kgP2 =0.42941MPa υ2=0.28929 m3/kg代入（4-21）得：n=1.058 代入（4-30）得： W S.N= -18.011kw。

当冷凝温度为34℃时： P1=0.29075MPa υ1=0.41823m3/kgP2 =1.31230MPa υ2=0.09842 m3/kg代入（4-21）得：n=1.0417 代入（4-30）得： W S.N= -71.028kw。

计算结果说明，压缩机轴功随冷凝压力相应变化。

下面再分析双级压缩的情况：对于蒸发温度-33℃的氨蒸汽，蒸发压力0.10133MPa，冷凝温度40℃时，冷凝压力1.5553MPa，压力比达15.349倍。

根据活塞式压缩机性能，氨气压力的压缩比大于8，需要双级压缩，否则出现排气温度过高，制冷效率下降。

两级压缩，有一个最佳中间压力：所谓最佳中间压力，1、总轴功最小，效率最高；2、两级轴功相等；3、两级压缩比相等。

P2中=Pk·P0 Pk——冷凝压力； P0——蒸发压力。

在冷库制冷的实际操作中，由于高、低压机配搭不同及Pk、P0 不断变化， P中不是一个定值。

其次，高压机还要吸收中间冷却器蒸发的氨气，根据冷凝压力调整压缩机配合比都会使中间压力偏移。

有关教科书仅探讨了特定条件的中间压力，见下面介绍：一般的教科书及制冷手册以此公式求出中间压力，论证终结。

(而在实际运行中，高、低压机的容积比有显著变化，中间压力偏差悬殊。

)我们可以利用理论最佳中间压力下，双级与单级总功率不变，各级压缩轴功率相等的理论，按定温压缩，解出中间压力。

首先，我们将多级多变压缩的总轴功率等于各级多变压缩轴功率总和的公式改为定温压缩轴功公式：单级定温压缩轴功：得：WS·T = WS·T1+ WS·T2=-P1V1ln(P2/P1)-P2V2ln(P3/P2) (1)根据各级压缩轴功率相等，得方程组：-P1V1(lnP2-lnP1) = WS·T/2 (2)-P2V2(lnP3-lnP2) = WS·T/2 (3).word版.6AW17压缩机运行，单级总功率WS·T =-P1V1ln(P2/P1)；V1=825m3/h。

设蒸发温度-33.33℃，P1 =0.10133MPa。

冷凝温度 34℃， P2=1.3123MPa。

代入（4-26）得WS·T =-59.474KW。

将WS·T =-59.474KW代入方程（2）得 P2=0.3646MPa；与 P2中=Pk·P0 的解相同。

将计算结果代入方程（3）得：V2 =229m3/h。

此时，压力比3.6；容积比3.6。

这个计算结果要求，开3.6台低压机，配一台高压机。

一般来说，由于两级之间有一个中间冷却器，机器压缩热和冷却氨液形成的氨蒸汽汇入高压机，因此，1:3配搭，基本满足要求。

但是这仅是满足特定条件，当冷凝温度随气温降低时，问题就出现了，如初冬季节冷凝温度6℃时：k =0.53454MPa, P中 =0.23273MPa,压力比：P2/P1 =P3/P2 =2.3。

高、低压容积比分别为2.18和2.20。

即高、低压缩机1:2配搭基本满足要求。

这时问题就显现了。

按照高、低压平衡负担压缩功的原理，冬季某个时段，两台低压级的排气量满足一台高压机的吸气量。

夏季某个时段三台低压级的排气量满足一台高压机的吸气量。

然而，多年来的冷库制冷压缩机的电机配置不能两头兼顾，而是截然相反。

冬季，由于高压级符荷小，为了尽量少开机，都是按1:3配搭，否则，高压机大马拉小车现象凸显。

夏季，由于高压级负荷大，高压级电机功率有限，只好按1:2配搭。

这样造成的问题是：冬季，由于高压机不能满足低压机的排气量，中间压力高于最佳中间压力，低压机的压缩轴功增加。

夏季，由于低压机的排气不能满足高压机的吸气，可致中间压力低于最佳中间压力。

因此说，最佳中间压力，可望而不可求。

为了解决这个问题，压缩机改进为单机双级压缩机，高、低压机按1：2（6缸）或1：3（8缸）配置，一般也只能照顾一头。