高压腔与低压腔涡旋压缩机_中华文本库
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高压腔涡旋压缩机 与低压腔涡旋压缩机特点
高压腔与低压腔涡旋压缩机的划分，主 要是对全封闭涡旋压缩机中，电机所处在 的工作环境温度进行区分。 电机处于排气侧（壳体内为排气压力）， 称为高压腔（一般以HITACHI为代表)； 电机处于回气侧（壳体内为回气压力） ， 称为低压腔（一般以COPELAND为代表）。 两种结构的涡旋压缩机，与其结构对应 具有相应的特点，且各具优缺点。
高压腔涡旋 压缩机结构
机架 曲轴 防自转滑环 电机（定、 转子）
内置式过流、 过热保护器
主轴承 壳体 压差供油
低压腔涡旋压缩机结构
壳体内高低压分隔板
防自转滑环 电机（定、 转子） 主轴承
吸气口 离心供油 壳体
高压腔结构（Hitachi） （Hitachi）
低压腔结构
具有较大的排气缓冲容积, 振动小, 输气均匀 吸气预热小﹑容积效率高 (直接吸气) 润滑得到可靠保证(可以采 用压力供油润滑) 压缩机中可以有较多的润滑 油起良好的润滑﹑冷却及液体 阻塞作用 直接吸气不存在液体制冷剂 对润滑油膜的破坏作用 承受轴向气体力的能力较好, 螺钉只起紧固作用
吸气段具有较大的缓冲容积 电机的工作环境较好(低温 ﹑低压) 壳体大部分低压,气密性及 受力较好 抗液击的能力较强，对进入 管道中的异物﹑杂质抵抗能力 较强
高压腔结构（Hitachi） （Hitachi）
低压腔结构 较强的吸气预热造成容积效 率下降 较小的排气缓冲容积,噪音﹑ 振动较大 压缩机中油量必须严格控制, 润滑密封效果较差 液体制冷剂有可能破坏润滑 油膜,造成轴承润滑恶化 壳体内高﹑低压腔的存在， 增加了密封的难度
较小的吸气缓冲容积,吸气 消音效果较差 抗液击的能力较差 高压壳体对气密性及强度要 求较高 电机工作环境恶劣，直接吸 气容易因杂质﹑异物损坏压缩 机
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高压腔涡旋压缩机工作原理
高​压​腔​涡​旋​压​缩​机​,​其​特​点​在​于​通​过​改​变​制​冷​剂​的​流​动​路​线​,​避​免​了​无​效​过​热​,​从​而​提​高​了​压​缩​机​的​运​行​效​率​,​此​外​还​具​有​润​滑​稳​定​等​优​点​,​较​之​传​统​涡​旋​压​缩​机​更​加​高​效​可​靠​。
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你可能喜欢&&&&涡旋压缩机是一种容积式压缩机，利用涡旋转子与涡旋定子的啮合形成了多个压缩室。随着涡旋转子的平移转动，各压缩室内容积不断发生变化，实现对气体的吸人与压缩。涡旋压缩机结构简单，运动部件少，容积效率高，运行噪声低，近年来在空调机组上的应用越来越广泛，大有替代活塞压缩机之势。但是涡旋压缩机在国内的应用时间还不是很长，对其使用过程中故障的分析还不多。笔者就涡旋压缩机实际运行过程中出现的一些故障进行详细的分析，并提出相应的改进措施。
&&&&1涡旋压缩机主要故障
&&&&笔者对近几年来处理过的压缩机故障问题进行归类，主要有以下四种:
&&&&①浮动密封圈损坏，高低压串气。由涡旋压缩机的结构特点可知，为了在涡旋定子上部提供适当的气体压力，在涡旋定子上的适当的中间压缩处开了一个中间压力通道，以提供中间压力。在中间压力腔上部设有浮动密封装置，因此涡旋顶部受排气压力与中间压力作用。除了平衡涡旋内部压缩气体压力以外，还提供了顶端和底槽间的密封力，该密封力靠浮动密封圈来实现。该密封圈由一种类似于橡胶或的非金属材料制成。故障现象一般表现为压缩机电机完好，并且能够通电运行，但机组的排气压力不升高，吸气压力也不降低，吸气与排气几乎没有压差，排气管不热，吸气管也不凉。压缩机电流与额定值差别很大，事实上压缩机在空转。
&&&&②涡旋盘损坏。涡旋盘损坏除有上述浮动密封圈损坏的特征外，还能听到压缩机内部明显的金属撞击声，这是涡旋盘被击碎后的金属碎片相互撞击或与压缩机壳体撞击的声音。
&&&&③电机烧毁。当接通时，熔断器熔断或短路器跳断，压缩机无法启动。
&&&&④电机抱轴，轴承损坏。压缩机电源接通时，听到机壳内电动机有嗡嗡的声音，但不运转，并且电流上升很快，几秒钟后，压缩机内部过载保护或外部热继电器保护动作，切断电源。有时保护器来不及动作，很快达到堵转电流，可能直接导致电机烧毁。
&&&&2故障原因分析及防治措施
&&&&2.1笔者对数台故障压缩机解剖后发现，密封圈发生了局部的融化或是断裂。其原因是:由于泄漏等原因，吸气压力降低(但是即使装了低压保护装置，也可能还没有达到保护设定值，而低压保护并没有切断)，吸气过热度增大，致使排气温度迅速升高，这时，如果未装排气温度保护器，或是安装不当，会使系统存在严重的过热现象。避免密封圈发生热损坏最有效的办法是正确安装排气温度保护器。排气温度保护器的温度设定一般为125一130℃；排气温度保护器的感温包一般安装在压缩机排气管上，距离排气口不超过150mm，感温包与排气管固定要牢固，并且需要严格保温；排气温度保护器的接线可以和压缩机的其他保护措施(如高压保护或低压保护)串联起来，共同形成对压缩机的保护。
&&&&2.2涡旋盘损坏一般是由液击引起，主要有三种情况:一是开机的瞬间有大量的制冷剂液体进人压缩机；二是水流量不够(蒸发负荷减小)，压缩机有回液现象；三是机组热泵运行除霜不好，大量液体制冷剂没有蒸发就进人压缩机，或是四通换向瞬间蒸发器(热泵运行时为冷凝器)内的液体进人压缩机。[1]&&&&
?(01.12 09:47)?(01.11 15:15)?(01.11 09:50)?(01.04 10:45)?(12.30 10:03)?(12.29 09:27)?(12.24 11:58)?(12.21 16:25)?(12.18 17:46)?(12.17 09:36)
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淘豆网网友近日为您收集整理了关于单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性的文档，希望对您的工作和学习有所帮助。以下是文档介绍：单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性 第 64卷第 1O期 2013年 1O月化工 CIESC 学报 Journal Vo1.64
No.10 October
2O13 单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性刘琦,马国远,许树学(北京工业大学环境与能源工程学院,北京 100124) 摘要:将 R410A为工质的单机双级滚动活塞压缩机闪发器系统用于房间空调器,能有效地降低排气温度、提升制冷/制热能力,具有显著的节能效果。通过对单机双级滚动活塞压缩机闪发器热泵系统的分析计算,得出压缩机适宜的高低压腔容积比为 4/5。对研制出的样机进行了实验研究,结果表明,在蒸发温度为 5￣C,冷凝温度为 35￣45￣C的工况下,制冷 COP 最高可达 3.8l,排气温度低于 91￣C;蒸发温度为一5~ 一10￣C,冷凝温度为 40￣C 时,制热 COP 最高可达 3.38,排气温度低于 1ll℃。关键词:滚动活塞压缩机;R410A;单机双级压缩;容积比;性能系数 DOI:10.3969/j.issn.. 中图分类号:TB 61 5
文献标志码:A
文章(来源：淘豆网[/p-5657608.html])编号:(99—07 Perform ance characteristics of two— pression heat pum p system coupled with dual—cylinder rolling
pressor LIU Qi,MA Guoyuan,XU Shuxue (School of Environmental and Energy Engineering,Beijing University of Technology,Beijing 100124,China) Abstract: W hen the tWO—pression cycle coupled with dual—cylinder rolling
pressor is used in the room air conditioner with the refrigerant of R410A , its heating/cooling capacity can b(来源：淘豆网[/p-5657608.html])e rem arkably improved and the discharge temperature can be reduced.By analyzing thermodynam ically the tWO— pression heat pump system coupled with dual—cylinder rolling
pressor, sim ulated calculation indicated that the favorable volume ratio of higher—pressure cham ber to lower pressure one was 4/5.The experiments for the developed prototype were conducted.The experimental results showed that the coefficient of perform ance (COP) for cooling cond(来源：淘豆网[/p-5657608.html])itions could go up to 3.81 and discharge tem perature was lower than 91℃ when evaporating temperature kept 5℃ and condensing tem perature varied from 35℃ to 45℃. and COP for heating conditions could rise up to 3.38 and discharge temperature was lower than ll1℃ when condensing temperature was 40￣C and evaporating temperature varied from 一 5℃ to 一 10￣C. COP could be im proved by 6.8
pared with one—pression cycle. Key words:(来源：淘豆网[/p-5657608.html]) R410A ; two— coefficient of per— form anee 收到初稿,收到修改稿。联系人:许树学。第一作者:刘琦(1988一),女,硕士研究生。基金项目:国家自然科学基金项目()。 Received date: 2O13一 O2— 22. Corresponding author:XU Shuxue,XSX@ bjut. Foundation item : supported by the Nationa1 Natura1 Science Founding of China (). ·3600 ·
化工学报 第 64卷引 言根据《蒙特利尔议定书》, 发展中国家将在 2030年实现氢氟氯烃(HCFC) 类物质的冻结生产,这对于 HCFC 主要生产国的中国而言,提出了新的挑战。中国的空调产量全球第一, 目前 90
以上的家用空调使(来源：淘豆网[/p-5657608.html])用的制冷剂为 R22工质, R22替代工作已变得刻不容缓_】]。替代制冷剂大致可分为 3类:氢氟烃(HFC)类制冷剂、自然工质、烃(HC)类制冷剂]。用于替代 R22的 HFC 类环保工质主要有 R407C、R410A 和 R134a等。 R407C的传热特性较差,所以其换热面积将大大增加,同时它是非共沸制冷剂,在换热器中存在很明显的温度梯度,其管路应作特别布置,早些年应用于家用空调和容量不大的单元式空调,不适合多联机, 目前已不在家用空调器和单元式空调器应用了;R410A 由于具有优良的传热特性和流动特性, 将会在单元空调中替代 R22;R134a在大型空调系统中应用比 R410A 可能更有前景,因为 R410A 的压力过高,在大型系统中是一个问题。所以在小型空调中较多采用 R407C、R410A,而从性能和相关技术方面,R410A 比 R407C更为容易投入产品开发 。 R410A作为房间空调器制冷剂,其优势在于具有优良的传热特性和流动特性 l_1],在相同排气容积下的制冷能力约为 R22(来源：淘豆网[/p-5657608.html])的 1.4倍【3 ;其不利在于 R410A 系统压力是 R22的 1.6倍_4],这对于压缩腔内的密封性有较高要求。而双级滚动活塞压缩机的开发可以很好地解决这个问题,且压缩机本身效率也有所提高_5]。我国采暖和空调的能耗约占全国能源总消费的 14.85
,为了促使空调器更高效、更节能,我国于 2010年颁布实施的 GB 12021.3— 2O1O《房间空气调节器能效限定值及能效等级》,空调器的能效指标得到较大的提高。带经济器的制冷系统能够显著改善空调机组的能效比而得到广泛应用,陈文俊等嘲对 3HP空气源热泵机组采用补气增焓技术, 实验验证了补气后系统制热能力增大 17
, 同时能效比增加 2%~9
,可有效降低排气温度; 胡洪等 对蒸汽喷射的涡旋压缩机空气源热泵系统进行研究,表明存在最佳中间补气压力范围使系统排气温度运行在安全状态。而与过冷器系统相比, 使用闪发器作为系统的经济器可以有效改进系统性能,一是有实验验证了闪发器的制热能力高于中间换热器循环【8二是闪发器的成本(来源：淘豆网[/p-5657608.html])相对较低;三是闪发器系统更接近于两级压缩循环,其系统构成较过冷器简单,进人压缩机辅助进气口的气体更接近于饱和蒸气 。针对低温环境下制热量不足和可靠性差的问题,带经济器的涡旋压缩机热泵系统被认为是最为经济、最有效的改善方案口。其中, 前节流闪发器系统比过冷器系统和后节流闪发器系统在低温工况下可以更有效地提高制热性能,再考虑到其构造简单的特点,它是寒冷地区用小型空气源热泵比较适宜采用的热力循环。涡旋压缩机主要用在 3~5HP大功率高档空调器上,而滚动活塞压缩机相对较低的制造成本和相对较高的性能在小容量(3HP以下,一般在 2HP左右)空调里仍占据主要地位。田华等_1 开展了 CO 双级滚动活塞压缩机的研究,根据设计的结构参数进行了运动和受力分析。张倩等 n 针对 R32排气温度高的问题, 提出了采用双缸滚动活塞式压缩机实现两级压缩制冷循环的方案来降低系统的压缩比和排气温度并提高性能系数。Bertsch等口采用工质 R410A 对两级压缩一次节流空气源热泵进行了模拟和实验研究,实验验证可以提高空调器(来源：淘豆网[/p-5657608.html])的性能。川巡功|3]开发了用双缸的两个压缩腔进行二级压缩,在中间连接部进行气体喷射的方式。国内外对于双缸压缩机本身的研究偏多,但是对于 R410A 作工质的双级压缩循环用于空调器的实例很少。Heo等__】模拟了以 R410A 为工质的双缸滚动活塞压缩机容积比对带补气技术的热泵系统的影响,表明了低压级气缸容积已确定或总容积比已确定时,存在最优容积比使系统能效比达到最大。本文将 R410A 为工质的单机双级滚动活塞压缩机闪发器系统用于房间空调器,建立双级压缩分析模型,优选出适宜全年运行的高低压腔容积比, 并用研制出的样机,对该闪发器系统的性能进行全面的实验研究。 1
分析模型图 1是带闪发器的单机双级滚动活塞压缩系统的流程图和循环 图。它主要是由冷凝器、膨胀阀 A、闪发器、膨胀阀 B、蒸发器和单机双缸滚动活塞压缩机等组成,其中压缩机为格力生产样机, 结构示意图如图 2所示。位于压缩机高压腔和低压腔之间的中间腔是一个混合室,低压腔的排气在此第 1O期 刘琦等:单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特(来源：淘豆网[/p-5657608.html])性 high pressure stage dual-cylinder rolling
pressor low pressure stage (b)p.h graph
带闪发器的单机双级滚动活塞压缩系统 Fig.1
Two— pression system coupled with dual—cylinder rolling pressor 6 图 2 单机双缸滚动活塞压缩机结构示意图 Fig.2
Structural representation of dual—cylinder roiling pressor 1一
2一 h 3-- discharge port: 4——rotor and stator: 5-- suction inlet 6一 gas— 7一 midd1e chamber 与来自闪发器的饱和气体混合并被冷却。压缩机排出的过热态制冷(来源：淘豆网[/p-5657608.html])剂气体,流向冷凝器散热后变为过冷态制冷剂液体(7~ 9),然后流过膨胀阀 A (9~ 10) 节流为气液混合物,接着进入闪发器,在闪发器中分为液相(4) 和气相(3);气体理论上应为饱和气体,流入到压缩机的中间腔;液体制冷剂流人膨胀阀 B (4~ 5)再次节流后进入蒸发器(5~ 1),然后进入压缩机低压腔, 进行一级压缩(1~ 2),排入压缩机的中间腔, 与从闪发器出来的饱和气体混合后一起进入压缩机高压腔(2+ 3
6),进行二级压缩(6~ 7), 然后由压缩机排出的气体进入冷凝器,从而完成了该系统的工作循环。由于闪发器中的两相分离,增大了通过蒸发器的制冷剂焓差,同时由于补气的作用保证进入蒸发器为液体制冷剂,改善了换热效果,从而提升整体效率。而且,从闪发器中出来的饱和气体的温度要比压缩机低压腔排出的气体温度低,这有助于降低压缩机的排气温度。用能量守恒和质量守恒定律,对图 1 (b)的热力循环进行分析,可以得出该系统的主要性能如下: 单位制冷量 qo— hl— h4
(1) 单位制热量 qk— h7一 h9
(2) 低压级压缩机单位理论功 I 一 h2一 h1
(3) 高压级压缩机单位理论功 WH — h 7一 h6
(4) 制冷能效比 c0P 一 _
hi=h 4 r/m。 cL
【_ 。h6一 h9 j7iH m。 H r/VH 制热能效比 COPh— COP 十 1
(6) 压缩机高低压腔容积比 nL￣VLnH r/v
7)1 (7) H ‘^6一 n9 J 按公式刀一1—0.61-1一(p。/p )
进行指示效率计算,
代表压缩机排气压力,P 代表压缩机吸气压力;压缩机电效率取 0.55口;容积效率取 0.9 E& ;计算时假设低压级容积效率叼、, 与高压级容积效率 77、, 相等,且两缸同轴转动,即转速 L 和 H相等。模拟的制冷工况取蒸发温度 5℃,冷凝温度分别取 35、40、45℃;制热工况取蒸发温度为一 5℃和一10℃,冷凝温度为 40℃。过热度取 10℃,过化工学报 第 64卷 3 循环的能效比在不同工况 F随容积比的变化 Fig.3
Variation of coefficient of performance with volum e ratio 冷度取 5℃。按照式(1)~ 式(7) 模拟出循环实际的制冷能效比 COP 、制热能效比 COP 随容积比的变化规律。图 3为单机双级滚动活塞压缩闪发器系统的制热和制冷能效比随高低压腔容积比的变化曲线。图中曲线的标识中,COP 后的数字表示工况,第一个数字为蒸发温度,第二个数字为冷凝温度。通过模拟结果可以看出,随着高低压腔容积比的增大,系统的能效比的变化均呈现先增大后减小的趋势。在模拟工况范围内,对于制冷工况,容积比 在(3/4)~ (4/5)之间取值时,系统 cop接近最大值;对于制热工况, 容积比 对系统 COP值影响不明显。因此,高低压腔容积比的适宜值范围为(3/4)~ (4/5)。本文选取容积比￣=4/5的压缩机进行实验。 2
测试系统与数据实验测试系统如图 4所示,符合国家标准 GB/T 15765-- 2006《房间空气调节器用全封闭型电动机一压缩机》及 GB/T 5773— 2OO4《容积式制冷剂压缩机性能试验方法》。单机双缸滚动活塞压缩机的高低压腔容积比 4/5。通过调节冷冻水、冷却水的温度和高低压级的电子膨胀阀来模拟系统的运行工况,中间回路的手动阀用来切换系统为单级压缩循环或是二级压缩中间补气循环,中间回路及高低压级的电子膨胀阀来控制补气量或中间压力。压力参数通过压力变送器送至数据采集仪,温度参数通过热电阻送至数据采集仪,冷却水和冷冻水流量通过涡轮流量计测量,使用的仪表主要参数如表 1所示。表 1 使用的仪表主要参数 Table 1
M ain param eters of m eters Sensor
M anufacturer temperature
± 0.2℃ 一 Ptl00
INOR pressure
± 0.2
O一 2.5 M Pa
— Huba transducer
O一 4.5 M Pa
— Huba flowrate meter
O一 2.5 kg·S一 LZB-50
格乐普 ampere meter
± 0.2
Accuenergy W att meter
O一 1 0 kW
Accuenergy data logger
± 0.2
一 HP34970A
Agilent cooling capacity
一 heating capacity
一 一 一 coefficient of
一 performance ① pressure transducer
① temperature transducer
shut offv manua1 expansi。n valve
◎ sight glas。 喇 check va1ve
l l turbine f1。wmeter 图 4 单机双级滚动活塞压缩机闪发器空调测量系统 Fig.4
M easurement system of two— pression coupled with dual—cylinder rolling pressor 1一 tube—in—tube heat exchanger (water); 2一 tube.in—tube heat exchanger (glycol—water); 3一 dua1-cylinder r0 4
flash tank 第 1O期 刘琦等:单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性 。3603 ‘按照表 2所示工况(即模拟工况) 分别进行测试,数据记录以蒸发温度/压力、冷凝温度/压力、过热度、过冷度、中间补气压力为记录标准,另外需时刻注意排气温度。在检测完系统气密性之后, 首先关闭中间回路的手动阀进行单级循环测试,在控制柜上设定冷却水和冷冻水温度,同时调节高低级的电子膨胀阀,待系统稳定后,通过数据采集仪记录数据找出单级系统特定中间压力;之后,完全开启中间回路的手动阀和电子膨胀阀,系统补气压力均需大于单级系统特定中间压力,调节高低级的电子膨胀阀保证同一工况,系统稳定后通过数据采集系统记录数据。表 2中 P 一￣/ p。,
。是蒸发压力,P 是冷凝压力。然后分别取 1.Op 、 1.1p 、 1.2
为中间补气压力进行实验,这是由于当系统压缩机的高低压腔容积比为定值时,会存在一个特定的中间压力,而补气压力要大于该中间压力时才会发生补气效果, 由单级压缩来确定该特定中间压力,而通过实验发现,当补气压力恰好为 P 值时,略大于该特定中间压力,实验可行。 3
结果与讨论图 5~ 图 7是制冷工况下单机双级滚动活塞压缩机闪发器系统的主要性能参数随相对中间压力的变化,相对中间压力即为中间压力与 的比值。性能曲线图例中的第一位数字表示蒸发温度,第二位数字表示冷凝温度,如 5—35在图中表示蒸发温度为 5℃、冷凝温度为 35℃的性能曲线。图 5为系统制冷 COP 随中间压力的变化情况。从图中可以看出,当中间压力(补气压力)逐渐增大时,COP 值先逐渐增大;当中间压力约为 1.1户时,COP 出现最大值;COP 最大值与最小值可相差 0.5~ 1,COP 最大值比单级压缩 COP 值高 6.8
。之后 COP 值随着中间压力的增大而逐步降低。当蒸发温度不变, 图 5 制冷能效比随中问压力的变化 Fig.5
Variation of COP with relative intermediate pressure 图 6 制冷量随中间压力的变化 Fig.6
Variation of cooling capacity with relative intermediate pressure 图 7
制冷工况排气温度随中间压力的变化 Fig.7
Variation of discharge temperature with relative interm ediate pressure under re{rigerating mode COP 值随冷凝温度的降低而增大,其中蒸发温度 5℃、冷凝温度 35℃时,COP 值可达 3.81。图 6为系统制冷量随中间压力的变化情况,制参
Il000 ·3604 ·
化工学报 第 64卷冷量随中间压力的变化情况与 COP 基本一致,在中间压力为 1.1
时制冷量出现最大值,当蒸发温度 5℃、冷凝温度 35℃时,制冷量可达 4.8 kw 。图 7是对应的排气温度随中间压力的变化情况。从图中可以看出,随着中间压力的升高,压缩机的排气温度显著降低;在实验工况范围内,中间压力每升高 0.1p ,排气温度降低 2.3~ 3.8￣C。中问压力为 1.0
时,与单级压缩系统的排气温度相差不到 1℃。实验工况中,蒸发温度 5￣C、冷凝温度 45℃,压缩机排气温度最高可达 89.O℃, 中间压力 1.1
时,压缩机排气温度最高可达 85.6℃。蒸发温度不变时,冷凝温度越高,排气温度越高;在实验工况范围内,保持相同中间压力不变,冷凝温度每升高 5℃,对应的排气温度升高 5.8~ 7.3℃。图 8~图 10是制热工况下单机双级滚动活塞压缩机闪发器系统的主要性能参数随相对中间压力的变化。图 8为系统制热 COP 随中间压力的变化情况。如图所示,COP 的实验结果与制冷工况的变化趋势一样,当中间压力逐渐增大时,COP 值逐渐增大,当中间压力约为 1.1P 时,COP 出现最≥趸 rJ
景 relative intermediate pressure 图 8 制热能效比随中间压力的变化 Fig.8
Variation of COPh with relative interm ediate pressure relative intermediate pressure 图 9 制热量随中问压力的变化 Fig.9
Variation of heating capacity with relative intermediate pressure relative intermediate pressure 图 1O
制热工况排气温度随中间压力的变化 Fig.10
Variation of discharge temperature with relative intermediate pressure under heating mode 大值,COP 最大值与最小值可相差 0.08~ 0.4, COP 最大值比单级压缩 COP 值高 7.3
,之后 COP 值随着中间压力(补气压力) 的增大而逐步降低。制热工况的能效比变化没有制冷工况的大。当冷凝温度不变,COP 值随蒸发温度的升高而增大,其中蒸发温度一5℃、冷凝温度 40℃时,COPh值可达 3.39。图 9为系统制热量随中间压力的变化情况,制热量随中间压力的变化趋势与 COP 基本一致,不同的是,在中间压力约为 1.2pm'时制热量出现最大值;蒸发温度一5℃,冷凝温度 4O℃时,制热量可达 4.8 kW 。图 1O是制热工况对应的排气温度随中间压力的变化情况。与制冷工况一样,压缩机的排气温度随着中间压力的升高而显著降低,且中间压力越大,排气温度降低效果越明显;在实验工况范围内,中间压力每升高 0.1P ,排气温度降低 4.1~ 9.0℃。中间压力为 1.O
时,与单级压缩系统的排气温度相近。冷凝温度不变时,蒸发温度越低排气温度越高;在实验工况范围内,保持相同中问压力不变,蒸发温度每降低 5￣C,对应的排气温度升高 5.5~ 14.5℃。这表明制热工况由于补气而降低排气温度效果比制冷工况明显。实验工况中,蒸发温度~ 1O℃、冷凝温度 40￣C,压缩机排气温度最高可达 ll0.9℃,中间压力 1.1p 时,压缩机排气温度可达 104.6℃。 4
结 论通过以上对 R41OA 为工质的双级滚动活塞压缩机闪发器系统的理论分析和实验研究,得出以下结论。(1)系统的能效比随高低压腔容积比的增大呈第 1O期 刘琦等:单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性 ·3605 · 现先增大后减小的趋势,压缩机高低压腔容积比的适宜值范围为(3/4)~ (4/5)。(2)系统能效比和制冷/热量随着中间压力的增大也呈现先增加后减小的趋势,能效比和制冷量在相对中间压力为 1.1时达到最大值,制热量在相对中间压力为 1.2时达到最大值。在蒸发温度为 5℃,冷凝温度为 35℃时,系统制冷能效比 COP 和制冷量可达到 3.81和 4.8 kW ;蒸发温度为一5℃,冷凝温度为 40￣C时,制热能效比 COP 和制热量可达到 3.39和 4.76 kw 。(3)压缩机排气温度随着中间压力的增大而显著降低,在实验工况范围内,相对中问压力每升高 0.1,排气温度在制冷工况下降低 2.3~ 3.8℃,而制热工况下降低 4.1~ 9.0￣C。 RL ’ H 1 ’'U6 仇L’rbH L ,
H 77mo vI_’ V“下角标 1,2,3,… RefeFences [1] [23 [3] [4] Es] 符 号 说 明制冷剂焓值,kJ·kg 分别为低压级、高压级压缩机转速,r·s 分别为低压级、高压级进口蒸气比容, m。·kg 分别为低压级、高压级压缩效率分别为低压级、高压级指示效率电动机效率分别为低压级、高压级容积效率状态点 Zeng Weiqiang (曾伟强). Experimental study using R410A instead of R22 for air-conditioner [J]. China Appliance Technology (家电科技),—45 Wang Wei(王玮),Chen Jiangping (陈江平). Cost analysis on replacement of R22 with R410A [J]. RPfrigeration Technology (制冷技术),—24 Chuan Xungong (川巡功). High efficiency technologies for pressor EJ]. China Appliance Technology (家电科技),):64—65 Li Jiantao (李建涛),Zhong Yijun (钟义军). The application and investigation of air—conditioner using R410A EJ].Refrigeration(制冷),):卜3 Fu Yongjian (富永健),Chi Tianming (池田明),et a1.Dual—pressor used in the room air conditioner [J]. China Appliance Technology (家电科技), 201l (4): 86 [6] E7] [83 [9] [1o] [11] [12] [13] [14] [15] [16] [17] Chen Wenjun (陈文俊),Yan Zhiheng (闫志恒),Lu Zhimin (卢志敏). Experimental study on improving capacity of air-source heat pump at low outdoor temperature [J]. Journal of Refrigeration (制冷学报),): 49—54 Hu Hong (胡洪),Huang Hu (黄虎),Zhang Zhongbin (张忠斌),Yuan Dongxue(袁冬雪),Gong Jinzhu (宫金珠), Chen Zemin (陈泽民). Experimental study on air source heat pump with two pressor system under variable
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MaGuoyuan (马国远),Li Hongqi(李红旗). pressor(旋转压缩机)[M]. Beijing:China Machine Press, O播放器加载中，请稍候...
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单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性 第 64卷第 1O期 2013年 1O月化工 CIESC 学报 Journal Vo1.64
No.10 October
2O13 单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性刘琦,马国远,许树学(北京工业大学环境与能源工程学院,北京 100124) 摘要:将 R410A为工质的单机双级滚动活塞压缩机闪发器系统用于房间空调器,能有效地降...
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