涡旋式压缩机喷气增焓系统的热力学分析及优化设计研究

行了计算，计算结果见表 1。
表 1 计算结果
补气压力 （kPa） 无补气
260 420 540 670 810 930
补气量 （kg）
0.460 0.312 0.231 0.16 0.097 0.049
制热量 （kJ） 182.63 261.56 234.98 221.14 209.19 198.64 190.7
2 涡旋式压缩机喷气增焓系统的优化设计
以一台涡旋压缩机的热泵机组为例进行优化设计 分析，假定：蒸发温度为-20 ℃；冷凝温度为 48 ℃；吸气 过热度为 8 ℃；冷凝器出口过冷度为 6 ℃。试对二次节 流喷气增焓制热循环与普通单级压缩热泵循环进行性 能比较；对二次节流喷气增焓制热循环最佳补气压力 进行优化选择。
空气源热泵以消耗一定高品质能量为
代价，利用环境中的低品质热能供热，实现
了能量利用过程的能质匹配，供热量大部
分取自室外空气又还给空气，对环境基本
没有污染，是一种最有竞争力的节能、环保
技术。
但空气源热泵供暖受低温环境温度影
响，随着低温环境温度的降低其供热效果
降低，以至于无法启动运行。为使热泵在低 温环境中高效、安全运行，人们进行了许多
Q′2＝（h1-h5′）＝［（h5-h′5）+（h1-h5）］
（1）
4′为制冷剂蒸气冷凝放热过程，4′-5′为制冷剂蒸气绝热
根据经济器的能量平衡关系式，又可以进一步写出：
节流过程，5′-1 为制冷剂蒸气蒸发吸热过程，1-8 为压缩
（h5-h′5）=（h6-h′4）=α（h7-h6）
（2）
机的压缩过程，8-9-7 为制冷蒸气与补气蒸气混和过程，
补气压力 图 2 制热量随补气压力的变化
p/MPa
70 60 50 40 30 20 10
0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 补气压力
图 3 耗功量随补气压力的变化
ε′
p/MPa
5.0
4.5
4.0
3.5
3.0
2.5
2.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 补气压力
1.4 制冷系数
ε= Q2′ = （h1-h5）+（h5-h5）′ ω′0 （h8-h1）+（1+α）（h2′-h9）
1.5 制热系数
ε′1=
Q1′ ω0′
= （1+α）（h2′-h4） （h8-h1）+（1+α）（h2′-h9）
= ω0′+Q2′ =1+ Q2′ =1+ （h1-h5）+（h5-h5）′ （10）
a.喷气增焓制热循环流程图
b.喷气增焓制热循环压 - 焓图
图 1 喷气增焓系统
技术研发和改进，目前应用较多的是涡旋式压缩机喷气 的制热循环，每个过程线所代表的循环工质的数量并不
增焓系统。
完全相同。
1 涡旋式压缩机喷气增焓系统的热力学分析
对于涡旋式压缩机喷气增焓循环系统的热力学分 析首先需要确定与传统的普通单级压缩制热循环系统
由于冻干机层板前端面与冻干机外表面间有一定 的 距 离 ，在 冻 干 机 门 打 开 后 ，贮 瓶 平 台 前 端 面 与 冻 干 机 层板前端面不能完全对接，瓶子不能通过，故二者间需 要一过渡板作为瓶子的过渡，过渡板只是在冻干机门打 开后才工作，若要关闭冻干机门，则必须先收回过渡板。 过渡板安装在贮瓶平台底板的下方靠近冻干机一侧，靠 两组气缸来实现从贮瓶平台底板的下方伸出到冻干机 层板前端面及上升到过渡板上平面与贮瓶平台底板的 上平面及冻干机层板上平面对齐的动作。 2.9 设备机架的结构及工作原理
喷气增焓系统又称经济器系统，分为一次节流和二 的比较基准。在以下的分析中以二次节流循环为例，取
次节流系统，图 1 示出了二次节流涡旋压缩机喷气增焓 两种循环过程中蒸发器制冷剂循环量相同。若取对于蒸
系统的循环过程。一般单级制热循环为 1-2-3-4-5-1， 发器每千克循环工质的补气量为 αkg，则对喷气增焓制
分。在蒸发器循环工质数量相同的情况下，二次节流喷
气增焓制热循环与普通单级压缩热泵循环相比，蒸发器
吸热量每 kg 循环工质增加了 α（h7-h5）。
1.2 压缩机的耗功量
w0′＝（h8-h1）+（1+α）（h2′-h9）
（5）
来自百度文库
压缩机的耗功量可以看作由低压段和高压段两部
分耗功量组成，低压段部分仅对制冷部分工质压缩，高
Q1′=（1+α）（h2′-h4）
（8）
二次节流喷气增焓制热循环与普通单级压缩热泵
循环相比冷凝器放热量增加：
△Q1=α（h2′-h4）-（h2-h2）′
（9）
增加的供热量为补气增加的供热量扣除压缩机排
气过热温度降低减少的供热量，由于仅仅是温度不同造
成的过热蒸气的焓的差值不会很大，因此总的供热量增加。
输入功 （kJ） 48.92 59.3 51.92 49.6 48.5 48.17 48.37
制热 系数 3.73 4.41 4.7 4.46 4.31 4.12 3.94
注：无补气即指普通单级压缩热泵循环
对照表中数据分析可以得到以下结论：
①二次节流喷气增焓制热循环与普通单级压缩热
泵循环进行性能比较，其制热量和制热系数明显提高。
对照图 1 所示，如果取经济器出口状态 4′和 7 分别
为饱和液体状态和饱和蒸气状态，则补气压力一定，补
气 系 数 也 随 之 确 定 ，故 其 他 条 件 一 定 时 ，二 次 节 流 喷 气
增焓制热循环系统的优化设计也即补气压力的选择。分
析计算中编制了专用计算程序，对普通单级压缩热泵循
环和不同补气压力下的二次节流喷气增焓制热循环进
ω0′
ω′0 （h8-h1）+（1+α）（h2′-h9）
可 以 看 出 ：在 相 同 工 况 下 若 制 冷 系 数 增 大 ，则 制 热
系数也一定增大。蒸发器吸热量不一定增加，耗功量一
定 增 加 ，冷 凝 器 放 热 量 一 定 增 加 ，而 制 冷 系 数 和 制 热 系
数的变化还与制冷量、制热量与耗功量的变化率有关。
设备机架是整个系统的基础，理瓶台、输瓶轨道、百 级 层 流 ，包 括 操 作 屏 等 都 是 固 定 在 机 架 台 板 上 方 ，而 气 动元件的控制部份都安装在机架台板下方，而伺服推拉 瓶装置则是通过联接件来与机架联接起来。设备机架主 要 由 台 板 、框 架 、玻 璃 门 等 组 成 ，玻 璃 门 带 门 保 护 开 关 ， 打开玻璃门系统停止工作，还可以根据客户要求加装无 菌手套，做到无菌生产。 2.10 百级层流的结构及工作原理
将（2）式代回（1）式，则有：
9-2′为压缩过程。应该指出的是对于采用喷气增焓技术
Q′2＝α（h7-h6）+（h1-h5）
（3）
收稿日期：2011 - 02 - 24 作者简介：戎卫国（1950—），男，山西定襄人，大学本科，教授，主要研
究方向：制冷与空调技术。
由于：h6=h5，所以：
Q′2＝α（h7-h1）+（1+α）（h1-h5）
（7）
即：采用喷气增焓技术后，压缩机耗功量增加。其原
因是高压段还要对补气进行压缩做功，但由于采用了中
间 冷 却 措 施 ，使 得 单 位 工 质 耗 功 量 减 少 ，并 且 随 着 补 气
量的增加，节省的耗功量也越多，而节省的耗功量与补
气压力之间的关系，应该有一个最佳中间压力的选择。
1.3 冷凝器放热量
（Shangdong Huayu Polytechnic，Dezhou，Shangdong 253034，China）
Abstract:This paper gives thermodynamics analysis to the circular of blowing out gas to increase enthalpy system of the whirlpool type compressor，pointed out the main factor and impact law to effect blowing out gas to increase enthalpy system performance of the whirlpool type compressor，and study its optimization design. Keywords：whirlpool type compressor；blowing out gas to increase enthalpy；thermodynamics analysis；optization design
Study on thermodynamics analysis and optimization design of blowing out gas to increase enthalpy system of whirlpool type compressor RONG Wei- guo，JIA Ying
压部分则对全部工质压缩。二次节流喷气增焓制热循环
与普通单级压缩热泵循环相比压缩机耗功量增加：
△w=w0′-w0=（1+α）（h2′-h9）-（h2-h8）
（6）
对照图 1（b）所示，如果近似认为压缩机两条绝热压
缩过程线平行的话，则有：（h2′-h9）=（h2-h8），因此：
△w=w0′-w0=α（h2′-h9）＞0
图 4 供热系数随补气压力的变化
p/MPa
③ 补 气 压 力 的 最 佳 值 为 420 kPa 左（下转第 7 页）
制热系数
第 30 卷第 9 期
刘 平：西林瓶自动进出冻干机系统
7
的前半部份已经堆满西林瓶时，甲组气缸带动第一个方 框 向 下 移 动 ，乙 组 气 缸 托 住 其 余 气 缸 不 动 ，到 一 定 位 置 后（方框下边基本挨住平台）气缸松开方 框，将 瓶子 罩 住 ，甲 组 气 缸 上 升 到 原 位 置 ，乙 组 气 缸 带 动 第 二 个 方 框 下移到第一个方框原位置，上面所有的方框在重量作用 下跟随下降一个方框高度的尺寸，甲组气缸动作托住第 二 个 方 框 ，乙 组 气 缸 退 回 托 住 上 方 的 一 个 方 框 ；方 框 罩 住瓶子后，导向机构动作，方框两侧基本挨住导向杆，伺 服推拉瓶装置向前推动整框瓶子往前到达平台的后半 部份指定位置后退回，继续进瓶，当储瓶平台的前半部 份 已 经 堆 满 西 林 瓶 时 ，重 复 上 述 动 作 ，第 二 个 方 框 与 第 一 个 方 框 都 在 储 瓶 平 台 上 ，且 相 互 连 接 好 ，伺 服 推 拉 瓶 装置将二个方框一起推进冻干机，再次重复上述动作， 完 成 进 瓶 动 作 ；出 瓶 时 ，甲 组 气 缸 下 降 将 第 一 个 方 框 托 住后上升到一定位置后停止，乙组气缸下降托住第一个 方框，当平台上第二个方框及瓶子拉到平台的前半部份 时 ，甲 组 气 缸 下 降 重 复 上 述 动 作 ，将 所 有 方 框 由 两 组 气 缸全部托起一层层叠好。 2.8 过渡板的结构及工作原理
第 30 卷第 9 期 第Vo3l0.3卷0 第N9o.期9
企业技术开发 TECHNOLOGICAL DEVELOPMENT OF ENTERPRISE
2011 年 5 月 May 2011
涡旋式压缩机喷气增焓系统的热力学分析及优化设计研究
戎卫国，贾 莹
（山东华宇职业技术学院，山东 德州 253034）
（4）
分析上述公式可以看出：采用喷气增焓技术后，循
4
企业技术开发
2011 年 5 月
环工质在蒸发器的吸热量可以看作由两部分组成，补气
部 分 工 质 的 吸 热 量 为（3）式 右 边 第 一 部 分 ；其 余 部 分 为
工 质 在 蒸 发 压 力 下 吸 热 量 ，吸 热 量 为（3）式 右 边 第 二 部
摘 要：文章对涡旋式压缩机喷气增焓系统循环过程进行了热力学分析，指出了影响涡旋式压缩机喷气增焓系统性能
的主要因素和影响规律，并对涡旋式压缩机喷气增焓系统的优化设计进行了研究。
关键词：涡旋式压缩机；喷气增焓；热力学分析；优化设计
中图分类号：TH45
文献标识码：A
文章编号：1006-8937 （2011）09-0003-02
采用喷气增焓技术的二次节流制热循环与传统制热循 热循环过程的热力学分析如下。
环的主要区别在于：从冷凝器出来后的高压制冷剂液体 1.1 蒸发器制冷量
分为两路：制冷回路和补气回路。其中，2′-4 为冷凝过
对照图 1（b）所示，喷气增焓系统的制冷量为：
程，4-6 为绝热节流过程，6-7 为补气吸热蒸发过程，6-
②对于二次节流喷气增焓制热循环，随着补气压力
的提高其制热量、耗功量逐渐减少，而制热系数开始增
大，随后减小，存在最佳补气压力，如图 2、图 3、图 4 所示。
制热量（kJ）
输入功（kJ）
280 260 240 220 200 180 1600 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0