本期我們來探討下壓縮機吸氣過熱度對系統(tǒng)制冷性能的影響。

0 背景

伴隨近幾年國內(nèi)天然氣液化市場的廣泛應(yīng)用，部分天然氣液化工藝包采用預(yù)冷+混合冷劑的天然氣液化工藝。其中預(yù)冷機組采用蒸氣壓縮式制冷循環(huán)，因原料天然氣進(jìn)入預(yù)冷蒸發(fā)器溫度較高，溫度范圍：30 ℃～50 ℃，且為了減小末端蒸發(fā)器的截面溫差，保證制冷系統(tǒng)的連續(xù)、穩(wěn)定運行，多是采用冷箱換熱，屬于干式換熱器。實際工程應(yīng)用中會通過調(diào)節(jié)氣動供液調(diào)節(jié)閥開度，控制制冷劑氣體在蒸發(fā)器出口的有效過熱度，增大制冷劑單位質(zhì)量制冷量。

本文我們將對幾種工程常用預(yù)冷機組制冷劑進(jìn)行比較；探討不同蒸發(fā)溫度下，蒸發(fā)器內(nèi)增加制冷劑有效過熱度與制冷性能的變化趨勢，為實際工程應(yīng)用中，不同制冷劑在不同蒸發(fā)溫度下有效過熱度的選取提供依據(jù)。此方式同樣適用于其它高溫氣源的降溫過程，如二氧化碳液化、氯氣液化、輕烴回收等工藝氣體降溫過程。

1 有效吸氣過熱的分析

計算制冷系統(tǒng)吸氣過熱分為有效過熱和無效過熱。有效過熱泛指發(fā)生在蒸發(fā)器內(nèi)、有效參與換熱降溫而產(chǎn)生的溫升。在制冷系統(tǒng)循環(huán)過程中，散失在環(huán)境中，未起到降溫效果而引起的溫升，視為無效過熱，如壓縮機吸氣管路的溫升。實際工程應(yīng)用中，無效過熱會使單位容積制冷量下降，所以在實際運行過程中，要盡量避免無效過熱的產(chǎn)生。

吸氣有效過熱度的增加，會增大單位質(zhì)量制冷量，但制冷劑氣體體積同樣會變大，造成單位質(zhì)量制冷劑在壓縮機入口體積變大，而壓縮功為入口體積的一次函數(shù)，使壓縮功增加。本文針對固定的壓縮機入口容積，采用單位容積制冷量，探討制冷劑在不同蒸發(fā)壓力下，增大蒸發(fā)器出口制冷劑氣體有效過熱度，對制冷性能的影響。單位容積制冷量比值的變化趨勢也反映了系統(tǒng)制冷性能的變化趨勢。

為便于計算分析，首先做如下假設(shè)：

（1）過熱度的增加，不會影響蒸發(fā)器出口壓力變化，壓縮機壓縮比固定，壓縮機容積效率不變；單位容積壓縮功不變；

（2）忽略因制冷劑氣體過熱，體積增大造成的管道阻力降；

（3）將高溫制冷劑氣體視為理想氣體；

（4）壓縮機入口的無效過熱會降低制冷性能。本文只探討有效過熱對性能的影響。

2 吸氣過熱度對制冷性能影響的分析

以R290為例，以蒸發(fā)器無過熱對應(yīng)單位容積制冷量作為基準(zhǔn)，計算蒸發(fā)溫度T 1為-40 ℃，冷凝溫度T 3為40 ℃，壓縮機入口不同過熱度下單位容積制冷量增加比例，計算結(jié)果見圖2。從圖中可以看出，隨著過熱度的增加，單位容積R290的制冷量呈線性增加。

經(jīng)計算繪制出R290在-40 ℃、-30 ℃、-20 ℃、-10 ℃、0 ℃蒸發(fā)溫度下，單位容積制冷量與吸氣過熱度的變化曲線，見圖3。

同理，通過計算可繪制R507、R600a、R744、R717、R1150等制冷劑在不同冷凝溫度下，過熱度與單位容積制冷量的關(guān)系（圖4～圖9）。

由圖3～圖6可以得出結(jié)論，制冷劑R290、R600a、R507、R744（冷凝溫度30 ℃）隨有效過熱度的增加，單位容積制冷量增加。且在同樣的有效過熱度下，蒸發(fā)溫度越低，有效過熱對性能的影響變大。

由圖7～圖9可知，制冷劑R744（冷凝溫度-10 ℃）、R1150、R717隨有效過熱度的增加，單位容積制冷量減小，即制冷性能降低。且在同樣的有效過熱度下，R1150、R744（冷凝溫度-10 ℃）蒸發(fā)溫度越低，有效過熱對性能的影響變?。欢鳵717蒸發(fā)溫度的變化對其影響不大。

由于過熱度的增大會導(dǎo)致壓縮機的排氣溫度升高。因此增加壓縮機吸氣有效過熱度更適用于噴油螺桿壓縮機中。潤滑油噴入壓縮腔內(nèi)使螺桿壓縮機的特性發(fā)生變化，潤滑油吸收制冷劑氣體的壓縮熱后，進(jìn)入油冷卻器降溫，可以確保壓縮機的排氣溫度得到有效控制。但這也要求油冷卻器有足夠的換熱面積和換熱效率。故針對增大吸氣過熱能夠提升壓縮機制冷性能的制冷劑，在噴油螺桿壓縮機中值得推廣應(yīng)用。

3 吸氣過熱度在項目現(xiàn)場的應(yīng)用

以某50000 m 3/d天然氣液化項目為例，預(yù)冷段制冷劑采用R290，蒸發(fā)溫度為-30.3 ℃，制冷壓縮機吸氣溫度為-10 ℃，吸氣過熱度20.3 ℃。對預(yù)冷段天然氣和混合冷劑降溫，天然氣出口溫度為-25.7 ℃，混合冷劑出口溫度-24.5 ℃。

在不調(diào)整系統(tǒng)其它運行參數(shù)的前提下，通過氣動調(diào)節(jié)閥調(diào)整供液量，逐步將吸氣有效過熱度由20℃提高到60 ℃后，蒸發(fā)溫度降為-31.1 ℃（降低0.8 ℃），預(yù)冷段天然氣和混合冷劑出口溫度穩(wěn)步降低；當(dāng)預(yù)冷段天然氣出口溫度變?yōu)?27.3℃（降低1.6 ℃），混合冷劑出口溫度變?yōu)?25.2 ℃（降低0.7 ℃），系統(tǒng)趨于穩(wěn)態(tài)運行。

二部分合計增加制冷量15.6 kW，制冷量提高2.8%。將蒸發(fā)溫度降低0.8 ℃對應(yīng)的冷量和耗功進(jìn)行計算修正到蒸發(fā)溫度-30.3 ℃對應(yīng)制冷量后，合計增加制冷量5.1%。通理論計算，此時單位容積制冷量增比約為7%。出現(xiàn)這種偏差是由于理論計算做了一些條件假設(shè)，而實際運行過程為多種運行條件的耦合，故認(rèn)為此偏差在分析值偏離范圍內(nèi)，變化趨勢基本與圖3一致。說明此理論計算曲線變化規(guī)律，在實際工程應(yīng)用中，有一定的指導(dǎo)作用。