随晶侠
佛山市顺德区美的饮水机制造有限公司 广东省佛山市 528000
摘要：压缩机作为制冷系统的心脏，它对制冷系统的整体性能具有决定性的作用。压缩机运转频率、吸气过热度等变量对制冷量、吸排气压比、容积效率、制冷剂比容等性能参数都具有一定的影响。定量分析有关变量对压缩机性能参数的影响，有助于不断改善制冷系统性能。
关键词：吸气温度；有效过热；单位容积制冷量；效率
引言
目前，我国冷库系统压缩机普遍采用双位控制启停方式调节容量，系统能耗高、设备寿命短，库温的波动导致冷冻冷藏产品贮藏品质降低。变频调节系统通过对压缩机频率和膨胀阀开度的控制调节，改变系统中制冷剂流量，实现系统运行工况和库内负荷的动态匹配。通过PID控制算法保证过热度的稳定性与可控性，从而达到智能控制的目的。
1有效吸气过热的分析计算
制冷系统吸气过热分为有效过热和无效过热。有效过热泛指发生在蒸发器内、有效参与换热降温而产生的温升。在制冷系统循环过程中，散失在环境中，未起到降温效果而引起的温升，视为无效过热，如压缩机吸气管路的温升。实际工程应用中，无效过热会使单位容积制冷量下降，所以在实际运行过程中，要尽量避免无效过热的产生。吸气有效过热度的增加，会增大单位质量制冷量，但制冷剂气体体积同样会变大，造成单位质量制冷剂在压缩机入口体积变大，而压缩功为入口体积的一次函数，使压缩功增加。本文针对固定的压缩机入口容积，采用单位容积制冷量，探讨制冷剂在不同蒸发压力下，增大蒸发器出口制冷剂气体有效过热度，对制冷性能的影响。单位容积制冷量比值的变化趋势也反映了系统制冷性能的变化趋势。
2实验设备及有关参数
水冷式压缩机实验台的系统循环主要包括压缩机性能测试循环和水源(冷凝用水和蒸发用水)循环。压缩机性能测试循环涉及压缩机、冷凝器、储液器、过冷器、质量流量计、膨胀阀(EXV)、蒸发器、油分离器等部件。所用压缩机为上海日立电器公司生产的FG720CG1UY型滚动转子式压缩机，其适用制冷剂为Ｒ22，允许变频范围为25～130Hz，压缩机的额定频率为72Hz。选用PUN－601EH型增压泵为换热器水循环提供动力，其测试范围为115Lmin，最大扬程为25m。采用Ｒosement压力变送器测量压缩机的吸排气压力，其量程为0～3MPa，精度为±0．5MPa。采用PT100铂电阻测量水温，其测试精度为A级。对系统制冷剂循环流量，采用科氏力流量计进行测量，其测量范围为0～10kgmin，测量精度为±0．1kgmin。运用数据采集仪对系统参数进行监控、测量。
2.1补气增焓制热循环原理
补气增焓多联机制热循环压焓图如图1所示。一般空气源热泵型多联式空调机组制热循环为1－2－3－4－1，采用中间补气增焓技术的空气源低温多联机制热循环为1－7－8－2'－3'－4'－1。补气增焓的低温多联机制热循环与普通多联机制热循环的主要区别在于:从冷凝器出来的高压制冷剂液体分为两路，制冷回路和补气回路。2'－3冷凝过程，3－5补气回路的节流过程，5－6补气侧吸热蒸发过程，3－3'制冷剂蒸气冷凝放热过程(二次过冷)，3'－4'主路制冷剂节流过程，4'－1主路制冷剂蒸气蒸发吸热，1－7主路制冷剂的压缩过程，6－8－7补气蒸气与经过一次压缩的制冷剂混和过程，8－2'为二次压缩过程。
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2.2变容量控制策略
变容量控制策略分为以压缩机变频器为执行机构的第一闭环控制回路控制器和以步进电机为执行机构带动的电子膨胀阀开度控制的第二闭环控制系统控制器。闭环系统采用PID控制器控制。采集冷库库温与过热度实际值并与设定目标值做差，将差输入PID控制器并计算出所需压缩机运行频率及电子膨胀阀开度。PID控制算法基本原理如图2(a)所示。控制包含比例、积分和微分三部分。比例环节使用比例系数减少偏差，积分环节主要消除稳态误差，而微分环节主要对系统进行提前修正，加快系统调节速度。
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KP表示比例调节系数，TI表示积分调节系
数，TD表示微分调节系数。通过Ziegler_Nichols［15］方法对PID参数进行整定。为了解决第一和第二闭环控制系统间强耦合关系造成的系统不稳定，提出了基于BＲISＲOL的相对增益理论的解耦控制，控制原理图如图2(b)所示。
3实验结果分析
当系统蒸发压力、冷凝压力为定值时，压缩机不同运转频率下过热度对压缩机制冷量的影响如图3所示。压缩机的运转频率为90Hz时，相比70Hz时，其制冷量要高出0．28～0．77kW;压缩机的运转频率为70Hz时，相比50Hz时，其制冷量要高出0．3～0．79kW。这是由于随着压缩机运转频率的增加，系统制冷剂流量随之增大而引起的。在压缩机的运转频率为定值时，压缩机的制冷量是随着吸气过热度的增大而下降的。这是由于压缩机容积系数与吸气过热度成反比，过热度增加后容积系数减小，于是导致制冷剂流量减小。蒸发温度、冷凝温度、吸气过热度、过冷度等实验变量，主要是通过压缩机吸排气压比影响压缩机容积系数、压力系数，进而影响压缩机容积效率。压缩机以不同频率运转时，其吸排气压比与吸气过热度成正比(见图4)。吸气过热度的降低，表征蒸发器内两相换热区延长。在满足相同换热量的前提下，蒸发器换热温差减小、蒸发温度升高，则蒸发压力升高。尽管此时冷凝压力也有所升高，但冷凝压力升高比重小于蒸发压力升高比重，因而吸排气压比减小。
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3.1螺旋压缩膨胀制冷循环性能分析
在对螺旋压缩膨胀制冷机制冷循环进行热力性能分析之前，我们先进行一些简化处理，以便能更直观的说明螺旋压缩膨胀制冷机制冷循环的特点。（1）气体在螺旋压缩膨胀制冷机各级螺旋压缩叶片内压缩的压比相同；（2）气体在制冷机中的散热过程贯穿于压缩过程的始终，且散热是均匀的；（3）气体在制冷循环中的冷却过程和吸热过程是等压过程；（4）螺旋压缩膨胀制冷机制冷循环膨胀过程与布雷顿制冷循环膨胀过程相同；（5）气体在换热器内冷却和吸热过程不存在传热温差。
3.2热水进水温度对系统性能的影响
本文中，通过控制热水箱中的电加热器，分别给吸附制冷系统提供了5组不同的热水进水温度。热水进水温度对系统性能的影响。在吸附制冷系统中，热水进水温度是对系统制冷效果，特别是SCP，影响大的一个参数。相对于55℃热水进水温度时，系统在90℃热水进水温度时的SCP提升了207%。更高的热水进水温度可以使吸附剂在脱附时达到更高的温度，从而脱附出更多的水汽。因此在下一个循环时，可以吸附更多的水汽，从而增大系统的制冷量。然而在本文的吸附制冷系统中，热水进水温度对COP的影响并不是很大，COP的大值和小值的差距仅为5%。COP在90℃时相对于85℃有略微的下降，主要原因则是热损在高温时有略微的增大。
3.3TE材料的换热系数
在理论分析的基础上，对过冷特性做了进一步的研究。结果发现，对使用不同换热系数的TEC，均会出现类似的过冷特性，如图5所示。在相同实验条件下，通过增加热端对流换热系数h，可以使得TEC的过冷特性达到更低的冷端温度。同时，换热系数的大小基本不影响TEC到达最低温度的时间和过冷状态的持续时间。因此，在TEC工作状态进行计算或仿真的过程中，选取固定的换热系数h，对过冷特性的计算结果没有实质性的影响。这是因为TEC热端的换热系数值仅代表其热端的散热能力。在实际应用中，TEC热端散热可以通过采用空气对流换热、水冷散热等等实现对TEC过冷特性可达到的最低温差的调节。
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3.4导热流体在各个位置的温度曲线
图6所展示的是在优化后的运行参数下，导热流体在各个位置的温度曲线。系统的优运行参数如下：90℃热水进水温度、25℃冷却水进水温度、16℃载冷水水进水温度、660s吸附/脱附时间、85s回质时间、50s回热时间、8kg/min热水/冷却水流速以及2kg/min载冷水流速。载冷水出水温度在运行过程中一直低于载冷水入水温度，证明了系统有稳定的持续制冷能力。在试验中，载冷水出水温度为5～7℃，符合预定目标。热水进水温度在完成回热阶段之后有个快速的、较大幅度的下降，这表示了有一部分完成了回热阶段之后的低温水涌入了热水箱并导致了热水温度下降，同时也表明了由静电喷涂技术制作的涂敷式吸附床具有良好的传热能力。热水与冷却水流速相近，然而热水温度在完成回热阶段之后下降幅度大，而冷却水温度下降幅度小，是因为冷却塔容量为200L而热水箱容量仅为50L。
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4吸气过热度在项目现场的应用
以某50000m3/d天然气液化项目为例，预冷段制冷剂采用R290，蒸发温度为-30.3℃，制冷压缩机吸气温度为-10℃，吸气过热度20.3℃。对预冷段天然气和混合冷剂降温，天然气出口温度为-25.7℃，混合冷剂出口温度-24.5℃。在不调整系统其它运行参数的前提下，通过气动调节阀调整供液量，逐步将吸气有效过热度由20℃提高到60℃后，蒸发温度降为-31.1℃（降低0.8℃），预冷段天然气和混合冷剂出口温度稳步降低；当预冷段天然气出口温度变为-27.3℃（降低1.6℃），混合冷剂出口温度变为-25.2℃（降低0.7℃），系统趋于稳态运行。二部分合计增加制冷量15.6kW，制冷量提高2.8%。将蒸发温度降低0.8℃对应的冷量和耗功进行计算修正到蒸发温度-30.3℃对应制冷量后，合计增加制冷量5.1%。通理论计算，此时单位容积制冷量增比约为7%。出现这种偏差是由于理论计算做了一些条件假设，而实际运行过程为多种运行条件的耦合，故认为此偏差在分析值偏离范围内，变化趋势基本与图3一致。说明此理论计算曲线变化规律，在实际工程应用中，有一定的指导作用
结束语
对于低温制冷系统，相比传统PID控制策略，使用神经元PID控制策略调节压缩机容量与蒸发器过热度，有控制精度高、系统库温温度稳定、蒸发器过热度低、系统能耗低等优点，为神经元PID控制策略在低温制冷系统的应用提供新的思路。
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