空調系統(tǒng)制冷劑最佳充注量試驗研究教材

1、研究報告第 20100161 號上海日立電器有限公司R410A 空調系統(tǒng)制冷劑最佳充注量試驗研究技術體系壓縮機開發(fā)部開發(fā)一室張李君 李一波探討期間 ：2010 年 6 月 2010 年 7 月報告日期 ：2010年 7 月摘要建立了空調系統(tǒng)制冷劑最佳充注量的數(shù)學模型，分析了制冷劑充注量和電子膨脹閥開度對變頻 空調制冷量、功率、 EER、蒸發(fā)溫度、吸氣溫度、過熱度的影響及原因。提出了空調系統(tǒng)最佳匹配特 性的原則，制冷系統(tǒng)存在最佳充注量，通過調節(jié)壓縮機的運行頻率實現(xiàn)容量調節(jié)，通過調節(jié)電子膨 脹閥使蒸發(fā)器出口趨近飽和狀態(tài)，此時蒸發(fā)器過熱度趨近于0，制冷量及 EER達到最佳值。關鍵詞： 制冷劑充注量、

2、電子膨脹閥、制冷量、過熱度、 EER目錄緒 言 31. 空調系統(tǒng)制冷劑量數(shù)學模型 41.1 引言 41.2 制冷劑量數(shù)學模型 42. 試驗系統(tǒng)及方法介紹 52.1 試驗系統(tǒng) 52.2 實驗目的及方法 92.3 空調系統(tǒng)流程及兩器分析 103. 實驗結果與分析 123.1 電子膨脹閥特性變化曲線 123.1.1 溫度特性變化曲線 123.1.2 制冷量、功率、能效比的變化曲線 133.2 制冷劑充注量特性變化曲線 143.3 空調系統(tǒng)最優(yōu)效率的匹配方法 154. 小結及展望 164.1 小結 164.2 展望 175. 主要參考文獻及資料 176. 致謝 17緒言（一）研究的動機制冷劑充注量與制

3、冷裝置的工作特性是緊密相關的，如果充注量過大 , 將引起蒸發(fā)溫度、冷凝 溫度上升 , 由于冷凝器和蒸發(fā)器參與換熱的有效面積減小 , 蒸發(fā)器不能將冷量充分發(fā)揮出來； 如果 充注量過小 , 蒸發(fā)、冷凝壓力都下降 , 蒸發(fā)器的傳熱溫差增加了 , 而制冷劑的制冷量卻減少了 , 系 統(tǒng)工作特性也不符合要求。目前 SHEC的正在大力開發(fā) R410A冷媒的定頻及變頻壓縮機， 壓縮機與空調系統(tǒng)的匹配的研究顯 得更為重要。對一定容量的壓縮機而言，在空調系統(tǒng)的匹配中，一般通過調節(jié)制冷劑充注量、毛細 管長度或電子膨脹閥開度來尋找系統(tǒng)運行最佳效率狀態(tài)。在實際調節(jié)過程中，即使空調系統(tǒng)節(jié)流裝 置要求使用毛細管，也先是用電

4、子膨脹閥對系統(tǒng)進行調節(jié)，找到運行的最佳點后，再更換相應的毛 細管來匹配。目前，國內有關于 R22 毛細管長度與制冷劑充注量方面的研究與報道，但對于R410A空調器方面的研究較少。因此，研究空調器性能參數(shù)隨電子膨脹調節(jié)和制冷劑充注量變化的規(guī)律，具有重大 的實踐意義。（二）研究經(jīng)過理論分析階段： 閱讀關于制冷劑充注量及空調系統(tǒng)運行特性方面的文獻，探討如何開展試驗。探討的結果是 : 采用 ASA804變頻壓縮機，格力 26級 2 級能效空調系統(tǒng)，節(jié)流裝置采用電子膨脹閥。實驗準備及實施階段：在公司的焓差室實施實驗，為了保證實驗數(shù)據(jù)的真實性及可靠性，必須 連續(xù)運行空調系統(tǒng)，中間停機次數(shù)盡量少。在一個充注

5、量下將膨脹閥開度從小調節(jié)到大，機組連續(xù) 運行，每個工況運行 4 個小時左右待穩(wěn)定后采集數(shù)據(jù)。每個充注量下采樣點約16-20 個，共 6 個充注量。數(shù)據(jù)分析階段： 總結電子膨脹閥及制冷劑充注量的特性變化規(guī)律。結合理論分析變化原因。找到調節(jié)空調系統(tǒng) 的最佳效率點的依據(jù)和方法。（三）研究對象ASA804SD壓縮機和格力 KFR-26GW/E（26541）FdNA空調系統(tǒng)，原機的節(jié)流裝置是毛細管，為了能 夠快速簡便地調節(jié)制冷劑流量，實驗中采用電子膨脹閥作為節(jié)流裝置。（四）研究的目標通過對 R410A空調系統(tǒng)制冷劑充注量機和電子膨脹閥特性理探討完成后，能夠為R410A空調最優(yōu)效率的壓縮機匹配提供方法和依

6、據(jù)，提高壓縮機與空調系統(tǒng)匹配的工作效率。1. 空調系統(tǒng)制冷劑量數(shù)學模型1.1 引言制冷或空調系統(tǒng)的正常運轉取決于所充注的制冷劑量是否合適 , 若系統(tǒng)中制冷劑充注不足會使 蒸發(fā)器蒸發(fā)量不足 , 蒸發(fā)溫度、冷凝溫度都下降 , 蒸發(fā)器的傳熱溫差增加 , 制冷劑的流量減少會使蒸發(fā) 器內的制冷劑液體未流完全程就蒸發(fā)為氣體 ,而導致壓縮機回氣溫度過高 ,回氣比容增大 , 造成制冷 量不足且出口過熱度過大 ,排溫過高 , 壓縮機易造成熱保護。若加液過量又會使進入冷凝器的制冷劑 太多 ,導致排氣壓力過高 , 液態(tài)制冷劑回流 , 停機時過多的制冷劑液體通過毛細管轉移到蒸發(fā)器中 , 再 次起動時過多的制冷劑液體以

7、兩相態(tài)出蒸發(fā)器 , 溢入壓縮機造成液擊現(xiàn)象?？照{系統(tǒng)中絕大部分的制冷劑主要存在于蒸發(fā)器和冷凝器中，相對來說，節(jié)流裝置(毛細管 / 電子膨脹閥)、壓縮機和管路中的制冷劑則非常少，甚至可以忽略不計。最佳制冷劑充注量應是滿足蒸發(fā)器和冷凝器在最佳傳熱條件下兩者質量之和，從而使系統(tǒng)的制 冷量和能效比達到最佳的狀態(tài)。1.2 制冷劑量數(shù)學模型(1) 蒸發(fā)器制冷劑量數(shù)學模型 對于分體式空調而言，蒸發(fā)器中的大部分處于兩相流狀態(tài)，而在蒸發(fā)器出口部分為蒸氣過熱階 段。制冷劑蒸氣的比體積是飽和液體的近百倍 , 因此如上所述， 這部分過熱蒸氣及壓縮機內部的制冷 劑量之和通常不足 20 克,大部分制冷劑都集中在兩相區(qū)域內

8、。蒸發(fā)器兩相段的長度為：qmCpv shL o 1 (m) (1-1) oO在蒸發(fā)器的兩相段中, 制冷劑的狀態(tài)按蒸發(fā)溫度下的飽和狀態(tài)確定, 其制冷劑的充灌量可按公式(1-2) ：Ge (1 qmCpOv sh) (1 Xbf)t(LVev Vl)lnVl(VVvv Vl) (kg) (1-2)(2) 冷凝器器制冷劑量數(shù)學模型在冷凝器中 , 根據(jù)制冷劑狀態(tài)不同可分為過熱段、冷凝段、過冷段三部分 , 三部分的相對位置由 冷凝器與周圍環(huán)境換熱條件而決定。 由于過熱段制冷劑蒸氣的比體積是飽和液體的近百倍 , 氣體的質 量非常少 , 大部分制冷劑都集中在兩相區(qū)和過冷段。冷凝器兩相段的長度為：h3 h4q

9、mCpl scLk(1)L c (m) (1-3)h2 h4 k在冷凝器的兩相段中下面公式計算：, 制冷劑的狀態(tài)按冷凝溫度下的飽和狀態(tài)確定, 其制冷劑的充灌量可按4Gk hh23 hh44 (1 qmCpkl sc) (1 Xbf)t(LVev Vl)lnVl(VVvv Vl) (kg) (1-4)(3) 空調器系統(tǒng)制冷劑量數(shù)學模型空調器系統(tǒng)通常采用夾帶回油 , 使用的潤滑油與制冷劑完全或部分互溶 , 制冷劑氣體在潤滑油中 的溶解度與溫度及壓力有關 , 可表示為(1-5)y c1p3 c2p2 c3p c4t3 c5t2 c6t c7 通常溶解度隨著壓力的升高而增大 , 隨溫度的上升而減少。當

10、溶解度求出后 ,根據(jù)壓縮機的注油 量和機殼內的工作壓力和溫度 , 可得出溶于潤滑油中制冷劑的量Gy Goil y (kg) (1-6) 1y制冷系統(tǒng)的制冷劑充注量應為蒸發(fā)器，冷凝器，潤滑油及管路中制冷劑質量之和：G Ge Gk Gy Gt (kg) (1-7) 式中Gt 管路中的制冷劑質量，一般估計為0.2kg 左右。工程上為簡化計算 , 常采用以下經(jīng)驗公式對制冷劑充灌量進行估算 :G 0.5334VH 0.224Vk Gy Gt (1-8)2. 試驗系統(tǒng)及方法介紹2.1 試驗系統(tǒng)(1) 空調系統(tǒng)本次試驗系統(tǒng)在格力睡美人系列 KFR-26GW/E(26541)FdNA 系統(tǒng)上進行 26 工況的

11、試驗，原機標稱是 26 2 級空調。以下為系統(tǒng)的配置參數(shù)。型號KFR-26GW/E(26541)FdNA冷媒及充注量 (g)R410A 1.11Kg額定電壓( V) /頻率( HZ)220V 50Hz節(jié)流方式毛細管 2.7 1 500 mm原機壓縮機三洋 6RZ110H1A制冷量 (W)2700(850-3300)制冷功率 (W)620(225-1180)制熱量 (W)3400(870-4400)制熱功率 (W)850(210-1350)最大輸入功率1400循環(huán)風量 m3/h550空調能效等級2級2)空氣焓差法試驗臺空調系統(tǒng)的制冷 / 制熱量可采用房間型量熱計法或空氣焓值法進行測量。 其中空氣

12、焓值法試驗裝 置按照布置的不同主要分為有：房間式、風洞式、環(huán)路式和量熱計式空氣焓值法試驗裝置。本回實 驗室是風洞式空氣焓差試驗臺。圖 2.1 風洞式空氣焓差法試驗臺圖 2.1 是空氣焓差法試驗臺的裝置圖。由測試室、工況設備、測試本體、控制系統(tǒng)及測量系統(tǒng) 組成，各組成部分主要功能如下測試室 測試室分室內、室外兩間，由聚胺酯庫板裝配而成，地面采用了能耐溫耐濕的復合地板。 為了保證室外側低溫試驗的要求，在室外側的地面上敷設了與墻體相同的保溫庫板。測試室還 裝有雙層真空玻璃，以觀察測試過程。工況設備測試室的工況設備由空氣調和箱、室內 / 室外側工況機、電加熱器和加濕器組成。其作用是 對測試室內的空氣狀

13、態(tài)進行調節(jié)，以達到我們進行實驗所需的工況條件，使測試在一個穩(wěn)定的 環(huán)境下進行，以準確測試空調器的性能。測試室的室內側采用孔板送風的方式，室外外側采用 側送風的方式。測試本體 測試本體用來測試空調器出風口的干濕球溫度和空調器室內機的循環(huán)風量。其內外膽為不 銹鋼板，中間保溫采用聚胺酯發(fā)泡。測試本體的前半部分為靜壓腔和出風溫度測量端；中間為 風量測試段；最后為引風機段。引風機的轉速通過變頻器調節(jié)。改變變頻器的輸出頻率使空調 器的出口靜壓為零。控制系統(tǒng)本裝置采用分布式的控制系統(tǒng)， 由計算機、 PLC和 PID 組成。PLC用于控制各種設備的運行，監(jiān)控設備狀態(tài)； 4 個 PID 分別控制室內室外的干濕球

14、工況。被測空調器的出風靜壓也由 PID 調 節(jié)，計算機通過串行通訊連接 PLC和 PID，可以設置和監(jiān)控整個監(jiān)控過程。測量系統(tǒng) 測量系統(tǒng)包括數(shù)據(jù)采集儀、電參數(shù)儀和數(shù)據(jù)采集記錄儀。除了滿足制冷、制熱量測試的基 本要求外，通過配置的壓力變送器和熱電偶溫度計，可以測量空調器的內部系統(tǒng)壓力和各部位 溫度，為空調器同的匹配優(yōu)化提供依據(jù)。被測空調系統(tǒng)的制冷量按照式（ 2-1 ）進行計算：tciqmi(ha1 ha 2) /Vn (1 Wn) 顯熱量按照式（ 2-2 ）進行計算：sci qmiCpa (t a1 ta2)/ Vn(1 Wn) 潛熱量按照式( 2-3 )進行計算：(2-1)(2-2)(2-3)

15、sciqmiCpa (ta1 ta2)/ Vn(1 Wn) 圖 2.2 風洞式空氣焓差法原理圖1. 被側空調器室內機組 2. 干濕球溫度測量裝置 3. 靜壓取樣裝置 4. 出風溫濕度采集風洞5. 空氣流量測量風洞 6. 噴嘴前后壓差裝置 7. 噴嘴 8. 引風機 9. 整流柵圖 2.2 是風洞式空氣焓差法測試本體的原理圖，主要部件如下： 靜壓室，測量空調器的出口靜壓；取樣裝置，測量空調機組的進出口的干球和濕球溫度； 整流柵，保證氣體進出噴嘴時氣流的穩(wěn)定； 噴嘴，用于測量流經(jīng)的氣體流量。為保證測試精度，噴嘴喉部風速應控制在1532m/s。當一個噴嘴不能滿足風量測試的要求時，可啟用多個噴嘴，測試的

16、風量為每個噴嘴流量之和。啟用多個噴 嘴時盡可能使之對稱布置。不同喉徑噴嘴的空氣流量測試范圍如下：70：207485m3/h80：271633m3/h100：424989m3/h引風機，用來補償測試裝置的空氣流動阻力。測試時調整引風機的風量，使空調器的出口靜壓 為零，此時用本裝置在穩(wěn)定狀態(tài)下測得的風量和制冷 / 制熱量即空調器在試驗運行條件下的風量和制 冷 / 制熱量。qv K 2Cd A 1000 PvVn (2-5)通過單個噴嘴的循環(huán)風量的體積流量和質量流量分別按照式（2-4 ）、（2-5 ）、（2-6 ）進行計算：(2-4)(2-6)PAVnPn(1 Wn)采用多噴嘴測量時其總風量為各噴嘴

17、風量之和。（ 3）電子膨脹閥 電子膨脹閥對制冷劑供液量的調節(jié)范圍寬，調節(jié)反應快，可保證蒸發(fā)器始終在很小的出口過熱 度下穩(wěn)定工作，是傳統(tǒng)的毛細管或熱力膨脹閥對此無法滿足。電子膨脹閥是極有發(fā)展前途的節(jié)流裝 置。如圖 2.4, 電子膨脹閥是依靠針桿的上下運動來自由控制制冷劑流通面積 Sb 的。用步進電機驅動電子膨脹閥。控制電路的脈沖電壓作用到電機定子的各相線圈上時，永久磁鐵制成的電機轉子受 磁力矩作用產(chǎn)生旋轉運動，通過螺紋的傳遞 , 使針閥上升或下降，調節(jié)閥的流量。其脈沖數(shù)與開口 面積的關系曲線見圖 2.5 。把電子膨脹閥視為一個可變的節(jié)流孔板，那么其流量可以按照下式計算：(2-7)qm.eevCD

18、 AeeV( pcondpevap )節(jié)流通道的截面積與閥芯升程 S 的關系：AeeVf(S) (2-8)流量系數(shù)：CD 0.02005 in 0.634vout(2-9)節(jié)流前后，制冷劑的焓不變i3 i4 (2-10)圖 2.3 步進電機驅動方式的電子膨脹閥1. 銷子 2. 滑塊 3. 磁鐵 4. 內螺紋 5. 下蓋 6. 外螺紋 7. 針桿 8. 主體 9. 外殼 10. 線圈11. 罩子 12.NH 連接器圖 2.4 針桿和開口面積圖 2.5 相對步進數(shù)和開口面積2.2 實驗目的及方法(1) 實驗目的目前 SHEC的正在大力開發(fā) R410A冷媒的定頻及變頻壓縮機， 壓縮機與空調系統(tǒng)的匹配

19、的研究顯 得更為重要。對一定容量的壓縮機而言，在空調系統(tǒng)的匹配中，一般通過調節(jié)制冷劑充注量、毛細 管長度或電子膨脹閥開度來尋找系統(tǒng)運行最佳效率狀態(tài)。在實際調節(jié)過程中，即使空調系統(tǒng)節(jié)流裝 置要求使用毛細管，也先是用電子膨脹閥對系統(tǒng)進行調節(jié)，找到運行的最佳點后，再更換相應的毛 細管來匹配。目前，國內有關于 R22 毛細管長度與制冷劑充注量方面的研究與報道，但對于R410A空調器方面的研究較少。因此，研究空調器性能參數(shù)隨電子膨脹調節(jié)和制冷劑充注量變化的規(guī)律，具有重大 的實踐意義。本次實驗希望通過對 R410A 空調系統(tǒng)制冷劑充注量機和電子膨脹閥特性理探討完成后，能夠為 R410A空調最優(yōu)效率的壓縮機

20、匹配提供方法和依據(jù)，提高壓縮機與空調系統(tǒng)匹配的工作效率。(2) 試驗方法本實驗所使用的壓縮機為 SHEC ASA804SD變頻壓縮機，由于本次實驗主要關心系統(tǒng)充注量對系統(tǒng)影響的實驗特性，并不關心變頻的運行特性，因此將壓縮機的頻率固定運行在58Hz，使得系統(tǒng)能夠大體上達到 26 機額定冷量 2600W，將原系統(tǒng)的毛細管更換為 1.8 的電子膨脹閥， 0-500 步進調節(jié)。 試驗臺為空氣焓差試驗臺，運行環(huán)境為T1 工況，即：室內：干球溫度 27，濕球溫度 19；室外：干球溫度 35，濕球溫度 24 。根據(jù)空調系統(tǒng)廠方的建議的 1.11kg 的制冷劑充注量， 并考慮到充注制冷劑的電子稱的精度， 充

21、注量實驗從 900g 調節(jié)到 1150g，間隔 50g。電子膨脹閥開度根據(jù)蒸發(fā)器出口過熱度從小調節(jié)到大， 間隔為 2 個開度。2.3 空調系統(tǒng)流程及兩器分析圖 2.1 系統(tǒng)流程圖圖 2.1 為格力空調系統(tǒng)的流程圖，在制冷運行工況下，高溫高壓的 R410a 制冷劑過熱蒸汽從壓 縮機的排氣管流出，經(jīng)過四通換向閥進入冷凝器入口，過熱制冷劑蒸汽被分成上下兩路流進冷凝器 與環(huán)境換熱，制冷劑在冷凝器中被冷卻為高壓過冷液體后進入電子膨脹閥，冷媒經(jīng)過節(jié)流后閃發(fā)部 分蒸汽形成低溫低壓的氣液兩相飽和濕蒸汽進入蒸發(fā)器，吸收室內側熱量后變成低壓過熱蒸汽進入 壓縮機吸氣口，在壓縮機中，低溫低壓的制冷劑過熱蒸汽被壓縮為高

22、溫高壓的過熱蒸汽再次從頂部 排氣管流出，重復上述制冷劑循環(huán)。各部分的測溫點及測壓點如如圖 2.1 所示。10圖 2.2 蒸發(fā)器詳細圖圖 2.3 冷凝器詳細圖圖 2.2,2.3 是蒸發(fā)器及冷凝器的詳細流程圖。系統(tǒng)蒸發(fā)器兩排平行交錯排列，每排 15 根總共 30 根銅管。銅管為直徑 8mm，壁厚 0.3mm的內 螺紋管；水平方向管間距 19mm，兩排之間垂直管間距 13mm；蒸發(fā)器長 660mm；制冷劑的流動方向如 圖。翅片厚度約為 0.2mm，片距 1.2mm，波紋片。系統(tǒng)冷凝器為雙排管，每排 26 根銅管總共 52 根；交錯排列。銅管為直徑 8mm，壁厚 0.3mm 的 內螺紋管；垂直方向管間

23、距 19mm，水平方向間距 13mm。整個冷凝器長 600mm，寬 200mm，高 500mm， 制冷劑流動方向如圖。翅片厚度約0.2mm, 間距 1.2mm,波紋片。根據(jù)在第一章的制冷劑充注量的數(shù)學計算模型，理論的最佳充注量為：22VHdt2LH0.082 19.8 0.995L蒸發(fā)器： 4 41122VKdt2LK0.082 37 1.86L冷凝器：44G 0.5334 0.995 0.2247 1.86 0.949kg 壓縮機的潤滑油充注量 280ml，68 潤滑油在 27kg/cm2,55 （壓縮機殼底溫度）約為 40%，因此估 計 潤滑油中 的制冷 劑量為 110g，管 路中的 制冷

24、劑 量約 20g，總計 130g， 最佳制冷 劑量 為 0.949+0.13=1.08kg 。3. 實驗結果與分析3.1 電子膨脹閥特性變化曲線3.1.1 溫度特性變化曲線（ 1）蒸發(fā)器側的溫度變化曲線。圖 3.1 為壓縮機運行頻率 58Hz，制冷劑充注量 1000g 時電子膨脹閥開度與蒸發(fā)溫度、吸氣溫度 和吸氣有效過熱度的特性曲線。 蒸發(fā)溫度隨膨脹閥開度增大而逐漸升高， 且上升幅度逐漸趨于水平， 吸氣溫度隨膨脹閥開度增大先迅速降低，隨后逐漸趨于水平。過熱度隨膨脹閥開度增大迅速降低趨 于水平（ 1 2之間）。在膨脹閥逐漸開大的過程中，起初蒸發(fā)器出口制冷劑過熱，蒸發(fā)溫度低、吸氣溫度相對高、吸 氣

25、有效過熱度大；隨著膨脹閥開度逐漸增大，蒸發(fā)器出口制冷劑飽和，蒸發(fā)溫度升高、吸氣溫度降 低、吸氣有效過熱度減小。這是由于隨膨脹閥開度逐漸增大，膨脹閥的前后壓差減小，冷凝壓力受 影響程度小，因此蒸發(fā)壓力升高，從而蒸發(fā)溫度升高；同時，制冷劑流量增加，吸氣溫度降低，當 蒸發(fā)器出口的制冷劑由過熱狀態(tài)進入飽和濕蒸氣狀態(tài)后，吸氣有效過熱度趨近于0。不同充注量工況下，系統(tǒng)均有相同的溫度特性曲線趨勢。運行頻率 58Hz，充注量 1000g圖 3.1 蒸發(fā)器側溫度特性曲線（ 2）冷凝器側的溫度變化曲線圖 3.2 是相同工況下排氣溫度與過熱度的關系曲線， 圖標左側 Y 軸為冷凝溫度和排氣溫度溫度，右側是排氣過熱度和

26、閥前過冷度，壓縮機的排氣溫度隨著膨脹閥的開打而逐步降低，逐步趨近于一12定值，即冷凝溫度。膨脹閥的開大也以為著蒸發(fā)器側的吸氣有效過熱度在減小，當壓縮機吸入的是 濕蒸氣時，排氣溫度迅速降低，當壓縮機吸氣口的濕蒸氣逐漸增加時，排氣溫度趨近于冷凝溫度。膨脹閥開度的改變對于冷凝溫度的影響較小，隨著開度的增加而略微地減小，因此，在排氣溫 度急劇下降的同時，排氣過熱度也隨之減少。4035302520151050閥前的過冷度隨著膨脹閥的開打而降低，因為在電子膨脹閥增加的過程中，節(jié)流阻力在減小， 通過膨脹閥的制冷劑流量增加， 積存在冷凝器中的過冷的制冷劑減少， 因此冷凝器的傳熱系數(shù)增加， 換熱效果更好。如果冷

27、凝器側的過冷度太高，制冷循環(huán)不穩(wěn)定而形成惡性的液封振蕩循環(huán)，帶照顧 系統(tǒng)的平均制冷量減少，能效比降低，但是如果過冷度太小或者通過膨脹閥的是氣液兩相流的制冷 劑，會使閥前無法形成良好的液封而導致了高低壓振蕩，系統(tǒng)不穩(wěn)定。冷凝溫度排氣溫度 排氣過熱度 閥前過冷度圖 3.2 冷凝器側溫度特性曲線3.1.2 制冷量、功率、能效比的變化曲線如圖 3.3 在固定壓縮機頻率與制冷劑充注量時，制冷量隨著過熱度的減少而逐漸升高趨近一最大值，隨后逐步降低。如前所述，隨著膨脹閥開度的增加，過熱度趨近于“0”, 在此過程中，壓縮機的吸氣密度增大且蒸發(fā)器的換熱面積利用充分，制冷量不斷升高；但是，隨著蒸發(fā)溫度的升高， 當

28、吸氣為濕蒸氣狀態(tài)時，壓縮機的吸氣效率降低，制冷量反而減小了。系統(tǒng)的功率隨著電子膨脹閥開度的調節(jié)變化不大，因此對于能效比而言，當制冷量達到最大值 的時候，能效比也達到最佳值。所以，對于空調系統(tǒng)而言，通過調節(jié)壓縮機的運行頻率實現(xiàn)容量調節(jié)，然后通過調節(jié)膨脹閥控 制過熱度實現(xiàn)最佳的制冷效率。蒸發(fā)器出口過熱度趨于飽和狀態(tài)時系統(tǒng)的制冷效率最佳。13W率功/量冷制500運行頻率 58Hz ，充注量 1000g10003.23.117 15 13 13 12 11 10 9 8 7 5 1 過熱度0 9 8 74 3 3 354333.0制冷量 功率 能效比EER圖 3.3 制冷量，功率和能效比 EER的性能

29、曲線3.2 制冷劑充注量特性變化曲線有圖 3.4 可知，在一定的壓縮機運行頻率下和相同的電子膨脹閥開度下，隨著充灌量的增加 , 制冷量逐漸增大 , 在達到峰值以后 ,然后又逐漸的減少。當充灌量較少時 , 制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度較低 , 制冷劑流量很小 , 蒸發(fā)器出口過熱度很大 ,導致蒸發(fā)器的換熱面積沒有充分得到利用 , 因此制冷量很 小。當充灌量逐漸增大時 ,系統(tǒng)的質量流量增大 ,蒸發(fā)溫度升高 , 蒸發(fā)器的有效換熱面積增大 ,從而系 統(tǒng)的制冷量增大。盡管蒸發(fā)溫度升高會使蒸發(fā)器與環(huán)境傳熱溫差減少 , 但在達到峰值以前 , 增大質量流量仍在傳熱 中占主導地位 , 所以制冷量會逐漸增大。但是隨著充灌量的

30、進一步增加, 蒸發(fā)溫度的上升會使傳熱溫差減少 ,這時傳熱溫差占主導地位 ,制冷量反而會下降 ,抑制了制冷量的進一步上升 , 這就是制冷量出 現(xiàn)峰值的原因 ,在峰值過后 , 傳熱溫差占優(yōu)勢 , 制冷量又開始下降。制冷量W265026002550250024502400900 9501000 1050充注量g1100 1150圖 3.4 58Hz 運行頻率下制冷量隨充注量的變化曲線 由圖 3.5 可知 ,隨著充灌量的增加 , 空調器輸入功率上升。由于空調器的輸入功率是由壓縮機和 風扇電機兩部分構成的 ,其中風扇電機功率很小基本維持不變 , 而壓縮機隨系統(tǒng)運行情況變化很大。 壓縮機功率與制冷劑的質量

31、流量成正比，隨著充灌量的增加 , 壓縮機的質量流量增加 , 引起壓縮 機的耗功增大 , 從而引起空調系統(tǒng)的輸入功率逐漸增大。14功率W圖 3.5 58Hz 運行頻率下系統(tǒng)功率隨充注量的變化曲線由圖 3.6 可知，隨著充灌量的增加，在能效比EER呈先增大后減小的趨勢。當充灌量較少時，制冷量增加速度較快，而輸入功率增加得相對較慢，所以 EER =Q /N 呈現(xiàn)增大的趨勢，隨著充灌量 的繼續(xù)增大，輸入功率的增加速度大于制冷量的增加速度，因而EER 開始減小。3.3 空調系統(tǒng)最優(yōu)效率的匹配方法通過以上的實驗分析，我們可以總結出空調系統(tǒng)的匹配方法。首先，對于固定容積的壓縮機而言，其運行頻率與制冷量成正比

32、。調節(jié)壓縮機運行頻率至大約 的匹配制冷量。本文中為 8.04cc 壓縮機運行在 58Hz， 2600W制冷量。調節(jié)電子膨脹閥，使得蒸發(fā)器出口的過熱度趨向于飽和，即吸氣有效過熱度接近于“0”，直至壓縮機吸氣口管路附近結霜。因為如果壓縮機吸氣管路結霜，說明壓縮機吸入的是濕蒸氣，濕蒸氣 的換熱系數(shù)比干蒸汽大，與吸氣管周圍的環(huán)境空氣換熱而結霜，而干蒸汽換熱系數(shù)遠小于濕蒸氣， 環(huán)境空氣與干蒸汽的換熱熱阻大，不會結霜。在調節(jié)過熱度的同時，過冷度也同時發(fā)生了變化，因此要通過調節(jié)制冷劑充注量使得冷凝器也 達到最佳的傳熱系數(shù)，過冷度太大，膨脹閥前積存的液態(tài)制冷劑增加，冷凝器換熱面積利用不充分， 冷凝壓力及蒸發(fā)壓

33、力升高，系統(tǒng)功率增加，過冷度太小又不能提供良好的液封。表 1 是在各充注量 最佳性能下的閥前過冷度，過冷度一般在810時達到冷凝器性能峰值，即冷凝器的末端有良好的液封，冷凝器的換熱面積又得到了充分利用。因此在吸氣有效過熱度趨近于“0”的情況下，調節(jié)充注量到閥前的過冷度在 10左右。15充注量 g9009501000105011001150制冷量 W243025762597261926092608功率 W679681684708718732EER3.5793.7833.7973.7003.6343.563過冷度4.3973086.2140977.48667610.441311.3803213.65299表1 過熱度與性能關系表當空調系統(tǒng)的蒸發(fā)器和冷凝器的換熱面積得到充分的利用時，兩器的換熱系數(shù)達到最佳值，此 時，空調系統(tǒng)也運行在最優(yōu)效率點。在本回的匹配實驗中，最佳工況點的系統(tǒng)充注量約為1050g，與上述文中計算所得的理論最佳充注量 1080g 較接近。以下為最佳工況下的各參數(shù)。充注量制冷量功率蒸發(fā)溫度冷凝溫度有效過熱排氣過熱閥前過冷gWW度度度105026197089.746.21.820.