空调系统制冷剂最佳充注量试验研究Word格式文档下载.docx

空调系统制冷剂最佳充注量试验研究Word格式文档下载.docx

《空调系统制冷剂最佳充注量试验研究Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《空调系统制冷剂最佳充注量试验研究Word格式文档下载.docx（18页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

实验准备及实施阶段：

在公司的焓差室实施实验，为了保证实验数据的真实性及可靠性，必须连续运行空调系统，中间停机次数尽量少。

在一个充注量下将膨胀阀开度从小调节到大，机组连续运行，每个工况运行4个小时左右待稳定后采集数据。

每个充注量下采样点约16-20个，共6个充注量。

数据分析阶段：

总结电子膨胀阀及制冷剂充注量的特性变化规律。

结合理论分析变化原因。

找到调节空调系统的最佳效率点的依据和方法。

（三）研究对象

ASA804SD压缩机和格力KFR-26GW/E（26541）FdNA空调系统，原机的节流装置是毛细管，为了能够快速简便地调节制冷剂流量，实验中采用电子膨胀阀作为节流装置。

（四）研究的目标

通过对R410A空调系统制冷剂充注量机和电子膨胀阀特性理探讨完成后，能够为R410A空调最优效率的压缩机匹配提供方法和依据，提高压缩机与空调系统匹配的工作效率。

1.空调系统制冷剂量数学模型

1.1引言

制冷或空调系统的正常运转取决于所充注的制冷剂量是否合适,若系统中制冷剂充注不足会使蒸发器蒸发量不足,蒸发温度、冷凝温度都下降,蒸发器的传热温差增加,制冷剂的流量减少会使蒸发器内的制冷剂液体未流完全程就蒸发为气体,而导致压缩机回气温度过高,回气比容增大,造成制冷量不足且出口过热度过大,排温过高,压缩机易造成热保护。

若加液过量又会使进入冷凝器的制冷剂太多,导致排气压力过高,液态制冷剂回流,停机时过多的制冷剂液体通过毛细管转移到蒸发器中,再次起动时过多的制冷剂液体以两相态出蒸发器,溢入压缩机造成液击现象。

空调系统中绝大部分的制冷剂主要存在于蒸发器和冷凝器中，相对来说，节流装置（毛细管/电子膨胀阀）、压缩机和管路中的制冷剂则非常少，甚至可以忽略不计。

最佳制冷剂充注量应是满足蒸发器和冷凝器在最佳传热条件下两者质量之和，从而使系统的制冷量和能效比达到最佳的状态。

1.2制冷剂量数学模型

（1）蒸发器制冷剂量数学模型

对于分体式空调而言，蒸发器中的大部分处于两相流状态，而在蒸发器出口部分为蒸气过热阶段。

制冷剂蒸气的比体积是饱和液体的近百倍,因此如上所述，这部分过热蒸气及压缩机内部的制冷剂量之和通常不足20克,大部分制冷剂都集中在两相区域内。

蒸发器两相段的长度为：

（m）………………………………（1-1）

在蒸发器的两相段中,制冷剂的状态按蒸发温度下的饱和状态确定,其制冷剂的充灌量可按公式（1-2）：

（kg）…………（1-2）

（2）冷凝器器制冷剂量数学模型

在冷凝器中,根据制冷剂状态不同可分为过热段、冷凝段、过冷段三部分,三部分的相对位置由冷凝器与周围环境换热条件而决定。

由于过热段制冷剂蒸气的比体积是饱和液体的近百倍,气体的质量非常少,大部分制冷剂都集中在两相区和过冷段。

冷凝器两相段的长度为：

（m）………………………………（1-3）

在冷凝器的两相段中,制冷剂的状态按冷凝温度下的饱和状态确定,其制冷剂的充灌量可按

下面公式计算：

（kg）……（1-4）

（3）空调器系统制冷剂量数学模型

空调器系统通常采用夹带回油,使用的润滑油与制冷剂完全或部分互溶,制冷剂气体在润滑油中的溶解度与温度及压力有关,可表示为

……………………（1-5）

通常溶解度随着压力的升高而增大,随温度的上升而减少。

当溶解度求出后,根据压缩机的注油量和机壳内的工作压力和温度,可得出溶于润滑油中制冷剂的量

（kg）……………………………………（1-6）

制冷系统的制冷剂充注量应为蒸发器，冷凝器，润滑油及管路中制冷剂质量之和：

（kg）…………………………（1-7）

式中

——管路中的制冷剂质量，一般估计为0.2kg左右。

工程上为简化计算,常采用以下经验公式对制冷剂充灌量进行估算:

…………………（1-8）

2.试验系统及方法介绍

2.1试验系统

（1）空调系统

本次试验系统在格力睡美人系列KFR-26GW/E（26541）FdNA系统上进行26工况的试验，原机标称是262级空调。

以下为系统的配置参数。

型号

KFR-26GW/E（26541）FdNA

冷媒及充注量（g）

R410A1.11Kg

额定电压（V）/频率（HZ）

220V50Hz

节流方式

毛细管2.7×

1×

500mm

原机压缩机

三洋6RZ110H1A

制冷量（W）

2700（850-3300）

制冷功率（W）

620（225-1180）

制热量（W）

3400（870-4400）

制热功率（W）

850（210-1350）

最大输入功率

1400

循环风量m3/h

550

空调能效等级

2级

（2）空气焓差法试验台

空调系统的制冷/制热量可采用房间型量热计法或空气焓值法进行测量。

其中空气焓值法试验装置按照布置的不同主要分为有：

房间式、风洞式、环路式和量热计式空气焓值法试验装置。

本回实验室是风洞式空气焓差试验台。

图2.1风洞式空气焓差法试验台

图2.1是空气焓差法试验台的装置图。

由测试室、工况设备、测试本体、控制系统及测量系统组成，各组成部分主要功能如下

测试室

测试室分室内、室外两间，由聚胺酯库板装配而成，地面采用了能耐温耐湿的复合地板。

为了保证室外侧低温试验的要求，在室外侧的地面上敷设了与墙体相同的保温库板。

测试室还装有双层真空玻璃，以观察测试过程。

工况设备

测试室的工况设备由空气调和箱、室内/室外侧工况机、电加热器和加湿器组成。

其作用是对测试室内的空气状态进行调节，以达到我们进行实验所需的工况条件，使测试在一个稳定的环境下进行，以准确测试空调器的性能。

测试室的室内侧采用孔板送风的方式，室外外侧采用侧送风的方式。

测试本体

测试本体用来测试空调器出风口的干湿球温度和空调器室内机的循环风量。

其内外胆为不锈钢板，中间保温采用聚胺酯发泡。

测试本体的前半部分为静压腔和出风温度测量端；

中间为风量测试段；

最后为引风机段。

引风机的转速通过变频器调节。

改变变频器的输出频率使空调器的出口静压为零。

控制系统

本装置采用分布式的控制系统，由计算机、PLC和PID组成。

PLC用于控制各种设备的运行，监控设备状态；

4个PID分别控制室内室外的干湿球工况。

被测空调器的出风静压也由PID调节，计算机通过串行通讯连接PLC和PID，可以设置和监控整个监控过程。

测量系统

测量系统包括数据采集仪、电参数仪和数据采集记录仪。

除了满足制冷、制热量测试的基本要求外，通过配置的压力变送器和热电偶温度计，可以测量空调器的内部系统压力和各部位温度，为空调器同的匹配优化提供依据。

被测空调系统的制冷量按照式（2-1）进行计算：

……………………………（2-1）

显热量按照式（2-2）进行计算：

……………………………（2-2）

潜热量按照式（2-3）进行计算：

……………………………（2-3）

图2.2风洞式空气焓差法原理图

1.被侧空调器室内机组2.干湿球温度测量装置3.静压取样装置4.出风温湿度采集风洞5.空气流量测量风洞6.喷嘴前后压差装置7.喷嘴8.引风机9.整流栅

图2.2是风洞式空气焓差法测试本体的原理图，主要部件如下：

静压室，测量空调器的出口静压；

取样装置，测量空调机组的进出口的干球和湿球温度；

整流栅，保证气体进出喷嘴时气流的稳定；

喷嘴，用于测量流经的气体流量。

为保证测试精度，喷嘴喉部风速应控制在15~32m/s。

当一个喷嘴不能满足风量测试的要求时，可启用多个喷嘴，测试的风量为每个喷嘴流量之和。

启用多个喷嘴时尽可能使之对称布置。

不同喉径喷嘴的空气流量测试范围如下：

Φ70：

207~485m3/h

Φ80：

271~633m3/h

Φ100：

424~989m3/h

引风机，用来补偿测试装置的空气流动阻力。

测试时调整引风机的风量，使空调器的出口静压为零，此时用本装置在稳定状态下测得的风量和制冷/制热量即空调器在试验运行条件下的风量和制冷/制热量。

通过单个喷嘴的循环风量的体积流量和质量流量分别按照式（2-4）、（2-5）、（2-6）进行计算：

……………………………………（2-4）

……………………………………（2-5）

……………………………………（2-6）

采用多喷嘴测量时其总风量为各喷嘴风量之和。

（3）电子膨胀阀

电子膨胀阀对制冷剂供液量的调节范围宽，调节反应快，可保证蒸发器始终在很小的出口过热度下稳定工作，是传统的毛细管或热力膨胀阀对此无法满足。

电子膨胀阀是极有发展前途的节流装置。

如图2.4,电子膨胀阀是依靠针杆的上下运动来自由控制制冷剂流通面积Sb的。

用步进电机驱动电子膨胀阀。

控制电路的脉冲电压作用到电机定子的各相线圈上时，永久磁铁制成的电机转子受磁力矩作用产生旋转运动，通过螺纹的传递,使针阀上升或下降，调节阀的流量。

其脉冲数与开口面积的关系曲线见图2.5。

把电子膨胀阀视为一个可变的节流孔板，那么其流量可以按照下式计算：

………………………（2-7）

节流通道的截面积与阀芯升程S的关系：

…………………………………（2-8）

流量系数：

…………………………（2-9）

节流前后，制冷剂的焓不变

…………………………………………（2-10）

图2.3步进电机驱动方式的电子膨胀阀

1.销子2.滑块3.磁铁4.内螺纹5.下盖6.外螺纹7.针杆8.主体9.外壳10.线圈11.罩子12.NH连接器

图2.4针杆和开口面积图2.5相对步进数和开口面积

2.2实验目的及方法

（1）实验目的

本次实验希望通过对R410A空调系统制冷剂充注量机和电子膨胀阀特性理探讨完成后，能够为R410A空调最优效率的压缩机匹配提供方法和依据，提高压缩机与空调系统匹配的工作效率。

（2）试验方法

本实验所使用的压缩机为SHECASA804SD变频压缩机，由于本次实验主要关心系统充注量对系统影响的实验特性，并不关心变频的运行特性，因此将压缩机的频率固定运行在58Hz，使得系统能够大体上达到26机额定冷量2600W，将原系统的毛细管更换为1.8的电子膨胀阀，0-500步进调节。

试验台为空气焓差试验台，运行环境为T1工况，即：

室内：

干球温度27℃，湿球温度19℃；

室外：

干球温度35℃，湿球温度24℃。

根据空调系统厂方的建议的1.11kg的制冷剂充注量，并考虑到充注制冷剂的电子称的精度，充注量实验从900g调节到1150g，间隔50g。

电子膨胀阀开度根据蒸发器出口过热度从小调节到大，间隔为2个开度。

2.3空调系统流程及两器分析

图2.1系统流程图

图2.1为格力空调系统的流程图，在制冷运行工况下，高温高压的R410a制冷剂过热蒸汽从压缩机的排气管流出，经过四通换向阀进入冷凝器入口，过热制冷剂蒸汽被分成上下两路流进冷凝器与环境换热，制冷剂在冷凝器中被冷却为高压过冷液体后进入电子膨胀阀，冷媒经过节流后闪发部分蒸汽形成低温低压的气液两相饱和湿蒸汽进入蒸发器，吸收室内侧热量后变成低压过热蒸汽进入压缩机吸气口，在压缩机中，低温低压的制冷剂过热蒸汽被压缩为高温高压的过热蒸汽再次从顶部排气管流出，重复上述制冷剂循环。

各部分的测温点及测压点如如图2.1所示。

图2.2蒸发器详细图

图2.3冷凝器详细图

图2.2,2.3是蒸发器及冷凝器的详细流程图。

系统蒸发器两排平行交错排列，每排15根总共30根铜管。

铜管为直径8mm，壁厚0.3mm的内螺纹管；

水平方向管间距19mm，两排之间垂直管间距13mm；

蒸发器长660mm；

制冷剂的流动方向如图。

翅片厚度约为0.2mm，片距1.2mm，波纹片。

系统冷凝器为双排管，每排26根铜管总共52根；

交错排列。

垂直方向管间距19mm，水平方向间距13mm。

整个冷凝器长600mm，宽200mm，高500mm，制冷剂流动方向如图。

翅片厚度约0.2mm,间距1.2mm,波纹片。

根据在第一章的制冷剂充注量的数学计算模型，理论的最佳充注量为：

蒸发器：

冷凝器：

压缩机的润滑油充注量280ml，α68润滑油在27kg/cm2,55℃（压缩机壳底温度）约为40%，因此估计润滑油中的制冷剂量为110g，管路中的制冷剂量约20g，总计130g，最佳制冷剂量为0.949+0.13=1.08kg。

3.实验结果与分析

3.1电子膨胀阀特性变化曲线

3.1.1温度特性变化曲线

（1）蒸发器侧的温度变化曲线。

图3.1为压缩机运行频率58Hz，制冷剂充注量1000g时电子膨胀阀开度与蒸发温度、吸气温度和吸气有效过热度的特性曲线。

蒸发温度随膨胀阀开度增大而逐渐升高，且上升幅度逐渐趋于水平，吸气温度随膨胀阀开度增大先迅速降低，随后逐渐趋于水平。

过热度随膨胀阀开度增大迅速降低趋于水平（1℃~2℃之间）。

在膨胀阀逐渐开大的过程中，起初蒸发器出口制冷剂过热，蒸发温度低、吸气温度相对高、吸气有效过热度大；

随着膨胀阀开度逐渐增大，蒸发器出口制冷剂饱和，蒸发温度升高、吸气温度降低、吸气有效过热度减小。

这是由于随膨胀阀开度逐渐增大，膨胀阀的前后压差减小，冷凝压力受影响程度小，因此蒸发压力升高，从而蒸发温度升高；

同时，制冷剂流量增加，吸气温度降低，当蒸发器出口的制冷剂由过热状态进入饱和湿蒸气状态后，吸气有效过热度趋近于0℃。

不同充注量工况下，系统均有相同的温度特性曲线趋势。

图3.1蒸发器侧温度特性曲线

（2）冷凝器侧的温度变化曲线

图3.2是相同工况下排气温度与过热度的关系曲线，图标左侧Y轴为冷凝温度和排气温度温度，右侧是排气过热度和阀前过冷度，压缩机的排气温度随着膨胀阀的开打而逐步降低，逐步趋近于一定值，即冷凝温度。

膨胀阀的开大也以为着蒸发器侧的吸气有效过热度在减小，当压缩机吸入的是湿蒸气时，排气温度迅速降低，当压缩机吸气口的湿蒸气逐渐增加时，排气温度趋近于冷凝温度。

膨胀阀开度的改变对于冷凝温度的影响较小，随着开度的增加而略微地减小，因此，在排气温度急剧下降的同时，排气过热度也随之减少。

阀前的过冷度随着膨胀阀的开打而降低，因为在电子膨胀阀增加的过程中，节流阻力在减小，通过膨胀阀的制冷剂流量增加，积存在冷凝器中的过冷的制冷剂减少，因此冷凝器的传热系数增加，换热效果更好。

如果冷凝器侧的过冷度太高，制冷循环不稳定而形成恶性的液封振荡循环，带照顾系统的平均制冷量减少，能效比降低，但是如果过冷度太小或者通过膨胀阀的是气液两相流的制冷剂，会使阀前无法形成良好的液封而导致了高低压振荡，系统不稳定。

图3.2冷凝器侧温度特性曲线

3.1.2制冷量、功率、能效比的变化曲线

如图3.3在固定压缩机频率与制冷剂充注量时，制冷量随着过热度的减少而逐渐升高趋近一最大值，随后逐步降低。

如前所述，随着膨胀阀开度的增加，过热度趋近于“0”,在此过程中，压缩机的吸气密度增大且蒸发器的换热面积利用充分，制冷量不断升高；

但是，随着蒸发温度的升高，当吸气为湿蒸气状态时，压缩机的吸气效率降低，制冷量反而减小了。

系统的功率随着电子膨胀阀开度的调节变化不大，因此对于能效比而言，当制冷量达到最大值的时候，能效比也达到最佳值。

所以，对于空调系统而言，通过调节压缩机的运行频率实现容量调节，然后通过调节膨胀阀控制过热度实现最佳的制冷效率。

蒸发器出口过热度趋于饱和状态时系统的制冷效率最佳。

图3.3制冷量，功率和能效比EER的性能曲线

3.2制冷剂充注量特性变化曲线

有图3.4可知，在一定的压缩机运行频率下和相同的电子膨胀阀开度下，随着充灌量的增加,制冷量逐渐增大,在达到峰值以后,然后又逐渐的减少。

当充灌量较少时,制冷系统的蒸发温度较低,制冷剂流量很小,蒸发器出口过热度很大,导致蒸发器的换热面积没有充分得到利用,因此制冷量很小。

当充灌量逐渐增大时,系统的质量流量增大,蒸发温度升高,蒸发器的有效换热面积增大,从而系统的制冷量增大。

尽管蒸发温度升高会使蒸发器与环境传热温差减少,但在达到峰值以前,增大质量流量仍在传热中占主导地位,所以制冷量会逐渐增大。

但是随着充灌量的进一步增加,蒸发温度的上升会使传热温差减少,这时传热温差占主导地位,制冷量反而会下降,抑制了制冷量的进一步上升,这就是制冷量出现峰值的原因,在峰值过后,传热温差占优势,制冷量又开始下降。

图3.458Hz运行频率下制冷量随充注量的变化曲线

由图3.5可知,随着充灌量的增加,空调器输入功率上升。

由于空调器的输入功率是由压缩机和风扇电机两部分构成的,其中风扇电机功率很小基本维持不变,而压缩机随系统运行情况变化很大。

压缩机功率与制冷剂的质量流量成正比，随着充灌量的增加,压缩机的质量流量增加,引起压缩机的耗功增大,从而引起空调系统的输入功率逐渐增大。

图3.558Hz运行频率下系统功率随充注量的变化曲线

由图3.6可知，随着充灌量的增加，在能效比EER呈先增大后减小的趋势。

当充灌量较少时，制冷量增加速度较快，而输入功率增加得相对较慢，所以EER=Q/N呈现增大的趋势，随着充灌量的继续增大，输入功率的增加速度大于制冷量的增加速度，因而EER开始减小。

图3.658Hz运行频率下能效比EER随充注量的变化曲线

3.3空调系统最优效率的匹配方法

通过以上的实验分析，我们可以总结出空调系统的匹配方法。

首先，对于固定容积的压缩机而言，其运行频率与制冷量成正比。

调节压缩机运行频率至大约的匹配制冷量。

本文中为8.04cc压缩机运行在58Hz，2600W制冷量。

调节电子膨胀阀，使得蒸发器出口的过热度趋向于饱和，即吸气有效过热度接近于“0”，直至压缩机吸气口管路附近结霜。

因为如果压缩机吸气管路结霜，说明压缩机吸入的是湿蒸气，湿蒸气的换热系数比干蒸汽大，与吸气管周围的环境空气换热而结霜，而干蒸汽换热系数远小于湿蒸气，环境空气与干蒸汽的换热热阻大，不会结霜。

在调节过热度的同时，过冷度也同时发生了变化，因此要通过调节制冷剂充注量使得冷凝器也达到最佳的传热系数，过冷度太大，膨胀阀前积存的液态制冷剂增加，冷凝器换热面积利用不充分，冷凝压力及蒸发压力升高，系统功率增加，过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阀前过冷度，过冷度一般在8~10℃时达到冷凝器性能峰值，即冷凝器的末端有良好的液封，冷凝器的换热面积又得到了充分利用。

因此在吸气有效过热度趋近于“0”的情况下，调节充注量到阀前的过冷度在10℃左右。

充注量g

900

950

1000

1050

1100

1150

制冷量W

2430

2576

2597

2619

2609

2608

功率W

679

681

684

708

718

732

EER

3.579

3.783

3.797

3.700

3.634

3.563

过冷度℃

4.397308

6.214097

7.486676

10.4413

11.38032

13.65299

表1过热度与性能关系表

当空调系统的蒸发器和冷凝器的换热面积得到充分的利用时，两器的换热系数达到最佳值，此时，空调系统也运行在最优效率点。

在本回的匹配实验中，最佳工况点的系统充注量约为1050g，与上述文中计算所得的理论最佳充注量1080g较接近。

以下为最佳工况下的各参数。

充注量

g

制冷量

W

功率

蒸发温度

℃

冷凝温度

有效过热度℃

排气过热度℃

阀前过冷度℃

9.7

46.2

1.8

20.7

10.4

表2最佳充注量参数表

在变频空调系统中，压缩机运行在高低频时所需要的最佳充注量存在较大的差异，低频时所需要的最佳充注量较少，高频时所需要的多，若按低频时的要求确定系统的充注量,则高频时会出现充灌量严重不足；

若按高频时的要求确定系统的充灌量,则低频时会出现充灌量的过剩,这都会使系统的性能下降。

一般在匹配时，都是按照额定制冷时蒸发器出口刚好达到饱和状态，有效过热度为0,冷凝器的过冷度在10℃左右来确定最佳充注量的。

4.小结及展望

4.1小结

通过以上的实验研究初步得出以下匹配的结论：

电子膨胀阀的特性如下：

1.蒸发温度随膨胀阀开度增大逐渐升高且逐渐趋于水平，吸气温度随膨胀阀开度增大迅速降低然后缓慢回升趋于水平，过热度随膨胀阀开度增大迅速降低趋于水平。

2.压缩机的排气温度随着膨胀阀开度的增加而逐渐降低，趋于一定值，即冷凝温度。

3.制冷量随着膨胀阀开度的增大，逐步升高，在达到一个最大值后逐步降低，过热度趋近于“0”时制冷量达到最大值。

制冷剂充注量的特性如下：

1.空调系统存在最佳充注量，最佳充注量下，系统