杨国茹，夏文庆，关金鹏，张 行

(1.新乡航空工业(集团)有限公司，河南 新乡 453049；2.南京航空航天大学航空宇航学院，江苏 南京 210016)

0 引言

由于机载蒸发循环制冷系统(VCS)具有不需要从发动机引气，制冷效率高，燃油代偿损失小等优点，因此，越来越广泛地应用于国内外各种直升机、固定翼飞机的环控系统中，用于机载人员的温度调节，电子设备的冷却等，其工作效率和稳定性直接影响飞行任务的完成。

蒸发循环系统工作中转移的热量通常热沉到空气或液体(水或乙二醇)介质中。现有的机载蒸发循环系统，热沉温度最高为40℃～45℃。随着飞机的发展，要求机载蒸发循环制冷系统在更高温度的环境下工作。如直升机要求蒸发循环系统室内机和室外机均能在60℃以上的环境空气温度下稳定工作，固定翼飞机蒸发循环系统的液体热沉温度也在55℃以上。在高温环境下，蒸发循环系统冷凝器的冷凝温度和冷凝压力上升，制冷剂进出口焓差降低，使蒸发循环系统换热量大幅下降。同时，压缩机排气温度升高，使压缩机的工作可靠性和寿命下降。当排气温度过高时，系统会强制停止工作以保护压缩机，使系统功能丧失。因此，研究高温环境下机载蒸发循环制冷技术对我国机载环控的发展具有重要意义。

王涛[1]、马国彬[2]等人对高温环境下工业用行车空调的设计及性能进行了分析，总结出了高温环境下系统出现性能下降，冷凝压力及压缩机排气温度升高的现象。胡文举[3]等通过比较R22与R134a制冷剂的高温特性，提出高温环境下，R134a特性优于R22。同时提出采用闪发蒸汽冷却技术可以降低以R22为工质的空调压缩机的排气温度，提高系统制冷量和性能系数。1982年，Ueno和Fukuhara[4]申请了闪发器热泵循环的专利。2007年，Abel[5]申请了一种新型的蒸汽注入涡旋压缩机热泵系统专利，通过补气提高了热泵系统的制热量和制热COP值，并降低了排气温度。

国外新型飞机上的蒸发循环制冷系统，如波音B-787旅客机、S-92直升机、NH90直升机等，环控系统均采用了准二级压缩技术。北航张兴娟[6]、直升机所黄文捷[7]对直升机环控系统中蒸发循环与空气循环技术进行了对比，提出蒸发循环在直升机上有更好的应用前景。其中，张兴娟对二级压缩系统进行了热力性能分析，提出了二级压缩系统比一级压缩系统有一定的优势，建议及早开展相关技术的研究。国内民用领域，赵会霞等[8]对涡旋压缩机闪发器热泵系统进行了研究；马国远[9]、唐华杰[10]对涡旋压缩机经济器系统进行了研究；张科等[11]对涡旋压缩机经济器系统的数学模型与性能分析进行了研究；王宝龙[12]研究了制冷剂喷射特征参数对涡旋式压缩机性能的影响。这些研究均对准二级压缩技术在蒸发循环系统中的应用进行了分析，但是缺少高温环境下准二级压缩技术的研究。

1 高温环境对蒸发循环系统的影响

1.1 制冷性能下降

1.1.1 蒸发器焓差降低，单位质量制冷量减小

因热沉温度提高，为保证换热温差，冷凝器的冷凝温度相应提高。从R134a压-焓图可以看出，冷凝温度提高后，冷凝器出口制冷剂焓值升高，流经蒸发器的制冷剂焓差降低，单位质量制冷量q0减小。

q0=Δh=h1-h4

(1)

式中，h1为蒸发器出口焓值，h4为蒸发器入口焓值。

如表1所示,当冷凝温度从60℃提高到80℃时，单位质量制冷量q0下降25.36%。

表1 不同冷凝温度下单位质量制冷量

1.1.2 压缩机容积效率ηV降低

压缩机容积效率ηV决定了实际工作过程的压缩机排气量和蒸发循环系统的制冷剂循环量GR，直接影响系统的制冷量Q0。

(2)

式中，Vh为压缩机吸气腔容积；v1为吸气口制冷剂比容。

影响压缩机容积效率的主要因素是气缸的余隙容积，吸排气阀阻力，吸气过程中气体被加热的程度及气体泄漏等四个方面，分别用容积系数λV、压力系数λP、温度系数λt和泄漏系数λL表示[13]。

ηV=λVλPλtλL

(3)

式中，p1、p2为压缩机进出口压力，T1、Tk为压缩机进口制冷剂温度和冷凝温度，Δp1、Δp2为压缩机吸气阻力损失和排气阻力损失，θ为吸气过热度，C为余隙系数，a和b为温度影响系数。

从公式中可以看出，决定压缩机容积效率的容积、压力、温度，均与压缩机的吸排气压力(温度)有关。当热沉温度升高时，冷凝温度Tk和压缩机出口压力p2随之升高，λV、λP和λt均呈下降趋势，压缩机容积效率降低。泄漏系数λL虽然没有计算公式，但是随着压缩机内部温度和压力的提升，冷冻油粘度降低，油膜和密封件的密封性能下降，泄漏增加，也使压缩机容积效率降低。

1.2 压缩机工作不稳定

作为蒸发循环系统的核心部件，压缩机能否稳定工作至关重要。当压缩机排气温度升高时，高温使压缩机部件产生变形，压缩机的密封性、润滑性、动平衡性下降；更高的温度还会使压缩机润滑油碳化。因此，通常在压缩机上配置有过热保护器，当压缩机排气温度达到设定温度时(通常为130℃±5℃)，压缩机被强制停止工作，以保护压缩机。

从压-焓图可以看出，当系统冷凝温度升高，压缩机排气温度随之上升。同时，受压缩过程中摩擦、泄漏、有害传热、流动阻力等影响，压缩机实际工作曲线偏离等熵线，偏离程度用压缩机指示效率ηi表示。偏离越大，ηi越低，压缩机实际排气温度越高。

对于高转速全封闭电动制冷压缩机，指示效率通常采用缪道平[14]的公式进行分析：

(4)

对于开启式压缩机，指示效率还有一个简易计算公式：

(5)

式中，T0与Tk为蒸发温度和冷凝温度(K)，t0为蒸发温度(℃)。

从上面两个公式可以看出，蒸发循环系统热沉温度升高后，冷凝温度与冷凝压力升高，压缩机的压比增加，指示效率ηi下降，压缩机排气温度升高，压缩机工作趋于不稳定。

2 主要技术措施及对比

2.1 提高压缩机转速或压缩机排量

为了弥补由于冷凝温度升高造成的蒸发器进出口焓差减少，最直接的方法就是提高压缩机转速或增大压缩机排量，使蒸发循环系统中制冷剂的循环量GR增大，补偿焓差的减少，保证系统制冷量不降低。

但是，压缩机转速提高，势必恶化压缩机的润滑系统和动平衡，降低压缩机指示效率，使压缩机排气温度升高；压缩机排量提高可以在不提高压缩机转速的前提下增大制冷剂的循环量GR，但压缩机的体积和重量相应增加，系统代偿损失加大，不符合机载产品小型化、轻量化的要求。

2.2 提高蒸发温度

提高蒸发温度可以增大蒸发器焓差，同时降低压缩机入口比容，提高压缩机的质量排量，是提高系统制冷量的有效方法。提高蒸发温度还能降低压缩机压比，提高压缩机指示效率，降低压缩机排气温度。

但是，提高蒸发温度，会提高蒸发器高温侧出口温度，降低机载人员的舒适性。用于电子设备液冷散热系统时，会减小冷板的传热温差，降低传热系数，增大冷板的体积和重量。

2.3 增大冷凝器换热面积，提高冷凝风量

在高温环境下，减小冷凝温度与热沉温度的温差，可以有效控制压缩机排气温度。其中，增大冷凝器换热面积，提高冷凝风量(或液态载冷剂的流量)，可以在相同的冷凝换热量的前提下，降低冷凝温度和冷凝压力，进而降低压缩机排气温度。但增大冷凝器换热面积，提高冷凝风量，将使冷凝器的重量和电功耗增加，不符合机载产品的发展需求。

2.4 减小蒸发器出口过热度

蒸发循环电动压缩机通常采用低温制冷剂气体将电动机工作的热量带走。制冷剂在进入压缩腔之前有一个温升过程，压缩入口制冷剂温度升高，使压缩机排气口温度相应升高。降低蒸发器出口制冷剂的过热度，可以相应降低压缩腔入口制冷剂温度，对降低压缩机排气温度有一定作用。为保证蒸发器的蒸发效率，蒸发器出口需要5℃左右的过热度，而在蒸发器到压缩机之间的回气管中，制冷剂又不可避免地吸收少量外部热量，因此在进行设计时，压缩机入口制冷剂过热度通常按10℃进行计算。所以减少蒸发器出口过热度的方案效果很有限。

2.5 采用准二级压缩技术

2.5.1 准二级压缩技术介绍

单级压缩蒸发循环系统，制冷剂从冷凝器流出后直接进入膨胀阀节流降压，然后进入蒸发器中蒸发吸热。而准二级压缩蒸发循环中，从冷凝器流出的制冷剂首先进行一级节流降压，在闪发器中分离成制冷剂气体和液体，气态制冷剂从压缩中间状态返回压缩机，直接进入二级压缩，液态制冷剂经过第二级节流进入蒸发器蒸发吸热。

准二级压缩理论循环如图1所示，高温、高压制冷剂液体(状态5)经过第一级节流膨胀，形成中温、中压的气液两态混合物(状态6)，然后进入闪发器中气液分离，分离出的液态制冷剂(状态7’)经过过冷过热器后成为过冷液体(状态7)，然后进行第二级节流膨胀后(状态8)进入蒸发器中蒸发吸热,形成过热气体后进入压缩机(状态1)，吸收电机散发的热量，温度再次升高(状态1’)进入涡旋压缩动静盘中开始压缩。在闪发器中分离出的气态制冷剂(状态3’)进入压缩机的压缩腔,与经过第一级压缩后的高温制冷剂气体(状态2)混合后温度升高(状态3)，继续进行第二级压缩，最后排出压缩机(状态4)。

图1 准二级压缩蒸发循环压-焓图

与单级压缩相比，准二级压缩蒸发循环系统具有以下几个优势：

1)中间注入的低温制冷剂气体可以降低第一级压缩后的制冷剂温度，使压缩机排气温度降低，进而提高蒸发循环压缩机高温环境下的工作稳定性和工作可靠性。

2)准二级压缩系统中，进入蒸发器的制冷剂焓值比单级压缩系统低，因此在相同制冷量的前提下，准二级压缩系统制冷剂质量流量小于单级膨胀系统，压缩机转速可以降低从而提高压缩机的指示效率，降低压缩机排气温度。

3) 准二级压缩系统中一部分制冷剂直接从压缩过程中间注入压缩机，不进行第一级压缩，降低了压缩机的功耗，提高了压缩机的能效比。

2.5.2 准二级压缩与单级压缩系统计算对比

通过设定相同的蒸发温度(5℃)、冷凝温度(80℃)、过热度(10℃)、过冷度(5℃)，以及压缩机的指示效率(0.6)和电机发热功率(0.15Ni)，在相同的制冷功率(6kW)下，对单级压缩和准二级压缩进行理论计算，对比压缩机的排气温度和能效比。

单级压缩系统主要计算公式：

(6)

(7)

(8)

(9)

Ni=GR(h2-h1)

(10)

准二级压缩系统主要计算公式：

(11)

X=Gr1/(Gr1+Gr2)

(12)

h3(Gr1+Gr2)=h3′×Gr1+h2×Gr2

(13)

Ni=Gr2(h2-h1′)+(Gr1+Gr2)(h4-h3)

(14)

其中：Q0(kW)—制冷量；W0(kW)—压缩机电机发热功率；ηi—压缩机指示效率；ηV—压缩机容积效率；v(m3/kg)—压缩腔入口比容；V(m3/r)—压缩机排量；p0(MPa)—蒸发压力;pk(MPa)—冷凝压力；pm(MPa)—中间压力；GR(kg/s)—系统制冷剂质量流量；Gr1(kg/s)—蒸发器制冷剂质量流量；Gr2(kg/s)—补气制冷剂质量流量；Ni(kW)—压缩机指示功率；h(kJ/kg)—各状态点焓值；X—制冷剂干度。

计算结果见表1。

由于计算过程中未考虑压缩机转速和排气温度对指示效率的影响，因此实际情况下，压缩机排气温度和指示效率的降低，压缩机能效比的提高均将大于表中数据。

表1 蒸发循环系统对比计算结果

3 试验介绍

3.1 试验件

试验压缩机采用中间注入式电动涡旋式压缩机，压缩机排量32cc/r，最高工作转速8500rpm。

闪发器新研制造，一级膨胀采用毛细管，二级膨胀采用热力膨胀阀。冷凝器采用平行流式，蒸发器为层叠式。进行单级试验时，将压缩机中间注入口堵住，闪发器短路，蒸发器膨胀阀换成高压膨胀阀。进行二级压缩试验时，将闪发器接入系统，闪发器出气口与压缩机注入口连接，蒸发器膨胀阀换中压膨胀阀(图2)。

图2 准二级压缩蒸发循环产品图

3.2 试验设备及试验工况

试验采用新乡航空工业(集团)有限公司专用的直升机蒸发循环制冷系统试验台(图3)。试验台参数：

制冷量测试范围：1500～11000W

温湿度调整范围：

蒸发器舱：干球温度：+5～+45℃

相对湿度：20%～95%

冷凝器舱：干球温度：-20～+70℃

相对湿度：20%～95%

重复精度：≤±1.5%

图3 直升机蒸发循环制冷系统试验台

试验工况见表2。

表2 试验环境温度(℃)

4 试验结果与分析

4.1 单级压缩系统试验

图4显示，当压缩机转速提高时，在电机功率增加、压缩机指示效率下降及运动部件发热量增加的综合作用下，压缩机的排气温度很快上升。环境温度越高，冷凝器的冷凝温度和冷凝压力越高，压缩机排气温度越高。当环境温度从45℃提高到50℃时，压缩机排气温度提高2%～5.3%，而当环境温度从50℃提高到55℃时，压缩机排气温度提高8.2%～11.5%，呈明显上升趋势。在55℃的环境温度下，当压缩机接近最高转速时，排气温度已达到上限130℃，压缩机已不能正常工作。

图4 单级压缩系统排气温度

图5显示，在同样的蒸发器舱环境温度下，如果提高冷凝器舱环境温度5℃，则系统制冷能力下降4%～7%。图6显示，压缩机的能效比随压缩机转速提高而急剧下降，说明转速对压缩机效率影响较大，与环境温度关系不大。在系统设计时，为使压缩机能力得到发挥，应尽量降低压缩机的额定工作转速。

图5 单级压缩系统制冷能力

图6 单级压缩系统能效比

4.2 准二级压缩系统试验

为了对比准二级压缩系统与单级压缩系统在高温环境下的性能，我们首先取冷凝器舱55℃，蒸发器舱干球35℃，湿球26.1℃的工况进行试验，将获得的数据整理成以制冷量为横坐标，压缩机转速、排气温度和能效比为纵坐标的对比图，如图7-图9。从图中可以看出，在55℃高温环境下，单级压缩系统制冷量达到5100W时，压缩机已接近最高转速(8500rpm)和最高排气温度(130℃)，系统制冷能力已达到顶点。而准二级压缩系统达到5100W制冷量时，压缩机转速只有3845rpm，排气温度只有90.7℃，系统的制冷能力还有很大的余量。综合考虑压缩机转速和排气温度的限制，准二级压缩系统最大制冷能力约为6200W，比单级压缩系统提升了21.6%。

图7 压缩机转速对比

图8 压缩机排气温度对比

图9 压缩机能效比对比

从图中还可看出，达到同样的制冷量，准二级压缩系统的能效比、压缩机转速和排气温度均远小于单级压缩系统。如以制冷量5kW 的点进行对比，准二级压缩系统比单级压缩系统的压缩机转速降低50.3%，排气温度降低26.7%，能效比提升44.3%。与前期正常工况下机载准二级压缩蒸发循环系统技术研究的数据对比[15]，说明在高温环境下，准二级压缩系统的工作状况相对于单级压缩系统的优势更加明显。

在进行60℃高温环境下两种系统的对比试验时，当转速升高时，由于控制器内部温度过高，控制器自动保护，使试验无法进行，最终测得的最高性能数据如表3所示。

表3 在60℃环境下对比试验结果

数据显示，虽然在60℃环境下两种工作方式的控制器内部温度均较高，但准二级压缩系统在制冷量高17.3%的情况下，压缩机排气温度较单级系统低18.3%。因此，如果能够改善控制器中发热元件(主要为IGBT)的散热，准二级压缩系统的高温工作性能还有很大的潜力可挖。

5 结论

为了满足高温环境下机载蒸发循环系统高效、稳定工作的需求，本文提出应用准二级压缩蒸发循环技术，代替现有的单级压缩技术。通过理论分析和试验验证，得到以下结论：

1)单级压缩蒸发循环系统，在高温环境下，由于进入蒸发器中的制冷剂焓差降低和压缩机效率降低的影响，系统的制冷能力大幅下降。

2)为了满足系统制冷能力要求而提高压缩机转速，由于能效比下降，提升效果不明显，且会使压缩机排气温度大幅上升，影响高温环境下压缩机的稳定工作。

3)在蒸发器冷凝器不变的情况下，系统采用准二级压缩技术后，55℃高温环境，5000转/分钟转速下，系统性能可提升约25%。

4)采用准二级压缩技术后，在55℃高温环境下，在达到同样的制冷能力下，同单级压缩系统相比，压缩机转速降低50.3%，排气温度降低26.7%，能效比提升44.3%。

5)在60℃高温环境下，依靠压缩机入口低温制冷剂进行散热的控制器，由于内部温度过高，限制了系统制冷能力的提高，需要进一步增强控制器的散热能力。