R134a螺杆制冷压缩机工作过程数值模拟及实验研究

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R134a应用于中间补气螺杆压缩机制冷系统的数值分析与研究

ａａｙｅｈｏｅｉａｌ．ｈｅｕｔｓｏｔａｅｒｇｒｔｇｃｐｃｔｎｏｅａａｉｆｔｅｓｒｗｏｒｓｏｙｔｍｅｕｅｔｎｎｌｚｄｔｅｒｔｌＴｅｒｓｌｈｗｔｒｆｅａｉａａｉａｄｐｗｒｃｐｃｔｏｃｅｃｍｐｅｓｒｓｓｃｙｓｈｉｎｙｙｈｅｒｄｃｄｗｉａｈ
ｉｃｒａｓｉｈｒｔｅｅｎｅｎａｏｐｅｓｏｌｍｅｒｔｏ，ｎｄＣＯＰｎｃｅｓｄｎｅｅｎｔｅｆｓｌｖｌｉｔｒｌｃｍｒｓｉｎｖｏｕａｉａｉｉｒａｅｗｉｈａｎｒａｅｉｈｅｆｒｔｌｖｌｉｔｒａｏｔｎｉｃｅｓｎｔｓｅｅｎｅｌｃｍｐｒｓｉｎｅ—
间补气的螺杆压缩机制冷系统的性能进行了理论分析。研究表明：对于应用Ｒ３ａ中间补气螺杆压缩机系统，制冷量和１４的
电功率均随一级压缩内容积比的增大而减小，而性能系数ＣＰ随一级压缩内容积比的增大而增大。因此，在满足所需制Ｏ值
（．ｕｚｏｇＵｉｅｓｙｏｃｎｅａｄＴｃｎｌｇ，ｈｎ４０７，ｈｎ；１ＨａｈｎｎｖｒｉｆＳｉｃｎｅｈｏｙＷｕａ３０４Ｃｉａｔｅｏ２ＷｕａｅｒｅｒｅａｉｎＩｄｓｉｌＣ．ｔ．Ｗｕａ３０３Ｃｉａ．ｈｎＮｗＷｏｌＲｆｇｒｔｎｕｔａｏ，ｄ，ｈｎ４０２，ｈｎ）ｄｉｏｒＬ

冰箱压缩机制冷特性的数值模拟分析

冰箱压缩机制冷特性的数值模拟分析在当今家电行业中，冰箱是家庭生活中必不可少的电器产品。

冰箱的核心部件是压缩机，它通过循环压缩制冷剂，将冷却过程中吸收的热量排出，从而达到制冷的目的。

为了更好地了解冰箱压缩机制冷的特性，科学家们利用计算机技术进行了数值模拟分析，下面将详细介绍相关内容。

一、冰箱压缩机的工作原理在介绍风冷制冷压缩机的数值模拟分析之前，我们先需要了解冰箱压缩机的工作原理。

冰箱压缩机是由压缩机本体、冷凝器、膨胀阀和蒸发器等组成的，其中压缩机本体是最重要的部分。

它将低温低压的制冷剂蒸汽通过压缩提高温度和压力，使其成为高温高压的制冷剂气体，然后将其送往冷凝器，使其在冷凝器内冷却变成高压液体，随后通过膨胀阀降低压力，进入蒸发器内，从而吸收蒸发器内的热量，从而起到制冷的目的。

二、数值模拟分析的原理为了更深层次地了解冰箱压缩机制冷的特性，科学家们利用有限元数值计算方法对其进行了数值模拟分析。

在建立数值模型后，通过数值计算模拟压缩机制冷的整个过程，预测其在不同工作条件下流体的流动变化、压力、温度分布等变化。

建立冰箱压缩机数值模型的过程主要分为两个步骤：第一步，建立样板图。

通过对压缩机的结构、参数和工作原理进行分析，确定模型的结构、网格、控制方程和边界条件等信息，并采用 CAD 软件绘制出 3D 模型的几何形状；第二步，划分网格和求解。

通过采用有限元数值计算方法，在模型的几何形状上划分网格，并通过控制方程和边界条件，求解数值模型中的压力、温度等物理变量。

三、数值模拟分析结果分析根据数值模拟分析的结果，可以得出冰箱压缩机的制冷特性如下：1. 压缩机转速越高，制冷量越大。

在满足压缩机稳定运转的前提下，合理提高压缩机转速可以提高制冷效果。

2. 冷凝温度越高制冷量越小。

同时，冷凝温度过高也会导致压缩机的排气温度过高，从而影响压缩机的寿命。

3. 蒸发温度越低，制冷量越小。

蒸发温度过低也会导致压缩机内部温度过低，从而导致压缩机出现结霜现象。

R134a-DMF吸收式制冷系统仿真分析

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螺杆压缩机冷却系统的计算及试验验证

功率（，机器运行的上限温度（或Ｔｃ，根）％ｉａｉ
据压缩机选择的润滑油参数确定，一般确定为
９ｃ）和供气温度（，对于风冷压缩机行业内５ｃＩｃ
多采用环境温度加８Ｉ基本确定。利用上述已知ｃ）＝
数据，依据下属试验验证方法可以计算出冷却器设计的初始参数。油冷却器换热量（。：对于喷油螺杆压缩机，Ｑ）压缩功的绝大部分转换成热量被喷人压缩腔的润滑油带走，理论上润滑油吸收热量Ｑ根据下式计算
文章编号：０６２７（０２０ — ０２０１０ — ９１２１）５０２ — ３
螺杆压缩机冷却系统的计算及试验验证
陈鹏高，高宝华
（海斯可络压缩机有限公司，海２１０）上上０５４
摘
要：主要简述螺杆空气压缩机冷却系统的设计及简单的实验验证方法，并给出螺杆压缩机冷却系统是否适用的一种经
Ｑ＿日＝ △
２冷却系统的组成
风冷冷却系统主要有冷却器，冷却风扇，冷却风扇电机及相应的电气控制回路组成，其中最核心的是冷却器和冷却风扇的匹配设计，如果系
收稿日期：２１— ６００２０ —６
式中Ａ＝ａＨＨ一 ——压缩空气焓值增加日排气状态压缩气体焓值
配就是一个典型环节。本文主要从风冷螺杆压缩
统不匹配，冷却系统起不到实际要求的冷却循环，压缩机整机系统就会出现诸如高温，跑油，油品碳化或乳化等严重影响产损失。

螺旋压缩膨胀制冷机冲压压缩过程数值模拟研究

螺旋压缩膨胀制冷机冲压压缩过程数值模拟研究螺旋压缩膨胀制冷机冲压压缩过程数值模拟研究制冷机在现代生活中扮演了重要的角色，广泛应用于商业和家庭领域。

为了提高制冷机的性能，许多研究人员致力于开发新型的制冷机设计。

其中，螺旋压缩膨胀制冷机因其高效能、低噪音和紧凑的体积而备受关注。

本文将通过数值模拟的方法对螺旋压缩膨胀制冷机的冲压压缩过程进行研究，并分析其性能。

首先，为了准确地描述螺旋压缩膨胀制冷机的工作过程，我们需要建立一个数学模型。

螺旋压缩膨胀制冷机主要由四个部分组成：压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器。

其中，冷媒在压缩机中被压缩成高压气体，然后通过冷凝器冷却并冷凝成高温高压液体。

接下来，冷媒通过膨胀阀进入蒸发器，并在蒸发器中吸收热量并蒸发。

最后，冷媒再次进入压缩机，循环再生。

根据上述过程，我们可以得到螺旋压缩膨胀制冷机的数学模型，包括质量守恒方程、能量守恒方程和状态方程。

在模拟中，我们将考虑制冷机的循环时间、冷媒的物性参数以及管道的几何形状等因素，并利用数值方法求解这些方程。

我们使用了计算流体动力学（CFD）软件来模拟螺旋压缩膨胀制冷机的冲压压缩过程。

通过数值模拟，我们可以获得制冷机内部的压力、温度和速度分布等信息。

在模拟中，我们假设冷媒是理想气体，并选择合适的边界条件来模拟实际情况。

通过模拟数据的分析，我们可以得出以下几个结论。

首先，制冷机的冷却效果与制冷剂的物性参数有关，例如压力和温度的变化会影响制冷机的制冷功率和制冷效率。

其次，螺旋压缩膨胀制冷机的工作流动是非定常的，这意味着它与传统的定常压缩机相比，能够具有更好的动态响应性能。

第三，通过调节螺旋压缩膨胀制冷机的工作参数，例如膨胀比和负荷大小，可以改善其性能。

虽然本研究在数值模拟中取得了一定的成果，但仍然存在一些局限性。

首先，我们未考虑制冷机的热传导效应和影响冷媒流动的细微现象。

其次，数值模拟中的理想假设可能与实际情况存在差异。

综上所述，通过数值模拟的方法研究螺旋压缩膨胀制冷机的冲压压缩过程，我们能够更好地理解该制冷机的工作原理和性能特点。

螺杆压缩机整机工作过程的数值模拟

螺杆压缩机整机工作过程的数值模拟王小明;田青青;贺忠宇;罗嗣骁;熊国良;万长标【期刊名称】《机床与液压》【年(卷),期】2014(42)19【摘要】通过基于标准的κ-ε方程湍流模型，采用SIMPLEC算法求解N-S方程，利用CFD滑移网格技术对螺杆压缩机整机工作过程进行非定常数值模拟。

对螺杆压缩机从吸气、压缩到排气整个工作过程的压力分布、温度分布、速度分布以及吸、排气座回流、涡流分布情况进行了分析。

从而为螺杆压缩机吸、排气口设计以及优化提供了参考。

%Based on the standard turbulence model of κ-ε equation,SIMPLEC algorithm was used to solve the N-S equation, and Computer Flow Dynamics (CFD)sliding meshing technique was applied to make the unsteady numerical simulation on the whole working process pf screw compressor. The distribution of pressure,temperature and velocity,as well as suction and exhaust reflux and eddy distribution of the whole working process of screw compressor,which consisted ofsuction,compressor and exhaust,were ana-lyzed. Thereby it provides reference for the suction,exhaust design and the optimization of screw compressor.【总页数】4页(P101-103,109)【作者】王小明;田青青;贺忠宇;罗嗣骁;熊国良;万长标【作者单位】华东交通大学机电工程学院，江西南昌330013;南昌铁路局，江西南昌330013;沈阳铁路局，辽宁沈阳110000;华东交通大学机电工程学院，江西南昌330013;华东交通大学机电工程学院，江西南昌330013;华东交通大学机电工程学院，江西南昌330013【正文语种】中文【中图分类】TH45【相关文献】1.R134a螺杆制冷压缩机工作过程数值模拟及实验研究 [J], 吴华根;邢子文;束鹏程2.螺杆压缩机整机优化目标函数的确定 [J], 穆安乐;张西宁;郗向儒;马建辉3.螺杆压缩机整机优化设计 [J], 穆安乐;郗向儒;马建辉;张西宁4.双吸平衡式螺杆压缩机工作过程的数值模拟 [J], 王小明;田青青;贺忠宇;罗嗣骁;熊国良;万长标5.双吸平衡式螺杆压缩机整机工作过程的数值模拟 [J], 王小明;田青青;贺忠宇;熊国良;罗嗣骁;万长标因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

RA134压缩机性能试验

1 引言
压缩机是蒸汽压缩式制冷系统中的核心部件，直接影响着整个系统的运行性能和制造成本[1]。制冷压缩机性能测试装置 [2,3]对于检测压缩机性能具有重要作用，广泛应用于相关制造企业和科研院所。计算机仿真能力的快速发展，为准确高效确定制冷压缩机的各项性能参数提供了有力的工具。本文中设计标准为：主试验为蒸发器液体载冷剂循环法，辅助试验为水冷冷凝器热平衡法。试验数据采集和处理能够自动实现，通过计算机实时检测系统的运行工况和各项参数，画面直观，操作方便。
从冷凝器出来以后，R134a制冷剂依次经过储液罐，电磁阀，视液镜，干燥过滤器，热力膨胀阀进入蒸发器，与水交换热量后回到压缩机。
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与制冷侧冷凝部分对应，在冷却水循环中，冷
῵ᢳ‫఼ޱދ‬ 凝器前水路三通阀F4打开时，套管式冷凝器参与系䇗ᭈ‫ދ‬ ‫⏽ޱ‬ᑺ 统循环，并联冷凝器被截止。冷却水进入套管式冷 ῵ᢳ㡖⌕䯔㒧ᴳ 凝器，在内管流动，与来自压缩机出口的高温高压䇗ᭈ㪌 No থ⏽ᑺ 图1 R134a制冷压缩机测试实验台设计流程䋼䞣ᑇ㸵制冷剂气体通过内管管壁进行热交换；三通阀F4闭 Yes 从压缩机出口随制冷剂出来的润滑油，经由油分离合时，并联冷凝器参与系统循环，套管式冷凝器被 ῵ᢳ㪌থ఼ 㓪ো ৡ鹵㓪ো ৡ鹵㓪ো ৡ鹵器回油截止阀返回压缩机中。闭合三通阀F1时，油 य़㓽ᴎ ⊍ߚ行఼ 3 ‫఼ޱދ‬截止。冷却水进入并联冷凝器，在内管流动，与来 1 2 No ᑊ㘨‫఼ޱދ‬ ‫⎆ټ‬㔤 6 㾚⎆䬰 4 5 分离器未被接入制冷循环中。此三通阀的作用是测 ⛧ᑇ㸵৫ 自压缩机出口的高温高压制冷剂气体通过并联冷凝 ᑆ➹䖛Ⓒ఼ 㪌থ఼ 9 ‫∈∈ैދ‬ㆅ 7 8 Yes ‫∈∈ޏދ‬ㆅ ‫∈ैދ‬䏃∈⋉ 12 ‫∈ैދ‬䏃∈㸼 10 11 试润滑油对制冷循环的影响。器内管管壁进行热交换。 ‫∈ैދ‬䏃⍵䕂⌕䞣䅵 14 ‫∈ޏދ‬䏃∈⋉ 15 ‫∈ޏދ‬䏃∈㸼 13

螺杆压缩机

螺杆式制冷压缩机是指用带有螺旋槽的一个或两个转子（螺杆）在气缸内旋转使气体压缩的制冷压缩机。

螺杆式制冷压缩机属于工作容积作回转运动的容积型压缩机，按照螺杆转子数量的不同，螺杆式压缩机有双螺杆和单螺杆两种。

第一节螺杆式压缩机的工作过程一、工作原理及工作过程1.组成螺杆式制冷压缩机主要由转子、机壳（包括中部的气缸体和两端的吸、排气端座等）、轴承、轴封、平衡活塞及输气量调节装置组成。

图3-1是典型开启螺杆式压缩机的一对转子、气缸和两端端座的外形图。

1—吸气端座 2—阴转子 3—气缸 4—滑阀 5—排气端座 6—阳转子2.工作原理螺杆式压缩机的工作是依靠啮合运动着的一个阳转子和一个阴转子，并借助于包围这一对转子四周的机壳内壁的空间完成的。

3.工作过程图3-2为螺杆式压缩机的工作过程示意图。

其中，a、b为一对转子的俯视图，c、d、e、f为一对转子由下而上的仰视图。

二、特点就压缩气体的原理而言，螺杆式制冷压缩机和往复活塞式制冷压缩机一样，同属于容积式压缩机械，就其运动形式而言，螺杆式制冷压缩机的转子和离心式制冷压缩机的转子一样，作高速旋转运动。

所以螺杆式制冷压缩机兼有二者的特点。

1.优点（1）转速较高、又有质量轻、体积小，占地面积小等一系列优点。

（2）动力平衡性能好，故基础可以很小。

（3）结构简单紧凑，易损件少，维修简单，使用可靠，有利于实现操作自动化。

（4）对液击不敏感，单级压力比高。

（5）输气量几乎不受排气压力的影响。

在较宽的工况范围内，仍可保持较高的效率。

2.缺点（1）噪声大。

（2）需要有专用设备和刀具来加工转子。

（3）辅助设备庞大。

第二节结构及基本参数一、主要零部件的结构螺杆式制冷压缩机的主要零部件包括机壳、转子、轴承、平衡活塞、轴封及输气量调节装置等。

1.机壳螺杆式制冷压缩机的机壳一般为剖分式。

它由机体（气缸体）、吸气端座、排气端座及两端端盖组成，如图3-3所示。

1—吸气端盖 2—吸气端座 3—机体 4—排气端座 5—排气端盖2.转子转子是螺杆式制冷压缩机的主要部件。

R134a两相流引射器性能模拟及试验研究的开题报告

R134a两相流引射器性能模拟及试验研究的开题报告1. 研究背景随着空调、冷冻、制冷等行业的不断发展，在制冷剂方面，R134a 逐渐成为应用广泛的一种制冷剂。

在R134a的应用过程中，引射器是一个非常重要的元件，主要作用是将高压液态R134a引射进入低压状态，从而实现制冷效果。

然而，由于引射器存在一定的结构缺陷和工作条件限制，会导致性能不佳、能耗高和噪音大等问题。

因此，对R134a两相流引射器的性能进行研究和改进具有很高的应用价值和重要意义。

2. 研究目的本课题旨在通过数值模拟和实验方法，研究R134a两相流引射器的性能，并对其进行优化改进，以提高制冷效果、降低能耗和减小噪音。

具体研究内容包括：（1）建立R134a两相流引射器的数学模型，分析其热力学性能和流体动力学特性；（2）利用ANSYS Fluent软件，对R134a两相流引射器进行流场模拟和温度场模拟，探究其内部流体的流动规律和热传递机制；（3）设计和制备不同结构参数的R134a两相流引射器，进行性能试验，获取其制冷效率、能耗和噪音等指标；（4）结合数值模拟和实验结果，对R134a两相流引射器进行优化设计，提高其性能和稳定性。

3. 研究方法（1）理论模型建立：基于流体力学、传热学和热力学等原理，建立R134a两相流引射器的数学模型，并进行分析和优化。

（2）数值模拟：利用ANSYS Fluent软件，对R134a两相流引射器进行流场模拟和温度场模拟，探究其流体动力学和热传递机制。

（3）实验设计：设计不同结构参数的R134a两相流引射器，并进行性能试验，获取其制冷效率、能耗和噪音等指标。

（4）数据分析：对数值模拟和实验结果进行分析和对比，优化设计R134a两相流引射器。

4. 研究意义R134a两相流引射器是制冷行业中广泛应用的装置，其性能直接影响到空调、冰箱等制冷设备的制冷效率和能耗。

因此，对其性能进行研究和优化具有重要意义和广泛的应用前景。

R134a卧式螺旋管内流动沸腾阻力及传热特性研究的开题报告

R134a卧式螺旋管内流动沸腾阻力及传热特性研究的开题报告一、研究背景氟利昂R134a作为一种环保型制冷剂，在工业生产中得到了广泛应用，其热物性、流动性质以及传热特性评估对于系统的优化设计具有重要意义。

而液体在管内流动时的沸腾现象，不仅会影响系统的传热性能，同时也会对系统稳定性、安全性产生重要影响。

因此，研究R134a在卧式螺旋管内流动沸腾和传热特性，对于提高系统的工作效率和优化系统设计具有重要意义。

二、研究内容1.建立R134a在卧式螺旋管内的流动沸腾模型，通过数值模拟和实验验证，探究不同工况下R134a在卧式螺旋管内的沸腾特性。

2.分析不同因素对R134a在卧式螺旋管内流动沸腾阻力和传热特性的影响，如质量流率、管径、压力、温度等。

3.通过比较不同流动状态下R134a在卧式螺旋管内的传热特性，探究不同流动状态下的传热机制。

三、研究方法1.建立R134a在卧式螺旋管内的流动沸腾模型，利用Fluent软件进行数值模拟，并采用高速摄像技术进行实验验证。

2.采用自行搭建的流量计，通过实验测定不同质量流率下的压降和流量，分析其对流动沸腾阻力的影响。

3.采用不同温度、压力等条件下的实验数据，通过数据处理分析不同条件下R134a在卧式螺旋管内的传热特性。

四、研究意义1.研究R134a在卧式螺旋管内的流动沸腾特性，为设计制冷系统提供重要理论依据。

2.分析不同因素对R134a在卧式螺旋管内流动沸腾阻力和传热特性的影响，有助于优化系统设计和提高系统效率。

3.通过比较不同流动状态下R134a在卧式螺旋管内的传热特性，可以深入探究不同流动状态下的传热机制，为制冷系统设计和调整提供重要参考。

五、研究进展1.已初步建立R134a在卧式螺旋管内的流动沸腾模型，并进行了数值模拟。

2.采用自行设计的实验设备，已完成不同质量流率下的实验测试。

3.正在进行实验数据处理和分析，预计在今年年底完成论文撰写和答辩。

R407c与R134a的部分数据

一、R407C 的最显著的优点在于其单位质量、单位容积制冷量大，下面具体探讨其运用于巴士空调时，系统的制冷量和能效比。

R407C 作为一种非共沸制冷剂，相变时存在温度滑移现象，也就是说在冷凝和蒸发过程中，压力不变但温度变化。

冷凝开始时的温度为露点温度，冷凝至饱和时为泡点温度。

在蒸发过程中，HFC125和HFC 32 比HFC134a 容易蒸发，后蒸发的富HFC134a 沸点渐渐升高，因此我们不能像纯工质一样用饱和温度来确定工况，而采用露点温度和泡点温度的算术平均值作为确定工况点的等效平均温度。

考虑到汽车空调的运行工况会发生变化，我们选两个典型工况进行分析：工况1 ：汽车空调的标准设计工况，蒸发温度0 ℃，冷凝温度 55℃，过热度 5 ℃。

工况2 ：汽车空调的怠速运行工况，蒸发温度5 ℃，冷凝温度 55℃，过热度 5 ℃。

依据表2数据，我们不难分析得出以下结论：在使用R407C空调时1) 假设客车空调在同样工况，同等转速条件下，选用同样的压缩机比使用R134a 时冷量增加约50% 。

2) 在负荷相同的情况下，要达到同等降温效果，系统所需单位时间压缩机排量减少约50% 。

3) 在负荷相同的情况下，采用同样排量的压缩机，要达到同样的降温效果，所需的压缩机转速比R134a 系统低很多。

4) 影响巴士空调制冷量和能效比的因素很多，以上讨论的是环境温度对系统的影响，由于目前巴士空调90% 以上为非独立式空调，即空调压缩机的转速随着客车发动机的转速变化而变化，空调系统的冷量和能效比也随之不断发生变化，当发动机转速高时系统制冷量增加，而空调能效比则会下降。

当系统使用R407C 制冷剂时，在客车怠速条件下即可达到较大制冷量，而此时，无论是能效比还是系统的可靠性都比较理想。

实验1：采用两套同样的压缩机和空调系统，不同的压缩机转速以达到设定制冷量（17.5kW）,检测压缩机的转速和输入功率，结果如下：制冷剂 R134a R407C制冷量(kW) 17.5 17.5压缩机转速(rpm) 2000 1000输入功率(kW) 6.3 5.5制冷量/ 能耗 2.78 3.18实验2：选用同样顶置空调系统，分别选用排量为616cc/ 转的压缩机采用R134a 制冷剂，与排量为492cc /转的压缩机采用 R407C 制冷剂，在同样的室内，室外环境干、湿球温度条件下，系统制冷量上升１０％。

R1234yf和R134a制冷及制热性能实验研究

Ｒ１３４ａ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔ，ｉｎｈｅｔｓａｍｅｏｐｅｒ￣ｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓｎｄａｕｓｉｎｇｈｅｔｓａｍｅｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ，ｈｅｔｄｉｓｃｈｒｇａｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆ
ｈａｔｎＲ１３４ａ；ｈｅｔｃｏｏｌｉｎｇｃａｐａｃｉｙｔｎｄａＣＯＰｃｏｆＲ１２３４ｙｆｐｒｏｄｕｃｅｄｄｉｆｅｒｅｎｔｒｅｓｕｌｔｓｗｉｈｔｄｉｆｅｒｅｎｔｏｐｅｒａｔｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓｃｏｍｐｒｅａｄ
ｗｉｈｔＲ１３４ａ；ｔｈｅｈｅａｔｉｎｇｃａｐａｃｉｙｔａｎｄＣＯＰｈｏｆＲ１２３４ｙｆｗｅｒｅ０．７５％￣２７．０８％．１．５０％￣２９．９６％ｌｏｗｅｒｈａｔｎＲ１３４￣ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ．
［Ｋｅｙｗｏｒｄｓ］Ｒ１２３４ｙ￣Ｒ１３４ａ；ｃｏｏｌｉｎｇｐｅｒｆｏｍａｒｎｃｅ；ｈｅ￣ｉｎｇｐｅｒｆｏｍａｒｎｃｅ；ＣＯＰ
Ｏ引言
功耗比Ｒ１３４ａ高０．７６％￣５．１８％；Ｒ１２３４ｙｆ的制冷量和制冷ｃ０与Ｒ１３４ａ相比因工况的不同而大

工质为R134a绝热型毛细管数值模拟

ｈｍｒｏｅｗｈｎｔｅｒｇｒｎ３￣ｔｅｆｒｅｎｅｅｒｆｉｅａｔｉＲ１４ｏｈｓ
ｆｒｄｆｅｅｔｅｒｇｒｎ．ｏｉｒｎｆｅａｔｒｉｓ
Ｓｅｉｌｔｇｔｅｃｐｌｒｂｈｕｄｓｌｔｅｂｓｉｔｎｃｅｃｅｔｏｗｈｎｓｍｕａｉａｉａｙｔｅｗｅｓｏｌｅｅｅｆｃｏｏｆｉｎｎｈｌｕｃｔｈｔｒｉｉ
冷界的广泛使用，得各国研究人员对其特性展开使
ｌ仿真模型
１１毛细管内流动过程的分析．
了研究，以往毛细管的设计计算大多采用设计手册
中的毛细管诺膜图，品试制过程中还需借助特定产的毛细管差压试验台．这种方法误差较大，并且而
中图分类号：Ｔ６Ｂ文献标识码：Ａ
Ｎｕｅｉａｉｌｔｏｎｔｅｐｒｏｍａｃｆｄａａｉａｉａｙｔｂｓｉ３ａｒｆｇｒｎｍｒｃｌｍｕａｉｎｏｅｆｒｎｅｏｉｂｔｃｃｐｌｒｅｔＲ１４ｅｒｅａｔｓｈａｌｕｗｈｉ
ｓｌｔｎｒｓｌｈｗｅａｅｅｔｏｍｅｏｓｈｄａｇｏｇｅｍｅｔｔｅｅｐｒｍｅｔｌｕｃｍｅｂｔｗｅｈｄｂ￣ｒｃｏｓｉａｉｅｕｔｓｏｄｔｔｓｔｄａｏａｒｅｎｈｔｘｅｉｎａｔｏ，ｕａｅｅｈｏｍｕｏｓｈｔｈｗｈｄｗｉｈｏｅ
毛细管虽然结构简单，但其内部制冷剂的流动是非常的复杂，细管内流动过程【Ｊ图ｌ毛ｌ如ｕ所示可

R134a-Fe3O4纳米制冷剂汽车空调冷凝器传热数值模拟

Boltzmann 方法两种方法，对利用纯 R134a 制冷剂和 Fe3O4 磁性纳米粒子制备的 R134a-Fe3O4 磁性纳米制冷剂在汽车空调系统上的冷凝器进行研究，为纳米制冷剂在汽车空调
系统上的强化传热方案提供参考依据。
1 纳米流体热物性模型
纳米粒子的纳米效应使纳米粒子在流体中的相互作
用机理不同于毫米和微米级粒子，所以纳米流体的热物性
p f
)0.273
f
0.467
(
T 20
)0.547
(1d0p0
)0.234
（1）
通过对比了多模型：
meff mf
1
1
2.5f 0.826f 2.286f
5
3
（2）
比热模型为：
Ceff
(1f)(rC) f (1f)r f
f(rC) p frp
大量研究。随着电动汽车的蓬勃发展，为提高空调系统的
性能，降低电动汽车能耗，研究纳米制冷剂在电动汽车空
调冷凝器的应用也具有重大意义。
如今，单从传统宏观角度的 CFD 法已无法揭示纳米粒
子能量传递的规律，需要加以运用介观层面的格子 Boltz原
mann 方法，才能进一步研究纳米流体特性和描述纳米粒
子对制冷剂强化传热的影响。所以，本文通过 CFD 和格子
动理论的基本方程为：
f t
cf
（5）
其中，（f r，c，t）为系统中，速度为 c耀c+dc 且在 r耀r+dr 的
分子在 t 时刻的分布函数；c 和 f 为分子的速度矢量和分
子分布矢量函数；右边项赘为碰撞项。由于许多测量值受
碰撞结果影响不大，在不影响求解结果前提下，通常将碰

混合制冷剂R12,R134a和实验设计所用的混合工质R290／R600的性能(热动1002孟驰)

混合制冷剂R12,R134a和实验设计所用的混合工质R290／R600的性能预测统计模型开发摘要:在本文中，作为R12和R134a替代品的油气混合制冷剂R290／R600（79 / 21重量%），对其性能进行了分析。

R12，R134a，制冷剂混合物R290／R600在不同的冷凝和蒸发温度以及在不同压缩机转速环境下进行了实验。

此外，统计模型采用了实验技术的设计，用来对制冷系统的参数的预测，如预测制冷量和性能系数，功率消耗。

开发的模型利用F-测试对上述这些参数是否足够进行检查。

蒸汽压缩制冷系统的各种制冷剂R12，R134a和R290/R600的性能进行了比较。

结果显示，制冷剂混合物R290／R600的性能系数高于R12和R134a 19.3-27.9 %，并且发现，由79%的丙烷于21%丁烷进行混合的烃类混合物可作为R12和R134a 的替代品。

关键词：设计；建模；碳氢化合物；能量消耗；HFC；制冷剂。

1.引言由于热泵和空调系统对臭氧层的消耗和全球变暖等环境问题, 氯氟烃（CFC）和氢氟烃（HFC）和它们的混合制冷剂，因其高臭氧消耗潜能值（ODP）和全球变暖潜能值（GWP）含氯氟烃已经在大多数国家于1996年被禁止。

R134a 已经发展成为一个替代R12的制冷剂。

制冷剂R134a的使用导致气候变化，因为其较高的全球变暖潜能，蒙特利尔议定书和京都议定书已订阅要求完全取消对氟氯化碳和氢氟碳化合物的使用。

Granryd在2001年关于在制冷系统和热泵设备中使用碳氢化合物作为工作流体所产生的问题做过研究。

发现碳氢化合物（HC）是环保的天然制冷剂，它们具有零ODP和GWP。

大量研究和出版物表示碳氢化合物可作为替代R12的制冷剂，碳氢化合物（HC）的制冷剂有一些积极的特点，比如ODP值为零的特点，GWP很小，无毒性，与矿物油，通常在制冷系统采用的材料都具有良好的相容性等优势。

使用碳氢化合物作为制冷剂主要缺点是极易引燃，如果采取安全措施以防止这种易燃制冷剂泄漏，那么碳氢化合物仍可以像其他安全的制冷剂进行使用。

制冷剂R_134a在螺旋环形通道内凝结换热的实验研究

收稿日期:2004-07-06;　修订日期:2004-12-17基金项目:国家自然科学基金资助项目(50376030)作者简介:韩吉田(1961-),男,山东莱阳人,山东大学教授,博士.文章编号:1001-2060(2005)02-0134-05制冷剂R2134a在螺旋环形通道内凝结换热的实验研究韩吉田,苏国萍(山东大学能源与动力工程学院,山东　济南　250061)摘　要:制冷剂R2134a在螺旋管内的凝结换热和压力降特性数据对于制冷空调和热泵等系统的设计改造及运行都具有重要的理论意义和工程应用价值。

本文对R2134a在螺旋环形通道内的凝结换热和压力降特性进行了实验研究,得到了平均的凝结换热系数和压力降特性的实验数据,并与文献报导的R2134a在直管和螺旋管内凝结换热的实验结果进行了比较,所得实验数据可望为新型螺旋管换热器的开发设计和工程应用提供参考数据。

关键词:凝结换热;螺旋环形通道;替代制冷剂;压力降;相变传热中图分类号:TK124 文献标识码:A1　引　言世界各国普遍关注的全球性气候变化要求在制冷、空调和热泵等领域采用对环境无污染的替代制冷剂,而R2134a被认为是R212的理想替代物。

由于R2134a的热物性与原有工质的不同,因此,R2 134a凝结换热和压力降特性对于新设备与系统的设计开发和原有设备与系统的技术改造都具有重要的应用价值[1]。

由于螺旋管换热器具有结构紧凑、传热强度高和制作简单等优点,因而采用R2134a为制冷剂的螺旋管换热器在制冷、空调和热泵等系统中具有重要的应用前景[2～3]。

目前,国内外对R2134a在管内凝结换热和压力降特性的研究主要对直管(束)和各种结构的强化换热管进行的[4～9],而对R2134a在螺旋管内的凝结换热的研究则很少。

Uddin等人对R2134a在螺旋管中的局部凝结换热系数及其与螺旋管的几何结构参数的关系进行了实验研究[10]。

Z aki和K ang等人报道了R2134a在螺旋管中凝结换热的实验结果[11～12]。

R1234ze(E)在R134a离心式制冷压缩机中的直接替代研究

R1234ze(E)在R134a离心式制冷压缩机中的直接替代研究衣可心;俞国新;赵远扬【期刊名称】《制冷与空调(四川)》【年(卷),期】2022(36)3【摘要】随着全球对环保要求的日益提高,以R1234yf、R1234ze(E)、R1233zd(E)等为代表的ODP为0且GWP较低的制冷剂得到广泛关注并应用。

针对R134a 离心式冷水机组,采用CFD数值方法,对采用R1234ze(E)直接替代的离心制冷压缩机进行了模拟,对机组性能进行了比较分析。

结果表明:在同一转速下,当冷凝温度较小时,R1234ze(E)机组的制冷量和COP都小于R134a机组的,当冷凝温度较大时,R1234ze(E)机组的制冷量和COP都大于R134a机组的。

当R134a机组与R1234ze(E)机组的蒸发温度、冷凝温度和制冷量都相同时,R1234ze(E)机组的COP比R134a机组的COP平均降低了约5.14%。

【总页数】7页(P409-415)【作者】衣可心;俞国新;赵远扬【作者单位】青岛科技大学机电工程学院;青岛海尔智能技术研发有限公司【正文语种】中文【中图分类】TB652/TB612【相关文献】1.基于HFO的混合制冷剂R514A在离心式冷水机组中直接替代R123制冷剂的试验研究2.基于HFO的混合制冷剂R513A在螺杆式冷水机组中直接替代R134a制冷剂的试验研究3.R513A与R1234ze在螺杆冷水机组上替代R134a的试验研究4.征文——冷水机组系统中R515A和R1234ze(E)替代R134a的性能分析5.在汽车空调制冷系统中为什么要用R134a替代R12？如何识别R134a与R12汽车空调系统？因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

R134aCO2复叠式空气源热泵系统仿真研究

第３９卷　第６期２０２０年１２月兰州交通大学学报ＪｏｕｒｎａｌｏｆＬａｎｚｈｏｕＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙＶｏｌ．３９Ｎｏ．６Ｄｅｃ．２０２０收稿日期：２０２００５?２８学报网址：ｈｔｔｐ：／／ｌｚｔｘ．ｃｂｐｔ．ｃｎｋｉ．ｎｅｔ作者简介：卢　尧（１９９５－），男，河南焦作人，硕士研究生，主要方向为空气源热泵．Ｅ?ｍａｉｌ：８３４１１８９７３＠ｑｑ．ｃｏｍ．文章编号：１００１４３７３（２０２０）０６?０１１９?０６ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００１?４３７３．２０２０．０６．０１９Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统仿真研究卢　尧１，朱　琳１，蔡觉先２（１．兰州交通大学环境与市政工程学院，兰州　７３００７０；２．兰州交通大学研究院，兰州　７３００７０）摘要：在空调热泵领域，低温环境下普通空气源热泵效率低甚至无法正常工作，复叠式热泵系统虽然能解决空气源热泵的低温适应性，但是其制冷剂选择则是个大难题．通过Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ仿真模拟分析高温工质Ｒ１３４ａ，低温工质ＣＯ２的复叠式空气源热泵，分析其最优中间冷凝温度．结果表明，Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵的高温端冷凝温度为６５℃，低温端蒸发温度为－３０～－５℃．中间冷凝温度为１５℃时系统ＣＯＰ较高．关键词：复叠式空气源热泵；ＣＯ２；最优中间冷凝温度中图分类号：ＴＵ８３文献标志码：ＡＳｉｍｕｌａｔｉｏｎＳｔｕｄｙｏｆＲ１３４ａ／ＣＯ２ＣａｓｃａｄｅＡｉｒＳｏｕｒｃｅＨｅａｔＰｕｍｐＳｙｓｔｅｍＬＵＹａｏ１，ＺＨＵＬｉｎ１，ＣＡＩＪｕｅｘｉａｎ２（１．ＳｃｈｏｏｌｏｆＥｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔａｌａｎｄＭｕｎｉｃｉｐａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＬａｎｚｈｏｕＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｌａｎｚｈｏｕ７３００７０，Ｃｈｉｎａ；２．ＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＬａｎｚｈｏｕＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｌａｎｚｈｏｕ７３００７０，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎｔｈｅｆｉｅｌｄｏｆａｉｒｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇｈｅａｔｐｕｍｐ，ｏｒｄｉｎａｒｙａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐｈａｓｌｏｗｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｏｒｅｖｅｎｃａｎ＇ｔｗｏｒｋｎｏｒｍａｌｌｙｕｎｄｅｒｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔ．Ａｌｔｈｏｕｇｈｔｈｅｏｖｅｒｌａｐｐｉｎｇｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍｃａｎｓｏｌｖｅｔｈｅｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅａｄａｐｔａｂｉｌｉｔｙｏｆａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐ，ｈｏｗｅｖｅｒ，ｔｈｅｃｈｏｉｃｅｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｉｓｓｔｉｌｌａｂｉｇｐｒｏｂｌｅｍ．Ｍａｔｌａｂ／ＳｉｍｕｌｉｎｋｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｗａｓｕｓｅｄｔｏａｎａｌｙｚｅｔｈｅｏｖｅｒｌａｐｐｅｄａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐｗｉｔｈｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｗｏｒｋｉｎｇｍｅｄｉｕｍＲ１３４ａａｎｄｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｗｏｒｋｉｎｇｍｅｄｉｕｍＣＯ２，ａｎｄｔｈｅｏｐｔｉｍａｌｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｗａｓａｎａｌｙｚｅｄ．ＴｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｅｎｄｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅａｎｄｔｈｅｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｅｎｄｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆＲ１３４ａ／ＣＯ２ｏｖｅｒｌａｐｐｅｄａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐａｒｅ６５℃ａｎｄ－３０～－５℃ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ．ＴｈｅＣＯＰｏｆｔｈｅｓｙｓｔｅｍｗａｓｈｉｇｈｅｒｗｈｅｎｔｈｅｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｗａｓ１５℃．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｃａｓｃａｄｅｔｙｐｅａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍ；ＣＯ２；ｏｐｔｉｍａｌｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ日本学者Ｈｏｒｏｕｃｈｉ［１］通过煤油加热器来加热蒸发器，提高工质的循环量，进而提高热泵的制热量，这是关于热泵系统局部性能改善方面最早的研究．肖婧等［２］对采用“喷液增焓技术”的空气源热泵机组进行了实测，得出平均温度为－１１℃，系统平均ＣＯＰ（性能系数）为２．２１．但工质采用的是Ｒ２２，且压缩比过高的问题尚未解决．王伟等［３］通过计算得出双级压缩系统性能系数高于普通单级系统．郑宗和等［４］进行双级压缩热泵系统实验，得出制取８０℃热水时，系统的ＣＯＰ保持在２．７左右．Ｗｕ等［５］研究了不同天气条件下双级热泵系统的瞬态行为和动态性能．单级模式的ＣＯＰ范围为１．５至３．０５，而双级模式的ＣＯＰ范围为１．７至２．５５．Ｊｕｎｇ等［６］通过实验对比了单级和双级压缩热泵系统，发现双级压缩兰州交通大学学报第３９卷热泵系统需要提供更稳定的空气和水加热操作以及更高的出水温度．Ｂｈａｔｔａｃｈａｒｙｙａ等［７］优化了ＣＯ２Ｃ３Ｈ８制冷和制热双级压缩系统，发现系统的高温循环部分对提高整体性能非常有效．马最良等［８］提出了双级耦合热泵系统的概念，认为空气源热泵在寒冷地区正常运行的唯一途径是降低机组的压缩比，可通过双级耦合的方式实现．Ｌü等［９］对Ｒ３２／Ｒ２９０的太阳能辅助热泵系统进行仿真，得出该系统ＣＯＰ和热容量与传统热泵相比分别提高了４．２３％～９．８５％和４．３７％～９．６８％．Ｙａｎｇ等［１０］提出了一种组合式跨临界ＣＯ２／Ｒ１３４ａ系统，与单级跨临界ＣＯ２热泵系统相比系统ＣＯＰ提升了２２％．吴青昊等［１１］通过数值模拟和试验验证，得出Ｒ１３４ａ和Ｒ４１０Ａ工质分别比较适合高温和低温级循环系统．Ｄｏｎｇ等［１２］对Ｒ１３４ａ／Ｒ４１０Ａ复叠式热泵系统的最佳中间温度进行了数值模拟和试验研究，发现最佳中间温度随环境温度、进口水温和制热量的升高而升高．沈九兵等［１３］对Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵制冷性能进行了试验研究，得出Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式制冷系统性能比常规Ｒ４０４Ａ系统性能高３％．随着ＣＯ２热泵设备价格降低，国内外学者逐渐开始关注ＣＯ２这种自然工质，由于ＣＯ２的临界温度较低，为了制取较高温度的热水，本文采用复叠的方式，低温端工质使用ＣＯ２，根据以往研究结果，高温端工质使用Ｒ３１４ａ．通过Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ软件搭建Ｒ３１４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统，测试其性能，并找到最优中间冷凝温度，为今后研究该方向的学者提供相关数据．１　模型搭建本文使用Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ进行系统搭建和仿真．通过热泵系统各个模块的数学模型进行模块搭建，连接相应模块进行仿真．查阅空调制冷装置与系统［１４］获取相应的数学模型．１．１　热泵系统的理论数学模型１．１．１　压缩机数学模型压缩机实际输入功率和排气温度由以下公式得出．ｑＶｃｏｍ＝λｑＶｔｈ，（１）Ｐｃｏｍ＝ληＶｔｈＰｓｍｍ－１ＰｄＰ()ｓｍ－１ｍ－[]１，（２）Ｔｄ＝Ｔｓ（ＰｄＰｓ）ｍ－１ｍ．（３）压缩机出口制冷剂质量流量为ｑｍｃｏｍ＝λｑＶｔｈυ，（４）式（１）～（４）中：ｑＶｔｈ和ｑＶｃｏｍ分别为压缩机的理论容积输气量和实际容积输气量，ｍ３／ｓ；Ｐｃｏｍ为压缩机的实际输入功率，ｋＷ；Ｐｓ和Ｐｄ分别为压缩机的吸气压力和排气压力，Ｐａ；Ｔｓ和Ｔｄ分别为压缩机的吸气温度和排气温度，Ｋ；λ为输气系数；η为电效率；ｍ为制冷剂的多变指数．１．１．２　冷凝器数学模型冷凝器内，为了得到冷凝器出口焓值和出口温度，由式（５）～（８）所示的能量方程获取．Ｑ＝ＮＡΔｔｍ，（５）Δｔｍ＝ｔ１－ｔ２ｌｎ（ｔｋ－ｔ１ｔｋ－ｔ２），（６）Ｑ＝ｍｗ（ｈｗ１－ｈｗ２）＝ｍｗｃｗ（ｔ２－ｔ１），（７）Ｑ＝ｍｒ（ｈｒ１－ｈｒ２）＝ｍｒｃｒ（ｔ２－ｔ１）．（８）式中：Ｑ为总传热量，ｋＪ；Ｎ为总传热系数；Δｔｍ为平均有效温差，℃；ｔ１、ｔ２和ｔｋ分别为冷却水进出口温度和冷凝温度，℃；ｍｗ为冷却水流量，ｋｇ／ｓ；ｃｗ为冷却水平均比热，Ｊ／（ｋｇ·Ｋ）；ｈｗ１、ｈｗ２分别为冷却水入口出口处焓值，ｋｇ／ｋＪ；ｔ２、ｔ１分别为入口出口处温度，℃；ｍｒ为制冷剂质量流量，ｋｇ／ｓ；ｃｒ为制冷剂平均比热，Ｊ／（ｋｇ·Ｋ）；ｈｒ１、ｈｒ２分别为制冷剂入口出口处焓值，ｋｇ／ｋＪ；ｔ１、ｔ２分别为入口出口处温度，℃．１．１．３　节流阀数学模型膨胀阀的质量流量的公式ｍｒ＝ＣｐＡ２ρ（Ｐ１－Ｐ２槡），（９）式中：ｍｒ为进入到节流阀的制冷剂质量流量，ｋｇ／ｓ；ρ为入口处制冷剂的密度，ｋｇ／ｍ３；Ａ为膨胀阀的流通面积，ｍ２；Ｐ１和Ｐ２分别为入口和出口处制冷剂压力，ＭＰａ；Ｃｐ为流量系数．流量系数经验公式Ｃｐ＝０．０２００５槡ρ＋０．６３４ｖ，（１０）节流阀流通面积公式Ａ＝（１．９＋０．２８Ｔｓ）×１０－６，（１１）式中：Ｔｓ为过热度．节流阀能量方程ｈｉｎ＝ｈｏｕｔ．（１２）式中：ｈｉｎ和ｈｏｕｔ分别为节流阀进出口处焓值，ｋｇ／ｋＪ．１．１．４　蒸发器数学模型蒸发器基本算法与冷凝器相似，此处不再进行详细说明．０２１第６期卢　尧等：Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统仿真研究１．２　Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ系统搭建根据数学模型建立如图１～２所示的模块并连接成复叠式热泵系统，图１为低温端系统，图２为高温端系统．低温工质选用ＣＯ２，高温工质选用Ｒ１３４ａ．表１为工质的主要物性参数．１．３　系统运行流程以低温端为例，压缩机内，由压缩机的吸气压力、排气压力、理论输气量和进口温度可以得出压缩机输入功率和排气温度；由输气系数和进口比容可以得出压缩机质量流量；由制冷量可以得出制热量．冷凝器内，由进口焓值、质量流量和制热量可以得到冷凝器出口焓值和出口温度．节流阀内，进口焓值等于出口焓值．蒸发器内，由进口焓值、质量流量可以得到吸热量和出口焓值．以上各个模块工质的质量流量相等，压缩机出口焓值等于冷凝器进口焓值，蒸发器进口焓值等于节流阀出口焓值，蒸发器出口焓值等于压缩机进口焓值，蒸发器吸热量等于制冷量．相关工质的热物性参数均查热物性参数表获取．!"#$ !&"'$!!"#'&&进口温度)*+(,-.')*+(,-./理论输气量压缩机输入功率与排气温度!"0!"/0输气系数进口比容压缩机质量流量输气系数进口比容理论输气量"$$膨胀阀$$$压缩机焓值变化&2&'!(制冷量&()指示功率45%6789':((;<=+>%.8>.'0$45%6789)*+(,-.=预设压缩机出口焓值!"!/冷却水量/'过冷加过热度!"##换热面积$!进口水温冷凝器模块计算压缩机出口焓值/?'!'?/'$!"##&$*蒸发器*$出气温度进气温度蒸发温度"$换热器面积=@)$"*+,过冷加过热度-,,,,.图１　低温部分空气源热泵Ｆｉｇ．１　Ｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｐａｒｔａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐ１．４　测试内容本文在低温蒸发温度－３０～－５℃，高温冷凝温度恒定６５℃，中间换热温度５℃条件下，改变中间冷凝温度（分别为１０、１３、１５、１８、２０和２３℃）进行测试，得到系统ＣＯＰ、压缩机压缩比和排气温度等．２　结果及分析为证明仿真模型准确，进行系统ＣＯＰ的仿真结果和实验结果对比．图３为本文仿真结果与实验结果［１５］对比图．由图３可以看出，蒸发温度在－２５～－５℃之间时，仿真和实验所得ＣＯＰ相差不大，最大误差在环境温度为－５℃时出现，为４．６４％．可见仿真模型准确，所得数据可靠．图４为不同中间冷凝温度下系统ＣＯＰ随蒸发温度变化的曲线．由图４可以看出，同一中间冷凝温度时，随蒸发温度的提高，系统的ＣＯＰ也随之升高．这是由于，随着蒸发温度的提高压缩机做功逐渐减少，由于没有改变冷凝温度，系统供热量不变，因此系统ＣＯＰ逐渐增大．当蒸发温度小于－２７℃时，中间冷凝温度为１０℃时热泵系统ＣＯＰ最大；当蒸发温度大于－１２℃时，中间冷凝温度为２３℃系统ＣＯＰ最大．可以看出，随着１２１兰州交通大学学报第３９卷蒸发温度的升高，最优中间冷凝温度也逐渐升高．蒸发温度提高１５℃，最优中间冷凝温度上升了１３℃．压缩机质量流量!"#!$%!&"()%*进口温度+"#,-.'/0理论输气量+压缩机输入功率与排气温度+)%1)%21输气系数+进口比容+输气系数进口比容理论输气量!##$$$压缩机焓值变化+%4%&%'制冷量%()指示功率7859:;<0=--+>@,A5/;A/++1&7859:;<1"#,-.'/1@)%)2冷却水量+2+过冷加过热度2换热面积+&)进口水温+冷凝器模块+计算压缩机出口焓值+@B"+#!)"*过冷加过热度+***#,$))@膨胀阀+@计算的焓值蒸发器模块-!##图２　高温部分空气源热泵Ｆｉｇ．２　Ｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｐａｒｔａｉｒｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐ表１　工质主要物性参数Ｔａｂ．１　Ｍａｉｎｐｈｙｓｉｃａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｗｏｒｋｉｎｇｆｌｕｉｄ工质相对摩尔质量／（ｇ／ｍｏｌ）沸点／℃临界温度／℃临界压力／ＭＰａＯＤＰＧＷＰＲ１３４ａ１０２．０－２６．２０１０１．１４．０６０１．４３ＣＯ２４４．０－７８．４３１．０７．３８０１．００!"!!"#!"$%&'%&(%&)%&*+,-+!.+!-+#.+#-+./012仿真结果实验结果图３　仿真结果与实验对比图Ｆｉｇ．３　Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｓａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ图５为不同蒸发温度时的系统ＣＯＰ随中间冷凝温度变化曲线．!"#!$%&$#&'%&'#&%()*+$,"$-$$-'$-.',/',0',1',2'-%'.'" '% '0 $. $"图４　不同蒸发温度和中间冷凝温度下的ｃｏｐ变化图Ｆｉｇ．４　ＣＯＰｃｈａｎｇｅｓａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓａｎｄｔｈｅｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓ图６为蒸发温度－１５℃的系统ＣＯＰ随中间冷凝温度的变化曲线．２２１第６期卢　尧等：Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统仿真研究!"#$%&' %() %(' %*) %*' %)(+((+*(+'*+,*+-*+.*+/*+)-*'*(*0*/*-('(((0图５　根据不同蒸发温度下ＣＯＰ得出的最优中间冷凝温度Ｆｉｇ．５　ＯｐｔｉｍａｌｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｂａｓｅｄｏｎＣＯＰａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓ!"#$%&'&(&)&*&%('((()"#$&+,-&+,(&+,&&+,.&+%,&+%%&+%/&+%*图６　蒸发温度为－１５℃的系统ＣＯＰ变化图Ｆｉｇ．６　ＣＯＰｃｈａｎｇｅｏｆｔｈｅｓｙｓｔｅｍｗｉｔｈｔｈｅｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆ－１５℃ 由图５可以看出，中间冷凝温度为１５℃时热泵系统的ＣＯＰ整体较高．可认为１５℃为全工况最优中间冷凝温度．在最优中间冷凝温度时，蒸发温度－３０℃的ＣＯＰ为１．６１，－５℃的ＣＯＰ为２．１６．由图６可以看出，最优中间冷凝温度存在，且较最不利中间冷凝温度系统相比ＣＯＰ提升了３．７％．中间冷凝温度为１５℃时，热泵系统ＣＯＰ最大，为１．９２．图７和图８为中间冷凝温度１５℃时排气温度和压缩比随蒸发温度的变化曲线．由图７～８可以看出，高温端和低温端压缩机最大压缩比分别为４．６０３和３．６０４，最大排气温度分别为７４．８℃和７０．４℃，符合热泵系统中压缩机压缩比和排气温度的要求．低温端压缩比和排气温度随蒸发温度的升高均呈现降低的趋势，由于没有改变高温端冷凝温度，高温端压缩比和排气温度保持不变．图９为Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵与耦合式空气源热泵性能对比图．!"#!$%&$#&'%&'#&%()%)#*%*#%%%#+%+#排气温度(高温循环低温循环图７　中间冷凝温度为１５℃时不同蒸发温度下的排气温度Ｆｉｇ．７　Ｅｘｈａｕｓｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓｗｈｅｎｔｈｅｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｉｓ１５℃!"#!$%&$#&'%&'#&%(高温循环低温循环%)*+)%+)*")%")*$)%$)*')%压缩比图８　中间冷凝温度为１５℃时不同蒸发温度下的压缩比Ｆｉｇ．８　Ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｒａｔｉｏａｔｄｉｆｆｅｒｅｎｔｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓｗｈｅｎｔｈｅｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｉｓ１５℃!"!!"#!"$%&'%&(%&)%&*+,-+!.+!-+#.+#-+./012复叠系统耦合系统图９　复叠系统与耦合系统性能对比图Ｆｉｇ．９　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｃｈａｒｔｏｆｃａｓｃａｄｅｓｙｓｔｅｍａｎｄｃｏｍｂｉｎｅｄｓｙｓｔｅｍ３２１兰州交通大学学报第３９卷图９中的复叠系统为本文最优中间冷凝温度（即中间冷凝温度为１５℃）时仿真数据，耦合系统为Ｓｏｎｇ等［１６］的实验数据．可看出相同蒸发温度下，复叠系统性能优于耦合系统．３　结论本文通过Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ搭建Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统，并进行性能测试，结论如下：１）在一定的蒸发温度下，热泵系统存在一个最优中间冷凝温度，使系统的ＣＯＰ最大．２）随着蒸发温度的升高，最优中间冷凝温度也逐渐升高．蒸发温度提高１５℃时，最优中间冷凝温度上升了１３℃．３）中间冷凝温度为１５℃时热泵系统ＣＯＰ整体较高，因此本文得出１５℃为全工况最优中间冷凝温度．中间冷凝温度为１５℃时高温循环和低温循环压缩机的最大压缩比分别为４．６０３和３．６０４，最高排气温度分别为７４．８和７０．４．４）与相同工质对下耦合系统相比较，复叠系统性能优于耦合系统．参考文献：［１］　ＨＯＲＯＵＣＨＩＮ．Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｏｆｐａｃｋａｇｅａｉｒｃｏｎｄｉｔｉｏｎｅｒｆｏｒｃｏｌｄｒｅｇｉｏｎｓ［Ｊ］．Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ，１９９７，７２（７）：７０３７０７．［２］　肖婧，王伟，郭庆慈，等．空气源热泵在北京低温环境下运行性能的现场实测研究［Ｊ］．建筑科学，２０１０，２６（１０）：２４２２４５．［３］　王伟，金苏敏，陈建中，等．空气源热泵热水器双级压缩循环研究［Ｊ］．暖通空调，２００６，３６（９）：５８６１．［４］　郑宗和，杨玉忠，牛宝联，等．双级热泵系统的理论分析与实验研究［Ｊ］．流体机械，２００５，３３（２）：４７?４９．［５］　ＷＵＪ，ＹＡＮＧＺ，ＷＵＱ，ｅｔａｌ．Ｔｒａｎｓｉｅｎｔｂｅｈａｖｉｏｒａｎｄｄｙｎａｍｉｃｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｃａｓｃａｄｅｈｅａｔｐｕｍｐｗａｔｅｒｈｅａｔｅｒｗｉｔｈｔｈｅｒｍａｌｓｔｏｒａｇｅｓｙｓｔｅｍ［Ｊ］．ＡｐｐｌｉｅｄＥｎｅｒｇｙ，２０１２，９１（１）：１８７１９６．［６］　ＪＵＮＧＨＷ，ＫＡＮＧＨ，ＹＯＯＮＷＪ，ｅｔａｌ．Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｂｅｔｗｅｅｎａｓｉｎｇｌｅｓｔａｇｅａｎｄａｃａｓｃａｄｅｍｕｌｔｉ?ｆｕｎｃｔｉｏｎａｌｈｅａｔｐｕｍｐｆｏｒｂｏｔｈａｉｒｈｅａｔｉｎｇａｎｄｈｏｔｗａｔｅｒｓｕｐｐｌｙ［Ｊ］．ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ，２０１３，３６（５）：１４３１１４４１．［７］　ＢＨＡＴＴＡＣＨＡＲＹＹＡＳ，ＭＵＫＨＯＰＡＤＨＹＡＹＳ，ＫＵＭＡＲＡ，ｅｔａｌ．ＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆａＣＯ２Ｃ３Ｈ８ｃａｓｃａｄｅｓｙｓｔｅｍｆｏｒｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎａｎｄｈｅａｔｉｎｇ［Ｊ］．ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ，２００５，２８（８）：１２８４１２９２．［８］　马最良，杨自强，姚杨，等．空气源热泵冷热水机组在寒冷地区应用的分析［Ｊ］．暖通空调，２００１，３１（３）：２８３１．［９］　ＬＸＬ，ＹＡＮＧ，ＹＵＪＬ．Ｓｏｌａｒ?ａｓｓｉｓｔｅｄａｕｔｏ?ｃａｓｃａｄｅｈｅａｔｐｕｍｐｃｙｃｌｅｗｉｔｈｚｅｏｔｒｏｐｉｃｍｉｘｔｕｒｅＲ３２／Ｒ２９０ｆｏｒｓｍａｌｌｈｅａｔｅｒｓ［Ｊ］．ＲｅｎｅｗａｂｌｅＥｎｅｒｇｙ，２０１５，７６：１６７１７２．［１０］　ＹＡＮＧＤ，ＳＯＮＧＹ，ＣＡＯＦ，ｅｔａｌ．ＴｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎｏｆａｃｏｍｂｉｎｅｄＲ１３４ａａｎｄｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇ［Ｊ］．ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ，２０１６，７２：１５６１７０．［１１］　吴青昊，巫江虹．复叠式空气源热泵热水器运行工况及其工质的选择［Ｊ］．低温与特气，２００８（３）：５?８．［１２］　ＤＯＮＧＨＫ，ＨＡＮＳＰ，ＭＩＮＳＫ．ＯｐｔｉｍａｌｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｂｅｔｗｅｅｎｈｉｇｈａｎｄｌｏｗｓｔａｇｅｃｙｃｌｅｆｏｒＲ１３４ａ／Ｒ４１０Ａｃａｓｃａｄｅｈｅａｔｐｕｍｐｂａｓｅｄｗａｔｅｒｈｅａｔｅｒｓｙｓｔｅｍ［Ｊ］．ＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＴｈｅｒｍａｌａｎｄＦｌｕｉｄＳｃｉｅｎｃｅ，２０１３，４７：１７２１７９．［１３］　沈九兵，胡斌，邱建伟，等．Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠制冷系统的实验研究［Ｊ］．制冷学报，２０１３，３４（４）：５９?６３．［１４］　刘忠宝．空调制冷装置与系统［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０１０：３３０３４２．［１５］　罗威．Ｒ１３４ａ／ＣＯ２复叠式空气源热泵系统特性研究与能耗仿真［Ｄ］．合肥：合肥工业大学，２０１９．［１６］　ＳＯＮＧＹＬ，ＬＩＤＺ，ＣＡＯＦ，ｅｔａｌ．ＴｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎｏｎｔｈｅｃｏｍｂｉｎｅｄａｎｄｃａｓｃａｄｅＣＯ２／Ｒ１３４ａｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍｓｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇ［Ｊ］．ＡｐｐｌｉｅｄＴｈｅｒｍａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１７，１２４：１４５７?１４７０．（责任编辑：赵冬艳）４２１。

制冷压缩机性能测试实验报告

6．样机电源：AC 0～300V,容量3Kw，50/60Hz。
7．测试工位：单工位。
8．测试精度：与标准样机测试结果相比偏差在±2%以内。
9．重复精度：三次测试结果中最大值与最小值与平均值偏差在±2%以内。
10．测量参数：压缩机电参数、制冷量、COP、壳体/绕组温度、转速等。
11．控制参数：蒸发温度-40～-5±0.2℃；冷凝温度40～65±0.3℃；
3、通过下述部分实验数据，用EXCEL绘制制冷压缩机分别在不同冷凝温度和蒸发温度下制冷系数的变化曲线图。
实验系统自测压缩机功率：（W）
Tevp(℃)
Tcon(℃)
-20
-15
-10
-5
0
25
49.2
41.4
34.4
28.0
22.2
30
54.7
46.4
39.0
32.4
26.4
35
60.2
51.4
43.7
36.8
30.6
40
65.9
56.5
48.4
41.1
34.6
45
71.7
61.7
53.1
45.5
38.7
实验系统自测量热器功率：（W）
Tevp(℃)
Tcon(℃)
-20
-15
-10
-5
0
25
185.1
184.5
183.8
182.9
181.8
30
177.9
177.3
176.6
175.7
174.7
35
170.7
3、压缩机等熵效率：制冷剂的实际质量流量和压缩机的等熵过程比焓变化量的乘积与压缩机输入功率之比。

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1. 1 基本假设
M g 为制冷剂气体的质量 ; M l 为油的质量 ; h 为比
螺杆制冷压缩机内部为油气混合物的两相流动 , 由于泄漏、热交换、油气之间的相互作用 , 运动部件的摩擦损失以及脉动损失等因素的影响 , 该工作过程为变质量系统的热力过程 . 为便于对其进行过程模拟 , 需忽略一些次要因素 , 现给出以下基本假设: ( 1) 压缩机吸排气腔容积无限大 . 在此假设下 , 可以不考虑吸排过程中的压力脉动影响 . ( 2) 各基元容积在相同转角时 , 制冷剂与油的状态参数分别相同 , 压力相等 . ( 3) 油相无相变 , 不可压缩 . ( 4) 制冷剂气体在流经泄漏通道时 , 由于流速较高 , 认为可压缩 , 而在流经其他通道时认为不可压缩 , 是绝热流动 . 1. 2 控制方程在上述基本假设下 , 取一个工作腔为控制体 , 利用变质量系统热力学原理 , 根据能量守恒、质量守恒方程建立工作腔的热力学基本方程 . 根据变质量系统热力学第一定律 δU = δ Ein - δ Eout - δQ +δW ( 1) 式中 : U 为内能 ; E 为存储能量 ; Q 为热交换量 ; W 为过程功 . 将其分别用于控制体中的气相 ( 制冷剂气体) 和液相 ( 油) , 可得到如下的控制方程 ( 5 h g/ 5 T g) v ・( 5 p/ 5 v g) T 5 hg g g dp 1 = ・ ( 5 p/ 5 T g) v dθ vg 5 vg T g
Theoretical and Experimental Investigation on Working Process of Scre w Refrigeration Compressor with R134a
W u Huagen , Xi ng Zi w en , S hu Pengchen g
( School of Energy and Power Engineering , Xi′ an Jiaotong University , Xi′ an 710049 , China)
Abstract : To acquaint t he working process of screw ref rigeration compressor wit h R134a t horoughly , a new t hermodynamic wit h model for screw ref rigeration compressor is proposed , in which t he effect s , such as internal leakage t hrough five pat hs , gas2oil heat t ransfer ,oil injection and part load , are taken into account simultaneous2 ly. The experimental recording of p - V indicator diagram and t he measurement of screw ref rigeration compres2 sor performance are carried out to confirm t he model. The t heoretical calculation result s coincide wit h t he mea2 sured data well. The proposed model provides a basis for t he performance prediction. Keywords : screw ref ri geration com p ressor ; w orki n g p rocess ; R 134 a
第 38 卷第5期
2004 年 5 月
西安交通大学学报 J OU RNAL O F XI′ AN J IAO TON G UN IV ERSI T Y
Vol. 38 № 5 May 2004
R134a 螺杆制冷压缩机工作过程数值模拟及实验研究
吴华根 , 邢子文 , 束鹏程
( 24)
式中 : M 为油气混合物质量 ; b 为修正系数 ;ε为流量系数 , 由经验取 0 . 5 ～ 0 . 8 ; H 为排气孔口的有效面积 ; < 为林氏关系式系数 .
ρ l 1 - x + 014 ρ x g
1 - x
x
1/ 2 1/ 2
・
( 11) ( 12)
1 + 014
式中 : p 为压力 ; T 为温度 ; v 为比容积 ; V 为容积 ;
u g = C ( 2 ( h1 - h2 ) )
第 5 期吴华根 ,等 : R134a 螺杆制冷压缩机工作过程数值模拟及实验研究
g 1 - xρ
-1
5p 5 Tg
d Tl 1 = dθ Ml
1
vg
5 hg 5 Tg
-1 vg
( 8) ( 9) ( 10)
1/ 2
∑
T l ,i
d M l ,i - Tl dθ
∑
d M l ,o dθ
d Ml 1 Tl dθ cl
∑
d Ql dθ
1 +
x
ρ l
s
d Mg d M g ,i d M g ,o = dθ dθ dθ d Ml d M l ,i d M l ,o = dθ dθ dθ
∑
d M g ,i d Qg ( h g ,i - h g) dθ dθ
vg
图1 泄漏通道
・
( 3)
油气混合物在通过泄漏通道时的流动被认为是气液两相层流流动 , 用下列方程描述 M g = aS u gρ g
M l = ( 1 - a) S u lρ l a = ( 4) ( 5) ( 6) s = 014 + 016
( 西安交通大学能源与动力工程学院 , 710049 , 西安)
摘要 : 为了深入研究螺杆制冷压缩机内部的微观工作过程 ,建立了描述 R134a 螺杆制冷压缩机工作过程的热力学模型 ,全面考虑了螺杆制冷压缩机的 5 个泄漏通道损失、油气混合物热交换、喷油和部分负荷对压缩机工作过程的影响 . 为了验证数学模型 ,录取了表征螺杆制冷压缩机工作过程的 p - V 指示图及测试了压缩机宏观性能参数 . 通过比较表明 ,理论计算结果符合实验测试结果 ( 误差小于 4 %) , 所建立的数学模型能准确地反映双螺杆制冷压缩机的工作过程特性及其宏观性能特征 ,为螺杆制冷压缩机的设计参数优化提供了理论及实验依据 . 关键词 : 螺杆制冷压缩机 ; 工作过程 ; R134a 中图分类号 : TH455 文献标识码 : A 文章编号 : 0253 - 987X ( 2004) 05 - 0487 - 04
d Qg dθ
・
( 2)
v g ( 5 p/ 5 T g)
1 5 h g/ 5 T g)
d Tg = dθ 1
Vg
5 hg 5 vg
Tg
5p 5 v g)
Tg
d vg dθ
L 1 :接触线泄漏 ; L 2 :泄漏三角形泄漏 ; L 3 :阴阳转子
齿顶泄漏 ; L 4 :排气端面泄漏 ; L 5 :吸气端面泄漏
g
焓 ;θ为旋转角度 ; Q 为换热量 ; c 为比热容 ; 下标 g 代表制冷剂气体 ; 下标 l 代表油 ; 下标 i 代表流入 ; 下标 o 代表流出 . 在转子几何特性计算的基础上求得工作腔容积随转角的数值解 , 再结合补充方程 , 可利用龙格 - 库塔法求解上述微分方程 , 得到工作腔内气相和液相随转角变化的状态参数 . 1. 3 补充方程为了提高模型的精确度 , 本文在该模型中补充了实际制冷剂状态方程、泄漏模型、热交换模型以及排气过程模拟 . 1. 3. 1 实际气体状态方程由于上述模型中有很多气体状态的表述 , 因此引入了实际气体的状态方程 , 考虑到制冷工质为 R134a , 故其的状态由下述马丁 - 侯方程表述 5 - κT/ T c A j + B j T + Cj e RT ( 7) p = + ∑ j
螺杆制冷压缩机性能的影响 , 如喷油或泄漏等 , 而是比较全面地考虑了螺杆制冷压缩机内的泄漏损失、油气混合物热交换、喷油和部分负荷等对压缩机工作过程的综合影响 , 也考虑了 R134a 制冷剂本身的特点 . 为了验证数学模型 , 录取了不同负荷工况下表征螺杆制冷压缩机工作过程的 p - V 指示图及测试了压缩机的宏观性能参数 . 通过比较表明 , 理论计算与实验测试结果相符 , 所建立的数学模型能正确地反映双螺杆制冷压缩机的工作过程特性及其宏观性能特征 .
螺杆制冷压缩机由于具有结构简单、可靠性高和振动小等一系列优点 , 已逐渐代替其他类型的压缩机而被广泛地应用于工业制冷以及集中制冷供暖领域 , 因此对于螺杆制冷压缩机的研究显得非常迫切 . 经过多年的发展 , 在活塞式制冷压缩机的工作过程研究方面已经积累了大量的经验 [ 1 ] . 本课题组结合活塞制冷压缩机工作过程计算模拟方面的有益经验和在螺杆压缩机工作过程方面多年深入研究 [ 2～4 ]的成果 , 并且吸取了国外对于螺杆压缩机的大量研究经验 [ 5～7 ] , 建立了螺杆制冷压缩机工作过程的数学模型 . 该模型不再单一地考虑某个因素对
489
u l = u g/ s
( 13)
为[8 ]
1/ 2 εH ( 2ρ Δ ) ・( ( 1 - x ) < + M = (b a l p)
式中 : a 为空泡率 ; S 为泄漏通道的横截面积 ; s 为滑移系数 ; x 为油气混合物干度 ; C 为流量系数 ; h 1 和 h 2 分别为气体的出口和进口比焓 ; u g 和 u l 分别为泄漏通道内气体和油的速度 ;ρ g 和ρ l 分别为泄漏通道内气体和油的密度 . 在本样机中 , 泄漏通道的间隙分别为 :螺杆齿间啮合间隙 0 . 04 mm ; 阳螺杆与齿顶内圆间隙 0 . 05 mm ; 阴螺杆与齿顶内圆间隙 0 . 05 mm ; 螺杆与吸气端面间隙 0 . 4 mm ; 螺杆与排气端面间隙 0 . 05 mm . 1. 3. 3 热交换方程压缩机工作腔的热交换主要有油气混合物之间的热交换以及气体与机体之间的热交换 . 工作腔内的油主要来自喷油孔口 , 喷油流量的计算公式为 1/ 2 Δ ( 14) M l = CF ( 2ρ l p) 式中 : F 为喷油孔口的有效面积 ;Δ p 为喷油孔口两侧压差 ; 试验测得 C 为 0 . 71 左右 . 喷入工作腔的油被不同程度地雾化 , 雾化的总体效果可用索特尔 ( Sauter) 平均直径表示 ∞ ∞ dn dn d 32 = d3 dd d2 d d ( 15) dd dd 0 0