雙級壓縮制冷循環(huán)是將系統(tǒng)制冷工質(zhì)的壓縮過程分兩個階段來進(jìn)行，從而降低系統(tǒng)排氣溫度與壓縮比，經(jīng)節(jié)流閥節(jié)流進(jìn)入蒸發(fā)器中的低溫低壓制冷劑蒸發(fā)吸熱后進(jìn)入低壓壓縮機，壓縮至中間壓力排出與來自中間冷卻器的制冷劑混合降溫后，進(jìn)入高壓級壓縮機壓縮，最后排入冷凝器被降溫冷凝成液體。根據(jù)雙級壓縮的階段性，雙級壓縮制冷系統(tǒng)可布置兩臺壓縮機，一臺為低壓級壓縮機，一臺為高壓級壓縮機；也可只布置一臺壓縮機，一部分氣缸作為高壓缸，另一部分氣缸作為低壓缸，這類的雙級壓縮系統(tǒng)成為單機雙級壓縮制冷循環(huán)。
雙級壓縮制冷系統(tǒng)按系統(tǒng)冷卻方式與節(jié)流次數(shù)的不同，主要分為四種類型即：一次節(jié)流中間完全冷卻與一次節(jié)流中間不完全冷卻系統(tǒng)；二次節(jié)流中間完全冷卻與二次節(jié)流中間不完全冷卻系統(tǒng)。壓焓圖見下表
節(jié)能減排，對制冷系統(tǒng)可以從下幾個方面進(jìn)行考慮：
1、 回?zé)崞餍阅軐χ评湎到y(tǒng)節(jié)能以及運行穩(wěn)定性的影響：為提高制冷系統(tǒng)運行效率以及能源利用率，常采用回?zé)嵫h(huán)，因此回?zé)崞餍试谝欢ǔ潭壬嫌绊懼评湎到y(tǒng)性能
2、 制冷設(shè)備換熱效率的提高以及結(jié)構(gòu)的改進(jìn)：制冷系統(tǒng)運行時為帶走系統(tǒng)冷凝熱以及消除系統(tǒng)熱負(fù)荷，系統(tǒng)換熱設(shè)備需要較大的換熱面積導(dǎo)致系統(tǒng)換熱設(shè)備體積較大，占用空間大，給后期的維護(hù)帶來一定的不便，因此在提高系統(tǒng)換熱設(shè)備換熱效率，改進(jìn)換熱器結(jié)構(gòu)，減小換熱設(shè)備體積等方面進(jìn)行進(jìn)一步的研究。
3、 可再生能源的應(yīng)用：
雙級壓縮系統(tǒng)的仿真計算
雙級壓縮制冷循環(huán)P-h圖圖2-3所示。根據(jù)質(zhì)量守恒與能量守恒定律建立雙級壓縮制冷系統(tǒng)熱力學(xué)模型，主要計算公式如下：
采用EES軟件對升級壓縮系統(tǒng)熱力學(xué)模型編寫計算機程序?qū)404A單機雙級壓縮制冷系統(tǒng)進(jìn)行計算，計算流程框圖2-4所示，并與實驗結(jié)果對比驗證其可靠性。
蒸發(fā)溫度對壓縮機性能的影響
當(dāng)冷凝溫度為28℃，蒸發(fā)溫度從-40℃降低到-60℃時，蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)性能的影響見圖2-5～圖2-7，從仿真與實驗結(jié)果中可以看出壓縮機的排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的降低呈增大趨勢，且隨著蒸發(fā)溫度的降低兩者之間的差值從2℃逐漸增大至15℃，其原因在于1、壓縮機的排氣溫度主要受壓縮比的影響，在保持冷凝溫度不變的前提下，隨著蒸發(fā)溫度的降低，壓縮機低壓級壓縮比與高壓級壓縮比逐漸增大如圖2-6所示，壓縮機運行工況變得惡劣，導(dǎo)致壓縮機的排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的降低逐漸上升2、在對雙級壓縮制冷系統(tǒng)進(jìn)行模擬時，為使模擬計算簡化而沒有考慮系統(tǒng)的不可逆損失，在壓縮機進(jìn)行實際運行工作時這種不可逆的損失必將轉(zhuǎn)化為熱量導(dǎo)致排氣溫度的上升，以及由于蒸發(fā)溫度的降低導(dǎo)致制冷劑流量的降低，使得系統(tǒng)運動部件不能夠及時得到更好的冷卻，從而導(dǎo)致差值逐漸增大，從兩者的結(jié)果來看模擬計算值與實驗結(jié)果基本吻合，其偏差在工程允許的波動范圍之內(nèi)。模擬計算過程中采用比例法來確定中間溫度使得高低壓壓縮比相等，在實際運行過程中由于實驗臺采用的手動調(diào)節(jié)閥，且無相應(yīng)的控制算法與控制程序進(jìn)行調(diào)節(jié)，控制精度相對較差，導(dǎo)致模擬計算高低壓壓縮比與實際運行結(jié)果有一定的誤差如圖2-6所示。
從仿真結(jié)果與實驗結(jié)果可以看出單位壓縮機軸功率隨著蒸發(fā)溫度的增大呈現(xiàn)上升后逐漸降低的趨勢，當(dāng)蒸發(fā)溫度分別為-60℃與-40℃時，壓縮機功率達(dá)到最小值與最大值。壓縮機單位壓縮軸功率主要受系統(tǒng)壓縮比的因素影響；當(dāng)蒸發(fā)溫度降低時雙級壓縮制冷系統(tǒng)高壓級與低壓級壓縮比逐漸增大，高壓級壓縮機與低壓級壓縮機單位壓縮軸功率逐漸增大。而制冷系統(tǒng)在運動部件之間的摩擦等因素導(dǎo)致仿真計算結(jié)果與實驗結(jié)果存在一定偏差。
冷凝器溫度對系統(tǒng)性能的影響
當(dāng)蒸發(fā)溫度為-55℃，冷凝溫度從12℃上升到32℃時，冷凝溫度對制冷系統(tǒng)性能的影響如圖2-8～圖2-10所示，可以看出壓縮機的排氣溫度以及單位壓縮軸功率均隨著冷凝溫度的增大呈上升的趨勢，其主要原因在于冷凝溫度的上升導(dǎo)致系統(tǒng)高低壓壓縮比的增大。當(dāng)冷凝溫度從12℃上升到32℃時，壓縮機排氣溫度的仿真結(jié)果與實驗結(jié)果偏差范圍為4.5-15℃，系統(tǒng)單位高壓級與低壓級的壓縮比的實驗結(jié)果與仿真結(jié)果并不相等，表明制冷系統(tǒng)并沒有按照比例法確定的中間溫度下運行，這在一定程度上加大了兩者之間的偏差。
制冷系數(shù)的對比分析
制冷性能系數(shù)是制冷系統(tǒng)能源利用效率一項重要技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)。制冷性能系數(shù)越大，表示制冷系統(tǒng)運行經(jīng)濟越高。從圖2-11與圖2-12中可以看出當(dāng)蒸發(fā)溫度從-40℃降到-60℃時，制冷COP降低了31%，實驗結(jié)果與仿真測試偏差絕對值為0.46-0.782；當(dāng)冷凝溫度從12℃上升到32℃時，COP下降了27.6%，實驗結(jié)果與仿真測試偏差范圍在0.3-0.36之內(nèi)。制冷系統(tǒng)在運行過程中制冷劑在管道內(nèi)流動時并不是一個理想過程而具有一定的壓降，在進(jìn)行模擬計算時忽略了這些問題，必然導(dǎo)致模擬值與實驗值存在一定的偏差。
中間溫度對排氣溫度的影響
壓縮機排氣溫度變化趨勢如圖3-1所示，從模擬結(jié)果與實驗結(jié)果來看中間溫度對壓縮機排氣溫度影響較小。
中間溫度對中間換熱量的影響
中間冷卻器有壓縮機之肺之稱，具有降低壓縮機排氣溫度，提高蒸發(fā)器換熱效率以及起到一定的油分離等功能。它的冷卻效果與可靠性直接影響到壓縮機的氣動性能與整機效率，對雙級壓縮制冷的安全運行以及對制冷系統(tǒng)運行狀態(tài)的優(yōu)化極為重要。中間溫度對中間冷卻器換熱量的影響如圖3-2所示，模擬結(jié)果與實驗結(jié)果均呈現(xiàn)隨著中間溫度的上升，中間換熱量逐漸減少的趨勢，當(dāng)中間溫度從-26℃增大至-10℃時，中間換熱量減小了36%。中間換熱量隨中間溫度的增加而降低的原因在于，在中間冷卻器冷卻面積一定的情況下，隨著中間溫度的增加，降低了制冷劑的傳熱溫差，傳熱效果變差，從而導(dǎo)致中間換熱量減小，由于在進(jìn)行模擬計算時，忽略了制冷劑在中間冷卻器中的沿程壓力損失，導(dǎo)致了模擬結(jié)果與實驗結(jié)果具有一定的偏差。
中間溫度對單位換熱量的影響
雙級壓縮制冷系統(tǒng)中間溫度對單位制冷量的影響：在低溫工況下，雙級壓縮制冷循環(huán)單位制冷量隨中間溫度的增大而減小，實驗值與模擬計算之間的偏差保持在10%左右。其原因在于隨著中間溫度的上升，中間冷卻器中間換熱量降低，制冷劑過冷后的溫度增大，改變節(jié)流閥節(jié)流狀態(tài)，制冷劑經(jīng)膨脹閥節(jié)流后的焓值增加，導(dǎo)致制冷量的降低。由于系統(tǒng)采用擱架式蒸發(fā)器，蒸發(fā)盤管流程較長沿程損失較大，且制冷劑在盤管中蒸發(fā)吸熱變成蒸汽后后占用一部分傳熱面積，抑制傳熱效果，導(dǎo)致模擬值與實驗值之間的差異。
中間溫度對壓縮機功率的影響
隨著制冷系統(tǒng)中間溫度的增大，壓縮機功率呈線性減小。一方面低壓級單位壓縮軸功率隨著中間溫度的增大而增大；另一方面高壓級單位壓縮軸功率會降低，同時由于系統(tǒng)高低壓質(zhì)量流量比的影響，高壓級比功減小的比例大于低壓級比功增加的比例，導(dǎo)致系統(tǒng)單位壓縮軸功率會隨著中間溫度的增加而減小。由于壓縮機內(nèi)部運動部件之間的摩擦，以及中間冷卻器采用熱力膨脹進(jìn)行系統(tǒng)調(diào)節(jié)，當(dāng)中間溫度逐漸降低時，手動膨脹閥前后壓差增大，導(dǎo)致高低壓質(zhì)量流量比同比增加率增大，導(dǎo)致兩者之間的偏差逐漸增大。
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