变频空调系统特性的仿真研究

速增加 ,制冷剂流量会相应地增加 , 并且几乎成线 变小 ,这是因为换热温差变化的缘故 。至于图 3
性地增加 ;压缩机转速变大造成蒸发压力和蒸发温 (a) 中 , 同一压缩机转速时 , 不同室温下 , 制冷剂质
度变小 ,蒸发器与空气之间换热温差加大 , 制冷量 流量也不同 ,主要是由于膨胀阀开度变化的缘故 。
配 ,同时又维持蒸发器出口制冷剂过热度最佳 , 保 证蒸发器面积得到充分利用 ,因而具有节能和舒适 的特性 ,已逐步成为空调市场的主流 。
为了对变频空调系统的特性深入了解 ,本文采
力压降 ; (5) 管壁热阻不计 ; (6) 制冷剂和空气物性只沿管路轴向方向变
化。
用了分相流模型 、分布参数法建立压缩机 、蒸发器 、 电子膨胀阀一体化的数学模型 ,对空调系统热力特
44
流 体 机 械 2000 年第 28 卷第 2 期
GAi ( hi + 1 - hi) =ξGairCp , air ( Tair , in - Tair , out)
(4) 式中 G ———质流量
p ———压力 T ———温度 h ———焓 x ———干度 ρ———密,计算不同工况下的压缩机运转频率和
电子膨胀阀开度变化时 , 系统的吸气压力 、蒸发器 制冷剂流动压降 、蒸发器出口过热度 、制冷剂循环
311 蒸发器模型 建模时采用分布参数的方法 ,对两相区和过热
量 、制冷量及制冷系数变化情况 , 着重研究分析系 区分别建立差分格式控制方程 。
41111 蒸发器出口过热度和制冷系数 COP
图 1 过热度和 COP 随压缩机频率变化的关系
图 1 表示蒸发器制冷剂出口过热度和 COP 随 右 ;当减小压缩机转速时 ,过热度会减小 ,转速过小 压缩机频率变化的曲线 , 可以看出 :在最佳工作点 时 ,过热度为零 ,制冷剂蒸发不完全 。究其原因 ,压 a ,蒸发器出口过热度为 2 ℃, 蒸发器面积得到充分 缩机转速增大 ,压缩机从蒸发器中吸取的制冷剂流 利用 , COP 值为 319 , 当增加压缩机转速时 , 过热度 量增大 ,而电子膨胀阀的开度未增大 , 导致蒸发压 会迅 速 增 加 , COP 值 则 会 下 降 , 转 速 过 大 时 力和蒸发温度降低 ,换热温差都增加 ,换热加剧 ,因 (90Hz) , 过热度甚至达到 38 ℃, COP 值只有 2 左 此出口过热度增加 。所以 ,当变频空调系统偏离最
最佳开度也不同 , 图 5 (a) 中不同工况反映了这一
41213 制冷剂质流量和制冷量
图 6 制冷量和质流量随膨胀阀开度变化的关系 工况 1 : Tcon = 38 ℃,Δt = 0 ℃, Ta = 32 ℃, f = 50Hz
© 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
工况 3 :冷凝温度 Tcon = 38 ℃,过冷度 Δt = 0 ℃,室温 Ta = 25 ℃,膨胀阀开度 F = 0154mm2
41113 质流量和制冷量
越小 , 这时因压缩机的压力比增大 , 效率降低 。从
如图 3 所示 , 当膨胀阀开度不变时 , 压缩机转 图 3 可以看出 ,室温变大时 ,制冷量也会变大 , 反之
313 变频压缩机模型 变频压缩机转速和频率之间的关系
n
=
60 f Pm
(
l
-
s)
(7)
式中 f ———异步电动机定子电压供电频率
Pm ———异步电动机的磁极对数
s ———异步电动机转差率
流量计算式 : G = nVλ/ v
式中 V ———压缩机每转容积排量
n ———转速 λ———压缩机输气系数
控制目标时尤为重要 , 即在压缩机转速不变时 , 一 大后减小的变化趋势 。
定的室温下调节膨胀阀开度所对应的最佳吸气压
由图 5 ( b) 可以看出 , 蒸发器压降随着膨胀阀
力位于最大吸气压力附近 ,而这个膨胀阀开度即为 开度增大而增大 ,因为膨胀阀开度变大导致制冷剂
最佳开度 。当然 ,同一压缩机转速时 ,不同室温下 , 质流量增大 ,造成了摩擦压降增大 。
关键词 最佳工况 变频空调 吸气压力 过热度
1 前言
(1) 制冷剂沿管内的流动为轴向的一维流动 ;
(2) 两相区采用分相模型 ;
变频空调器能够通过变频压缩机和电子膨胀
(3) 制冷剂在轴向无热 、质扩散 ;
阀的准确动作使系统的制冷量基本随时与负荷匹
(4) 蒸发器为管翅式结构 ,水平放置 ,不考虑重
© 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
Vol . 28 ,No. 2 ,2000 FLUID MACHINERY
45
佳工况 (过热度为 2 ℃左右) 工作时 , 压缩机转速过 大会导致换热效果恶化 ,制冷系数 COP 值下降 , 运 行经济性变差 ; 压缩机转速过小时 , 会导致制冷剂 在蒸发器内蒸发不完全 ,严重时会导致压缩机的液 击现象 。这两种情况都要避免 。
时 ,图中 a 点即是最佳工况 。这时减小膨胀阀开 (a) 。
© 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
46
流 体 机 械 2000 年第 28 卷第 2 期
41212 吸气压力和压降
F ———摩擦系数 ψ———空泡系数
ξ———析湿系数
α———换热系数
A ———换热面积 ΔZ ———微元长度 D ———管径 下标 l ———液体 下标 w , air ———管壁 、空气 31112 过热区控制方程 由于过热区不存在相变引起的加速压降 ,因此 仅考虑摩擦压降 。
(1) 动量方程
pi
GAi ( hi + 1 -
hi)
=ξαout (
Tair , in + 2
Tair , out
-
Twi )
×A o , sur
(3)
空气侧 :
Ξ 收稿日期 :1999 - 09 - 13 © 1995-2004 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.
图 2 吸气压力和压降随压缩机频率变化的关系
工况 1 :冷凝温度 Tcon = 38 ℃,过冷度 Δt = 0 ℃,室温 Ta = 32 ℃,膨胀阀开度 F = 0164mm2 ;
工况 2 :冷凝温度 Tcon = 38 ℃,过冷度 Δt = 0 ℃,室温 Ta = 29 ℃,膨胀阀开度 F = 0161mm2 ;
压缩机转速 、膨胀阀开度 、压缩机吸气压力 、蒸发器 内压力降 、制冷剂流量 、制冷量等 。本文建立稳态 模型进行各参数敏感性分析和稳态设定值优化 。 根据这一目的 ,对模型进行如下假设 :
GAi ( hi + 1 -
hi) =αin ( Twi -
Ti
+ Ti 2
+
1
)
A i , sur
(2)
管外侧 :
图 4 COP 和过热度随膨胀阀开度变化的关系 工况 : Tcon = 38 ℃,Δt = 0 ℃, Ta = 32 ℃, f = 50Hz
图 5 吸气压力相对压降随膨胀阀开度变化的关系
工况 1 : Tcon = 38 ℃,Δt = 0 ℃, Ta = 32 ℃, f = 50Hz ;工况 2 : Tcon = 38 ℃,Δt = 0 ℃, Ta = 29 ℃, f = 50Hz ;
41112 吸气压力和蒸发器制冷剂压降 吸气压力是空调系统运行参数中反应很敏感 的一个参数 ,目前许多变频空调控制设计研究者取 吸气压力为其控制目标参数 。因此合理设定吸气 压力成为设计控制的一个关键问题 。
图 2 (a) 表示压缩机的吸气压力随其运转频率 变化的曲线 。仿真结果表明 , 膨胀阀开度不变时 , 压缩机转速增大 , 吸气压力降低 , 这是由于压缩机 转速增加 ,单位时间内压缩机从蒸发器所吸取的制 冷剂量增加 ,造成吸气压力的降低 ,反之转速减小 , 吸气压力则增大 ; 另外 , 室内温度变化也会影响吸 气压力的大小 , 室温变大时吸气压力变大 , 反之变 小 。图 2 (b) 说明 ,随着压缩机转速的增加 , 蒸发器 的压降 (进口和出口的压力差) 增加 ,这是由于制冷 剂流量增加使得摩擦压降增加的缘故 。
统偏离最佳工况运行时制冷性能参数的变化情况 。
31111 两相区控制方程
目的是进行各制冷性能参数的分析和稳态设定值
制冷剂的压降分为两部分 :摩擦压降和加速压
的优化研究 ,从而为系统的控制设计提供足够的依 据。
降 ,空泡系数模型采用 Hughmark 模型 。 (1) 动量方程
pi
- pi + 1 ΔZ
- pi ΔZ
+1
=
FgG2/
Dρi i
(5)
式中 下标 g ———气体
(2) 能量方程 :与两相区相同 。
312 膨胀阀模型
采用的电子膨胀阀为步进电机驱动型 ,质流量
可采用下式进行计算 :
G = CdA ρΔp
(6)
式中 Cd ———流量系数 A ———膨胀阀流通面积 ρ———阀前制冷剂密度 Δp ———阀前后压力差
增大电子膨胀阀的开度 , 吸气压力先增大后减小 , 一方面 ,制冷剂流量增大会造成摩擦压降增大 , 开
其间有一个最大吸气压力 ,而最佳工况 a 点正对应 始压力增大占主要因素 , 随着开度增大 (质流量增
着最大吸气压力点 ,这一点对于以调节吸气压力为 大) ,压降就占主要因素 ,从而导致了吸气压力先增