制冷系統冷卻水側大溫差運行能耗分析

(上海電力學院能源與機械工程學院 上海 200090)

空調水系統輸送能耗約占整個空調系統能耗的25%[1]，降低輸水系統能耗對空調節能具有重要意義。大量研究表明，大溫差冷凍水空調運行具有可靠性和經濟性[2-5]，但大溫差冷卻水技術仍在探索之中。對于常規空調而言，大溫差冷卻水技術在冷卻水供回水溫差不大于10 ℃時是可行的[6]。文獻[7-9]介紹了大溫差冷卻水技術在系統穩定運行時的節能優勢。劉雪峰[10]研究了冷卻水溫差控制對離心式冷水機組性能的影響，雖然大溫差運行增大了機組能耗，但相對于冷卻水泵的節能要小得多。廖丹[11]對冷卻水溫差與熱泵系統各部件的經濟模型進行了分析，當電價不大于16 元/(kW5h)時，冷卻水溫差越大越好。當冷卻水溫差比常規溫差高2 ℃時，可減少運行和投資費用分別為3%～7%和10%～20%[12]。冷卻水大溫差設計由于節約了水系統循環水量，相應減小了水系統的輸送能耗，但也造成冷凝壓力升高、功耗增大等問題。因此本文研究了空調冷凝器參數、壓縮機功耗及進出口壓力、冷卻水泵功耗隨冷卻水溫差的變化規律，并深入分析在冷卻水大溫差運行時，單位制冷量壓縮機、冷卻水泵和熱泵空調系統的功耗情況及空調機組性能系數和系統性能系數的變化規律，從而得出空調系統節能效果最好的運行溫差。

1 研究方法

熱泵實驗系統如圖1所示，由循環水系統、熱泵系統和用戶系統3部分組成。水源熱泵機組選用水-水整體式MSR-J036，其額定工況參數如表1所示。

圖1 熱泵機組實驗系統Fig.1 Heat pump experiment system

制冷劑制冷劑充注量/kg名義制冷(熱)量/kW額定輸入功率/kW最大工作壓力/MPa制冷 制熱制冷 制熱排氣側 吸氣側R221.15108.32.12.82.800.95

1)循環水系統包括A、B水箱所在回路。機組運行時，打開閥門A、D，關閉閥門B、C，A水箱里的水經過A閥門由水泵輸送到熱泵機組中，循環冷卻水在冷凝器中吸收制冷劑從室內帶來的熱量，升溫的冷卻水經閥門D回到B水箱中，完成循環。其中A、B水箱內各安裝有一組5 kW的溫控加熱器且外部包覆一層3 cm厚的橡塑保溫海綿。當冷卻水溫度低于設置溫度時，加熱器自動啟動；反之，加熱器自動斷電。保溫海綿能夠阻止冷卻水與外界的換熱，保持冷卻水處于實驗溫度。

2)熱泵系統，該系統中用戶側是蒸發器，液態制冷劑吸熱蒸發變成氣態制冷劑，使用戶側冷凍水溫度降低，制冷劑經過壓縮機升溫升壓作用后進入冷凝器，由循環冷卻水帶走熱量重新變成較高溫度和壓力的液態制冷劑，經過節流閥變成低溫低壓的液體，回到蒸發器，完成循環。

3)用戶側系統包括C水箱回路系統和風機，系統運行前C水箱中充滿水，循環水在蒸發器中被制冷劑吸收熱量，溫度降低的冷凍水進入C水箱中，然后經過給水泵輸送到用戶，通過風機與室內熱空氣換熱，降低室內溫度。

2 理論計算

本實驗以夏季熱泵機組制冷模式為例，主要研究在用戶水源側冷卻水進口溫度一定時，冷卻水進出口溫差對熱泵性能及能耗的影響。用戶側供回水溫度保持7/12 ℃不變，供回水流量為1.47 m3/h，根據分析確定熱泵進口水溫為26 ℃，初始進口體積流量為1.2 m3/h，常規熱泵空調冷卻水進出口溫差為5 ℃。通過改變冷卻水流量，使冷卻水進出口溫差在6～10 ℃變化，熱泵處于大溫差運行狀態，每次實驗時間約為25～30 min。通過實驗，研究不同溫差運行熱泵機組和系統工況的影響。

蒸發器制冷量[13]：

Q0=KAΔtm=cpGΔt

(1)

(2)

式中：Δtm為蒸發器冷卻水與制冷劑的對數平均數；K為冷凝器傳熱系數，W/(m2·K)；A為冷凝器傳熱面積，m2；t0為冷凝溫度，℃；G為冷卻水的質量流量，kg/s；Δt為冷卻水進出口溫差，℃。

同一機組當冷凝器側換熱量一定時，隨著水源側溫差的增大，冷卻水流量隨之降低。凝汽器的傳熱系數也隨流量的變化而改變[14]，故：

則

(3)

式中：R、R′為不同流量時冷凝器的總傳熱熱組，K/W。

冷凝器傳熱熱阻R包括制冷劑側熱阻、管壁熱阻、污垢熱阻、冷卻水熱阻等[15-16]。在冷卻水流量發生變化時，對于確定的換熱器，只有水側熱阻發生變化，制冷劑側和管壁的熱阻基本保持不變。水側換熱系數與水流速度的0.8次冪成正比[17-18]，即α∝υ0.8。

由式(1)可知，當制冷量不變時，冷卻水流量與其進出口溫差之間成反比；對于相同管路，水流量與流速成正比，三者關系可用式(4)表示：

(4)

聯立式(3)式(4)可知水側熱阻與溫差的關系：

(5)

對殼管式冷凝器而言，在冷卻水進出口溫差改變的情況下，制冷劑熱阻、冷凝管管壁熱阻及污垢熱阻基本不變，主要改變的是冷卻水側熱阻，這一熱阻一般約占整個冷凝器熱阻的35%～40%[19]，計算時取其所占比例為40%。因此，大溫差冷卻水下冷凝器的總傳熱熱阻為：

(6)

整理上式，可得：

(7)

3 實驗結果分析

在制冷模式下，隨著水源側冷卻水流量的降低，流經凝汽器的冷卻水溫差不斷增大，根據前文的推倒公式可計算出凝汽器的冷凝溫度，根據制冷劑R22的特性利用refprop軟件計算制冷劑的參數。在水源側進水溫度不變時，隨著進出冷凝器的冷卻水溫差的增大，制冷劑的冷凝壓力如圖2所示。

由圖2可知，在冷卻水進口溫度一定時，冷凝溫度和冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而不斷增大。由于蒸發器參數基本保持不變，冷凝器的冷凝壓力與冷卻水溫差成正比，為了滿足制冷劑蒸氣能夠在凝汽器中充分放熱，使壓縮機做功增加，壓縮機排氣壓力增大，因為蒸發參數不變，壓縮機吸氣壓力基本保持不變，壓縮機排氣和吸氣壓力隨循環冷卻水溫差的變化如圖3所示。

圖3 壓縮機排氣和吸氣壓力隨循環冷卻水溫差的變化Fig.3 Variations of compressor exhaust and suction pressure with temperature difference of circulating cooling water

圖4 節流閥進氣和出氣壓力變化Fig.4 Variation of inlet and outlet pressure of throttle valve

因為蒸發器的參數基本保持不變，蒸發器進口制冷劑壓力基本不變，又由圖2可知，冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而不斷增大，使節流閥的進口壓力不斷增大，節流閥損失增大，節流閥進氣和出氣壓力變化如圖4所示。

制冷熱泵機組單位制冷量的能耗q1(kW)為：

(8)

式中：Q為熱泵供給用戶的制冷量，kW；W為熱泵循環水泵功耗，kW。

熱泵空調機組壓縮機的軸功率隨冷卻水溫差的變化如圖5所示。以溫差為5 ℃的冷卻水為基準，不同冷卻水溫差壓縮機單位制冷量能耗變化如表2所示。由表2可知，空調制冷量一定時，空調單位制冷量能耗隨著冷卻水溫差的增大而增大，結合圖2和圖4可知，冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而增大，蒸發器的參數基本不變，導致節流損失不斷增大，空調效率減小。當冷卻水溫差小于8 ℃時，空調單位制冷量能耗增量變化較為平緩；當冷卻水溫差大于8 ℃時，熱泵空調機組單位制冷量能耗增量變化較為劇烈。分析可知，熱泵空調機組不能無止境的增大冷卻水溫差，隨著冷卻水溫差的增大，機組制冷量在不斷降低，熱泵空調的單位能耗越大，反而造成熱泵有效能源利用率降低。

3.1 給水泵能耗分析

實驗采用的給水泵為MS輕型不銹鋼臥式變頻單級離心泵，根據水泵定律[20]可知，對同一臺冷卻水泵，由于水泵轉速不同引起水泵流量的變化，在理論情況下，水泵功率與冷卻水流量的關系可表示為：

(9)

圖5 壓縮機軸功率隨循環冷卻水溫差的變化Fig.5 Variation of compressor shaft power with temperature difference of circulating cooling water

溫差/℃單位制冷量/W壓縮機能耗增量/W5222.2206224.121.907225.733.518228.316.099234.1911.9710243.9021.68

但實際運行中給水泵的功率與流量不符合三次方的關系。本實驗主要研究冷卻水大溫差運行對熱泵機組性能的影響，由電量感應器和電流表測得水泵功率隨流量變化的關系，在制冷量一定時，隨著冷卻水溫差的增大，流量不斷減小，水泵的能耗必然降低。該實驗水泵功率的變化如表3所示。

由表3可知，當蒸發器吸熱量一定時，流經冷凝器冷卻水的流量與溫差成反比，即隨著冷卻水溫差的不斷增大，冷卻水流量持續減少，水泵的能耗逐漸降低，給水泵的單位制冷量能耗逐漸降低。當冷卻水體積流量從24.45 L/min減小至17.51 L/min時，即冷卻水溫差從5 ℃增至7 ℃時，給水泵的單位制冷量能耗變化較為劇烈；冷卻水流量從17.51 L/min減小至12.44 L/min時，給水泵單位制冷量能耗變化較為平緩。以5 ℃循環水溫差水泵為基準，隨著溫差不斷增大，水泵單位制冷量能耗不斷降低，水泵的節能效果增加。雖然冷卻水溫差的增大使冷卻水流量減小，降低了循環水泵的能耗，但同時增大了熱泵機組的能耗，節能效果還需要具體分析。

表3 不同體積流量下冷卻水泵單位制冷量能耗Tab.3 Energy consumption of unit refrigerating capacity of cooling water pump in different volume flow rate

3.2 大溫差熱泵空調運行的節能分析

圖6 熱泵空調單位制冷量能耗變化Fig.6 Variation of energy consumption of unit refrigerating capacity of air conditioning

以常規熱泵空調單位制冷量能耗為基準，大溫差運行熱泵空調系統單位制冷量能耗關系如圖6所示，其中x軸上方表示相對能耗增加量，x軸下方表示相對能耗減少量，即節能量。由圖6可知，以常規熱泵空調為基準時，隨著循環水溫差的增大，空調機組的單位制冷量能耗增量不斷增大，在冷卻水溫差為8 ℃時，空調單位制冷量能耗突然變大；由水泵能耗曲線可知，給水泵的相對能耗減少量也隨著溫差的增大而不斷增大，當溫差在5～8 ℃時，單位制冷水泵的節能速率不斷增大；而溫差在8～10 ℃變化時，雖然給水泵的節能量也不斷增大，但其變化率減小。從系統節能曲線可知，空調系統大溫差運行時，系統節能效果先增大，隨后逐漸減小。分析圖6可知，雖然大溫差熱泵空調具有一定的節能作用，但節能效果隨循環水溫差的增大而先增大后減小。在溫差為8 ℃時，熱泵系統的節能效果最佳。

圖7所示為熱泵空調機組及其系統能效比的變化。熱泵機組能效比隨著冷卻水溫差的增大而不斷減?。坏珶岜孟到y能效比隨著冷卻水溫差的增大，先增大后逐漸減小。在循環水溫差為8 ℃時，熱泵系統能效比最大。結合圖6和圖7可知，雖然隨著冷卻水溫差增大給水泵的節能效果不斷增強，但整個系統的節能量先增大后緩慢減小，熱泵系統能效比也先增大后減小。從第1部分及上述分析可知，冷卻水溫差增大，制冷劑的冷凝壓力增大，蒸發器各參數不變，壓縮機的出口壓比增大，壓縮機功耗急劇增大且增大速率比給水泵能耗降低速率快，導致熱泵系統能效比在冷卻水溫差不斷增大時呈先增大后逐漸減小的趨勢。所以冷卻水大溫差運行熱泵并非溫差越大越好，冷卻水溫差在7～9 ℃時，空調運行最為節能。

圖7 熱泵機組及其系統能效比變化Fig.7 The energy efficiency ratio variation of heat pump air conditioner and its system

4 結論

在循環冷卻水進口溫度保持26 ℃不變時，改變循環冷卻水流量，研究了不同冷卻水溫差下常規熱泵空調與常規溫差熱泵空調單位制冷量能耗的關系。結果表明：雖然大溫差熱泵主機的單位制冷量能耗高于常規熱泵，但大溫差冷卻水給水泵的單位制冷量的能耗低于常規熱泵空調給水泵的單位能耗，且其能耗減少量大于熱泵主機耗能增量?？傮w而言，大溫差熱泵系統的單位能耗是降低的，具有一定的節能效果。

隨著循環冷卻水溫差的增大，熱泵空調機組的能效比逐漸減?。坏湎到y能效比隨著循環水溫差的增大而先增大后減小。在冷卻水溫差為8 ℃時，系統能效比達到最大，為3.173。因此，熱泵空調在大溫差運行時并非溫差越大越好，而是有一定的溫差限制。分析可知，循環水溫差在7～9 ℃時，大溫差熱泵空調運行能夠有效降低能耗。

本文受上海市科技委能力建設計劃項目(15110501000)資助。(The project was supported by the Shanghai Science and Technology Commission′s Capacity Construction Project (No.15110501000).)