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

1. Um novo modelo de compressor de parafuso para a simulação do sistema de
refrigeração
resumo
A 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. Introdução
Sistema 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

2. 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

3. 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. Teste
O 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 Figura
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3. Modelo estabelecimento

4. 3.1. 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 Figura
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De 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

5. 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 = ηViηn
3.2. Cálculo da eficiência volumétrica
Equação 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

6. 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 obtido
equação (9)
Deixe ε = p2 / p1, então
equação (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 Motor
A 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 por
equação (11)
Onde, nM é a eficiência do motor. α é a percentagem de carga de saída.
3.4. Eficiência vazamento interno
Interno 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

7. 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 = dηv
Onde, 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 Figura
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3.5. A injeção de vapor
Ciclo 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.

8. Figo. 4.
Diagrama de injeção de vapor de um compressor parafuso e processo de mistura em
lgp-h diagrama.
opções Figura
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pb 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 calculada
equação (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.

9. Figo. 5.
Relação entre a eficiência volumétrica e VI pressão.
Opções Figura
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3.6. Válvula de gaveta e regulação das capacidades
Válvula 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.

10. Figo. 6.
Válvula de corrediça e a relação de embutido razão volumétrica e deslocamento
variável com a sua posição.
opções Figura
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Geralmente, 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

11. 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 discussão
4.1. Compressores Testado
Oito 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 displacementm3
h−1
Ratingmotor power
kW
Slide valve
Vi
#1 664 89 2.2
#2 790 112 2.2
#3 790 150 3.5

12. Compressor
no.
Theoretical displacementm3
h−1
Ratingmotor 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
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4.2. A validação do modelo
4.2.1. Validação Deslocamento
Para 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 Figura
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4.2.2. Validação de potência de entrada
Para 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)

13. (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 Figura
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Figo. 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 Figura
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4.2.3. A injeção de vapor
O 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 Figura
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4.3. Discussão Modelo
Olhando 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 Figura
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De 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

16. 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 Figura
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5. Conclusão
Na 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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