變頻滾動轉(zhuǎn)子式壓縮制冷系統(tǒng)的?分析

沈冰潔，陶樂仁，王超，虞中旸

（上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093）

變頻滾動轉(zhuǎn)子式壓縮制冷系統(tǒng)的?分析

沈冰潔，陶樂仁，王超，虞中旸

（上海理工大學能源與動力工程學院，上海 200093）

針對吸氣帶液狀態(tài)下變頻壓縮機組?分析對優(yōu)化熱力系統(tǒng)的運行有著很明確的指導價值，研究和分析了不同吸氣狀態(tài)和不同壓縮機頻率下?損失、?效率、?損率、?損系數(shù)、制冷量、制冷系數(shù)（COP）、總?損失、總?效率以及總?損系數(shù)的變化趨勢，并比較得出了吸氣帶液時哪個設備是系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。結(jié)果表明：①當壓縮機少量吸氣帶液時，冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機?效率的下降，也就是說少量吸氣帶液對蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對壓縮機的不利影響；②系統(tǒng)的總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達到最小，而總?效率在x=0.95左右達到峰值；③當壓縮機在較高頻率下工作時，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會明顯增加；④當壓縮機頻率為50Hz且吸氣帶液時，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，?效率最小，此時蒸發(fā)器為系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。指出以上結(jié)論也適用于同型號的滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機。

?損失；?效率；吸氣帶液；壓縮機頻率；熱力學

通常采用制冷系數(shù)COP來衡量制冷系統(tǒng)性能的優(yōu)劣，這是基于熱力學第一定律，從能量的“量”上來分析系統(tǒng)性能，而未考慮能量“質(zhì)”方面的不同，也不能判明循環(huán)中哪個過程是最薄弱環(huán)節(jié)[1]。而?分析方法在熱力學第一定律和熱力學第二定律的基礎上，從能量的“量”和“質(zhì)”兩方面綜合地對制冷系統(tǒng)的性能進行考察，并可對系統(tǒng)內(nèi)不同設備和整個系統(tǒng)進行?損失和?效率的計算，因此更為全面[2]。

制冷系統(tǒng)?分析的研究已經(jīng)有了不少[3-7]。馬娟麗等[8]研究了電子膨脹閥開度變化對跨臨界CO2制冷系統(tǒng)各個組件相對?損失的影響，結(jié)果表明膨脹閥開度在最佳值時，壓縮機和氣體冷卻器的相對?損失分別為總?損失的49.4%和18.9%，設備?效率分別為60.7%和37.6%，壓縮機和氣體冷卻器性能有較大的提升空間。王建強等[9]采用?分析方法,揭示了蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)中主要部件能量損失的程度，結(jié)果表明冷凝器和蒸發(fā)器是制冷系統(tǒng)中?損失最大的設備。馬來西亞的AHAMED等[10]所寫的蒸氣壓縮制冷系統(tǒng)的?分析綜述中表明?取決于蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、過冷度、壓縮機壓力和環(huán)境溫度，且大部分的?損失發(fā)生在壓縮機部分。

本文利用滾動轉(zhuǎn)子式變頻冷水機組實驗臺，分別在不同吸氣狀態(tài)和不同壓縮機頻率下，對制冷系統(tǒng)的性能進行研究。以往對于變頻滾動轉(zhuǎn)子式制冷系統(tǒng)性能的研究往往是以制冷量和COP為評價標準[11-12]，而本文對制冷系統(tǒng)的各組成部分（壓縮機、冷凝器、電子膨脹閥、蒸發(fā)器）分別進行了?分析計算，在分析制冷量和COP的基礎上，還研究分析了各組成部分的?損失、?效率、?損率、?損系數(shù)以及總?損失、總?效率、總?損系數(shù)等參數(shù)，旨在得到更為全面的制冷系統(tǒng)性能分析和制冷循環(huán)中的薄弱環(huán)節(jié)。

1 實驗裝置與方法

1.1 實驗裝置

實驗裝置如圖1所示，制冷循環(huán)由變頻滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機1（自帶氣液分離器）、冷凝器2、高壓儲液器3、過冷器4、科氏力質(zhì)量流量計5、電子膨脹閥6、可視管7、蒸發(fā)器8、可視管9等組成回路。冷凝器冷卻水循環(huán)、蒸發(fā)器冷凍水循環(huán)和過冷器水循環(huán)均為逆流設計。

圖1 實驗裝置圖

壓縮機1選用上海日立電器公司生產(chǎn)的GSD0102UKQA6JH6G滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，自帶氣液分離器，額定頻率50Hz，排氣量10.2mL/rev，制冷劑為R32，壓縮機頻率可通過變頻器手動調(diào)節(jié)。選用智能數(shù)字功率表HY194P-5K1-D（上海鴻引電子科技有限公司）測量壓縮機耗功，精度等級為0.5級。電子膨脹閥6選用Sporlan SER-B，總步數(shù)為2500步，可通過步進電機控制器來調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度，從而調(diào)節(jié)制冷劑流量。蒸發(fā)器8選用 BL26-26緊湊型的板式換熱器。溫度和壓力傳感器的布置如圖1所示。溫度傳感器采用上海儀表自動化公司W(wǎng)ZP系列鉑電阻，精度等級為A級，溫度允許偏差±0.15℃+0.002|T|（T為測量溫度，單位為℃）。壓力傳感器選用Danfoss的MBS 3000壓力變送器，精度為0.5%。采用科氏力流量計測量制冷劑質(zhì)量流量，測量精度±0.1%，采用浮子流量計測量水體積流量，測量精度±2.5%。由西門子S7-300可編程控制器采集系統(tǒng)運行參數(shù)，并在人機界面上對冷卻水和冷凍水溫度進行PID控制。PLC所采集數(shù)據(jù)經(jīng)過數(shù)據(jù)線傳輸?shù)絇C 計算機，在人機界面上進行實時監(jiān)控并輸出數(shù)據(jù)報告。

1.2 實驗方法

為了使系統(tǒng)工況與ARI標準空調(diào)工況[13]（冷凍水進出水溫度為6.7℃/12.3℃，冷卻水進出水溫度29.4℃/35℃）相接近，設定實驗工況為：冷凍水出水溫度Tweo為7℃，冷卻水出水溫度Twco為35℃，過冷度為6℃。實驗時先設定壓縮機運轉(zhuǎn)頻率50Hz，調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度使其吸氣處于不同狀態(tài)（吸氣過熱/吸氣帶液），待系統(tǒng)穩(wěn)定后記錄5min內(nèi)的數(shù)據(jù)，計算時取平均值。然后按上述方法依次記錄壓縮機頻率為55Hz、60Hz、65Hz、70Hz時的數(shù)據(jù)。

2 主要計算公式

由圖1中儀表儀器可測得下列參數(shù)：冷凍水進水溫度Twei，冷凍水體積流量Vwe，冷卻水體積流量Vwc，制冷劑質(zhì)量流量mr，壓縮機耗功W，環(huán)境溫度T0，大氣壓P0，壓縮機吸氣壓力P1和吸氣溫度T1，壓縮機排氣壓力P2和排氣溫度T2，冷凝器出口壓力P3和出口溫度T3，蒸發(fā)壓力Peva。

根據(jù)測量值通過Refprop9.0物性軟件可得：壓縮機進口焓值h1，壓縮機進口熵值s1，壓縮機出口焓值h2，壓縮機出口熵值s2，冷凝器出口焓值h3，冷凝器出口熵值s3，蒸發(fā)器進口熵值s4，冷凍水進出口焓值hwei和hweo，冷凍水進出口熵值swei和sweo，冷卻水進出口焓值hwci和hwco，冷卻水進出口熵值swci和swco，環(huán)境溫度下的焓值h0和熵值s0。

其他所需參數(shù)可通過下面式(1)～式(19)計算得到。

制冷量

COP

冷凍水質(zhì)量流量

冷卻水質(zhì)量流量

冷卻水進水溫度

式中，c為水的比熱容。

對于穩(wěn)定流動的純工質(zhì)，忽略動能和位能時在某一狀態(tài)下的比?可表示為式(6)。

不同設備的?損失計算如式(7)～式(11)。

壓縮機的?損失

冷凝器的?損失

電子膨脹閥的?損失

蒸發(fā)器的?損失

系統(tǒng)總?損失

不同設備的?效率計算如式(12)～式(16)。

壓縮機的?效率

冷凝器的?效率

電子膨脹閥的?效率

蒸發(fā)器的?效率

系統(tǒng)總?效率

?損失的大小，表明實際過程的不可逆程度，它是一個絕對量，僅可以比較相同條件下的熱工設備。?效率表示?的利用率，可以比較不同工作條件下各類熱工設備中?的利用程度，但它并不能直接表示整個系統(tǒng)中?損失的分布情況以及每個環(huán)節(jié)?損失所占的比重，因此不能直接揭示薄弱環(huán)節(jié)[14]。而?損失所占的比例，能揭示過程中?退化的部位和程度，因此引入?損率和?損系數(shù)來更深入地探討制冷系統(tǒng)的性能。

不同設備的?損率

式中，下角標j為com、con、val或eva。

不同設備的?損系數(shù)

系統(tǒng)總?損系數(shù)

3 實驗結(jié)果與分析

3.1 不同吸氣狀態(tài)時系統(tǒng)的?分析

圖2～圖4為55Hz的壓縮機頻率下不同吸氣狀態(tài)時系統(tǒng)各設備?損失、?效率、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢。從圖2和圖4中可以看出，不同吸氣狀態(tài)時系統(tǒng)各設備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢大致相似。隨著吸氣過熱度/吸氣干度的下降，蒸發(fā)器的?損失、?損率以及?損系數(shù)大幅下降，這是由于蒸發(fā)器內(nèi)兩相換熱區(qū)增長，從而提高了蒸發(fā)器的換熱系數(shù)，蒸發(fā)器的傳熱溫差大幅下降的結(jié)果。壓縮機的?損失、?損率以及?損系數(shù)在過熱區(qū)變化不大，而在兩相區(qū)大幅上升是由于當壓縮機吸入大量液體制冷劑后，液體制冷劑會稀釋潤滑油，降低潤滑油膜的黏度和厚度，造成壓縮機的泄露損失和機械損失增加，更嚴重還會造成壓縮機磨損，而且增大膨脹閥開度使壓縮機吸氣帶液也會使得壓縮機內(nèi)液體流速增加，從而增加流動損失。但少量吸氣帶液時，壓縮機?損失、?損率以及?損系數(shù)的增加不是很大，當x＜0.95時，壓縮機的?損失、?損率以及?損系數(shù)才開始大幅上升，因此將壓縮機控制在少量吸氣帶液的范圍內(nèi)不會產(chǎn)生大的壓縮機?損失。電子膨脹閥的?損失、?損率以及?損系數(shù)呈極為緩慢的上升趨勢，這與隨著電子膨脹開度的增加，流量不斷增加而壓差不斷下降有關(guān)。冷凝器的?損失、?損率以及?損系數(shù)在數(shù)值上有略微的波動，這與冷凝器的傳熱溫差有關(guān)。從圖3中可以看出，各個設備?的利用情況，隨著吸氣過熱度/吸氣干度的下降，電子膨脹閥的?效率幾乎不變，而且其?效率最高。壓縮機的?效率位居第二，在過熱區(qū)和少量吸氣帶液區(qū)變化不大，大量吸氣帶液后?效率有明顯下降，這與壓縮機的?損失、?損率以及?損系數(shù)在兩相區(qū)大幅上升相對應。冷凝器的?效率呈穩(wěn)步上升的趨勢，蒸發(fā)器?效率的上升幅度不如冷凝器明顯。在四大設備中，蒸發(fā)器的?效率最低，主要是制冷工質(zhì)在蒸發(fā)器中的換熱溫差和壓降所引起的。若使系統(tǒng)處于少量吸氣帶液狀態(tài)，可以發(fā)現(xiàn)此時電子膨脹閥的?效率沒有影響，而冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機?效率的下降，因此少量吸氣帶液對蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對壓縮機的不利影響。

圖2 不同吸氣狀態(tài)下各設備?損失的變化趨勢

圖3 不同吸氣狀態(tài)下各設備?效率的變化趨勢

圖4 不同吸氣狀態(tài)下各設備?損率及?損系數(shù)的變化趨勢

圖5和圖6為55Hz的壓縮機頻率下，不同吸氣狀態(tài)時制冷量、COP、總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢。從圖5可以看出，系統(tǒng)的制冷量在x=0.98左右達到峰值，系統(tǒng)的COP在x=0.95左右達到最大值，驗證了文獻[11]中所寫的在x=0.95～1時，系統(tǒng)性能優(yōu)于常規(guī)的5～10K過熱度時的性能。從圖6可以看出，總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達到最小，而總?效率在x=0.95左右達到峰值?？?效率和總?損系數(shù)之和為1，在圖上沿著y=0.5呈軸對稱圖形。在制冷量和COP的基礎上，對于總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的分析再次為最佳吸氣干度點的確定提供有力的依據(jù)。

圖5 不同吸氣狀態(tài)下制冷量和COP的變化趨勢

圖6 不同吸氣狀態(tài)下總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢

3.2 不同頻率時系統(tǒng)的?分析

圖7 不同頻率時各設備?損失的變化趨勢

圖8 不同頻率時各設備?效率的變化趨勢

圖9 不同頻率時各設備?損率及?損系數(shù)的變化趨勢

圖7～圖9為吸氣干度x=0.98時，不同的壓縮機運轉(zhuǎn)頻率時系統(tǒng)各設備?損失、?效率、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢。從圖7和圖9中可以看出，與不同吸氣狀態(tài)時的情況不同，不同頻率時的系統(tǒng)各設備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢不再相似，這是由于壓縮機頻率越高，壓縮機的功耗也越大，壓縮機的排氣溫度也會升高，這些因素都會影響?損失、?損率以及?損系數(shù)的數(shù)值大小。從圖7可以看出，隨著壓縮機頻率的增加，系統(tǒng)各設備的?損失都有所增加，不過增加幅度各有不同。冷凝器的增加幅度最大，因為壓縮機頻率越大，換熱量也越大，排氣溫度也越高導致其傳熱溫差越大，而換熱器的?損失與換熱量和傳熱溫差有關(guān)，所以在這兩方面的影響下冷凝器的?損失增加最多。蒸發(fā)器的?損失增加幅度次之，因為壓縮機的頻率增加只影響了其換熱量。壓縮機的?損失增加幅度第三，其損失與壓比、內(nèi)部摩擦阻力有關(guān)，壓縮機頻率越大，壓比也越大。電子膨脹閥的?損失增加幅度最小。圖7也表明當壓縮機在較高頻率下工作時，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會明顯增加，所以應首要關(guān)注這兩個換熱器?損失的控制，應在合適換熱面積的條件下盡量減小傳熱溫差。圖8表明隨著壓縮機頻率的增加，電子膨脹閥和壓縮機的?效率幾乎保持不變，且?效率較高。冷凝器的?效率在65Hz時達到最低值，而蒸發(fā)器的?效率在60Hz時達到峰值。與電子膨脹閥和壓縮機相比，冷凝器和蒸發(fā)器的?效率較低，提升空間較大。圖9揭示了整個系統(tǒng)中?損失的分布情況和?退化的程度。隨著壓縮機頻率的增加，四大設備的?損失都有所增加，但是蒸發(fā)器和膨脹閥的?損率卻下降了，這表明當頻率增加后，它們在總?損失中所占的比例有所下降，蒸發(fā)器雖然一直是系統(tǒng)中最薄弱的環(huán)節(jié)，但是其薄弱的程度有所下降。圖9中顯示的?損系數(shù)也都有所增加，但其增加斜率沒有?損失的大，主要原因是隨著壓縮機頻率的增大，壓縮機耗功也有所增加。

圖10和圖11為吸氣干度x=0.98時，不同的壓縮機運轉(zhuǎn)頻率時制冷量、COP、總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢。從圖10可以看出，隨著壓縮機頻率的增加，制冷量不斷增加，當壓縮機頻率到達65Hz之后，制冷量幾乎不再增加，而COP隨著壓縮機頻率的增加不斷減小，65Hz后下降幅度還有所增加。從圖11可以看出，隨著壓縮機頻率的增加，總?損失和總?損系數(shù)不斷增加，而總?效率不斷下降，因此當壓縮機在50Hz運行時的系統(tǒng)?效率比在70Hz運行時高得多，可在滿足需要的情況下盡可能保持壓縮機在50Hz左右運行。若必須在70Hz左右運行，可適當采取相關(guān)措施盡量減小?損失，提高?效率，如減小換熱器傳熱溫差，采取過冷，減小壓縮機摩擦阻力減小壓比等。另外，總?損失隨壓縮機頻率的增加幾乎呈線性增加，而總?效率和總?損系數(shù)在60～65Hz之間變化幅度最大，所以如果將壓縮機運行在60Hz即可滿足要求，盡量不要運行在65Hz。

圖10 不同頻率時制冷量和COP的變化趨勢

圖11 不同頻率時總?損失、總?效率和總?損系數(shù)的變化趨勢

3.3 不同設備的?分析

表1列出了壓縮機頻率為50Hz、吸氣干度為0.98時系統(tǒng)中不同設備的?損失、?效率、?損率和?損系數(shù)。可以看出，當壓縮機吸氣帶液時，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，而壓縮機的?損失、?損率和?損系數(shù)最?。浑娮优蛎涢y的?效率最大，約為99%，與其他設備相比，電子膨脹閥的提升空間較小，而蒸發(fā)器的?效率最小，約為63%，蒸發(fā)器主要的不可逆損失來自于制冷劑在換熱器內(nèi)的傳熱溫差，可通過增加換熱面積或采取微通道換熱來降低傳熱溫差，在實際運行中也應做好設備的維護和保養(yǎng)工作以提高其?效率。吸氣帶液也可以減小蒸發(fā)器的傳熱溫差，但大量吸氣帶液也會對系統(tǒng)產(chǎn)生不好的影響，所以應把吸氣帶液量控制在一個合適的范圍內(nèi)。

表1 50Hz/x=0.98時系統(tǒng)的?分析

4 結(jié)論

本文通過滾動轉(zhuǎn)子式變頻冷水機組實驗臺，研究了不同吸氣狀態(tài)下和不同壓縮機頻率下系統(tǒng)不同設備的?損失和?效率等參數(shù)，分析數(shù)據(jù)得到以下結(jié)論。

（1）不同吸氣狀態(tài)時系統(tǒng)各設備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢大致相似；不同頻率時的系統(tǒng)各設備?損失、?損率以及?損系數(shù)的變化趨勢不再相似。這是由于壓縮機頻率變化，壓縮機的功耗和排氣溫度也會變化，這些因素都會影響?損失、?損率以及?損系數(shù)的數(shù)值大小。

（2）當壓縮機少量吸氣帶液時，電子膨脹閥的?效率幾乎不變，冷凝器和蒸發(fā)器?效率的提升大于壓縮機?效率的下降，因此少量吸氣帶液對蒸發(fā)器和冷凝器的有利影響大于對壓縮機的不利影響。系統(tǒng)的總?損失和總?損系數(shù)在x=0.95左右達到最小，而總?效率在x=0.95左右達到峰值。

（3）當壓縮機需在較高頻率下工作時，冷凝器和蒸發(fā)器的?損失將會明顯增加，所以應首要關(guān)注這兩個換熱器?損失的控制。

（4）當壓縮機頻率為50Hz且壓縮機吸氣帶液時，蒸發(fā)器的?損失、?損率和?損系數(shù)最大，而壓縮機的?損失、?損率和?損系數(shù)最??；電子膨脹閥的?效率最大，而蒸發(fā)器的?效率最小。因此當壓縮機頻率為50Hz且吸氣帶液時，蒸發(fā)器為系統(tǒng)最薄弱環(huán)節(jié)。

符號說明

c—— 水的比熱容，kJ/(kg·℃)

d—— ?損率，量綱為1

e—— 比?，kJ/kg

h—— 焓值，kJ/kg

I—— ?損失，W

m—— 質(zhì)量流量，g/s

P——壓力，kPa

Q——制冷量，kW

s——熵值，kJ/(kg·K)

T——溫度，℃

V——體積流量，L/min

W——壓縮機耗功，W

ρ——水的密度，kg/m3

η——?效率，量綱為1

Ω——?損系數(shù)，量綱為1

下角標

com——壓縮機

con——冷凝器

eva——蒸發(fā)器

i——進口

j——不同設備

o——出口

r——制冷劑

val——電子膨脹閥

we——冷凍水

wc——冷卻水

0——環(huán)境

1——壓縮機進口

2——壓縮機出口

3——冷凝器出口

4——蒸發(fā)器進口

[1] 牛國慶，王海波. 制冷系統(tǒng)的?分析計算[J]. 焦作工學院學報（自然科學版），2002，21（4）：244-247. NIU G Q，WANG H B. Analysis and calculation of exergy in a refrigeration system[J]. Journal of Jiaozuo Institute of Technology（Natural Science），2002，21（4）：244-247.

[2] 高志宏. 制冷系統(tǒng)的?效率分析[J]. 遼寧師專學報，2003，5（3）：17-18. GAO Z H. Analysis of exergy efficiency in a refrigeration system[J]. Journal of Liaoning Teachers College，2003，5（3）：17-18.

[3] 高洪亮，于守強. ?分析法在制冷循環(huán)中的應用[J]. 山東輕工業(yè)學院學報，1999，13（2）：15-17. GAO H L，YU S Q. The applications of exergy in refrigeration cycle[J]. Journal of Shandong Institute of Light Industry，1999，13（2）：15-17.

[4] 楊開明. ?分析應用初探[J]. 四川電力技術(shù)，1993 （2）：26 -31. YANG K M. The preliminary study of the applications of exergy analysis[J]. Sichuan Electric Power Technology，1993 （2）：26 -31.

[5] 高洪亮. 制冷裝置的?效率分析[J]. 冷藏技術(shù)，1999（3）：13-15. GAO H L. Analysis of exergy efficiency in refrigeration equipments[J]. Cold Storage Technology，1999（3）：13-15.

[6] 王軍，張定才，周光輝. 實際制冷循環(huán)的?分析[J]. 鄭州紡織工學院學報，2000，11（3）：53-55.WANG J，ZHANG D C，ZHOU G H. The exergy analysis of practical refrigerative circle[J]. Journal of Zhengzhou Textile Institute，2000，11（3）：53-55.

[7] 姚立為. 制冷與熱泵系統(tǒng)的?分析[J]. 應用能源技術(shù)，2000（2）：1-3. YAO L W. Analysis of exergy in refrigeration system and heat pump system[J]. Applied Energy Technology，2000（2）：1-3.

[8] 馬娟麗，劉昌海，周騫，等. 膨脹閥開度對跨臨界CO2制冷系統(tǒng)?損失影響的實驗研究[J]. 西安交通大學學報，2014，48（3）：12-16. MA J L，LIU C H，ZHOU Q，et al. Experimental investigation for effects of electronic expansion valve opening on exergy loss in transcritical CO2system[J]. Journal of Xi’an Jiaotong University，2014，48（3）：12-16.

[9] 王建強，王文紅，任曉芬，等. 蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)的能耗分析[J]. 河北工程大學學報（自然科學版），2008，25（1）：71-73. WANG J Q，WANG W H，REN X F，et al. Exergy analysis of the vapor compression refrigeration[J]. Journal of Hebei University of Engineering（Natural Science Edition)，2008，25（1）：71-73.

[10] AHAMED J U，SAIDUR R，MASJUKI H H. A review on exergy analysis of vapor compression refrigeration system[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews，2011，15（3)：1593-1600.

[11] 楊麗輝，陶樂仁，李芳芹，等. 壓縮機少量吸氣帶液對制冷系統(tǒng)性能的影響[J]. 制冷學報，2014，35（5）：83-87. YANG L H，TAO L R，LI F Q，et al. Influence of a little liquid entrainment into compressors on refrigerating system performance[J]. Journal of Refrigeration，2014，35（5）：83-87.

[12] 韓磊，陶樂仁，鄭志皋，等. 回氣帶液對滾動轉(zhuǎn)子壓縮制冷系統(tǒng)性能影響實驗研究[J]. 制冷學報，2010，31（4）：22-25. HAN L，TAO L R，ZHENG Z G，et al. Experiment on effect of liquid-refrigerant return on performance of refrigerant system with rolling rotor compressor[J]. Journal of Refrigeration，2010，31（4）：22-25.

[13] 衛(wèi)宇. ARI空調(diào)工況與中國空調(diào)工況的差異對水冷冷水機組滿負荷效率的影響[J]. 暖通空調(diào)，2000，30（4）：67-69. WEI Y. Impacts of actual air conditioning condition differing from ARI standard on full-load efficiency of a water-cooled liquid chiller[J]. Journal of HV&AC，2000，30（4）：67-69.

[14] 朱明善. 能量系統(tǒng)的?分析[M]. 北京：清華大學出版社，1988：180-192. ZHU M S. Exergy analysis of energy system[M]. Beijing：Tsinghua University Press，1988：180-192.

The exergy analysis of variable frequency rolling rotor compression refrigeration system

SHEN Bingjie，TAO Leren，WANG Chao，YU Zhongyang
（School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China）

Since the exergy analysis of variable frequency compressors has clear guidance values about optimizing the thermodynamic system operation under liquid-vapor mixture refrigerant suction，the changing trends of the exergy loss，exergy efficiency，exergy loss rate，exergy loss coefficient，refrigerating capacity，COP，total exergy loss，total exergy efficiency and total exergy loss coefficient under different suction states and compressor efficiencies have been analyzed and which equipment is the weakest link in the system under liquid-vapor mixture refrigerant suction has also been obtained. Results showed that：①when rolling rotor compressors suck vapor refrigerant mixed a little liquid refrigerant，the increase of exergy efficiency of condenser and evaporator is greater than the decrease of exergy efficiency of compressor；that is to say，the beneficial effects of liquid-vapor mixture refrigerant suction on condensers and evaporators are greater than the adverse impacts on compressors. ②The total exergy loss and total exergy loss coefficient are minimum atx=0.95，while the total exergy efficiency is maximun atx=0.95. ③When compressors are operated under high efficiencies，the exergy losses of condenser and evaporator will be increased significantly. ④When the compressor efficiency is 50Hz and compressor sucks vapor refrigerant mixed a little liquid refrigerant，the exergy loss，exergy loss rate and exergy loss coefficient of evaporator are maximun and the exergy efficiency of evaporatoris minimum. Thus，the evaporator is the weakest link in the system at this moment. The conclusions mentioned above are the same with the same type of rolling rotor compressors.

exergy loss；exergy efficiency；liquid-vapor mixture refrigerant suction；compressor efficiency；thermodynamic

TK123

：A

：1000–6613（2017）02–0457–08

10.16085/j.issn.1000-6613.2017.02.008

2016-06-27；修改稿日期：2016-08-07。

上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室資助項目（1N-15-301-101）。

沈冰潔（1993—），女，碩士研究生。E-mail：bingbingjenny@163.com。聯(lián)系人：陶樂仁，教授，博士生導師，研究方向為制冷及低溫技術(shù)。E-mail：cryo307@usst.edu.cn。