Um novo modelo de compressor de parafuso para a simulação do sistema de refrigeração

resumoA performance do modelo de compressores de parafuso, para simulação do sistema de refrigeração a previsão, é desenvolvido. O modelo se correlaciona a condição em execução e alguns dos parâmetros de projeto de um compressor de parafuso. Em comparação com os dados experimentais, os erros das previsões do modelo são cerca de ± 2% para o deslocamento volumétrico, menos de 3% para a energia de entrada na condição de plena carga, cerca de 4% para a energia de entrada na condição de deslocamento de carga parcial, e cerca de 2% e menos de 4% de vapor de caudal de massa de injecção. Este modelo também pode ser utilizado para optimizar a relação volumétrica embutido de um compressor de parafuso.

1. IntroduçãoSistema de refrigeração está se tornando mais importante para o cotidiano das pessoas. Para o método de concepção convencional do sistema de refrigeração, um protótipo de unidade deve ser desenvolvida e testada para verificar se o cartão. Para obter o resultado satisfatório, o processo de construção do protótipo pode ser repetido várias vezes, o que aumentará o custo e prolongar o período de design. A fim de tornar o processo de concepção do sistema mais eficiente e económica, a simulação do sistema é amplamente utilizado para prever o desempenho e optimizar a concepção do sistema antes de os equipamentos são fabricados.Compressor de parafuso é um tipo de máquina rotativa de deslocamento positivo. Devido à vantagem de alta eficiência, alcance operacional ampla e alta confiabilidade, é amplamente empregada nos equipamentos de refrigeração, tanto no comércio e na indústria, que têm substituídos gradualmente para o compressor alternativo de trabalhadores na unidade capacidade de refrigeração pequena e parte do compressor centrífugo empregada na unidade de grande capacidade de refrigeração.Compressor é o coração dos sistemas de refrigeração. Um modelo de compressor bom é a chave para a simulação do sistema. De acordo com os objetivos do estudo, o modelo de compressor pode ser catalogado no modelo constante e modelo dinâmico. Um modelo de compressor dinâmica complicada (Wu et al., 2007, Lee et al., 2001 e Seshaiah et al., 2006), assim como modelo CFD (Kovacevic et ai., 2000 e Vimmr e Fryc, 2006), que é geralmente utilizada para estudar o processo de trabalho e / ou para optimizar a estrutura do compressor, pode fazer a simulação do sistema de correr muito lentamente. Não é adequado para a simulação do sistema de refrigeração. Para o modelo de compressor para prever o desempenho do sistema de refrigeração, três parâmetros, incluindo o caudal de massa do refrigerante, a energia de entrada e a temperatura do refrigerante à saída do compressor deve ser calculada com precisão e outros parâmetros sem importância pode ser ignorado (Ding, 2007 e Ding, 2006) . Long Fu et al. (2002) empregaram um modelo muito simples do compressor de parafuso em sua simulação do sistema. O modelo só correlaciona os parâmetros de condição em execução, incluindo a pressão de sucção e a pressão de descarga, não considerou os parâmetros de design do compressor. Alguns parâmetros importantes de design definitivamente

influenciar no desempenho de um compressor de parafuso. Por exemplo, a relação de volume interno tem contribuição distintamente para a potência de entrada para várias condições de funcionamento. De acordo com a proporção diferente de descarga e pressão de sucção, sob ou sobre-compressão-compactação pode ocorrer no processo de trabalho, o que resulta mais o consumo de energia. O embutido eficiência razão volumétrica pode, teoricamente, ser deduzida como (Xing, 2000).equação (1)

Onde, k é expoente politrópico. Vi0 é a razão volumétrica embutida do compressor para a condição de carga total. ε é a relação entre a pressão de descarga e a pressão de sucção.Para um dado embutido razão volumétrica, há uma relação de pressão que tem o embutido eficiência volumétrica proporção igual a 1,0. Inferior ou superior à taxa de pressão faz com que a queda de eficiência, o que significa que mais de potência de entrada a ser necessário. Portanto, um modelo de compressor simples demais, o que não inclui os parâmetros de projeto de compressor, não é suficiente para descrever o desempenho real de um compressor de parafuso em um escopo de condições de funcionamento de largura. Pode fazer o resultado da simulação do sistema não precisa.Em comparação com outros tipos de compressor (pistão, centrífuga, rolo, etc), VI (vapor de injecção) é a vantagem única de um compressor de parafuso, o que pode melhorar a capacidade, bem como COP, de um sistema de refrigeração com ciclo economizador. Ciclo economizador pode facilmente trabalhar com um compressor de parafuso de fase única para a compressão realizada em duas fases, enquanto dois compressores ou um compressor de duas fases tem de ser utilizado para outros tipos. Alguns modelos de compressores para a simulação do sistema pode apresentar o desempenho de um compressor de parafuso com VI nos artigos referenciados.Desde arrefecimento exigência de capacidade varia com o clima e horário de trabalho, a maior parte do tempo, os sistemas de refrigeração executado sob condição de carga parcial. A válvula de gaveta é o dispositivo mais utilizado para regular o deslocamento para compressores de parafuso. Com o movimento da válvula corrediça, o deslocamento pode ser alterado a partir de 100% para 25%, o que resulta na alteração da capacidade do sistema. Entre os artigos os autores leram, alguns modelos de simulação do sistema pode calcular o desempenho do deslocamento de carga parcial de um compressor de parafuso, o que é importante para estimar o custo de funcionamento dos equipamentos de refrigeração.A fim de simular o desempenho do compressor de parafuso em condições de funcionamento de um âmbito amplo, com VI e sob condições de deslocamento de carga parcial, alguns parâmetros essenciais de concepção do compressor tem que ser considerada. Neste artigo, um novo modelo de equilíbrio é desenvolvido, o qual se

correlaciona ambos os parâmetros de funcionamento e de alguns parâmetros essenciais de concepção do compressor. Os coeficientes utilizados no modelo de regressão foram na base de dados experimentais. O modelo pode prever o desempenho do compressor de parafuso com e sem VI em um escopo de condições de funcionamento relativamente ampla e sob condição de deslocamento de carga parcial com uma velocidade de execução rápida.Estande 2. TesteO estande padrão de teste de desempenho compressor em DUNHAM-BUSH Co. (DBYT), que foi certificada pela AHRI e CQC, foi utilizada para testar o desempenho dos compressores de parafuso. O diagrama sistemático do suporte de teste é mostrado na fig. 1. Trata-se de um compressor, que irá ser testada, um separador de óleo, um condensador arrefecido a água que é usada para controlar a pressão de descarga do compressor, um receptor, dois tanques de mistura que são utilizados para regular o estado de refrigerante (temperatura saturada e superaquecimento) na porta VI (Vapor Injection) porta de sucção e, respectivamente, e algumas válvulas reguladoras que são controlados pelo controlador PID. O deslocamento do compressor testado é testada de duas maneiras. Uma delas é usando o medidor de fluxo volumétrico em linha de sucção. A outra é o uso do medidor de fluxo de massa em linha de líquido do condensador. O deslocamento é calculado através do equilíbrio térmico. O resultado do teste é considerado eficaz apenas quando o erro relativo dos dois métodos é inferior a 1%. Para garantir a precisão do teste, todos os sensores de temperatura, os sensores de pressão, e os instrumentos são calibrados anualmente pelo instituto qualificado.

Figo. 1.Diagrama esquemático da bancada de teste.Opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint3. Modelo estabelecimento3.1. Trabalhando a análise do processo de um compressor de parafuso duplo

Figo. 2 (Xing, 2000) mostra o processo de trabalho de um compressor de parafuso duplo. Quando o volume de trabalho entre o os rotores macho e fêmea está fechada a porta de sucção, o processo começa de compressão (fig. 2 (a)). Quando o volume de trabalho é aberto para a abertura de descarga, do processo de compressão extremidades (Fig. 2 (c)). Existem vários espaços de trabalho sob pressão diferente em que a compressão é que ocorrem, entre a porta de sucção e de descarga de porta (Fig. 2 (b)). Devido à folga entre os rotores, entre o rotor ea caixa, e entre os rotores e os assentos, é inevitável fuga da zona de alta pressão para a zona de baixa pressão. Se as fugas de vapor comprimido na porta de sucção, que irá resultar a gota eficiência volumétrica, que vai influenciar o real deslocamento. Em caso de vazamento de vapor comprimido em uma pressão menor espaço de trabalho, não tem influência sobre a eficiência volumétrica, mas resulta do aumento de potência de entrada.

Figo. 2.O processo de trabalho de um compressor de parafuso duplo.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPointDe acordo com a análise acima, o fator que influencia o deslocamento pode usar eficiência volumétrica, cujo cálculo será discutido no próximo parágrafo, para descrever. Os factores que influenciam a potência de entrada pode ser expressa com várias eficiências, a eficiência do motor, que representa a relação entre a saída e a

entrada do motor, o volume do embutido eficiência rácio mencionado acima, que se correlaciona os parâmetros de concepção e execução condição, e a eficiência de fuga interna, que expressa a eficácia vazamento integrada no processo de compressão. Ele pode ser facilmente considerado que a eficiência de fuga interna pode ser uma função da eficiência volumétrica. Ele será discutido no parágrafo seguinte. Portanto, a seguinte equação é definido.equação (2)

Onde, V é o deslocamento real, V = ηvV0. ηv é a eficiência e o volume V0 é o deslocamento do teórico. ηVi é o built-in volumétrica eficiência ratio, que é calculado com a equação (1). ηn é um novo eficiência definido neste artigo, chamado eficiência de fuga interna, o que será discutido a seguir. ws é o trabalho específico em um processo de compressão isentropic.A eficiência isentrópica pode ser calculada com a seguinte equação.equação (3)ηs = ηViηnηs = ηViηn3.2. Cálculo da eficiência volumétricaEquação eficiência volumétrica tem diferentes formas para diferentes objetivos de aplicação. Long Fu et al. (2002) empregou uma forma muito simples equação como a seguinte.equação (4)

Onde, p1 e p2 são a pressão de aspiração e a pressão de descarga, respectivamente.É apenas uma fórmula empírica pura, cuja faixa de aplicação é limitada. A principal vantagem da forma é que ela não possui nenhuma da actividade com os parâmetros de projecto do compressor. Ele pode ser facilmente utilizado sob a circunstância de que os parâmetros de projecto do compressor não são conhecidos.Desde compressor parafuso não tem nenhuma aspiração e válvulas de retenção de descarga, e nenhum volume de folga, Huang Zhong et al. (2002) considerou que a eficiência volumétrica de um compressor de parafuso foi afetado apenas por dois fatores, o vazamento no processo de compressão e massa de sucção diminuindo devido ao vapor de sucção a ser pré-aquecido, e deu a seguinte forma de equação de eficiência volumétrica.equação (5)

Onde, υ1 é o volume específico de sucção. T2 é a temperatura de descarga. a e b são coeficientes que são regrediram com dados experimentais.Na base do trabalho de Huang Zhong et al. (2002), os autores deduzida ainda mais a equação.O vapor é pré-aquecido por sucção os rotores e a caixa, cuja temperatura é superior ao vapor de sucção para absorver o calor do vapor de descarga. De acordo com a equação de estado dos gases ideais, a relação entre o caudal de massa de sucção real e o caudal de massa teórica de sucção pode ser expresso como a seguir.equação (6)

Onde, MT e m0 é a vazão em massa de aspiração real e a vazão em massa de sucção teórica respectivamente. a é o factor de correcção.De acordo com a teoria de fluido compressível, vazando caudal de massa do vapor pode ser calculada pela seguinte equação.equação (7)

Onde, C é o coeficiente de vazão. Al é a área da secção de vazamento de folga. ρ2 é a densidade sob p2. Y é o expoente de expansão. Y = 1-K (1-p1 / p2) Y = 1-K (1-p1 / p2). K é uma constante.Em seguida, o rendimento volumétrico pode ser calculada pela seguinte equação.equação (8)

Além disso deduzir, a seguinte equação pode ser obtidoequação (9)

Deixe ε = p2 / p1, entãoequação (10)

Onde, b = -Cal (1 - K) / (V0), c = - (Calk) / (V0)a, b e c podem ser obtidos através de regressão dos dados experimentais.3.3. eficiência MotorA eficiência do motor não tem qualquer influência sobre o processo de compressão, mas influencia sobre a potência de entrada. A relação entre a eficiência do motor e a percentagem de carga de saída pode ser obtido a partir do produtor motor ou ser obtido a partir do teste de teste de carga e segurando-se livre do motor. Neste artigo, o autor usou um polinômio equipada de acordo com os dados que o produtor do motor oferecido. A equação é expressa porequação (11)Onde, nM é a eficiência do motor. α é a percentagem de carga de saída.3.4. Eficiência vazamento internoInterno eficiência fuga neste artigo é usado para exprimir a eficácia integrado do vazamento interno do processo de compressão. Pode ser proporcional ao caudal de massa de fuga interna a partir da zona de alta pressão para a zona de baixa pressão, o que significa que ele pode ser a função do rendimento volumétrico. Ela pode ser calculada na base de dados experimentais a uma vez embutido eficiência volumétrica proporção, a eficiência de volume, e a eficiência do motor são conhecidos. Figo. 3 mostra a eficiência de fuga interna calculada de um compressor de parafuso que varia com o volume da eficiência, de acordo com os dados experimentais. A partir da figura,

pode ser visto que existe a relação quase linear entre os dois parâmetros. Portanto, ele pode ser equipado com regressão linear.equação (12)ηn = dηv eηn + + e = dηvOnde, d e e são os coeficientes de regressão.

Figo. 3.Relação entre a eficiência de fuga interna e eficiência volumétrica, de acordo com dados experimentais.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint3.5. A injeção de vaporCiclo economizador pode melhorar a capacidade, bem como da produção para um sistema de refrigeração de uma só fase. Em comparação com outros tipos de compressor, uma das vantagens de um compressor de parafuso que é ciclo economizador pode ser feito facilmente usando um compressor de fase única. A vista esquemática e o diagrama de vapor de injecção (VI) de um compressor de parafuso são mostrados na Fig. 4.

Figo. 4.Diagrama de injeção de vapor de um compressor parafuso e processo de mistura em

lgp-h diagrama.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPointpb e pep são as pressões no volume de trabalho e no porto VI, respectivamente. Uma vez que existe perda quando o vapor flui através da porta VI, pb deve ser menor do que pep. De acordo com a teoria da dinâmica do fluido, o caudal de massa VI pode ser calculado como a seguir.equação (13)

nde, mb é o caudal de massa VI. μ é o coeficiente de fluxo de porta VI. Ab é a área da secção de porta VI. ρb é a densidade de vapor a VI porto.Normalmente, pep pode ser facilmente testada com um sensor de pressão, enquanto pb pode ser calculada da seguinte maneira. Segundo a teoria da dinâmica térmica, ponto 2 'pressão pode ser calculadaequação (14)

Onde, Vib é o projeto embutido relação volumétrica no VI localização da porta.Suponha nenhuma troca de calor ocorre, a entalpia do ponto 9 pode ser considerada igual ao ponto 8, e a entalpia do ponto 2 igual ao do ponto 2 '. De acordo com o balanço de massa e energia, existem as seguintes equações.equação (15)

equação (16)

Onde, h é a entalpia específica. m1 é a vazão de massa entrando pela porta de sucção.Resolvendo equações (13), (15) e (16), juntamente com as equações de propriedade de refrigerante podem obter o pb pressão, bem como as mb vazão massa VI.Devido à injecção de vapor, a pressão no volume de trabalho associado ao porta VI tem de ser levantada, o que torna mais vazamento de vapor para dentro da porta de aspiração. Por isso, a eficiência de volume deve cair ligeiramente quando VI está disponível. De acordo com os dados experimentais de um compressor de parafuso, a dimensão da gota é mostrado na Fig. 5. Na Figura, PVI e pVI0 são as pressões na porta VI com e sem injecção de vapor, respectivamente. A escala de gotejamento pode ser expresso com uma relação linear por meio de regressão de dados experimental.equação (17)

Onde, ηv0 é a eficiência volume sem injeção de vapor. C1 e C2 são o coeficiente que pode ser obtido a partir de regressão dos dados experimentais.

Figo. 5.Relação entre a eficiência volumétrica e VI pressão.Opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint3.6. Válvula de gaveta e regulação das capacidadesVálvula de gaveta é o dispositivo mais utilizado para regular a capacidade de um compressor de parafuso. Comparado com VFD (Variable Frequency Drive), a válvula de gaveta, não só é uma maneira econômica para regular a capacidade, mas também pode deixar o compressor parafuso tem bom desempenho em carga parcial. Uma válvula de corrediça e a relação da razão volumétrica embutido e o deslocamento varia com a sua posição está mostrada na Fig. 6. O porto de descarga na válvula de gaveta é normalmente projetado em V ou U forma. Alterando a dimensão de N pode mudar o ângulo de descarga de partida, a qual determina o desenho embutido razão volumétrica do compressor. Vulgarmente, um pistão de óleo é utilizada para conduzir a válvula de corrediça para se mover ao longo da direcção axial do rotor. O movimento da válvula de corrediça pode alterar o comprimento efectivo dos rotores permite algum desvio de vapor aspirado para dentro do porto de sucção directamente para alterar o deslocamento.

Figo. 6.Válvula de corrediça e a relação de embutido razão volumétrica e deslocamento variável com a sua posição.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPointGeralmente, existem dois tipos de descarga de porta para um compressor de parafuso, a porta de descarga axial, que está no banco de descarga, e a porta de descarga radial, que está na válvula de corrediça. Correspondendo à partida descarga ângulos das duas portas de descarga, existem dois desenho embutido relações volumétricas. O embutido razão volumétrica de um compressor que varia com a posição da válvula de corrediça pode ser expressa da seguinte maneira.equação (18)

Onde, L é o comprimento dos rotores. T1, R1, φ1, Z1 são o chumbo do rotor macho, o raio de dentes do círculo superior do rotor macho, o ângulo helicoidal dos dentes do rotor macho, e o número de dentes do rotor macho, respectivamente. Via é o desenho

embutido razão volumétrica para a porta de descarga axial. N, x0, x são as dimensões da geometria mostrados na Fig. 6 (a).Para um dado modelo de compressor com o Vi = 2,2 para a porta de descarga radial e Vi = 4,0 para descarga axial da porta, a relação entre o embutido razão volumétrica e a posição da válvula corrediça é mostrado na Fig. 6 (b) e a relação entre o deslocamento e a posição da válvula de corrediça é mostrado na Fig. 6 (c). Devido à posição de partida de uma válvula de gaveta não é a face terminal do rotor, o volume de trabalho de sucção tem uma diminuição salto no início do movimento de válvula de gaveta, o que resulta teoricamente o embutido razão volumétrica uma gota salto. Com o movimento da válvula de gaveta, o built-in volumétricos proporção aumenta em primeiro lugar, em seguida, diminui quando a porta de descarga radial não funciona (Fig. 6 (b)). A built-in relação volumétrica variando de acordo com o deslocamento não segue a regra, porque nem todos sugado vapor antes que a porta ignorando pode fluir para dentro do porto de sucção para a resistência ao fluxo (Fig. 6 (c)). De acordo com o built-in relação volumétrica eo deslocamento variando de acordo com a posição da válvula slide, a relação entre o built-in relação volumétrica e o deslocamento pode ser obtido, apenas mostrado como Fig. 6 (d). Em seguida, para as condições de deslocamento de carga parcial, o built-in volumétrica eficiência proporção pode ser calculada com a equação (1).Com a diminuição do comprimento efectivo dos rotores, a eficiência de fuga interna deve cair para maior queda de pressão por metro ao longo do comprimento do rotor. Deve ser corrigido com a percentagem de deslocamento.equação (19)

Onde, ηn100% é a eficiência vazamento interno com deslocamento a plena carga. f (α) é o factor de correcção, que varia com a percentagem de deslocamento, que pode ser regrediram com dados experimentais.4. A validação do modelo e discussão4.1. Compressores TestadoOito compressores que são feitas com o mesmo perfil de dentes e fabricação de nível foram testados com o banco de ensaio indicado acima. O âmbito condição testado é seleccionado a partir de -12 ° C a 10 ° C para a temperatura de sucção saturada e desde 30 ° C a 55 ° C durante saturada temperatura de descarga. O âmbito de aplicação da pressão VI é ajustado para conseguir a 0% -25% de aumento da energia de entrada, sem VI. O âmbito deslocamento testado é de 100% para o mínimo (não menos do que 25%). Alguns dos dados experimentais são seleccionados para obter os coeficientes de regressão com o método. Alguns parâmetros principais de concepção dos compressores testados estão apresentados na Tabela 1.Tabela 1.Alguns parâmetros de projeto-chave para os compressores testadas.Compressor Não. Teórico m3 deslocamento válvula h-1 Avaliação motor de potência kW Deslize Vi

Compressor no.

Theoretical displacement m3 h−1

Rating motor power kW

Slide valve Vi

#1 664 89 2.2

#2 790 112 2.2

#3 790 150 3.5

Compressor no.

Theoretical displacement m3 h−1

Rating motor power kW

Slide valve Vi

#4 900 130 2.2

#5 1200 250 2.6

#6 1200 250 2.9

#7 1200 250 3.1

#8 1200 250 3.3

Tabela de tamanho normalAs opções da tabelaVer em espaço de trabalhoDownload como CSV4.2. A validação do modelo4.2.1. Validação DeslocamentoPara os compressores testadas pelos autores, por meio de regressão a partir dos dados experimentais, o, e na equação (10) são 0,787773, 0,000052881, 0,0024345 respectivamente. c1 e c2 na equação (17) são obtidas por 1,02 e 0,02. Figo. 7 mostra a comparação de deslocamento entre o modelo testado e calculada para sem e com VI, respectivamente. A partir das figuras, pode ser visto que a maior parte dos erros entre os valores calculados e são testados a uma tolerância de ± 2%.

Figo. 7.O erro de deslocamento entre a previsão do modelo e do testados com e sem VI.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint4.2.2. Validação de potência de entradaPara o compressor testados, os coeficientes de d e e eficiência na equação vazamento interno (12) são 0,75683362, 0,104654476 respectivamente, regressão a partir dos dados experimentais. Para condies de carga parcial, a relação de f (α) na equação (19) é quase uma relação linear (Fig. 8). A regressão dos dados experimentais com a equação linear, f (α) pode ser expressa como.equação (20)

(α)=0.00294α+0.706f(α)=0.00294α+0.706

Figo. 8.O coeficiente de correcção da eficiência vazamento interno variando com a percentagem de deslocamento.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPointFigo. 9 mostra a comparação entre a potência de entrada e o modelo calculado testado para com e sem VI, respectivamente. Figo. 10 mostra a comparação de potência de entrada para as condições de deslocamento de carga parcial. A partir das figuras, pode ver-se que todos os dados previstos estão bem de acordo com os dados testados. O erro máxima para com e sem VI é de 2% ~ 3%. A maioria dos erros para a condição de deslocamento de carga parcial estão dentro de ± 4%. Para condições de baixa percentagem de deslocamento, os erros são ligeiramente mais elevados, o erro máximo é de cerca de 9%.

Figo. 9.Comparação da potência de entrada entre a previsão do modelo e do testados com e sem VI.opções Figura

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Figo. 10.Comparação da potência de entrada para o deslocamento de carga parcial entre a previsão do modelo e testado.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint4.2.3. A injeção de vaporO caudal de massa VI comparação entre o modelo e o calculado testado é mostrado na Fig. 11. O teste abrange a possível pressão porta VI. Mostrado na figura, a maior parte dos erros estão dentro de 2%, mas para o caudal baixo zona VI, os erros são comparativamente mais elevados.

Figo. 11.Comparação de vazão em massa VI entre o modelo de previsão e testado.Opções FiguraDownload da imagem em tamanho normal

Download como slides do PowerPoint4.3. Discussão ModeloOlhando para trás, para o processo de criação do modelo, alguns dos parâmetros de projeto-chave, incluindo o design Embutido Relação volumétrica, as dimensões da válvula slide, a eficácia vazamento interno, a VI e da eficiência do motor são considerados. Pode-se deduzir que, para um perfil do rotor específico, o modelo pode prever o desempenho do compressor com um design diferente incorporado em proporções volumétricas e diferentes deslocamentos, os quais também podem ser utilizados para optimizar o embutido razão volumétrica para um dado estado consecutivo .Usando esse modelo, os autores calcularam o desempenho do compressor # 5 com o built-in relações volumétricas entre 2,0-3,6, nas condições de 2 ° C de temperatura de sucção saturada e variando saturada temperatura de descarga de 26 ° C a 62 ° C. Os resultados obtidos com e sem VI estão apresentados na Fig. 12. Das figuras, pode ver-se que com o aumento da razão de execução pressão, menos energia é consumida para o compressor com maior embutido razão volumétrica. Isso significa que quanto maior a razão de pressão, maior o ideal embutido relação volumétrica deve ser. O resultado pode ser explicado pelo que, com o aumento da relação de pressão em execução, o embutido razão volumétrica correspondente à maior embutido eficiência volumétrica relação torna maior. Comparando-se as duas figuras, ele pode ser encontrado que o melhor projeto embutido relação volumétrica com VI é definitivamente menor do que sem VI sob a mesma condição de corrida, o que significa que o built-in relação volumétrica para compressores de execução com VI deve ser menor do que a execução sem VI se eles correm sob a mesma condição. A causa para isto é que uma vez que o vapor refrigerante é injectado no espaço de trabalho sob compressão, a pressão na mesma, bem como a pressão de vapor antes da descarga, é levantado, o que tem a mesma eficácia do levantamento da relação da pressão de funcionamento. Quanto mais o caudal de massa VI é, quanto menor for a óptima embutido razão volumétrica deve ser.

Figo. 12.Comparação de desempenho de um compressor com diferentes built-in relações volumétricas com e sem VI.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPointDe acordo com o resultado do cálculo, sob a condição de rotação típica refrigerado a ar refrigerador de 2 ° C para a temperatura de evaporação saturada e 50 ° C para a temperatura de descarga saturado, o ideal incorporado em proporções volumétricas sem e com VI são cerca de 3,5 e 2,9 respectivamente. A fim de verificar a conclusão, o

compressor com deslocamento de design de 1200 m3 rácios de volume integrados de 2.6, 2.9, 3.1, 3.3 foi testado h-1 e. O resultado é mostrado na Fig. 13. A partir da figura, pode ser visto que o compressor, com a válvula de corrediça de 3,3 embutido razão volumétrica obtém o melhor desempenho para as condições sem VI, ao passo que o compressor, com a válvula de corrediça de 2,9 embutida fica a razão volumétrica melhor desempenho para a condição com VI. Ele também concorda com a previsão.

Figo. 13.Screw desempenho do compressor com e sem VI.opções FiguraDownload da imagem em tamanho normalDownload como slides do PowerPoint5. ConclusãoNa base de dados de regressão experimental, um modelo de compressor de parafuso é desenvolvido, o qual se correlaciona executando a condição e alguns dos parâmetros de projecto de um compressor de parafuso. Ele pode prever com precisão o desempenho de um compressor de parafuso com e sem VI em um escopo de condições de funcionamento ampla e sob condições de carga parcial de deslocamento com uma velocidade rápida.Em comparação com os dados experimentais, os erros das previsões do modelo são cerca de ± 2% para o deslocamento volumétrico, menos de 3% para a energia de entrada na condição de plena carga, cerca de 4% para a energia de entrada na condição de deslocamento de carga parcial, e cerca de 2% e menos de 4% de vapor de caudal de massa de injecção. Este modelo tem precisão suficiente para a simulação do sistema de refrigeração.

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