風冷螺桿空壓機測試系統及環境參數對性能影響研究

周浩然，張 良，楊玉麒，葉方平

（1.上海理工大學 上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室，上海 200093；2.浙江新勁空調設備有限公司，浙江龍泉 323799）

0 引言

空氣壓縮機（簡稱空壓機）作為壓縮空氣的生產設備，起到了將電能轉化為空氣壓能的作用［1］。在工業生產中，壓縮機的用電量占到了全國發電量的9%以上［2］，其性能直接關系到能源的轉換效率，對碳排放量起到了較大影響，成為我國能否如期達到“雙碳”目標的重要影響因素。研究空壓機設備性能影響因素，并對設備進行準確有效的性能測試就顯得尤為重要。

對于風冷螺桿空壓機，因其可靠性高，螺桿壓縮機零部件少，沒有易損件，安裝環境的適應力強，冷卻系統簡單可靠，設備可拆卸、方便維修移動等優點，越來越受到市場的歡迎［3-4］。隨著市場規模的擴大，空壓機逐步由傳統的中小型向大型化發展。在設備實際使用中，空壓機僅有約為15%的電能用來壓縮空氣，剩余85%的能量以熱量的形式散失到周圍的環境中［5］。對于大型空壓機，散失的熱量總量大，會使得設備周圍空氣溫度、濕度狀態迅速變化，對空壓機進口空氣狀態造成較大影響，從而影響壓縮機的工作效率［6］。為了滿足大功率空壓機的散熱要求，防止環境溫度波動對空壓機性能的影響，測試和安裝環境的空調系統和氣流組織就顯得尤為重要［7］。

張志恒等［8］通過對3.5 m3/min 的小型螺桿空壓機進行變工況試驗，分析了影響空壓機性能的多種因素，發現空壓機系統性能不僅與主機相關，輔助設備的選擇、系統的裝配也很關鍵，并給出了進口空氣速度的合適范圍（吸氣控制閥進氣口的流速應控制在10～20 m/s 范圍內，油氣分離器進口氣體流速應控制在15 m/s 左右）；梁昌水等［9］依托于空壓機臺架試驗，研究取氣口位置對設備性能的影響，對3 種典型的取氣位置進行比較分析，給出了不同工況下的最佳取氣位置；郝佳楠［3］以常用螺桿空氣壓縮機為研究對象，建立了能耗數學模型，量化分析了設備運行時間、空壓機流量、壓縮空氣對系統機能的影響，從設備結構和整體系統兩方面入手，通過改造閥門結構，達到節能的效果；王凱等［10］采用計算機配合數據采集卡與LabVIEW 軟件編程組成小型空壓機性能的測試系統，為測試環境系統的軟件編程提供了參考。

上述文獻對空壓機性能測試系統的整體性研究相對較少［11-14］，只關注小型空壓機性能的影響因素、裝置的節能和測試系統的軟件選擇與編程，且缺少對大型空壓機測試環境的研究。本文結合實際應用，設計研究了一種局部排風的大型空壓機性能測試系統，并探究環境參數變化對空壓機容積流量和比功率的影響（文中將額定功率為9～37 kW 的空壓機定義為中小型空壓機，額定功率為37～250 kW 的空壓機定義為大型空壓機）。

1 空壓機性能測試系統設計

針對空壓機測試系統的設計主要分為3 個部分：空壓機性能測試裝置、測試房間空氣處理系統、數據采集與軟件測試系統等。系統的整體框圖如圖1 所示。

圖1 測試系統的整體框圖Fig.1 Overall block diagram of test system

本文研究的空壓機測試環境，房間尺寸為13.8 m×6.3 m×5.2 m。東墻內側存在尺寸為2.24 m×2.15 m×5.2 m 的測試系統控制機房。為了簡化計算，將控制機房排除在空壓機測試環境之外。針對空調系統的不同運行模式、不同運行階段，分別計算了環境熱濕負荷。設計了全空氣的二次回風和全新風混合的定風量的空氣處理系統，并采用上送上回的送風方式，利用雙層百葉窗結合多葉調節閥對送風角度和風量進行控制，以確保環境溫度、濕度的穩定性。針對大型空壓機散熱量大的特點，采用局部排風罩對測試環境的排風進行控制。測試房間內布置9 個送風口，每個送風口尺寸為1.2 m×0.5 m，設置在空壓機兩側，距地面3.7 m?？諌簷C上方的散熱氣流為熱射流，依據空壓機上方的冷凝器出風口和排風罩的相對高度（H=1.3 m），通過虛擬極點修正法可求得排風罩的尺寸［15-17］。測試環境的空調系統布置如圖2所示。

圖2 測試環境的空調系統布置Fig.2 Air conditioning system layout of test environment

利用LabVIEW 軟件編程，通過DAQ 模塊實現空壓機測試系統測試數據的采集和系統硬件的控制。

2 空壓機性能測試裝置及參數計算

本文研究的重點為風冷螺桿空壓機，其性能參數的測量普遍為氣流流量測量，依據GB/T 15487—2015《容積式壓縮機流量測量方法》和GB/T 3853—2017《容積式壓縮機驗收實驗》，通過對比分析不同氣體流量測量的優缺點，結合實際情況，最終選擇臨界文丘里噴嘴測試方式。

2.1 臨界文丘里噴嘴測試裝置

臨界文丘里噴嘴的風冷螺桿空壓機容積流量測試裝置原理如圖3 所示。對于該流量測試裝置，存在內外雙氣源。外部氣源由工廠提供，作為氣動閥門的動力源，保證系統的運行。

圖3 容積流量測試裝置原理Fig.3 Schematic diagram of volumetric flow test device

測試開始時，由被測空壓機輸送的壓縮空氣作為內部氣源，經壓縮空氣進氣手閥的選擇進入測試系統，經過緩沖罐（用于保證空氣壓力的穩定和測試氣體的連續性）。通過改變氣動調節閥的閥門開度，調節空壓機的排氣壓力。通過對不同支路氣動球閥的選擇，使得被測壓縮空氣經過整流器后進入不同尺寸的臨界文丘里噴嘴（12.7，19.05，25.4，31.75 mm），并由測試傳感器測得空氣狀態。最終壓縮空氣經過消音器處理，降低分貝后排入環境。

2.2 空壓機性能參數的計算

對于臨界文丘里噴嘴，噴嘴狀態下質量流量由式（1）（2）獲得。容積流量由式（3）～（8）獲得，最終將噴嘴處的容積流量（實際容積流量）根據氣體狀態方程換算為標準入口狀態條件下空氣的容積流量（標準容積流量）。GB 19153—2019《容積式空氣壓縮機能效限定值及能效等級》中規定，空壓機測試吸入口空氣溫度為20 ℃，壓力為0.1 MPa，相對濕度為0。

臨界流系數的計算式：

式中，C*為臨界流系數；t1為噴嘴上游氣體溫度，℃；p1為噴嘴上游氣體壓力，MPa。

臨界文丘里噴嘴的實際質量流量qm的計算式：

式中，qm為流經噴嘴的氣體質量流量，kg/s；d為噴嘴直徑，mm；C為噴嘴流出系數，根據試驗數據及規定精度取C=0.988 8；R為氣體常數，J/（kg·K）；T1為噴嘴上游氣體溫度，K。

干空氣的壓力Pdry的計算式：

式中，Pdry為干空氣的壓力，MPa；Pat為測試環境壓力，MPa；φ為環境相對濕度；Pqb為飽和狀態下水蒸氣的分壓力，MPa。

0~200 ℃飽和水蒸氣的分壓力Pqb的計算式：式中，C8=-5.800 220 6×103；Ti為空壓機進口空氣溫度，K；C9=1.391 499 3；C10=-4.864 023 9×10-2；C11=4.176 476 8×10-5；C12=-1.445 209 3×10-8；C13=6.545 967 3。

干空氣密度ρ的計算式：

式中，ρ為干空氣密度，kg/m3；Rm為干空氣的氣體常數，J/（kg·K），Rm=287.1 J/（kg·K）。

實際容積流量qv的計算式：

式中，qv為噴嘴工況條件下的容積流量（實際容積流量），m/min3；K1為轉速修正系數；K13為冷凝液修正系數，對于測試過程中有冷凝液析出的需進行此項修正。

轉速修正系數K1的計算式：

式中，Ned為空壓機額定轉速；Nsd為空壓機測試設定轉速。

冷凝液修正系數K13的計算式：

式中，Pi為空壓機進口壓力，MPa；Pqb為飽和狀態下水蒸氣的分壓力，MPa。

定頻空壓機比功率計算式：

式中，e為空氣壓縮機機組比功率，kW/（m3/min）；K14為機組比功率吸氣溫度修正系數。

吸氣溫度修正系數K14的計算式：

式中，Ti為空壓機進口溫度實測值，K。

變轉速噴油回轉空氣壓縮機機組比功率，由滿負荷機組容積流量的100%，70%和40%時的機組比功率按下式加權計算為：

式中，eVC為變轉速噴油回轉空氣壓縮機機組比功率，kW/（m3/min）；eVC，a為規定工況下，變轉速噴油回轉空氣壓縮機滿負荷運轉時，容積流量為a對應的空氣壓縮機機組比功率，kW/（m3/min）；fa為權重系數，按表1 選??；a為對應變轉速噴油回轉空氣壓縮機滿負荷運轉時100%，70%，40%容積流量的工況。

表1 變轉速噴油回轉空氣壓縮機機組比功率計算權重系數Tab.1 Weighting coefficient for specific power calculation of variable speed oil injection rotary air compressor unit %

2.3 測試裝置和不確定性分析

2.3.1 測試裝置

試驗中測試裝置的相關參數見表2。

表2 測試裝置Tab.2 Test Devices

2.3.2 不確定度分析

以質量流量qm為例，如果用于流量qm計算的各獨立量為X1，X2，X3，…，Xn，流量可以用函數表示為：

且X1，X2，X3，…，Xn對應的不確定度為δ X1，δ X2，δ X3，…，δ Xn，則流量的不確定度：

即：

式中，C為流出系數；ε為膨脹系數；d為噴嘴直徑；Δp為氣體流經節流元件時的壓力差；ρ為測量位置氣體密度。

依據上述公式可求得質量流量的不確定度為2.46%。同樣的，容積流量和比功率的不確定度也可求得，分別為2.51%和2.62%。

3 試驗研究及結果分析

本文試驗的重點分成2 個部分：（1）通過試驗確保測試環境的穩定性；（2）探究環境參數變化對空壓機容積流量和比功率的影響。

3.1 測試環境溫度場穩定性驗證

空壓機測試環境的穩定性主要在于溫度場的穩定，取決于2 個方面，一方面是空壓機上方排風罩附近的溫度場穩定性，另一方面是空壓機進氣口附近的溫度場穩定性。注重這2 個方面的意義在于，防止空壓機產生的廢熱沒有被排風罩捕集，逸散到測試環境中，如果大量廢熱被空壓機進氣口吸入，不僅會影響空壓機性能，還會影響空壓機的冷凝散熱效率，使空壓機內部產生高溫，長時間運行甚至會大幅減小空壓機的使用壽命。

3.1.1 局部排風罩捕集性能驗證

本文綜合考慮各項因素，通過虛擬極點修正法確定了局部排風罩結構尺寸，有效地提高了排風罩的整體性能。

表3 列出不同測試環境溫度下，距離排風罩四周0.1 m 處，沿高度Z方向的實測溫度值。通過采集測試結果發現4 種溫度工況下，由于熱量外逸導致的最大溫升為0.40 ℃，相比于小排風罩四周溫度升高的現象，大排風罩周圍的環境溫升更小，原因在于，排風罩捕集效果跟相對高度密切相關，但由于房間設計要求，小排風罩相對空壓機上方冷凝器出風口高度最低為1.3 m，暫未達到最佳相對高度，而大排風罩相對高度已經達到最佳。排風罩附近最大溫升僅為0.40 ℃，滿足測試環境溫度均勻性為0.5 ℃的設計要求，認為空壓機排出的熱量大部分被局部排風罩捕集并帶離測試環境。

表3 不同測試環境溫度下排風罩四周最大采集溫度Tab.3 Maximum collected temperature around the exhaust hood under different test ambient temperatures ℃

3.1.2 空壓機進氣口溫度場穩定性

圖4 示出在20 ℃的測試環境溫度下，房間溫度場穩定后，某一時刻大空壓機（X=2.9 m）和小空壓機（X=4.2 m）在空壓機進氣口中心位置（小空壓機Z=1.0 m，大空壓機Z=1.1 m）的溫度分布。從圖中可以看出，測量溫度在Y方向有所波動，主要原因是在實際測試過程中，測試環境內其他設備對溫度場產生干擾，以及空調送風溫度存在波動。但分析發現最大溫差僅為0.20 ℃，且最高溫度小于20.25 ℃。

圖4 20 ℃溫度場空壓機進氣口采集溫度Fig.4 20℃ temperature field air compressor inlet acquisition temperature

表4 列出不同測試環境溫度下，房間溫度場穩定后，30 min 內的溫度最大值和最小值。分別測試了18，20，22，24 ℃共4 種工況條件下空壓機進氣口在X方向的溫度均勻性。分析結果表明，18 ℃相比于24 ℃工況，均勻性數值相差較大。主要原因是廠房初始溫度為26 ℃，測試環境溫度越低，經空調系統處理后，空氣的前后溫差越大，使得房間內溫度均勻性有所下降，但由于設計空調系統風量較大，送風溫差較小，使得測試環境內溫度均勻性可以滿足測試要求。

表4 不同測試環境溫度下空壓機進氣口采集溫度Tab.4 Air compressor inlet acquisition temperature under different test ambient temperatures ℃

3.2 測試環境參數對空壓機性能的影響

影響風冷螺桿空壓機性能的因素多種多樣，如陰陽轉子的幾何參數、空壓機轉速、循環潤滑油量、機組的阻力特性等。而本文通過測試，記錄大排風罩下不同測試環境參數（環境溫度、環境相對濕度）下被測機組的性能變化趨勢，探究這2個因素對風冷螺桿空壓機能效的影響。

針對企業研發的風冷螺桿空壓機進行性能測試，探究其在排氣壓力為0.7 MPa，不同環境溫度（18～30 ℃）和相對濕度（50%～90%）下，空壓機容積流量和比功率的變化。對每一工況進行試驗并記錄結果。

3.2.1 測試環境參數對空壓機容積流量的影響

在測試環境溫度場穩定的基礎上，改變環境溫度和相對濕度，探究機組容積流量的變化?？諌簷C容積流量隨溫度和相對濕度的變化趨勢如圖5 所示。

圖5 空壓機修正后容積流量的變化Fig.5 Change of volume flow of air compressor after correction

從圖中可以看出，在測試溫度一定的情況下，隨著相對濕度的增加，機組的容積流量不斷增加，在測試溫度為30 ℃時容積流量變化最大，相對濕度在50%～90%的變化過程中，容積流量增加了1.89%。通過理論分析可知，隨著相對濕度的不斷增加，空氣密度下降，空氣中水蒸氣分壓力不斷上升，干空氣的分壓力下降，使得進口干空氣的密度逐漸下降，吸氣壓力降低，冷凝液修正系數增大，雖然空壓機質量流量有所波動，但最終導致空壓機容積流量的上升。

隨著測試環境溫度的升高，容積流量在相對濕度小于75%時，趨勢并不明顯；當相對濕度大于75%時，測試環境溫度越高，容積流量越大。原因在于，空壓機容積流量的變化，主要受空氣質量流量和密度的雙重影響。

當測試環境溫度升高且處于低環境濕度時，空氣質量流量下降，空氣密度受到干空氣分壓力和空氣溫度的影響，使密度整體也呈下降的趨勢，但此時質量流量的下降帶來的影響更大，表現為在相對濕度為50%時，在30 ℃工況下容積流量最小。但隨著相對濕度的增加，空氣密度變化的影響不斷增加，最終導致在高相對濕度區，由于水蒸氣分壓力不斷增加，致使干空氣的分壓力不斷減小，在干空氣分壓力下降與溫度升高的雙重影響下，空氣密度下降趨勢大于質量流量的下降趨勢，空壓機的容積流量也隨之增加。在相對濕度為90%時變化最大，環境溫度在18～30 ℃的變化過程中，容積流量增加0.90%。

3.2.2 測試環境參數對空壓機比功率的影響

圖6 示出了各工況點下空壓機的比功率，從圖中可以看出，隨著測試環境溫度和相對濕度的增加，空壓機的比功率均增大，雖然相對濕度變化時，比功率有所波動，但是整體趨勢依舊變大。在環境溫度一定的情況下，濕度在50%～90%的變化過程中，比功率最大增加1.03%。在相對濕度一定的情況下，環境溫度在18～30 ℃的變化過程中，比功率最大增加3.02%。

圖6 空壓機修正后比功率隨溫度的變化Fig.6 Change of specific power of air compressor with temperature after correction

主要原因是由于在溫度升高時，空壓機質量流量減小，但單位質量的氣體壓縮功耗增加，最終表現為空壓機整體功耗增加。同時，在壓力相同的情況下，相比于干空氣，濕空氣的密度較小，所需要的壓縮功更多，也使得空壓機能耗增加。雖然隨著吸氣口空氣溫度和相對濕度的升高，空壓機系統的容積流量升高，但對于比功率而言，依舊有增大的趨勢。

圖7，8 分別示出不同型號空壓機在相對濕度50%下，比功率隨著環境溫度的變化；在環境溫度為20 ℃的情況下，比功率隨相對濕度的變化，變化規律與前文描述一致。

圖7 不同型號空壓機比功率隨環境溫度的變化Fig.8 Change of specific power of different types of air compressor with ambient temperature

圖8 不同型號空壓機比功率隨相對濕度的變化Fig.8 Change of specific power of different air compressors with relative humidity

綜上所述，通過實際測試將測試值轉換為標準工況下空壓機吸入口空氣狀態，探究了空壓機比功率隨環境溫度和相對濕度的變化規律。與此同時，由于環境溫度過低，會使得螺桿機空壓內部潤滑油黏度上升，增加系統阻力，增大壓縮過程耗功，因此選擇合適的空壓機運行溫度范圍就顯得尤為重要，既避免溫度過高帶來的壓縮空壓產生的能耗增加，又避免溫度過低帶來的潤滑油阻力增大造成的能耗增加，使系統處于高效的運行范圍。同時，盡可能地減小空壓機使用環境的空氣相對濕度，也有利于空壓機運行能效的提高。

4 結論

（1）采用局部排風的空壓機測試環境溫度均勻性能達到0.5 ℃以內，空壓機進氣口溫度波動度在±0.3 ℃以內，確保了測試環境的穩定性。

（2）空壓機的容積流量受環境溫度和濕度的耦合影響。當測試環境處于低環境濕度時，測試環境的濕度相比溫度對容積流量的影響更大，表現在相對濕度為50%時，30 ℃工況下容積流量最小。在高相對濕度區，測試環境濕度的影響更小，表現為在相對濕度為90%時，30 ℃工況下容積流量最大。在相對濕度一定的情況下，環境溫度在18～30 ℃的變化過程中，容積流量最大增加0.90%。在測試溫度一定的情況下，相對濕度在50%～90%的變化過程中，容積流量最大增加1.89%。

（3）隨著測試環境溫度和相對濕度的增加，空壓機的比功率均增大，相比溫度，環境濕度的變化對比功率的影響更小。在環境溫度一定、濕度在50%～90%的變化過程中，比功率最大增加1.03%。在相對濕度一定、環境溫度在18～30 ℃的變化過程中，比功率最大增加3.02%。

（4）空壓機在測試環境（相對濕度50%～90%、溫度18～30 ℃范圍內）相對濕度為50%，溫度為20 ℃時，容積流量較小，比功率最小，性能最好。在實際工程中，通過適當降低環境溫度和相對濕度，能有效地降低空壓機能耗。