在很多領域如航天、生物醫藥、冷鏈運輸等都需要更低的溫度來保證生產制造的正常運行。因此，復疊式制冷系統和雙級壓縮制冷系統獲得了很多的關注。

（示意圖，不對應文中任何具體產品）

      1.  存儲環節

復疊式制冷系統在實際應用過程中，存在三個方面的缺點:

第一，復疊式制冷系統設計過程較為復雜，初 期投入成本相對較高;

第二，復疊式制冷系統工作過程中的中間溫度很難控制;

第三，壓縮機工作一段時間后，在開始降溫的過程中，系統的 COP變化較為明顯，不利于系統保持在某一最佳工況。

基于低碳的創新理念，需要尋求一種經濟有效的制冷系統來提高制冷效率。在常規的單級壓縮制冷系統中，系統在低溫工況下運行時，壓縮機的排氣溫度會過高，系統的制冷效率較低。

單螺桿壓縮機體積小、重量輕、占地空間小， 在運行的時候較為穩定，整機的易損耗零件非常少、工作效率高，因此單螺桿壓縮機在行業中得到了迅速的發展與應用。但在制冷系統中，通常會加入閃蒸器來提高整個系統的制冷能力。本文，我們就來來探討下這個問題。

     2.  閃蒸器補氣增焓系統模型

2.1 熱力學模型     

本文以直徑為117mm的單螺桿壓縮機為研究對象，建立了帶有閃蒸器的單螺桿壓縮機制冷機組的補氣增焓EVI數學模型。研究了蒸發溫度為-20℃~-5℃的制冷系統的最佳補氣壓力。分析了-10℃蒸發溫度為，冷凝溫度為45℃工況時制冷系統的性能參數隨補氣壓力的變化情況。在同一工況下對比了有補氣增焓系統和無補氣系統的機組性能數據。

圖1是補氣增焓系統的原理示意圖，圖2是該系統的壓焓圖，系統狀態點取蒸發溫度-10℃ ，冷凝溫度45℃，系統的過熱度取5℃，過冷度也取為5℃。本文研究的單螺桿壓縮機以R22為制冷工質。

在上述工況下通過實驗測得，壓縮機的等熵效率為 0.65 ，通過蒸發器的制冷劑流量為 747.8kg/h ，制冷量為 32kW 。 在此引入α值， α代表蒸發器中每循環的工質，此時的補氣量為α kg 。

2.2 補氣增焓系統數學模型    

本文模擬計算的工況為蒸發溫度-10℃，冷凝溫度45℃，系統的吸氣過熱度和過冷度均設為5℃ 。設定壓縮機無補氣時的吸氣壓力為中間補氣壓力的初始值。

補氣增焓系統的數學模型流程圖如圖3所示，給定初始補氣壓力0.355MPa，輸入給定的工 況及設置的過熱度等參數，調用壓縮機模型和冷凝器模型，將計算結果輸入到膨脹閥模型，計算補氣流量和補氣比。

如果補氣比大于0，則調用蒸發器模型和閃蒸器模型，計算此時壓縮機的功率、 排氣溫度、制冷量，制熱量，以及COP，將計算結 果輸出。改變閥門開度，調整補氣壓力，繼續調用 膨脹閥模型，計算補氣比，直到補氣比出現負數， 停止計算、整理輸出結果、完成模擬運算。

圖3的數學模型模擬了中間補氣壓力從0.355MPa逐漸增加到1.595MPa，每次增加0.06MPa ，補氣比從41.44%逐漸降到0.28%時系統的各個參數變化情況，包括排氣溫度、系統的制 熱量、系統的制冷量，以及壓縮機耗功和制冷系數。當中間補氣壓力發生變化時，計算機都相應的輸出所有的性能數據。通過計算機繪制性能曲線，選取在該工況下制冷系統的最佳性能點所對應的補氣壓力和補氣比。

    3.  模擬計算結果分析

3.1 補氣壓力對排氣溫度的影響    

圖4是中間補氣壓力和排氣溫度的關系圖，由圖可知，補氣壓力在變化過程中，排氣溫度有一個最小值，對應的補氣壓力為0.83MPa，此時壓縮機的排氣溫度為98.6℃，當系統是普通無補氣增焓時，排氣溫度為102.7℃，對比分析可知，系統在開啟補氣增焓時，相較于無補氣系統，壓縮機的排氣溫度下降了4.1%。

補氣壓力較小的時候，壓縮機排氣溫度較高和一級壓縮比有關。分析原因可知，補氣壓力較 小會導致壓縮機在二次壓縮過程中的壓縮比相對來說比較大，導致壓縮機的排氣溫度較高。由圖4可知，補氣壓力大于0.83MPa時，隨著補氣壓力的繼續增大，排氣溫度不僅不降低，反而逐漸升高。研究分析可知，壓縮機排氣溫度的升高是受到了制冷劑溫度的影響，因為中間補氣壓力的升高導致制冷劑溫度也升高，從而直接導致壓縮機排氣溫度再次升高。

3.2 補氣壓力對壓縮機功率的影響   

結合圖5和圖6可以看出，隨著補氣壓力的增加，壓縮機功率和系統的補氣比均呈現降低的 趨勢。分析圖5和圖6可知，壓縮機耗功量與系統的相對補氣量呈現正相關性，即壓縮機功耗隨著相對補氣量的增加而增加，由于補氣增焓的過程是一個增加制冷劑流量的過程，即補氣增焓會使得壓縮機中流過更多的制冷劑，制冷劑流量的增大會直接導致壓縮機做功增加，相應的，壓縮機在制冷系統中的耗功也會增加。

補氣壓力和相對 補氣量二者的關系是負相關，即補氣壓力升高，相對補氣量降低，導致壓縮機功耗也降低。在制冷系統中，一級壓縮過程中制冷劑的流量是一個定值，如果補氣壓力增大，就只能降低中間的補氣量，二者的關系如圖6所示。

3.3 補氣壓力對制冷量和制熱量的影響    

由圖7可知，隨著中間補氣壓力的增加，系統的制冷量和制熱量均在減小。一級壓比非常小的 時候，也就是補氣壓力較小的時候，壓縮機的排氣溫度及制冷劑的質量流量都相對較高，這兩者的綜合作用導致制冷系統的制熱量和制冷量較大。 

當中間補氣壓力增加時，最直接影響的就是制冷劑的質量流量，補氣壓力的升高導致流過膨脹閥的制冷劑流量逐漸降低，間接導致制冷劑進入蒸發器和冷凝器的流量減少，從而導致制冷系統的制冷量降低、制熱量也降低。

3.4 補氣壓力對制冷系數COP的影響     

由圖8可知，隨著中間補氣壓力的增加，系統制冷系數先增加后逐漸減小，存在最佳補氣壓力 使得COP有最大值。對數據分析可知，當補氣壓力為0.83MPa時，對應的補氣比為19.5%，補氣流量為146.4kg/h，此時系統的COP有最大值為2.63。

無補氣時系統的COP為2.55，最佳補氣壓力下的COP比無補氣系統提高了2.8%。隨著補氣壓力的逐漸增大，系統的制冷量呈現逐步下降的趨勢，而壓縮機耗功起初下降較快，后面趨于穩定，制冷量和壓縮機耗工變化的趨勢導致了系統的制冷系數隨補氣壓力的增加呈現出先增加后降低的趨勢。

3.5 最佳補氣壓力計算模型    

為了探究最佳中間補氣壓力與蒸發壓力和冷凝壓力的關系，模擬計算了不同蒸發溫度和不同 冷凝溫度組合的時候，系統所對應的最佳補氣壓力。選取了16個不同的工況點，通過繪制散點圖，將所得數據繪制成圖9。由圖9可以看出，最佳中間補氣壓力的計算值和模擬值存在很大的相關性，通過計算機對二者的數據進行單因素方差分析，得出以下關系:

     4.  結論

（1）在補氣增焓系統中，補氣壓力由初始的 吸氣壓力逐漸升高時，排氣溫度先下降到某一個最小值，然后逐漸增大，最佳的中間補氣壓力為0.83MPa，該壓力下排氣溫度為98.6℃。

（2）壓縮機功率隨著中間補氣壓力的增大而減小，補氣壓力從0.35MPa逐漸增大到最佳補氣壓力0.83MPa時，壓縮機的功率從18.63 kW下降到14.8 kW，降低了20.5%。無補氣時壓縮機的功率為13.28kW，補氣比為19.55%時壓縮機的功率增加了11.4%。

（3）制冷量隨著補氣比的增加而增加，補氣比從0%增加到19.55%，系統的制冷量從32595W增加到了38860W，增加了20.9%。

（4）補氣壓力逐漸升高時，制冷系數表現出先升高后降低，在補氣壓力為0.83MPa時，COP 有最大值為2.63，相比于無補氣系統，COP提升了2.8%。

（5）通過模擬仿真117型單螺桿壓縮機的補氣增焓制冷系統，得出了蒸發壓力、冷凝壓力、最佳中間補氣壓力在固定工況下的關系式;最佳中間補氣壓力隨著蒸發壓力和冷凝壓力的增大而增大。

 

文章來源：制冷空調換熱器