R22地源热泵单螺杆式压缩机循环性能研究
摘要：针对天津市一实际地下耦合地源热泵示范工程，在对所采用的地源热泵机组中的单螺杆式压缩机产品样本数据分析的基础上，具体拟合出了单螺杆式压缩机运行的输气系数和绝热效率与压缩比之间的关系式，并与往复活塞式压缩机相比较，结果表明单螺杆式压缩机可获得较高的输气系数。同时分析了不同工作温度对单螺杆式压缩机循环性能的影响，所得结论为单螺杆式热泵系统数值模拟和运行特性分析提供了基础数据。
关键词：单螺杆 压缩机 地源热泵 循环性能
前言
单螺杆压缩机是近十几年发展起来的新型容积式压缩机。它具有重量轻、体积小、结构简单、运转可*、振动噪声小、维护简便等优点，在日本被誉为新时代的压缩机。单螺杆压缩机主要用于冷冻机组、空调机和热泵[1]。以往地源热泵机组大都采用往复压缩式，随着压缩机技术的发展，近几年来，单螺杆式压缩机在热泵系统中尤其在大型系统中得到了较多的推广和应用。与往复活塞式压缩机相比，在同样的工况条件下，它可获得较高的输气系数。压缩机性能，尤其是输气系数和总效率是热泵和空调系统循环分析和运行动态特性分析的基础数据。鉴于单螺杆式压缩机性能的定量分析和研究少有文献报道，本文结合天津市一地下耦合地源热泵实际示范工程，对所采用地源热泵机组中的单螺杆式压缩机产品样本数据分析的基础上，具体拟合出了单螺杆式压缩机运行的输气系数和绝热效率与压缩比之间的关系式，并分析了工作温度的变化对压缩机循环性能的影响。
1.输气系数和总效率
所研究的热泵机组采用的是MS-14M半封闭单螺杆式压缩机，压缩机的理论排量为158.24m3/h,ARI额定工况下的制冷量为159.3KW，制冷剂为R22，压缩机电机输入功率为35.84KW，电机转速为2880rpm。
1.1输气系数
压缩机输气系数（亦称容积效率）是指制冷压缩机的实际输气量与理论输气量之比[2]，即。根据产品样本提供的冷凝温度分别为35℃、40℃、45℃、50℃、55℃，蒸发温度在-15℃～10℃范围内的制冷量，利用作者自己编制的制冷剂物性参数计算程序和公式(1)分别计算出相应的输气系数，计算结果见图1。
λ＝（Qeνs）/((Vn/3600)qe)(1)
式中Qe——蒸发器吸热量，kW
Vn——理论排量，m3/h
νs——吸气状态的比容，m3/kg
拟合出关联Pc/Pe的输气系数表达式（2）,关联式的线性相关度为93.6％，均方差为2.1×10-2。
λ＝1.06165-0.02411（Pc/Pe）-0.00383（Pc/Pe）2（2）
由图1可见，压缩机工作时其压力比Pc/Pe不能太高，即冷凝压力Pc（也就是冷凝温度tc）不宜太高，蒸发压力Pe（也就是蒸发温度te）不宜太低，否则，输气系数λ就会降低。对于单螺杆式压缩机输气系数在压缩比为3时可达0.95。单螺杆式压缩机与活塞式压缩机的对比曲线，其中活塞式压缩机输气系数按(3)式计算[2]。可以看出，在常用的热泵运行工况范围内，单螺杆式压缩机的输气系数都要高于活塞式压缩机。
(3)
1.2绝热效率
绝热效率是指压缩机的理论耗功与实际耗功之比[2]。同样由样本提供的数据根据制冷剂物性参数计算程序和公式（4）分别计算出相应的压缩机效率。
（4）
根据计算结果，拟合成以下关联式：
η＝-0.14585+0.60256（Pc/Pe）-0.14352（Pc/Pe）2+0.01028（Pc/Pe）3(5)
关联式的线性相关度为88.125％，均方差为1.47×10-2。
&n bsp; 2.工作温度的变化对单螺杆式压缩机性能的影响
地源热泵系统的显著特征就是用地下埋管换热器回收土壤热源。该换热器的传热受到地区气候、土壤等因素的影响。不同地区的土壤环境条件，就会产生不同的埋管传热效果。而这一传热过程的强弱必然使埋地换热器的进出口水温发生变化，变化的水温又将导致热泵系统的冷凝器或蒸发器的工作温度发生变化，从而影响整个热泵系统的工作性能[3]。本科研工程采用的地源热泵机组中的单螺杆式压缩机，其转速、理论输气量是不变的，但是由于季节的变化，引起负荷的改变，其工作温度也在发生变化。工作温度变化时，单位质量制冷量qe、理论压缩功wt、循环制冷剂流量Gr都要发生改变，从而使制冷量Q0和消耗的功率发生改变，因为制冷量为：
Qe＝qeλ(Vh/3600)/νs(6)
式中Qe——蒸发器吸热量，kW
qe——单位质量制冷量，kJ/kg
Vn——理论排量，m3/h
νs——吸气状态的比容，m3/kg；
消耗的有效功率为：
Wt=wλ(Vh/3600)/（νsη）(7)
由上述可见，同一台热泵压缩机制冷量Qe、有效功率Wt分别与输气系数λ及单位容积制冷量qe，压缩机的总效率η，及单位容积压缩功w等数值有关。
2.1工作温度变化对单螺杆式压缩机制热系数COP的影响
工作温度变化对地源热泵系统来讲通常是由于地区的不同及季节的改变所引起的，图4示出了不同的蒸发温度下冷凝温度改变引起的制热系数COP的变化。可以看出，制热系数COP随着冷凝温度的降低而降低，因此再次说明冷凝温度不宜过高。从图上还可以看出此种单螺杆压缩机很适合用于地源热泵机组中，因为对地源热泵系统来讲，冬季制热工况下，在土壤、回填材料特性和远界土壤温度一定的情况下，为满足吸热量的要求，埋管周围土壤和埋管内流体的温度必然处于一个较低的水平上。较低的埋管换热器进、出水温，一方面导致了热泵机组蒸发温度的降低和循环性能系数的降低；另一方面，过低的埋管换热器进水温度，有可能产生结冰现象。因此，冬季供暖季节通常将蒸发温度控制在0℃左右，有图4可以看出在热泵工作工况范围内压缩机COP可达3.5以上。夏季制冷工况下，地下埋管与热泵机组冷凝器相接，室内冷冻水管与蒸发器相接。通过制冷剂循环，不断的将室内热量释放到地下低温土壤中。排热量的大小取决于埋管内的介质与土壤之间的热交换，最终取决于埋管周围土壤之间的热质交换。由试验观察表明，夏季热泵机组运行时，蒸发温度可和通常的空调制冷系统一样，按5℃的工况运行，由图4可见夏季压缩机COP可达4.5以上。
2.2工作温度变化对吸热量、放热量和输入功率的影响
热泵机组冬季运行时，蒸发器的吸热量最终取自埋管周围土壤之间的热质交换。当以水为管内换热介质时，为防止结冰，蒸发器水的出口温度应保持在0℃以上。根据实验观察，在保证蒸发温度为0℃时，蒸发器的水的出口温度在2℃左右。根据以上工况，按照拟和出的输气系数和总效率公式，分别计算出单螺杆式热泵机组随冷凝温度变化的吸热量、放热量和输入功率结果，见图5。夏季热泵机组运行时，按5℃的工况运行，同样按照拟和出的输气系数和总效率公式，分别计算出夏季单螺杆式热泵机组随冷凝温度变化的吸热量、放热量和输入功率结果。
地源热泵的运行工况要适应冬夏季空调末端负荷的需要，事实上，对于热泵空调系统而言，冬季冷凝温度稳定在55℃已经可以满足供水温度的要求[4]，由图5，此时机组从地下吸热量为107KW；而夏季冷凝温度可以确定在45℃[4]，此时机组向地下排热量为199.2KW，通过比较可以发现，夏季向土壤的排热量几乎是冬季自土壤的吸热量的2倍。但是由于夏季较高的循环性能系数，其输入功率反而低于冬季的输入功率。
3.结论
1)根据单螺杆式压缩机产品样本数据 分析，具体拟合出了单螺杆式压缩机运行的输气系数和绝热效率与压缩比之间的关系式，并与往复活塞式压缩机相比较，结果表明单螺杆式压缩机可获得较高的输气系数。
2)分析了不同工作温度对单螺杆式压缩机循环性能的影响，所得结果表明单螺杆压缩机应用于地源热泵机组中可获得较高的制热系数，并说明热泵机组运行过程中冷凝温度不易过高。
3）通过对R22单螺杆式压缩机循环性能分析研究，所得结论为单螺杆式热泵系统数值模拟和运行特性分析提供了基础数据。
参考文献：
[1]Jeon,Y.C.,JamesLi,C.Non-lineararxmodel-based kull back index for fault detection of ascrew compressor. Mechanical Systems and Signal Processing. Volume:9,Issue:4,July,1995,pp.341-358.
[2]杨磊.制冷原理与技术[M].北京：科学技术出版社，1988，2.
[3]周亚素、张旭、陈沛霖土壤源热泵机组冬季供热性能的数值模拟与实验研究东华大学学报（自然科学版）Vol.28No.1Feb.2002.
[4]王景刚自然工质热泵循环和地源热泵运行特性研究：[博士论文].天津：天津大学，2003.
