CC BY
10УДК 621.565:621.564
DOI: 10.25206/2588-0373-2021-5-4-65-74
ИССЛЕДОВАНИЕ ИНЖЕКЦИИ ПАРА В ДВУХСТУПЕНЧАТОМ РОТОРНОМ КОМПРЕССОРЕ
Й. С. Ху12, Х. Цз. Вэй12, Б. Юй12, О. Х. Ян2, Цз. Ван2, Цз. У2
Gree Electric Appliances, Inc.,
Перевод с английского
М. А. Федорова
Омский государственный технический университет, Россия, 644050, г. Омск, пр. Мира, 11
Для понимания процессов инжекции пара, подаваемого в двухступенчатый роторный компрессор в процессе сжатия, была создана математическая модель, основанная на уравнении сохранения массы, уравнении энергии и калорическом уравнении, верифицированная по результатам сравнения расчетных и экспериментальных P-V диаграмм. Также были сделаны некоторые полезные выводы о давлении в промежуточной камере и массовом расходе пара, инжектируемого в процессе сжатия. Результаты показывают, что обратный поток газа между промежуточной камерой и инжекционным каналом пара является важным недостатком двухступенчатого роторного компрессора, который может быть преодолен путем применения дополнительного клапана в инжекционном канале. Очевидно, что инжекционный клапан может уменьшить обратный поток газа и потери мощности в процессе сжатия при одновременном увеличении колебаний давления в промежуточной камере. Эксперименты показывают, что КПД двухступенчатого роторного компрессора с инжекционным клапаном увеличился более чем на 2 % в рабочих параметрах, соответствующих ASHRAE/T.
Ключевые слова: холодильная машина, роторный компрессор, инжекция пара, математическая модель, эксперимент, верификация.
Перевод публикуется с разрешения авторов и оргкомитета конференции «Компрессоры и их системы» («International Conference on Compressors and their Systems») (Лондон, 2019).
1. Введение емов на основе метеорологических данных [5 — 7].
Xu S. X. и др. исследовали влияние параметров подаВ двухступенчатом роторном компрессоре су- ваемого пара на его относительную массу, холодиль-ществует возможность предотвратить снижение ный коэффициент и температуру нагнетания [8 — 9]. производительности, низкую надежность и низкую Редон А. и др. проанализировали конструктивные эффективность, свойственную одноступенчатому факторы и параметры впрыска двухступенчатых компрессору при работе в условиях низких темпе- циклов при работе на четырех хладагентах [10]. ратур [1]. Поэтому были изучены характеристики В опубликованных исследованиях не изучен вариант его работы в воздушных кондиционерах с тепло- подачи пара в проточную часть герметичного двух-вым насосом, водонагревателях с тепловым насо- ступенчатого роторного компрессорного агрегата, сом и отопительных машинах, особенно в холодных поэтому невозможно определить эффективную кон-регионах [2 — 4]. струкцию промежуточной камеры и систему инжек-Параметры впрыска пара являются ключевыми ции. В данной работе характеристики потока пара факторами, влияющими на эффективность двухсту- анализируются при помощи численных и экспери-пенчатой системы сжатия. Jin X. и Jiang S. (Цзинь Х., ментальных методов. Цзян С.) и др. изучили изменение характеристик
межступенчатого давления и его влияние на произ- 2. Математическая модель водительность, проанализировали влияние параметров переохлаждения и соответствующих КПД двух На рис. 1 представлен герметичный двухступен-компрессоров на промежуточное давление и пред- чатый роторный компрессорный агрегат и его функ-ложили метод выбора соотношения описанных объ- циональная схема [11 — 12]. На рис. 2 показана диа-
I ■
О ЕЕ > р
'Государственная ведущая лаборатория оборудования 1
для кондиционирования воздуха и энергосбережения систем, 25
Китай, 519070, Чжухай, Гуандун C
о о
E Н
>9
Китай, 519070, Чжухай, Гуандун P К
О Е
< К
O 9
Рис. 1. Схема двухступенчатой парокомпрессионной холодильной машины Fig. 1. The two-stage compression system
Рис. 2. P-h диаграмма двухступенчатого холодильного цикла Fig. 2. P-h diagram of the system
* *
Рис. 3. Схема двухступенчатого сжатия и инжекции пара: 0 — всасывающая камера цилиндра первой ступени; 1 — камера сжатия цилиндра первой ступени; 2 — всасывающая камера цилиндра второй ступени; 3 — промежуточный сосуд; 4 — промежуточная камера;
5 — камера сжатия цилиндра второй ступени; А — вход в канал инжекции; B — канал инжекции; C — выход канала инжекции; 6 — поршень качения первой ступени; 7 — поршень качения второй ступени Fig. 3. Two-stage rotary compression mechanism and vapor injection structure: 0 — suction chamber of the first stage cylinder; 1 — compression chamber of the first stage cylinder; 2 — suction chamber of the second stage cylinder; 3 — flash tank; 4 (CV) — intermediate chamber; 5 — compression chamber of the second stage cylinder; A — injection channel inlet; B — injection channel; C — injection channel outlet; 6 — first stage rolling piston; 7 — second stage rolling piston
* I з £
X ,
W о di id " £
00 ш
Si £
грамма двухступенчатого парокомпрессионного холодильного цикла с промежуточным охлаждением.
Модели геометрии проточной части, массовых потоков и теплопередачи роторного компрессора хорошо известны [13—14]. Поэтому ниже описываются только модель межступенчатой камеры и модель канала инжекции.
2. 1. Модель межступенчатой камеры.
Как показано на рис. 3, каждый вращающийся поршень делит рабочую камеру каждого цилиндра на камеру всасывания и камеру сжатия. Когда угол кривошипа 1-й ступени равен 0 (О<0<2п), угол кри-
вошипа 2-й ступени равен 0 — п ( — л<0 — л<л). Промежуточная камера расположена между выпускным клапаном цилиндра 1-й ступени и всасывающим отверстием цилиндра 2-й ступени и сообщается с промежуточным сосудом через каналы А, В, С. Таким образом, на термодинамические параметры вещества в промежуточном сосуде влияют термодинамическое состояние и состояние потока на входе (выпуск цилиндра первой ступени), на выходе (всасывание цилиндра второй ступени) и изменение параметров в канале инжекции. Следовательно, рассматриваемый объект относится к системе с переменной мас-
Таблица 1. Математическая модель инжектируемого потока пара Table 1. Mathematical model of the vapor injection flow
Положение Название (вид) уравнения Выражение
Вход в канал инжекции А Уравнение энергии Р3 + 0,5d3p3C/32 = PA + 0,5алрлс/л2 + 0,5^лрлс/л2
Уравнение массы S3P3CI3 = SAPACfA
Канал инжекции В Уравнение массы dP + df = 0 P Cf
Уравнение импульса 2dx dp +—L1-f--+ pcfdcf = 0 2d
Уравнение энергии cpdT + CfdCf = 0
Адиабатическое уравнение dP-к dP = 0 P P
Выход канала инжекции С Уравнение энергии p4 + 0,5a4p4C/42 = pc + 0,5acpcc/c2 + 0,5^cpcc/c2
Уравнение массы Scpccfc = S4p4cf4
О
IS 1> N1
OS О О E н T x >0 z А
■ К > О
ia
i о
О
< К
O О
Рис. 4. Блок-схема расчетной программы Fig. 4. Flow chart of calculation program
сой. Принимаются следующие допущения: а) хладагент равномерно распределен в камере, и параметры состояния однородны; б) изменения потенциальной энергии и кинетической энергии пренебрежимо малы. Промежуточная камера используется в качестве контрольного объема (табл. 1). Уравнение энергии, уравнение сохранения массы и калорическое уравнение [15] выражаются в виде:
dm4 _ dmt dm2 + (
dQ
dQ dQ
du _cVdT +
dp dT
dmC
dQQc
dv.
(2)
(3)
Объем промежуточной кам еры о стае тся неизменным, тогда
diw _ dQ + dm- - Л2 ^ + (- ifhc m , (j) dQ dQ 1 dQ 2 dQ ' c dQ
dv _ ■
V4
V 4
dm
(4)
67
Рис. 5. Расположение точек измерения для полония p-V диаграмм:
Fig. 5. Measuring point distribution 1 — объект измерения p-V диаграммы;
2 — датчик перемещения; 3 — датчики давления; 4 — блок сбора данных с датчиков; 5 — компьютерная измерительная программная система Fig. 6. P-V test system: 1 — P-V prototype; 2 — displacement sensor; 3 — pressure sensors; 4 — acquisition card; 5 — PC measuring software system
od
С
«
aj
к к 0) 4 pq od
n
1950 1900 1850 1800 1750 1700 1650 1600 1550
■ Экспериментальные Численные
У
/
' \
•J
\
0 60 120 зо0 240 300
Угол поворота вала (град)
а) давленито прозеоуточноп камере (р4)
360
б) массовый расход
Рис. 7. Экспериментальное исследование инжекции пара в двухступенчатый роторный компрессор Fig. 7. Experimental verification for vapor injection of two-stage rotary compressor
<~ £ CQ Z
4 $
Ъ 3
ш £
О ,
m ш
со <i
Подставляя зравнения (3) о (4) в уравнение (1), получаем:
3T 4 за
3о.
3о,
3о,
3°L о h 0 6 (о n)KhP-
1 за 2 за v ' р за
3Q .
6---bi
за
и
зо
(5)
где ECV — это суммарная энергия вещества в контрольном объеме; Q — количество теплоты, передаваемое от стенки, ограничивающей контрольный объем, к веществу в этом объеме; й — энтальпия; u — внутренняя энергия; су — теплоемкость при постоянном объеме; V — удельный объем; Р — давление хладагента; р — плотность хладагента; I — температура; 0 — угол поворота приводного вала. Когда р3>р4, газ из промежуточного сосуда течет в контрольный
объем, в этом случае л=2. Когда р3<р4, газ из контрольного объема течет в промежуточный сосуд, в этом случае л=1. Теплообмен рассчитывается на основе среднего числа Нуссельта Ми по уравнению Седера — Тейта [16].
2. 2. Модель канала впрыска.
Газ в промежуточном сосуде представляет собой насыщенный пар под давлением впрыска (р3), и параметры его состояния определяются условиями работы. Поскольку промежуточный сосуд и контрольный объем заполнены хладагентами при определенном давлении, поток рассматривается как затопленный. Как показано на рис. 3, канал инжекции разделен на три участка: вход канала А, канал В и выход канала С.
Учитывая, что массовый расход газа невелик и изменение давления происходит медленно, поток в канале инжекции рассматривается при следующих допущениях: а) поток квазистационарный адиабатический; б) газ в трубе может сжиматься;
1
V
т лСи
4-
v
Р
л
л
т 6 зт I за
Рис. 8. Изменение р4 в зависимости от угла поворота вала компрессора Fig. 8. The variety of р4
Рис. 9. Изменение iiiC в зависимости от угла поворота вала компрессора Fig. 9. The variety of mC
Рис. 10. Изменение р4 в зависимости от угла поворота вала компрессора Fig. 10. The variety of р4
0 60 120 180 240 300 360
Угол поворота вала компрессора (град.)
Рис. 11. Изменение mC в зависимости от угла поворота вала компрессора Fig. 11. The variety of mC
N 5
в) потенциальная энергия хладагента пренебрежимо мала; г) теплообмен пренебрежимо мал. Определяющее уравнение для потока в трубе представлено в [17].
2. 3. Программа.
С помощью программного обеспечения МЛТЬЛБ создана программа моделирования процесса впрыска пара. Блок-схема программы расчета представлена на рис. 4.
Термодинамические параметры хладагента Я410Л рассчитываются с помощью программного обеспечения КБЕРКОР. Параметры хладагента в промежуточной камере, массовый расход и энергообмен при подаче пара рассчитываются на каждом малом угловом шаге вращения вала компрессора в течение одного цикла. Таким образом, могут быть изучены характеристики потока в процессе инжекции пара.
3. Проверка модели
Прототип для экспериментального получения Р-У диаграмм был разработан для измерения давления в различных рабочих камерах. На рис. 5 показано распределение точек измерения, а на рис. 6 — тестовая система Р-У. Фланец, обозначающий угол поворота вала компрессора, устанавливается в верхней части вала, при этом угол измеряется датчиком перемещения. С помощью вышеуказанного метода можно измерить изменение давления в зависимости от угла поворота вала. Прототип подключен к испытательному стенду холодильной мощности компрессо-
ра для проведения испытаний. Схема цикла тестовой системы приведена в литературе [18]. Метод анализа экспериментальных данных такой же, как и в справочнике [19].
В качестве примера характеристика потока инжектируемого пара в условиях ASHRAE/ТИа была смоделирована и измерена на серийном герметичном двухступенчатом роторном компрессоре производства GREE Electrical Appliances Co., Ltd. При испытании компрессора с промежуточным сосудом необходимо одновременно установить давление ин-жекции (р3) в дополнение к параметрам, указанным в рабочем состоянии. На рис. 7 показана экспериментальная проверка при р3 =1750 кПа.
Из рис. 7а видно, что смоделированные значения давления в промежуточной камере (р4) хорошо согласуются с измеренными значениями экспериментальных диаграмм Р-V. Максимальное отклонение между моделируемыми и экспериментальными значениями составляет менее 3 % при различных углах наклона коленчатого вала. Из рис. 7б видно, что погрешности расчета массового расхода всасывания, инжекции и нагнетания находятся в пределах 2,7 %.
Кроме того, величина р4 имеет пульсирующий характер, и разница между максимальным и минимальным значением достигает 290 кПа, составляя 17 % от среднего значения по времени. Причины можно объяснить следующим образом. Во-первых, выхлопные газы цилиндра 1-й ступени имеют импульсные характеристики; когда выпускной клапан цилиндра 1-й ступени открыт и хладагент подается в промежуточ-
Рис. 12. Потери мощности потока при инжекции пара Fig. 12. The flow power loss of vapor injection
Рис. 13. Схема расположения инжекционного клапана в двухступенчатом роторном компрессоре Fig. 13. Structure of injection valve for two-stage rotary compressor
Рис. 14. Зависимость холодопроизводительности от p3 Fig. 14. The cooling capacity varies with p3
Рис. 15. Зависимость КПД от p3 Fig. 15. The COP varies with p3
* *
* ! 3 £
X ,
W о $
" £
00 ш
$ £
ную камеру, давление быстро повышается; как показано на рис. 7а, точка перегиба, в которой давление начинает быстро расти, появляется при угле выпуска 156 градусов. Во-вторых, хотя всасывание цилиндра 2-й ступени является непрерывным, скорость изменения объема всасывания имеет импульсные характеристики; развал углов между двумя цилиндрами составляет 180°; когда скорость нагнетания цилиндра 1-й ступени высокая, скорость всасывания второго цилиндра низкая; когда в цилиндре 1-й ступени нет нагнетания или скорость выхлопа низкая, скорость всасывания цилиндра 2-й ступени высокая.
Поэтому скорости массообмена между двумя цилиндрами и промежуточной камерой очень несогласованные, что приводит к значительным колебаниям давления в промежуточной камере.
4. Результаты моделирования и обсуждение
4. 1. Влияние объема промежуточной камеры на характеристику инжекции пара.
Рабочий объем цилиндра 1-й ступени равен V1, а объем промежуточной камеры V4 установлен кратным 1, 2, 3 и 5 величине V1 соответственно. Вариации p4 и массового расхода впрыска пара mC моделируются как p3 = 1750 кПа.
Из рис. 8 видно, что разность между максимальной и минимальной величиной давления p4 непрерывно уменьшается с увеличением V4. Когда V4 = = 5V1, эта разница достигает 141 кПа, что составляет всего 32 % от разницы при V4 = V1. Таким образом, амплитуда колебаний давления может быть эффективно уменьшена за счет увеличения объема промежуточной камеры и выполнения ею роли
буферной полости. Как видно из рис. 9, величина массового расхода тс имеет положительные и отрицательные значения, и отрицательные значения показывают, что пар течет обратно из промежуточной камеры в промежуточный сосуд. Массовый расход обратного потока пара уменьшается с увеличением VA.
4. 2. Влияние клапана впрыска на характеристики инжекции пара.
Для устранения явления обратного потока пара в промежуточной камере на выходе С канала впрыска пара установлен инжекционный клапан, и его воздействие на р4 и тс оценивается путем моделирования при р3 = 1750 кПа.
Из рис. 10 видно, что колебания величины давления р4 увеличиваются при использовании ин-жекционного клапана, а разность максимум-минимум увеличивается с 290 кПа до 388 кПа. Основная причина заключается в том, что клапан закрывает канал инжекции пара при нагнетании 1-го, что эквивалентно закрытию канала сброса давления промежуточной камеры, так что пиковое давление больше, чем значение без инжекционного клапана. Из рис. 11 видно, что прямой массовый поток с инжек-ционным клапаном уменьшается, но обратный поток пара в канале инжекции исключается. Эффективный массовый расход увеличивается на 18 %, и это составляет всего 35 % от общего массового расхода прямого и обратного потока без инжекционного клапана.
4. 3. Влияние нагнетательного клапана на потери мощности потока при инжекции пара.
На рис. 12 показано влияние клапана впрыска на потери мощности потока при инжекции пара.
Потери мощности потока без инжекционного клапана определяются как 100 % при У4 = У1.
Потери мощности потока без инжекционного клапана быстро уменьшаются с увеличением V, но изменение У4 почти не влияет на потери мощности с инжекционным клапаном. Потери мощности потока с инжекционным клапаном значительно ниже, чем без него, например, потери мощности уменьшаются на 72 % при V = 2^. Причина в том, что потеря давления, вызванная обратным потоком, намного больше, чем потеря давления, вызванная инжекционным клапаном. Видно, что обратный поток газа в промежуточной камере без нагнетательного клапана приводит к увеличению потерь мощности потока и уменьшению эффективного массового расхода, который является важным фактором, влияющим на производительность двухступенчатого роторного компрессора.
5. Испытание прототипа по определению оптимальных режимов
Результаты моделирования показывают, что давление в промежуточной камере периодически изменяется. Когда давление инжекции по требованиям Л8НКЛБ/Т составляет 1750 кПа, разница между максимальным и минимальным значениями достигает 290 кПа, т. е. 17 % от среднего значения по времени. Увеличение объема средней камеры может эффективно уменьшить колебания давления и облегчить обратный поток в канале инжекции. Инжекционный клапан для подачи пара увеличивает амплитуду колебаний давления в промежуточной камере, но потери мощности впрыска уменьшаются на 72 % (V = 2У1).
Результаты валидации оптимизированного прототипа показывают, что КПД двухступенчатого роторного компрессора с инжекционным клапаном увеличивается более чем на 2 % по сравнению с обычным двухступенчатым роторным компрессором в условиях Л8ИКЛБ/Т.
Список источников
I ■
О
IS I>
N1
OS О О E н T х >0 z А
■ К > О
i о
На рис. 13 показано расположение инжекцион-ного клапана пара в двухступенчатом роторном компрессоре; конструктивная схема устройства включает в себя собственно лепестковый клапан и демпфер [20]. Был изготовлен съемный прототип и заменены отдельные элементы промежуточной камеры, чтобы проверить влияние клапана на фактическую производительность компрессора.
На рис. 14 и 15 показаны экспериментальные характеристики различных компрессоров. Рабочая частота составляет 60 Гц при условии Л8ИКЛБ/Т. Холодопроизводительность и КПД сначала увеличиваются, а затем уменьшаются с увеличением р3, и существует такой же оптимальный р3 для обеспечения максимальной производительности и КПД. Причины заключаются в следующем (см. рис. 2). Во-первых, когда давление инжекции р3 ниже, пар не может быть полностью помещен в цилиндре 2-й ступени, что заставляет хладагент (точка 4) перед расширительным клапаном 2-й ступени не достигать состояния насыщения жидкости. Во-вторых, при более высоком значении р3 хладагент (точка 2), поступающий в цилиндр 2-й ступени, содержит часть жидкости, что помогает хладагенту точки 4 достигнуть состояния насыщения жидкости, но Л4 увеличивается с увеличением р3.
Оптимальное давление инжекции ниже, чем у компрессора без инжекционного клапана, поскольку эффективный массовый расход компрессора с ин-жекционным клапаном увеличивается. Кроме того, влияние инжекционного клапана на максимальную производительность составляет не более 0,5 %. По сравнению со схемой без клапана подачи оптимальный КПД увеличивается более чем на 2 % при использовании такого клапана. Причина в том, что потери мощности, вызванные обратным потоком из промежуточной камеры, увеличивают мощность первой ступени.
6. Выводы
На основе уравнения сохранения массы, уравнения энергии и калорического уравнения создана модель, отражающая состояние хладагента и характеристики потока в промежуточной камере двухступенчатого роторного компрессора. Сравнительный анализ расчетных и экспериментальных индикаторных диаграмм показывает, что теоретические значения давления и массового расхода хорошо согласуются с измеренными значениями.
1. Building Energy Research Center of Tsinghua University (THUBERC): Annual Report on China Building Energy Efficiency. Beijing: China Architecture & Building Press, 2016.
2. Stefan S. B., Eckhard A. G. Two-stage air-source heat pump for residential heating and cooling applications in northern U.S. climates // International Journal of Refrigeration. 2008. Vol. 31, Issue 7. P. 1282-1292. DOI: 10.1016/j.ijrefrig.2008.01.006.
3. Safa A. A., Fung A. S., Kumar R. Performance of two-stage variable capacity air source heat pump: field performance results and TRNSYS simulation // Energy and Buildings. 2015. Vol. 94. P. 80-90. DOI: 10.1016/j.enbuild.2015.02.041.
4. Ma Y. J., Zhang L., Fu Y. [et al.]. Hot-air low ambient temperature air source heat pump: a clean and efficient heating technology for farm houses in Beijing // Construction Science and Technology. 2016. Vol. 14. P. 76-81.
5. Jin X., Wang S., Zhang T., Zu F. Intermediate pressure of two-stage compression system under different conditions based on compressor coupling model // International Journal of Refrigeration. 2012. Vol. 35, Issue 4. P. 827-840. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2012.02.001.
6. Jiang S., Wang S., Jin X., Yu Y. Optimum compressor cylinder volume ratio for two- stage compression air source heat pump systems // International Journal of Refrigeration. 2016. Vol. 67. P. 77-89. DOI: 10.1016/j.ijrefrig.2016.03.012.
7. Jiang S., Wang S., Jin X., Yu Y. The role of optimum intermediate pressure in the design of two-stage vapor compression systems: a further investigation // International Journal of Refrigeration. 2016. Vol. 70. P. 57-70. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2016.06.024.
8. Shuxue X., Guoyuan M. Working performance of R-32 two-stage compression system in domestic air-conditioner // Energy and Buildings. 2015. Vol. 93. P. 324-331. DOI: 10.1016/j. enbuild.2015.02.009.
9. Liu Q., Ma G., Xu S. Performance characteristics of two-stage compression heat pump system coupled with dual-cylinder rolling piston compressor // CIESC Journal. 2013. Vol. 64, Issue 10. P. 3599-3605. DOI: 10.3969/j.issn.0438-1157.2013.10.015.
10. Redon A., Navarro-Peris E., Pitarch M. [et al.]. Analysis and optimization of subcritical two-stage vapor injection heat pump systems // Applied Energy. 2014. Vol. 124. P. 231-240. DOI: 10.1016/j.apenergy.2014.02.066.
11. Zou P. Double-rotor two-stage enthalpy-increase compressor, air conditioner and heat pump water heater. CN patent CN102042227A; filed October 13th, 2009; published April 16th, 2014.
12. Huang H., Hu Y. S., Wei H. J. [et al.]. Double-stage enthalpy-adding rotary compressor, air-conditioner and heat-pump water heater. CN patent CN104110377A; filed April 17th, 2013; published April 20th, 2016.
О
V <"> К
о О
13. Ma G. Y., Li H. Q. Rotary Compressor. Beijing: China Machine Press, 2001. P. 29-40.
14. Mathison M. M., Braun J. E., Groll E. A. Modeling of a two-stage rotary compressor // HVAC&R Research. 2008. Vol. 14, Issue 5. P. 719-748.
15. Shen W. D., Jiang Z. M., Tong J. G. Engineering Thermodynamics. Beijing: Higher Education Press, 2001. P. 33-37.
16. Sieder E. N., Tate G. E. Heat transfer and pressure drop of liquids in tubes // Industrial Engineering and Chemistry. 1936. Vol. 28. P. 1429-1435.
17. White F. M. Fluid Mechanics. NY: The McGraw-Hill Companies, Inc., 2009. P. 642-652.
18. Yu B., Wei H. J., Yang O. X. Effect of intermediate Pressure on Performance of Single- machine Two-stage Rotary Compressor // Journal of Refrigeration Technology. 2019. Vol. 42, Issue 1. P. 43 - 48.
19. Yin W. H., Huang W. C. Application of PV Diagram on Refrigeration Compressor // Electrical Appliances. 2015. Vol. 7. P. 121-123.
20. Yu B., Wei H. J., Yang O. X. Two-stage enthalpy increasing rotor-type compressor and air conditioner. CN patent CN104632626B; filed June 27th, 2014; published February 16th, 2018.
Сведения о переводчике
ФЕДОРОВА Мария Александровна, кандидат филологических наук, доцент (Россия), доцент кафедры «Иностранные языки».
SPIN-код: 5636-7474 AuthorlD (РИНЦ): 636900 ORCID: 0000-0002-0899-6303 AuthorlD (SCOPUS): 57193409850 ResearcherlD: D-7718-2014
Источник перевода: Hu Y. S., Wei H. J., Yu B. [et al.]. Research on the Vapor Injection of Two-stage Rotary Compressor // IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering. 2019. Vol. 604, no. 1. 012072. DOI: 10.1088/1757-899X/604/1/012072. Ссылка на полный текст статьи:
https://iopscience.iop.org/article/10.1088/1757-
899X/604/1/012072/pdf
Адрес для переписки:
sidorova_ma79@mail.ru
Для цитирования
Й. С. Ху, Х. Цз. Вэй, Б. Юй [и др.]. Исследование инжек-ции пара в двухступенчатом роторном компрессоре = Hu Y. S., Wei H. J., Yu B. [et al.]. Research on the Vapor Injection of Two-stage Rotary Compressor / пер. с англ. М. А. Федоровой // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2021. Т. 5, № 4. С. 65-74. DOI: 10.25206/25880373-2021-5-4-65-74.
Перевод поступил в редакцию 31.08.2021 г. © Й. С. Ху, Х. Цз. Вэй, Б. Юй, О. Х. Ян, Цз. Ван, Цз. У
UDC 621.565:621.564
DOI: 10.25206/2588-0373-2021-5-4-65-74
RESEARCH ON THE VAPOR INJECTION OF TWO-STAGE ROTARY COMPRESSOR
Y. S. Hu12, H. J. Wei12, B. Yu12, O. X. Yang2, J. Wang2, J. Wu2
'State Key Laboratory of Air-conditioning Equipment and System Energy Conservation,
China, ZhuHai, Guangdong, 519070
2Gree Electric Appliances, Inc., China, Zhuhai, Guangdong, 519070
Translated from English
M. A. Fedorova
Omsk State Technical University, Russia, Omsk, Mira Ave., 11, 644050
i ■
O
IS 1> N1
OS g o E h T x
>o
z A > O
is
i o
O
< K
O o
In order to understand the vapor injection flow characteristics of two-stage rotary compressor in the course of compression, a mathematical model based on mass conservation equation, energy equation and thermodynamic identity was established and proved by P-V diagram testing results. Some useful conclusions about pressure in the intermediate chamber and mass flow of vapor injection in the course of compression were also given out. The results show that, gas backflow between the intermediate chamber and the vapor injection channel is an important defection of two-stage rotary compressor which can be solved by the application of injection valve in vapor injection channel. The injection valve can obviously reduce the gas backflow and the power loss in the course of compression while increasing the pressure fluctuation in the intermediate chamber. Experiments show that the COP of two-stage rotary compressor with the injection valve increased by over 2 % in ASHRAE/T working condition.
Keywords: refrigeration machine, rotary compressor, steam injection, mathematical model, experiment, verification.
Printed by permission from the authors and the Centre for Compressor Technology (International Conference on Compressors and their Systems. London, 2019).
References
1. Building Energy Research Center of Tsinghua University (THUBERC): Annual Report on China Building Energy Efficiency. Beijing: China Architecture & Building Press, 2016. (In Engl.).
2. Stefan S. B., Eckhard A. G. Two-stage air-source heat pump for residential heating and cooling applications in northern U.S. climates // International Journal of Refrigeration. 2008. Vol. 31, Issue 7. P. 1282-1292. DOI: 10.1016/j.ijrefrig.2008.01.006. (In Engl.).
3. Safa A. A., Fung A. S., Kumar R. Performance of two-stage variable capacity air source heat pump: field performance results and TRNSYS simulation // Energy and Buildings. 2015. Vol. 94. P. 80-90. DOI: 10.1016/j.enbuild.2015.02.041. (In Engl.).
4. Ma Y. J., Zhang L., Fu Y. [et al.]. Hot-air low ambient temperature air source heat pump: a clean and efficient heating technology for farm houses in Beijing // Construction Science and Technology. 2016. Vol. 14. P. 76-81. (In Chinese).
5. Jin X., Wang S., Zhang T., Zu F. Intermediate pressure of two-stage compression system under different conditions based on compressor coupling model // International Journal of Refrigeration. 2012. Vol. 35, Issue 4. P. 827-840. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2012.02.001. (In Engl.).
6. Jiang S., Wang S., Jin X., Yu Y. Optimum compressor cylinder volume ratio for two- stage compression air source heat pump systems // International Journal of Refrigeration. 2016. Vol. 67. P. 77-89. DOI: 10.1016/j.ijrefrig.2016.03.012. (In Engl.).
7. Jiang S., Wang S., Jin X., Yu Y. The role of optimum intermediate pressure in the design of two-stage vapor compression systems: a further investigation // International Journal of Refrigeration. 2016. Vol. 70. P. 57-70. DOI: 10.1016/j. ijrefrig.2016.06.024. (In Engl.).
8. Shuxue X., Guoyuan M. Working performance of R-32 two-stage compression system in domestic air-conditioner // Energy and Buildings. 2015. Vol. 93. P. 324-331. DOI: 10.1016/j. enbuild.2015.02.009. (In Engl.).
9. Liu Q., Ma G., Xu S. Performance characteristics of two-stage compression heat pump system coupled with dual-cylinder rolling piston compressor // CIESC Journal. 2013. Vol. 64, Issue 10. P. 3599-3605. DOI: 10.3969/j.issn.0438-1157.2013. 10.015. (In Chinese).
10. Redon A., Navarro-Peris E., Pitarch M. [et al.]. Analysis and optimization of subcritical two-stage vapor injection heat pump systems // Applied Energy. 2014. Vol. 124. P. 231-240. DOI: 10.1016/j.apenergy.2014.02.066. (In Engl.).
11. Zou P. Double-rotor two-stage enthalpy-increase compressor, air conditioner and heat pump water heater. CN patent
CN102042227A; filed October 13th, 2009; published April 16th, 2014. (In Engl.).
12. Huang H., Hu Y. S., Wei H. J. [et al.]. Double-stage enthalpy-adding rotary compressor, air-conditioner and heat-pump water heater. CN patent CN104110377A; filed April 17th, 2013; published April 20th, 2016. (In Engl.).
13. Ma G. Y., Li H. Q. Rotary Compressor. Beijing: China Machine Press, 2001. P. 29-40. (In Engl.).
14. Mathison M. M., Braun J. E., Groll E. A. Modeling of a two-stage rotary compressor // HVAC&R Research. 2008. Vol. 14, Issue 5. P. 719-748. (In Engl.).
15. Shen W. D., Jiang Z. M., Tong J. G. Engineering Thermodynamics. Beijing: Higher Education Press, 2001. P. 33-37. (In Chinese).
16. Sieder E. N., Tate G. E. Heat transfer and pressure drop of liquids in tubes // Industrial Engineering and Chemistry. 1936. Vol. 28. P. 1429-1435. (In Engl.).
17. White F. M. Fluid Mechanics. NY: The McGraw-Hill Companies, Inc., 2009. P. 642-652. (In Engl.).
18. Yu B., Wei H. J., Yang O. X. Effect of intermediate Pressure on Performance of Single- machine Two-stage Rotary Compressor // Journal of Refrigeration Technology. 2019. Vol. 42, Issue 1. P. 43 - 48. (In Chinese).
19. Yin W. H., Huang W. C. Application of PV Diagram on Refrigeration Compressor // Electrical Appliances. 2015. Vol. 7. P. 121-123. (In Chinese).
20. Yu B., Wei H. J., Yang O. X. Two-stage enthalpy increasing rotor-type compressor and air conditioner. CN patent CN104632626B; filed June 27th, 2014; published February 16th, 2018. (In Engl.).
About the translator
FEDOROVA Maria Aleksandrovna, Candidate of
Philological Sciences, Associate Professor of Foreign
Languages Department.
SPIN-code: 5636-7474
AuthorlD (RSCI): 636900
ORCID: 0000-0002-0899-6303
AuthorlD (SCOPUS): 57193409850
ResearcherlD: D-7718-2014
Correspondence address: sidorova_ma79@mail.ru
For citations
Hu Y. S., Wei H. J., Yu B. [et al.]. Research on the Vapor Injection of Two-stage Rotary Compressor / trans. from Engl. M. A. Fedorova // Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering. 2021. Vol. 5, no. 4. P. 65 — 74. DOI: 10.25206/2588-0373-2021-5-4-65-74.
Received August 31, 2021.
© Y. S. Hu, H. J. Wei, B. Yu, O. X. Yang, J. Wang, J. Wu
