不同季節工況下變轉速NH3/CO2復疊制冷系統性能研究

葉夢瑩 顧 眾 謝 晶,3,4

(1. 上海海洋大學食品學院，上海 201306；2. 上海冷鏈裝備性能與節能評價專業技術服務平臺，上海 201306；3. 上海水產品加工及貯藏工程技術研究中心，上海 201306；4. 食品科學與工程國家級實驗教學示范中心〔上海海洋大學〕，上海 201306)

制冷行業中天然制冷劑的使用順應了環境可持續發展的要求。NH3和CO2因其熱力學性能良好、來源豐富、環境友好等優點被認為是具有發展潛力的天然環保制冷劑[1-2]。但NH3泄露會引起爆炸、中毒等重大事故，屬于危險化學品，其構成危險化學品重大危險源臨界量為10 t[3-5]。而CO2的高臨界壓力和低臨界溫度導致跨臨界系統的工作壓力極高。因此，CO2和NH3的單一工質制冷系統的安全性問題不容忽視。

NH3/CO2復疊制冷系統以NH3作為高溫循環制冷劑，避免了NH3與食品以及食品加工車間操作人員的直接接觸，此外，大大減少了NH3制冷劑充注量，保證了系統安全性，同時CO2低溫循環在亞臨界工況下運行，消除了系統工作壓力過高的隱患[6]。因此，研究以NH3和CO2為制冷劑的復疊系統是一種可行的商業或工業制冷策略[7]。

國內外學者對NH3/CO2復疊制冷系統進行了廣泛而深入的研究。田雅芬等[8]提出當蒸發溫度低于-25 ℃時宜采用NH3/CO2復疊制冷系統。顧兆林等[9]研究發現NH3/CO2復疊制冷系統達到最大性能系數(COP)時的最佳中間溫度隨著冷凝溫度的升高而升高。余曉明等[10]應用熵方法研究了NH3/CO2復疊制冷系統低溫級制冷劑最佳冷凝溫度和相應COP與高溫循環冷凝溫度、低溫循環蒸發溫度和中間換熱溫差的關系。Patel等[11]以復疊系統年度總成本和火用損失最小為目標，研究了復疊系統中蒸發溫度、冷凝溫度、低溫循環冷凝溫度和蒸發冷凝器換熱溫差的優化問題。Dopazo等[12]提出將NH3/CO2復疊制冷系統應用于臥式平板冷凍機中，確定了不同蒸發溫度下的最佳冷凝溫度并研究了系統性能的影響因素。趙瑞昌等[13]研究表明高溫級頻率變化時R410A/R410A復疊制冷系統性能系數COP高于低溫級頻率變化下的系統COP。陳海瑞等[14]研究表明存在使得COP最大的最佳低溫級壓縮機頻率。

目前對復疊系統的研究極少關注環境溫度變化對系統的影響，且未見在變季節工況條件下，分析高溫壓縮機轉速變化對NH3/CO2復疊制冷系統性能影響的相關報道。基于系統環境條件適應性問題，試驗擬設計高效環保變轉速NH3/CO2復疊制冷系統方案，以期為復疊制冷系統的進一步優化提供參考依據。

1 NH3/CO2復疊制冷系統理論分析

1.1 工作原理

1. 高溫壓縮機 2. 冷凝器 3. 水箱 4. 水泵 5. 泄壓閥 6. 貯液罐 7. 干燥過濾器 8. 視液鏡 9. 電磁閥 10. 電子膨脹閥 11. 蒸發冷凝器 12. 蒸發器 13. 低溫壓縮機

圖1為NH3/CO2復疊制冷系統工作原理圖，其工作流程：低溫壓縮機排出的高溫高壓CO2進入蒸發冷凝器放熱，再依次通過貯液器、干燥過濾器、視液鏡和電磁閥后進入膨脹閥，節流后的CO2液體進入蒸發器吸熱，最后回到低溫壓縮機。高溫壓縮機排出的高溫高壓NH3在冷凝器內與循環水進行換熱，冷凝后的NH3通過儲液器、干燥過濾器、視液鏡、電磁閥、電子膨脹閥后在蒸發冷凝器內帶走低溫循環的冷凝散熱量，最后回到高溫壓縮機。

1.2 系統熱力計算

為方便計算對系統作如下假設：① 制冷劑節流過程為絕熱節流；② 制冷劑在換熱器進出口均為飽和狀態；③ 換熱設備和管道內部無熱損失與壓降；④ 系統在穩態工況下運行。試驗系統參數計算基于各部件制冷劑能量守恒方程、動量守恒方程和質量守恒方程[15]104-105。

1.2.1 壓縮機 壓縮機模型的建立依據為美國空調、供暖和制冷協會AHRI提出的擬合壓縮機性能的10系數模型。此模型計算簡單、精度高，張路春[15]44-53研究表明，AHRI 10系數模型的誤差僅為±3%。

AHRI 10系數模型：

(1)

式中：

y——壓縮機冷量(W)、功率(W)、質量流量(kg/s)等性能參數；

C1～C10——由壓縮機制造商提供的回歸系數；

Te——蒸發溫度，℃；

Tc——冷凝溫度，℃。

試驗參考冷庫工程設計方法，以110 kW制冷量為目標，選用壓縮機原型分別是意大利DORIN公司轉速為1 450 r/min的CDS2401B亞臨界二氧化碳壓縮機和德國BITZER公司轉速為2 900 r/min的OSKA7462-K氨螺桿壓縮機，回歸系數C1～C10如表1、表2所示。

表1 CDS2401B 壓縮機回歸系數

表2 OSKA7462-K壓縮機回歸系數

1.2.2 換熱器 系統中換熱器包括冷凝器，蒸發冷凝器和蒸發器，流體守恒定律：

質量守恒方程：

mr,in=mr,out，

(2)

能量守恒方程：

Qr=mr,in(hr,in-hr,out)，

(3)

動量守恒方程：

(4)

式中：

m——質量流量，kg/s；

Q——換熱量，W；

h——焓值，kJ/kg；

p——壓力，Pa；

G——質流密度，kg/(s·m2)；

v——比體積，m3/kg；

ρ——密度，kg/m3；

g——重力加速度，一般取9.8 N/kg；

H——換熱器高度，m；

下標r、in、out——制冷劑、入口參數、出口參數。

1.2.3 膨脹閥 根據假設(1)，制冷劑節流前后焓值不變，則膨脹閥守恒方程為：

hr,in=hr,out。

(5)

1.3 模擬工況

根據中國氣象數據網提供的氣候數據，確定了浙江省杭州市季節平均氣溫和對應冷凝溫度。系統溫度工況條件如表3所示。

表3 溫度工況

為確保系統運行安全，需要將壓縮機排氣溫度控制在極限溫度以下，在此基礎上，適當調節壓縮機轉速，可以調節系統運行狀態，滿足系統正常運行[16]。

因此，在表3工況條件下，固定低溫壓縮機轉速，為確保高溫壓縮機排氣溫度低于廠家提供的安全值173.3 ℃，可在2 300～3 300 r/min范圍內調整高溫壓縮機轉速，分析高溫壓縮機轉速變化對系統高溫蒸發溫度、高溫排氣溫度、中間溫度、高溫壓縮機功率、制冷量和COP的影響，并根據結論對NH3/CO2復疊制冷系統進行優化。

2 結果與分析

2.1 數值模擬可行性驗證

通過都凌壓縮機選型軟件19.03和比澤爾壓縮機選型軟件6.15.0對數值模擬結果進行驗證。高、低溫壓縮機轉速分別為2 900，1 450 r/min時，壓縮機選型軟件理論計算值和模擬數值的對比結果如表4和表5所示，高溫循環制冷量模擬值與理論值相對誤差在2%～5%范圍內，低溫循環相對誤差在8%～15%范圍內，因此仿真模型準確，所得數據可靠。

表4 高溫循環制冷量模擬值與理論值比較

表5 低溫循環制冷量模擬值與理論值比較

2.2 高溫壓縮機轉速對系統溫度的影響

2.2.1 高溫蒸發溫度 圖2為高溫循環蒸發溫度隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖2可知，在同一季節工況下，高溫循環蒸發溫度隨高溫壓縮機轉速的增加先緩慢上升后快速下降，隨冷凝溫度升高而升高。這是因為隨著轉速的增加，壓縮機吸氣體積流量增加，蒸發冷凝器內體積流量增加后的NH3制冷劑足夠帶走低溫循環冷凝散熱量，所以蒸發溫度小幅度上升直至低溫循環達到滿負荷運行。隨著轉速的繼續增加，高溫壓縮機吸氣體積流量繼續增加，高溫循環制冷量增加，而低溫循環冷凝散熱量不變，蒸發溫度快速下降。隨著冷凝溫度的升高，壓比增加，高溫循環制冷效率下降，高溫循環蒸發溫度升高。因此，高溫循環蒸發溫度隨高溫壓縮機轉速的增加先增后減，隨冷凝溫度的升高而升高。通過分析高溫壓縮機轉速對高溫循環蒸發溫度的影響，找出對應工況下系統最優運行狀態時的高溫循環蒸發溫度。

圖2 高溫蒸發溫度與高溫壓縮機轉速的關系

2.2.2 高溫排氣溫度 圖3為高溫壓縮機排氣溫度隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖3可知，高溫排氣溫度隨高溫壓縮機轉速的增加先緩慢下降后快速升高，隨著冷凝溫度的升高而升高。這是因為在同一工況下，隨著高溫壓縮機轉速的增大，高溫循環蒸發溫度緩慢上升，蒸發壓力增大的同時冷凝壓力不變，壓比下降，而排氣溫度受壓縮比影響程度大，高溫循環排氣溫度也緩慢下降。隨著高溫壓縮機轉速進一步增大，高溫循環蒸發溫度下降較快壓比增大，高溫循環排氣溫度也快速升高。系統在夏季工況，高溫壓縮機轉速為3 300 r/min時，排氣溫度為171.4 ℃，低于排氣溫度安全值173.3 ℃，表明模擬工況條件保證了高溫壓縮機正常運行。根據高溫壓縮機轉速與排氣溫度的關系，可通過調整轉速控制排氣溫度在最合適范圍內，延長壓縮機壽命，保證系統安全。

圖3 高溫排氣溫度與高溫壓縮機轉速的關系

2.2.3 中間溫度 以低溫循環冷凝溫度作為系統中間溫度。圖4為中間溫度隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖4可知，在同一季節工況下，中間溫度隨高溫壓縮機轉速的增加呈先下降后保持不變的趨勢，隨冷凝溫度的升高而升高。結合高溫循環蒸發溫度和高溫壓縮機轉速的關系分析，可知隨著高溫壓縮機轉速的增加，存在最小中間換熱溫差。春季、夏季、秋季、冬季工況下最小中間溫差分別是3.93，4.15，4.07，4.10 ℃，對應的高溫壓縮機轉速分別是2 900，3 100，2 900，2 800 r/min。中間溫度下降是因為隨著轉速的增加，壓縮機吸氣體積流量增加，高溫循環蒸發溫度在此階段變化幅度小，但中間換熱量增加，中間溫度降低。隨著轉速繼續增加，低溫循環達到滿負荷運行，此時低溫循環運行狀態不受高溫循環的影響，中間溫度保持不變。但隨著冷凝溫度的升高，高溫循環制冷效率下降，中間換熱量減小，中間溫度上升。因此，中間溫度隨著高溫壓縮機轉速的增加先增后減，隨冷凝溫度的升高而升高。通過分析高溫壓縮機轉速對中間溫度的影響，找出對應工況下系統最優運行狀態時的中間溫度。

圖4 中間溫度與高溫壓縮機轉速的關系

2.3 高溫壓縮機轉速對系統性能的影響

2.3.1 高溫壓縮機功率 圖5為高溫壓縮機功率隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖5可知，在同一季節工況下高溫壓縮機功率隨轉速增加呈兩段式上升趨勢，隨著冷凝溫度的升高而升高。在同一工況下，第一段上升曲線是因為隨著高溫壓縮機轉速的增加，蒸發壓力緩慢上升，而冷凝壓力不變，高溫壓縮機壓比降低幅度小，但壓縮機吸氣體積流量增加，此時壓縮機吸氣體積流量的增加對功率影響比重較大，則高溫循環制冷量增大，指示效率減小，高溫壓縮機功率增大。第二段曲線工況下的低溫循環已達到滿負荷運轉狀態，中間換熱量不變，高溫循環蒸發壓力下降，壓比增大，相對余隙容積增大，同時壓縮機吸氣體積流量持續增大，指示效率減小，高溫壓縮機功率增大。隨著冷凝溫度升高，高溫壓縮機壓比增大，功率也隨之增大。因此，高溫壓縮機功率隨轉速增加而升高，隨冷凝溫度升高而升高。在模擬過程中低溫壓縮機功率固定為17.22 kW，因此通過研究高溫壓縮機功率隨轉速的變化，可觀察系統總功耗變化趨勢，同時可找出系統在不同工況下最優運行狀態時的高溫壓縮機功率和系統總功率。

圖5 高溫壓縮機功率與高溫壓縮機轉速的關系

2.3.2 制冷量 圖6為制冷量隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖6可知，在同一季節工況下，制冷量隨高溫壓縮機轉速的增加呈先增加后保持不變的趨勢；說明系統的制冷能力持續增大直到滿負荷狀態。在低轉速范圍內，制冷量隨著冷凝溫度的增加而減少，系統到達滿負荷狀態時對應的高溫壓縮機轉速隨著冷凝溫度的升高而增加，這是因為夏季工況下冷凝溫度高，高溫壓縮機壓比大，在相同高溫壓縮機轉速條件下，復疊換熱量小，導致低溫循環制冷劑流量小，系統制冷量隨之減少，而在不同季節工況下低溫循環到達滿負荷運行時制冷量相同，因此夏季工況條件下，系統在低轉速范圍內提供制冷量較小，高溫壓縮機需要較高轉速才能達到系統制冷能力較高水平。而在實際冷庫工程中，冷庫所需制冷量主要取決于進貨溫度及庫板保溫性能。夏季工況下環境溫度高，冷庫的侵入熱和貨物熱均增加，所需制冷量隨之增加，出現制冷量“供不應求”現象，因此需要將制冷系統高溫壓縮機轉速調高，以適配冷庫較高制冷需求。通過分析高溫壓縮機轉速對系統制冷量的影響，找出對應工況下系統最優運行狀態時的制冷量以及所需制冷量對應的高溫壓縮機轉速。

圖6 制冷量與高溫壓縮機轉速的關系

2.3.3 系統COP 圖7為蒸發溫度為-25 ℃，不同季節工況下，系統COP隨高溫壓縮機轉速的變化。由圖7可知，系統COP隨著高溫壓縮機轉速的增加呈先增后減趨勢，存在使得COP最高的最佳高溫壓縮機轉速，春季、夏季、秋季、冬季工況最高COP分別為2.38，1.84，2.19，2.98，對應最佳轉速分別為2 900，3 100，2 900，2 800 r/min。系統COP隨著冷凝溫度的增大而減小，夏季工況下系統COP最小，冬季工況最大。這是因為高溫壓縮機功率增加，低溫壓縮機功率不變，制冷量增加，而制冷量增加幅度大于系統總功耗增加幅度，因此系統COP一開始呈上升趨勢，隨著高溫壓縮機轉速的繼續增大，高溫壓縮機功率增加，此時低溫循環已達到滿負荷運行狀態，總制冷量不變，因此系統COP減小。而隨著冷凝溫度的升高，制冷量減少，功耗增大，系統COP減小。而在相同轉速條件下，夏季工況的系統制冷量最小(見圖6)，夏季工況下高溫壓縮機功率最大(見圖5)，而低溫壓縮機功率保持不變，夏季工況下系統COP最小。因此系統COP隨高溫壓縮機轉速增加而先增后減，隨冷凝溫度的升高而下降，需要在不同季節工況下調節制冷系統參數，以保證系統處于最高COP狀態運行，提高效率。根據以上分析，可知不同工況的最佳高溫壓縮機轉速與高溫壓縮機原型轉速2 900 r/min接近，在實際工程冷庫設計中，可通過增設變頻器來改變轉速，使得系統在不同季節工況下達到最優運行狀態。

圖7 系統COP與高溫壓縮機轉速的關系

3 變轉速NH3/CO2復疊制冷系統經濟性分析

為確保制冷系統全年正常運行，制冷系統設計時所選環境條件一般為當地夏季工況。但以上研究表明季節變化對系統性能影響較大，全年采用夏季工況系統時，不能確保系統處于最佳狀態下運行，造成一定的資源浪費。

試驗設計了蒸發溫度為-25 ℃，制冷量為130 kW高效節能變轉速NH3/CO2復疊制冷系統，根據前文研究結果確定關鍵參數如表6所示，并與制冷量為130 kW的定轉速NH3/CO2復疊制冷系統進行耗電量比較，定轉速系統的各參數與變轉速系統夏季工況參數一致，但耗電量相差19.9%，分別為494 686，617 600 kW·h。

表6 變轉速NH3/CO2復疊制冷系統關鍵參數

通過對變轉速NH3/CO2復疊制冷系統與定轉速系統進行比較，發現變轉速系統可有效減少耗電量，節省運營費用，但是在變轉速系統中需要配置變頻器，增加了系統的初投資費用以及安裝維修費用，系統整體經濟性有待進一步驗證。

4 結論

針對復疊制冷系統對環境條件的適應性問題，提出了變轉速NH3/CO2復疊制冷系統方案，并在不同季節工況下，蒸發溫度為-25 ℃，高溫壓縮機轉速范圍為2 300～3 300 r/min工況下進行仿真測試。高溫循環仿真模型制冷量相對誤差為2%～5%，低溫循環制冷量相對誤差為8%～15%，可用于復疊制冷系統的仿真模擬。結果表明：在夏季工況下，冷凝溫度為40 ℃，高溫壓縮機轉速為3 300 r/min時，排氣溫度低于安全值173.3 ℃，表明模擬工況條件符合系統實際運行工況；存在使得系統性能系數最大的最佳高溫壓縮機轉速，對應最佳轉速分別為2 900，3 100，2 900，2 800 r/min，與高溫壓縮機原型轉速2 900 r/min接近，可對通過配置變頻器來改變原型壓縮機轉速，實現變轉速復疊系統方案；變轉速方案選用對應工況下最佳高溫壓縮機轉速，確保系統較優性能系數的同時減少功耗。因此，在復疊制冷系統中采用變轉速高溫壓縮機，確保了系統不同工況下均能以最優狀態運行，同時減少運行費用，實現了高效節能的目標。但在變轉速復疊系統中需要配置變頻器，增加了系統的初投資費用以及安裝維修費用，系統整體經濟性有待進一步驗證。