R410A單工質復疊制冷系統高低溫變頻?分析

楊永安，孫浩迪

（天津商業大學 冷凍冷藏技術教育部工程研究中心，天津 300134）

0 引言

復疊制冷系統是由高溫制冷循環和低溫制冷循環通過蒸發冷凝器耦合而成的制冷系統。當單級壓縮制冷循環無法滿足應用需求時，往往采用雙級壓縮制冷系統或復疊制冷系統。傳統復疊制冷系統的高低溫循環采用不同的制冷劑。對采用同一種制冷劑的制冷系統的研究較少[1]。制冷系統性能的優劣經常用系統制冷系數COP來衡量，這種方法基于熱力學第一定律，只從能量的“量”的角度進行分析[2]。?分析方法基于熱力學第一定律和熱力學第二定律，從能量的“量”與“質”出發對制冷系統運行性能進行分析，通過對系統各部件進行?損和?效率計算，可以判明制冷系統循環過程中的薄弱環節，因此更為全面[3]。朱軼群等[1]研究了高溫輸氣量對R410A單工質復疊制冷系統的影響，發現隨著高溫輸氣量增大，COP先增大后減小，存在最佳高溫輸氣量。陳海瑞等[4]研究了蒸發溫度和壓縮機頻率對復疊式制冷系統的影響。趙瑞昌等[5-6]研究了壓縮機頻率對復疊式系統性能的影響，結果表明，中間溫度隨著高溫級壓縮機頻率增大而降低，隨著低溫級壓縮機頻率增大而升高。一些學者對不同的制冷系統進行了?分析[7-10]。肖鍵[11]采用?分析法對R32/CO2復疊式制冷循環進行了能量分析。賴艷華等[12-14]進行的R404A/CO2復疊式制冷系統的?分析表明，高溫級膨脹閥、壓縮機、冷凝蒸發器和低溫級壓縮機的?損約占總?損的80%。Dopazo等[15]對CO2/NH4復疊制冷系統進行了?分析，結果表明，系統制冷系數COP和?效率隨著蒸發冷凝器換熱溫差和冷凝溫度的增大而減小。沈冰潔等[16]對變頻滾動轉子式壓縮制冷系統的?分析表明，壓縮機在較高頻率下工作時，冷凝器和蒸發器的?損失會明顯增加。以往對于變頻復疊制冷系統性能的研究多以制冷量和COP為評價標準，很少有人對該系統進行?分析。本文利用R410A單工質復疊制冷實驗臺，分別改變高低溫壓縮機頻率，對系統進行運行性能分析和?分析。

1 實驗裝置與方法

1.1 實驗裝置

單工質復疊制冷實驗系統主要由制冷系統和循環水系統構成。制冷系統由低溫蒸發器、低溫壓縮機、蒸發冷凝器、低溫電子膨脹閥、高溫壓縮機、高溫冷凝器、高溫電子膨脹閥以及一些輔助設備和閥門組成。循環水系統由水箱、冷凝器、水泵及一些閥門組成，如圖1所示。

圖1 R410A單工質復疊制冷系統Fig.1 R410A single working medium cascade refrigeration system

采用熱平衡法測量系統的制冷量。量熱器由罐體、銅盤管、電加熱器和載冷劑組成，罐體中為R134a載冷劑，蒸發器盤管與電加熱器浸泡在液體載冷劑中。電加熱器為兩個9 kW的電加熱器并聯。根據熱平衡法，電加熱量即為制冷量。高低溫壓縮機均采用三菱變頻滾動轉子壓縮機，低溫壓縮機的型號為LNB53FCAMC，排氣量為53.7 cm3/r，變頻范圍為30～360 Hz；高溫壓縮機的型號為LNB42FCBMC，排氣量為42.1 cm3/r，變頻范圍為30～360 Hz。蒸發冷凝器是由兩個型號為B3-50B-40D的釬焊板式換熱器并聯組成。高低溫電子膨脹閥均選用卡樂電子膨脹閥，低溫級選用E2V30，額定制冷量為37.5 kW；高溫級選用E2V24，額定制冷量為23.4 kW。高溫冷凝器采用套管式，冷卻水與制冷劑采用逆流形式。實驗中用到的壓力傳感器、溫度傳感器、流量傳感器和多功能表布置如圖1所示。主要測量儀器的型號，精度和使用范圍如表1所列。利用西門子S7-200smart PLC采集運行參數，通過數據線將PLC所采集的數據傳輸到計算機，在計算機上進行數據監控和參數設定。

表1 測量儀器和精度Tab.1 Measuring instrument and accuracy

1.2 實驗方法

實驗過程中，通過量熱器內R134a的壓力控制電加熱補償量來穩定低溫環境。通過對冷凝壓力進行PID調節，控制電動調節閥的開度，調節冷卻水進水溫度和體積流量，從而控制冷凝溫度。高低溫壓縮機過熱度均設定為7℃過熱，靠電子膨脹閥自動調節。中間溫度為高溫級蒸發溫度和低溫級冷凝溫度的算術平均值，中間換熱溫差為10℃。第一組實驗工況：低溫蒸發溫度為-25℃，高溫冷凝溫度為40℃，低溫壓縮機頻率固定為160 Hz，高溫壓縮機頻率從100 Hz增加至240 Hz，每10 Hz變化一次。第二組實驗工況：低溫蒸發溫度為-25℃，高溫冷凝溫度為40℃，高溫壓縮機頻率固定為160 Hz，低溫壓縮機頻率從100 Hz增加至240 Hz，每10 Hz變化一次。

2 制冷系統?分析

分別用溫度傳感器、壓力傳感器、質量流量計和體積流量計測量圖2所示1～10各狀態點的壓力、溫度、制冷劑質量流量mr、冷卻水體積流量Vwc、電加熱量（制冷量）Q0、低溫壓縮機耗功WLT,comp和高溫壓縮機耗功WHT,comp等。根據測量值，調用Refprop 9.0物性軟件得到圖2所示各狀態點的熵值sj與焓值hj。

其他所需參數通過下式計算得到。

制冷系統COP：

冷卻水質量流量：

式中：ρ為冷卻水的密度

在R410A單工質復疊制冷系統中，對于穩定流體，忽略動能?和勢能?，只考慮比物理?，如式（3）所示：

式中：下標j表示圖2中的1～10狀態點，下標0表示參考環境狀態，環境溫度T0為15℃，環境壓力為0.101 MPa。

圖2 制冷系統壓焓圖Fig.2 Pressure enthalpy of refrigeration system

式中：下標x表示在環境溫度及狀態點j的壓力pj下。

通過投入?EF,k、收益?EP,k、?損ED,k的?平衡關系對系統各部件進行?分析，如式（5）所示：

式中：下標k表示系統中第k個部件。

常規?分析中使用?效率評價系統運行性能，?效率ε為部件或系統的收益?與投入?的比值，如式（6）、式（7）所示：

式中：εk為部件k的?效率；εtol為整個系統的?效率；EP，tol為整個系統的收益?；EF，tol為整個系統的投入?。

根據各部件進出口狀態點的?值計算系統各部件?，計算表達式如表2所列。

表2 R410A單工質復疊制冷系統各部件的?計算模型Tab.2 Exergy calculation model of all components of R410A single working medium overlapping refrigeration system

3 實驗結果與分析

利用R410A單工質復疊制冷系統實驗臺，在低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃條件下，分別改變高低溫級壓縮機的頻率，根據實驗系統的運行參數，獲得各部件?損、?效率以及系統總?損、總?效率隨高低溫級壓縮機頻率的變化趨勢。

3.1 不同壓縮機頻率下的制冷量和COP分析

圖3為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，低溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統制冷量和COP隨高溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，高溫壓縮機頻率增大，系統制冷量增大，系統COP先增大后減小。原因是隨著高溫壓縮機頻率增大，壓縮機吸氣量增大，高溫級蒸發壓力下降，中間換熱溫差不變，低溫級冷凝溫度下降，系統單位制冷量增大，低溫級制冷劑質量流量小幅度增大，故系統制冷量增大，COP增大。隨著高溫級壓縮機頻率增大到一定程度，壓縮機效率降低，耗功增大，系統COP開始下降。圖4為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，高溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統制冷量和COP隨低溫壓縮機頻率的變化。由圖4可知，隨著低溫壓縮機頻率的增加，系統制冷量不斷增大，COP先增大后減小。這是因為，低溫級壓縮機頻率增大，壓縮機吸氣量增大，制冷劑質量流量增大，低溫級冷凝溫度增大，單位制冷量減小。由于制冷劑質量流量增大程度遠大于單位制冷量減小程度，故系統制冷量增大，COP也增大。當低溫壓縮機頻率增大到一定程度時，壓縮機效率降低，耗功增大，COP開始下降。

圖3 不同高溫級壓縮機頻率下系統制冷量和COP曲線Fig.3 Cooling capacity and COP of the system at different compressor frequencies at different high temperatures

圖4 不同低溫級壓縮機頻率下系統制冷量和COP曲線Fig.4 Cooling capacity and COP of the system at different compressor frequencis

由圖3可知，高溫壓縮機頻率從100 Hz增加到240 Hz時，制冷量增加了2.38 kW，制冷量增長率為0.017 kW/Hz，系統COP最大值為1.72，最小值為1.62。由圖4可知，當低溫壓縮機頻率從100 Hz增加到240 Hz時，制冷量增加了4.78 kW，制冷量增長率為0.034 kW/Hz，系統COP最大值為1.86，最小值為1.6。比較可知，增大低溫壓縮機頻率，系統制冷量增長率更大，COP變化范圍更寬。低溫級壓縮機頻率的改變對系統性能的影響更大，更具有研究意義。

3.2 不同高低溫級壓縮機頻率下系統的?分析

圖5為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，低溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統各部件?損隨高溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，高溫壓縮機頻率從100 Hz增大到240 Hz時，低溫蒸發器?損、低溫壓縮機?損及低溫節流閥?損依次減小0.421 kW、0.282 kW、0.04 kW。其余各部件?損均增大，蒸發冷凝器?損增大0.324 kW，高溫壓縮機?損增大0.218 kW，高溫節流閥?損增大0.159 kW，高溫冷凝器?損增大0.154 kW。隨著高溫壓縮機頻率增大，吸氣量增大，制冷劑質量流量增大，高溫級蒸發溫度和蒸發壓力降低，壓比增大，各部件?損均增大。隨著高溫壓縮機頻率增大，低溫級制冷劑質量流量小幅度增加，低溫級冷凝溫度和冷凝壓力降低，低溫級壓比降低。相對于低溫級制冷劑質量流量增大，低溫級壓比降低對低溫級各部件?損影響較大，故低溫級各部件?損減小。低溫蒸發器和低溫壓縮機一直是系統中不可逆程度最高，最為薄弱的環節。由圖可知，隨著高溫壓縮機頻率增大，低溫蒸發器和低溫壓縮機的?損均大幅減小，表明增大高溫壓縮機頻率可以降低低溫蒸發器和低溫壓縮機的不可逆程度，提高它們的運行性能。

圖5 不同高溫級壓縮機頻率下各部件?損曲線Fig.5 Exergic loss of all components at different compressor frequencies at high temperatures

圖6為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，低溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統各部件?效率隨高溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，隨著高溫壓縮機頻率增大，高溫級各部件?效率均呈先增大后減小趨勢，其中高溫壓縮機?效率與蒸發冷凝器?效率變化幅度較大，高溫節流閥?效率和高溫冷凝器?效率變化幅度較??；低溫級各部件?效率均增大，其中低溫蒸發器和低溫壓縮機的?效率處于較低水平，但隨著高溫級壓縮機頻率增大?效率增幅變大。因此提高高溫壓縮機頻率有利于降低低溫壓縮機與低溫蒸發器的不可逆程度，提高其運行性能。

圖6 不同高溫級壓縮機頻率下各部件?效率曲線Fig 6 Exergic efficiency of each component at different compressor frequencies at high temperature

圖7為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，高溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統各部件?損隨低溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，低溫壓縮機頻率從100 Hz增大到240 Hz時，只有高溫壓縮機?損減小了0.307 kW，其余部件?損均增大，依次為低溫蒸發器?損增大了0.676 kW，低溫壓縮機?損增大了0.605 kW，高溫冷凝器?損增大了0.212 kW，低溫節流閥?損增大了0.171 kW，高溫節流閥?損增大了0.119 kW，蒸發冷凝器?損增大了0.08 kW。其中低溫蒸發器、低溫壓縮機和高溫壓縮機的?損均處于較高水平，且受低溫級壓縮機頻率的影響較大。隨著低溫級壓縮機頻率增大，低溫級質量流量增大，冷凝壓力升高，壓比增大，低溫級各部件?損均增大。低溫級制冷量增大，高溫級循環為了帶走蒸發冷凝器里的熱量，高溫級電子膨脹閥開度變大，制冷劑質量流量增大，高溫級蒸發溫度和蒸發壓力增大，壓比減小。高溫級節流閥?損和高溫級冷凝器?損受制冷劑質量流量影響較大，?損均增大。高溫級壓縮機吸氣量增大，吸氣比容減小，且壓縮比減小，綜合效果導致?損減小。

圖7 不同低溫級壓縮機頻率下各部件?損曲線Fig.7 Exergic loss of all components at different compressor frequencies at low temperature

圖8為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，高溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統各部件?效率隨低溫壓縮機頻率的變化。

圖8 不同低溫級壓縮機頻率下各部件?效率曲線Fig.8 Exergic efficiency of each component at different low temperature compressor frequencies

由圖8可知，隨著低溫壓縮機頻率的增大，低溫蒸發器和高溫節流閥的?效率降低，蒸發冷凝器與低溫節流閥?效率增大，且增大速率越來越小。低溫壓縮機、高溫壓縮機和高溫冷凝器的?效率均先增大后減小，低溫節流閥和高溫冷凝器的?效率變化較小且始終處于較高狀態。低溫蒸發器和低溫壓縮機?效率較低，提升空間較大。當低溫級壓縮機頻率高于210 Hz時，繼續增大壓縮機頻率，對系統中各部件產生不利影響。因此為了提高?效率，減小?損失，低溫級壓縮機頻率不宜過高。

圖9為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，低溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統總?損、總?效率隨高溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，隨著高溫壓縮機頻率增大，系統總?損緩慢增大，系統總?效率緩慢減小至210 Hz之后，變化速率明顯增大。結合圖1分析可知，當壓縮機頻率小于210 Hz時，增大高溫壓縮機頻率，系統制冷量和COP增大，系統總?損和總?效率變化不大。當高溫壓縮機頻率增大到210 Hz之后繼續增大時，系統總?損增大速率變大，總?效率減小速率變大，且系統制冷系數COP開始下降。

圖9 不同高溫壓縮機頻率下總?損和總?效率曲線Fig.9 Overall exergic loss and overall exergic efficiency at different high temperature compressor frequencies

圖10為低溫級蒸發溫度為-25℃，高溫級冷凝溫度為40℃，高溫壓縮機頻率為160 Hz下，系統總?損、總?效率隨低溫壓縮機頻率的變化。由圖可知，隨著低溫壓縮機頻率增大，系統總?損，總?效率不斷增大。當低溫壓縮機頻率達到220 Hz之后，系統總?損增大速率進一步增大，系統總?效率隨低溫壓縮機頻率增大而緩慢增加。結合圖2分析可知，在低溫壓縮機頻率小于210 Hz時，增大低溫壓縮機頻率有助于提高系統總?效率和系統制冷系數COP，當低溫壓縮機頻率大于210 Hz時，繼續提高低溫壓縮機頻率，系統總?效率與系統制冷系數COP開始下降。表明在一定范圍內提高高低溫壓縮機頻率有助于提高系統的運行性能，當高低溫壓縮機頻率增大到一定程度時，繼續提高壓縮機頻率，不利于系統的運行。

圖10 不同低溫壓縮機頻率下總?損和總?效率曲線Fig.10 Total exergic loss and total exergic efficiency at different low temperature compressor frequencies

4 結論

通過R410A單工質復疊制冷系統實驗臺，研究了不同高低溫壓縮機頻率下系統的制冷量和制冷系數COP，并對系統中各部件進行了?分析，得到以下結論：

（1）分別增大高低溫級壓縮機頻率時，系統的制冷量均增大，系統制冷系數COP均呈先增大后減小的趨勢；低溫級壓縮機頻率的變化對系統性能的影響更大，更具有研究意義。

（2）分別增大高低溫級壓縮機頻率時，低溫蒸發器?損、低溫壓縮機?損、高溫壓縮機?損均較高，變化幅度較大，是系統的薄弱所在，應重視對這三個部件?損失的控制。

（3）分別增大高低溫級壓縮機頻率，系統制冷量和COP提高，但是當壓縮機頻率增大到210 Hz后，繼續增大壓縮機頻率，?損失增加速率變大，系統制冷系數COP開始下降，系統?效率也下降。為了提高系統的運行性能，高低溫級壓縮機頻率均不宜過高。