船用超低溫R404A單機雙級制冷系統的試驗研究

汪 磊 Lei 謝 晶 王金鋒 - 楊大章 - 周洪劍 -

(上海海洋大學，上海 201306)

超低溫是指生產加工過程所用到-40～-80 ℃的溫度范圍，通常用來獲得生物制藥、科學試驗的低溫環境以及特殊食品的加工[1](如金槍魚速凍冷藏、冰淇淋的速凍)。在實際運用中，該溫度范圍主要通過雙級壓縮制冷循環系統或復疊式制冷循環系統來實現，由于其高能耗嚴重制約了遠洋漁業的發展以及漁民的捕撈利潤，因此推廣節能減排與提高能源利用率已勢在必行，多位學者已在此方面展開了研究[2-5]。鄒泉波等[6]從理論分析出發分析了系統容積比對雙級壓縮超低溫凍結制冷系統的影響，并結合實際生產的調整方案為超低溫雙級制冷壓縮循環系統的運用提供了一些建議。Widell等[7]采用滑閥對氨壓縮制冷系統進行能量調節，在無變頻器驅動下對制冷系統進行優化運行，使凍結產品的負荷與系統制冷量相匹配，從而降低了能源消耗。沈九兵等[8]搭建了R134a/CO2復疊式超低溫制冷試驗臺，研究不同工況下系統性能參數的變化規律，研究結果表明：壓縮機的容積效率是影響制冷系統制冷量的主要因素。Aminyavari等[9]對NH3/CO2復疊式制冷系統的節能性、經濟性和環境影響等方面進行了分析。關鵬等[10]在高低壓級壓縮機理論輸氣量之比ξ不同的運行工況下，對配組式雙級壓縮制冷系統進行了熱力計算與分析，研究表明，與ξ為1∶3相比當ξ為1∶4時，總制冷量減少了2.6%，總軸功率降低了5.94%。在實際生產中當制冷系統對金槍魚進行凍藏時，其蒸發溫度通常低于-55 ℃，這對制冷系統的運行與可靠性不利，且COP值較低。在保證完成超低溫凍結食品產量的前提下，適當提高蒸發溫度或降低冷凝溫度，可提高制冷系統的運行效率。這對指導實際生產的能量利用具有重大的實際意義。

20世紀初，氟利昂制冷劑由于其價格適中、無毒不燃和良好的熱力學特性，被廣泛用于制冷系統，但后續研究指出，其分子能夠對臭氧層造成破壞[11]，此后《蒙特利爾議定書》及修正案將R22等34種物質列為非空調用過渡性物質，并逐漸被淘汰，尋找R22的替代制冷劑已成為當前制冷劑研究領域的熱門課題[12-13]。R404A是一種無氯非共沸制冷劑，與R22相比低溫工況下制冷性能更加優越，且R404A對大氣臭氧層沒有破壞作用以及其熱力學特性和物理特性接近于共沸制冷劑或純制冷劑，其溫度滑移區較小，因而被廣泛應用于商業制冷中[14]。目前在超低溫工況下對制冷系統進行理論與試驗研究相對較少，且大多是研究單一變量對制冷系統性能的影響，對于各變量對制冷效率的影響程度大小沒有進行對比分析。本試驗以R404A單機雙級壓縮制冷系統組成的船用超低溫試驗臺為依托，進行變工況的試驗研究，以期獲得影響系統運行性能的主要因素。

1 試驗裝置與方法

1.1 試驗裝置

船用超低溫單機雙級壓縮制冷系統的試驗臺實物圖與系統原理圖見圖1、2。采用一級節流中間不完全冷卻形式[15]，試驗臺主要由單機雙級壓縮機、臥式冷凝器、外平衡式熱力膨脹閥、氣液分離器、蒸發器等設備組成，庫內安裝電加熱裝置以模擬熱負荷。系統按照船用標準進行設計和搭建。為了對制冷系統運行情況進行更好的監測，在壓縮機高、低壓級吸氣口，壓縮機排氣口，板式換熱器進出口均安裝了壓力傳感器與溫度傳感器，共有10個溫度測點、7個壓力測點和1個質量流量測點，并通過 OPC 協議與 PLC通信，將數據傳輸到控制系統，實現對整個機組的智能監測。

壓縮機組上采用PT100溫度傳感器，丹佛斯質量流量計，壓力點采用Danfoss型AKS33-06G2051與AKS33-06G2049壓力傳感器；庫內測點采用PT100熱電偶進行測量；電流采用多功能電力儀表測量。壓縮機：選取比澤爾，型號為 S6H-20.2Y的半封閉式雙級壓縮機；冷凝器：選取型號為CWNF-9-2/Z船用臥式殼管式冷凝器；蒸發器：采用擱架式。

圖1 船用超低溫R404A單機雙級壓縮制冷系統 試驗臺部分實物圖

Figure 1 Part physical drawing of the marine ultra-low temperature R404A single stage two-stage compres-sion refrigeration system

1. 擱架式蒸發器 2. 風機 3. 潮氣指示器 4. 中間冷卻器 5. 熱交換器 6. 氣液分離器 7. 干燥過濾器 8. 油分離器 9. 半封閉單機雙級壓縮機 10. 貯液器 11. 冷凝器

圖2 船用超低溫R404A單機雙級壓縮制冷系統原理圖

Figure 2 Schematic diagram of marine ultra-low temperature R404A single stage two-stage compression refrigeration system

1.2 試驗方法

試驗臺采用4個電加熱模塊進行熱負荷模擬，每個電加熱模塊的功率為1.5 kW，可進行0～100%無級調節。為了使庫房內熱負荷分布均勻，將4個電加熱裝置分別安裝在4個風機的出風口，通過風機強制對流作用，使電加熱模塊熱量在庫房內均勻分布。

蒸發溫度調節：試驗前庫溫保持為8 ℃，打開冷卻水閥確認冷卻水路暢通。開啟風機與電加熱裝置(100%全開)，運行單機雙極壓縮制冷試驗臺，待庫內空氣溫度穩定在T0時，記錄機組運行數據，同時一直保持冷卻水調節閥全開，在保持冷凝溫度不變的前提下，① 調節電加熱裝置開度每次減小20%；② 待庫內空氣溫度穩定在某一溫度T0時，記錄機組運行數據；③ 檢查電加熱裝置與風機是否運行正常；④ 改變電加熱裝置開啟度，重復以上步驟。

冷凝溫度調節：打開冷卻水閥、開啟風機，運行單機雙極壓縮制冷試驗臺，待庫內空氣溫度穩定在-45 ℃時，在保持蒸發溫度不變的條件下，① 調整冷卻水調節閥每次減小12.5%，待機組運行穩定后記錄數據；② 檢查風機是否運行正常；③ 重復以上步驟。

2 雙級壓縮系統的仿真計算

雙級壓縮制冷循環p-h圖見圖3。根據質量守恒與能量守恒定律建立雙級壓縮制冷系統熱力學模型，主要計算公式：

(1)

Q0=h0-h9，

(2)

(3)

(4)

(5)

式中：

Pm——中間壓力，MPa；

Q0——單位制冷量，kJ/kg；

ηig——高壓級指示效率；

ηid——低壓級指示效率；

圖3 一次節流中間不完全冷卻雙級壓縮系統運行p-h圖Figure 3 p-h diagram of two-stage compression system with primary throttling and incomplete cooling

COP——制冷性能系數；

Pk、P0——分別為冷凝壓力與蒸發壓力，MPa；

Gd、Gg——分別為高壓級與低壓級制冷劑質量流量，kg/h；

hi——各狀態點焓值，kJ/kg；

Tk——冷凝溫度，K；

T0——蒸發溫度，K；

Tm——中間溫度，K；

tm——中間溫度，℃；

t0——蒸發溫度，℃。

采用EES軟件對雙級壓縮系統熱力學模型編寫計算程序對R404A單機雙級壓縮制冷系統進行計算，計算流程框圖(見圖4)，并與試驗結果進行對比驗證其可靠性。

圖4 計算程序流程圖Figure 4 Flow chart of calculation program

3 結果與分析

3.1 蒸發溫度對壓縮機性能的影響

當冷凝溫度為28 ℃，蒸發溫度從-40 ℃降低到-60 ℃時，蒸發溫度對系統性能的影響見圖5～7。從仿真與試驗結果中可以看出壓縮機的排氣溫度隨著蒸發溫度的降低呈增大趨勢，且隨著蒸發溫度的降低兩者之間的差值從2 ℃逐漸增大至15 ℃，其原因：① 壓縮機的排氣溫度主要受壓縮比的影響，在保持冷凝溫度不變的前提下，隨著蒸發溫度的降低，壓縮機低壓級壓縮比與高壓級壓縮比逐漸增大(見圖6)，壓縮機運行工況變得惡劣，導致壓縮機的排氣溫度隨著蒸發溫度的降低逐漸上升；② 在對雙級壓縮制冷系統進行模擬時，為使模擬計算簡化而沒有考慮系統的不可逆損失，在壓縮機實際運行工作時這種不可逆損失必將轉化為熱量導致排氣溫度上升，以及由于蒸發溫度降低導致制冷劑流量降低，使得系統運動部件不能夠及時得到更好的冷卻，從而導致差值逐漸增大。從兩者的結果來看模擬計算值與試驗結果基本吻合，其偏差在工程允許的波動范圍之內。模擬計算過程中采用比例法來確定中間溫度使得高低壓壓縮比相等，在實際運行過程中由于試驗臺采用的是手動調節閥，且無相應的控制算法與控制程序進行調節，控制精度相對較差，導致模擬計算高低壓壓縮比與實際運行結果有一定的誤差(見圖6)。

圖5 排氣溫度變化曲線Figure 5 Curve of exhaust temperature change

圖6 系統壓縮比變化曲線Figure 6 Curve of pressure ratio change

圖7 壓縮機軸功率變化曲線Figure 7 Curve of compressor shaft power change

從仿真結果與試驗結果可以看出，單位壓縮機軸功率隨著蒸發溫度的增大呈現相同的趨勢，即隨著蒸發溫度的上升單位壓縮機軸功率逐漸降低，當蒸發溫度分別為-60 ℃與-40 ℃時，壓縮機功率達到最小值與最大值。壓縮機軸功率主要受系統壓縮比與制冷劑流量兩個因素影響：① 當蒸發溫度升高時雙極壓縮制冷系統高壓級與低壓級壓縮比逐漸減小(見圖6)，高壓級壓縮機與低壓級壓縮機單位壓縮軸功率逐漸降低；② 雙級壓縮制冷系統制冷劑流量隨著蒸發溫度的上升而增大，因制冷劑流量的提升而增加的壓縮機軸功率要高于系統壓縮比的降低而減少的壓縮機軸功率，從而導致系統軸功率的增加。而制冷系統在運行過程中由于運動部件之間的摩擦等因素導致仿真計算結果與試驗結果存在一定偏差。

3.2 冷凝溫度對系統性能的影響

當蒸發溫度為-55 ℃，冷凝溫度從12 ℃上升到32 ℃時，冷凝溫度對制冷系統性能的影響見圖8～10。從圖8、10中可以看出，壓縮機的排氣溫度以及單位壓縮軸功率均隨著冷凝溫度的增大呈上升的趨勢，其主要原因在于冷凝溫度的上升導致系統高低壓壓縮比的增大。當冷凝溫度從12 ℃上升到32 ℃時，壓縮機排氣溫度的仿真結果與試驗結果的偏差范圍為4.5～15.0 ℃，系統單位壓縮軸功率的試驗結果與仿真計算偏差保持在5%左右。從圖9可以看出，系統高壓級與低壓級的壓縮比的試驗結果與仿真結果并不相等，表明制冷系統并沒有按照由比例法確定的中間溫度下運行，這在一定程度上加大了兩者之間的偏差。

圖8 排氣溫度變化曲線Figure 8 Curve of exhaust temperature change

圖9 系統壓縮比變化曲線Figure 9 Curve of pressure ratio change

圖10 壓縮機軸功率變化曲線Figure 10 Curve of compressor shaft power change

3.3 制冷系數的對比分析

制冷性能系數是制冷系統一項重要技術經濟指標。制冷性能系數越大，表示制冷系統能源利用效率越高。從圖11中可以看出，當蒸發溫度從-40 ℃降低到-60 ℃時，制冷COP降低了31%，試驗結果與仿真測試偏差絕對值為0.460～0.782；當冷凝溫度從12 ℃上升到32 ℃時，COP下降了27.6%，試驗結果與仿真測試偏差范圍為0.30～0.36。制冷系統在運行過程中制冷劑在管道內流動時并不是一個理想過程而具有一定的壓力降，在進行模擬計算時忽略了這些問題，這必然導致模擬值與試驗值存在一定的偏差。

圖11 制冷COP變化曲線Figure 11 Curve of coefficient of performance

圖12 制冷COP變化曲線Figure 12 Curve of coefficient of performance

由逆卡諾循環可知蒸發溫度下降1 ℃比冷凝溫度上升1 ℃ 使COP下降的影響要大。本實驗中當蒸發溫度升高或冷凝溫度降低所造成的制冷COP的變化率見表1～2，即當蒸發溫度上升或冷凝溫度下降5 ℃時，制冷性能系數增長率較冷凝溫度下降5 ℃時要高。因此，在船用單機雙級活塞式壓縮制冷系統來獲取-55 ℃超低溫環境，對捕獲的金槍魚進行冷凍保藏時，可優先考慮適當提高蒸發溫度來提高制冷系統的能源利用效率，提高制冷系統的可靠性以及漁船的捕撈利潤。

表1 制冷COP隨蒸發溫度的變化率Table 1 Change rate of COP with evaporating temperature

表2 制冷COP隨冷凝溫度的變化率Table 2 Change rate of COP with condensing temperature

4 結論

通過試驗研究分析了在給定蒸發溫度或冷凝溫度下，采用EES對R404A單機雙級制冷系統進行仿真測試，冷凝溫度與蒸發溫度對單機雙級壓縮制冷系統性能的影響，并進行實驗驗證對比分析了蒸發溫度與冷凝溫度對制冷性能的影響差別。

(1) 從仿真計算與試驗測試來看，仿真計算結果與試驗結果吻合較好，在工程允許的偏差范圍之內，且從系統實際的運行狀況比較可以看出蒸發溫度每上升5 ℃時，制冷性能系數增長率較冷凝溫度下降5 ℃要高。

(2) 排氣溫度隨著蒸發溫度的下降與冷凝溫度的上升逐漸增大，且仿真測試結果與試驗結果偏差均保持在2～15 ℃。

(3) 系統在運行過程中，系統在實際運行過程中的中間溫度與比例法確定的值有一定的偏差，從而在一定程度增大了模擬計算結果與試驗結果的偏差，在后續工作中可以進一步研究系統中間溫度對其性能的影響。

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