R1234ze(E)在R134a離心式制冷壓縮機中的直接替代研究

衣可心 俞國新 趙遠揚

（1.青島科技大學機電工程學院 青島 266061；2.青島海爾智能技術研發有限公司 青島 266000）

0 引言

R134a 是一種常用的HFCs（氫氟烴）制冷劑，其ODP（臭氧消耗潛能值）為0，但是具有較高的GWP（全球變暖潛能值），大量使用會加速全球變暖[1,2]。隨著全球對環保要求的日益提高，R134a已被要求削減使用[3,4]。HFOs（氫氟烯烴）制冷劑是一種較好的替代制冷劑，該類制冷劑因ODP 為0 且GWP 較低，受到了廣泛的關注并被逐步應用，其中的代表有R1234yf、R1234ze(E)和R1233zd(E)等[5-7]。

R1234yf 目前主要在汽車空調中用來替代R134a，而R134a 離心式冷水機組的可用替代制冷劑主要有R1234ze(E)和R1233zd(E)[8,9]。目前，已有多家公司研發出了以R1234ze(E)、R1233zd(E)為制冷劑的離心式冷水機組，如：丹佛斯、英國Klima-Therm 公司、開利、三菱重工、特靈和格力等[10,11]。

Du Guoliang[12]分別將R1234ze(E)與R134a 在螺桿式冷水機組上開展制冷循環性能試驗，進行了制冷量及COP 等方面的測試。A Mota-Babiloni 等[13]對R134a、R1234yf 和R1234ze(E)進行了性能對比研究，并在一個采用往復式壓縮機的蒸氣壓縮系統中進行了容積效率、制冷量和COP 等方面的測試。

由于與容積式（螺桿、往復等）制冷壓縮機的工作原理不同，離心式制冷壓縮機對制冷劑的物性較為敏感。目前，還未見針對R134a 離心式冷水機組的制冷劑直接替代的研究。因此，本文以離心式制冷壓縮機為研究對象，采用CFD 數值方法對R1234ze(E)直接替代的R134a 制冷壓縮機進行模擬分析，比較分析機組的制冷性能。

1 制冷劑物性比較

表1 對比了R134a 和R1234ze(E)的主要物性參數[14-16]，相對于R134a，R1234ze(E)具有極低的GWP。R134a 和R1234ze(E)兩種制冷劑在壓焓圖上的飽和線如圖1（a）中實線所示。從圖中可以看出，R1234ze(E)的飽和線與R134a 的飽和線在壓焓圖上較為相似。

表1 制冷劑主要物性參數Table 1 Main physical property parameters of refrigerants

兩種制冷劑在壓焓圖上的理論制冷循環（蒸發溫度5.5℃、冷凝溫度37℃）如圖1（a）中虛線所示。可以看出，R1234ze(E)的焓值與R134a 的較為接近，但其壓力比R134a 的小。圖1（b）為兩種制冷劑在不同溫度下對應的飽和壓力，R1234ze(E)的飽和壓力低于R134a 的飽和壓力，且隨著溫度的上升差值逐漸增大。

圖1 兩種制冷劑熱力學圖比較Fig.1 Thermodynamic figure comparison of 2 refrigerants

對于離心式制冷壓縮機，替換制冷劑的單位容積制冷量與原制冷劑的單位容積制冷量不應相差過大。在標準制冷工況下，兩種制冷劑的單位容積制冷量如表2所示。可以看出，R1234ze(E)的單位容積制冷量是R134a 的0.75 倍。

表2 兩種制冷劑機組的單位容積制冷量Table 2 Cooling capacity per unit volume of 2 refrigerant units

2 離心式冷水機組

本文采用的雙級壓縮制冷循環系統的工作回路如圖2所示。由蒸發器出來的低壓制冷劑氣體被壓縮機一級葉輪吸入，壓縮至中間壓力后與從中間冷卻器出來的飽和制冷劑蒸氣混合，然后被壓縮機二級葉輪吸入，壓縮到冷凝壓力，并進入冷凝器中冷凝成為制冷劑液體，然后進入儲液器。從儲液器出來的液體分成兩路：一路進入中間冷卻器的盤管中降低溫度，變成過冷液體，經節流閥降壓后到蒸發器中蒸發制冷。另一路經節流閥降壓后進入中間冷卻器蒸發，為冷卻壓縮機一級葉輪排送到中間冷卻器的過熱蒸汽和盤管內的制冷劑提供冷量。所產生的制冷劑飽和蒸汽隨即被壓縮機二級葉輪吸入。此回路所對應的壓焓圖如圖3所示。

圖2 雙級壓縮制冷循環系統圖Fig.2 Figure of two-stage compression refrigeration cycle system

圖3 雙級壓縮制冷循環壓-焓圖Fig.3 Pressure-enthalpy figure of two-stage compression refrigeration cycle

本文采用的離心式冷水機組系統的工況如表3所示。

表3 離心式冷水機組系統工況Table 3 Working conditions of centrifugal chiller system

3 數值方法

3.1 幾何模型

抽取離心壓縮機的流體域作為幾何模型，主要包含葉輪模型、擴壓器模型和蝸殼模型（見圖4）。葉輪主要參數如表4所示。

圖4 葉輪、擴壓器和蝸殼的物理模型Fig.4 Model of impeller,diffuser and volute

表4 葉輪主要設計參數表Table 4 Main design parameters of impeller

3.2 網格劃分

對葉輪和擴壓器單流道進行六面體結構化網格劃分，對蝸殼進行四面體非結構化網格劃分，通過網格無關性驗證，一級葉輪、擴壓器和蝸殼的網格總數為946364，二級葉輪、擴壓器和蝸殼的網格總數為872912，網格如圖5所示。

圖5 葉輪、擴壓器和蝸殼的網格Fig.5 Mesh of impeller,diffuser and volute

3.3 計算模型與邊界條件

設置葉輪流道為旋轉計算域，擴壓器和蝸殼流道為靜止計算域。葉輪周期和擴壓器周期均采用周期性交界面，葉輪和擴壓器之間以及擴壓器與蝸殼之間的交界面采用凍結轉子模型。葉輪輪蓋、輪盤和葉片表面以及擴壓器和蝸殼表面均設置為無滑移、光滑、絕熱壁面，設置殘差為1.0E-5。

熱量傳輸模型為Total Energy，湍流模型采用Shear Stress Transport 模型。流體分別設置為R134a和R1234ze(E)。利用NIST 物性軟件，將制冷劑物性數據轉換為含有物性的表格（rgp 文件），導入求解器中進行求解，物性表格以壓力和溫度為自變量。采用總溫總壓入口和流量出口邊界條件，兩種流體的入口總壓分別設置為355.78kPa 和263.96kPa，入口總溫為8.5℃，出口流量根據不同的工況設置。

4 結果分析

4.1 壓力分布

在21000r/min 轉速下，流量為1.583kg/s 時，制冷劑在一級壓縮機內的壓力分布如圖6所示。從圖中可以看出，兩者的壓力變化趨勢基本相同，都是在葉輪出口處總壓達到最大，但此工況下R1234ze(E)的壓力變化范圍比R134a 的大。

4.2 仿真與試驗結果驗證

搭建了離心式冷水機組試驗臺并進行了實驗研究。在21000r/min 的轉速下，實驗研究結果與CFD 結果的比較如圖7所示。從圖中可以看出，兩者的變化趨勢基本相同，CFD 計算壓比在大部分區域大于實驗壓比，平均高4.3%，這是由于試驗中存在泄漏和一些流動損失，而在CFD 計算時并未考慮這部分損失。實驗對比結果表明，CFD數值仿真能基本準確地預測離心式壓縮機性能。

4.3 離心壓縮機性能分析

為了反映不同工況下壓縮機的性能，通常把在一定進氣狀態下對應各種轉速、進氣流量與壓縮機的排氣壓力（或壓比）、功率及效率的關系用曲線形式表示出來，這些曲線稱為壓縮機的流量特性線或性能曲線[17]。

本文采用CFD 數值方法分別計算了R134a 和R1234ze(E)這兩種制冷劑在轉速18000r/min、21000r/min 和24000r/min 下的離心式制冷壓縮機的性能曲線，如圖8-圖10所示。

圖8 離心壓縮機流量-壓比性能曲線Fig.8 Flow-pressure ratio performance curve of centrifugal compressor

圖8 為離心壓縮機流量—壓比性能曲線。從圖中可以看出，R1234ze(E)穩定工況的流量范圍比R134a 的左移且稍小，并且R1234ze(E)的壓比范圍變大，即R1234ze(E)曲線的斜率大于R134a 曲線。這是因為R1234ze(E)的分子量大于134a的分子量，而氣體分子量增加，壓比曲線會上移[18]。當轉速為21000r/min 時，R134a 壓縮機穩定工況的流量范圍為1.17kg/s～2.64kg/s，R1234ze(E)壓縮機穩定工況的流量范圍為1.0kg/s～2.2kg/s，范圍小了約18.4%；R134a 壓縮機的壓比范圍為1.9～2.8，R1234ze(E)壓縮機的壓比范圍為2.1～3.2，范圍大了約22.2%。

在小流量區域，R1234ze(E)的壓比大于R134a的壓比；在大流量區域，R1234ze(E)的壓比小于R134a 的壓比。轉速為21000r/min，當流量小于2kg/s 時，R1234ze(E)壓縮機的壓比大于R134a 壓縮機的壓比，當流量大于2kg/s 時，R1234ze(E)壓縮機的壓比小于R134a 壓縮機的壓比。

圖9 為離心壓縮機流量—功率性能曲線。可以看出，在流量和轉速相同時，R1234ze(E)壓縮機的功率小于R134a 壓縮機的功率，且隨著流量的增大兩者的差值逐漸增大，這是由于R1234ze(E)的分子量大于134a 的分子量造成的。在計算轉速下，最小流量時的功率約小1.7%，最大流量時約小10.6%。

圖9 離心壓縮機流量-功率性能曲線Fig.9 Flow-power performance curve of centrifugal compressor

通常用制冷壓縮機的等熵效率表示其的性能，其定義為壓縮機等熵功率與實際壓縮功率之比，也可用公式（1）計算[19]：

式中：h1為壓縮機入口工質焓值，kJ/kg；h2為實際壓縮過程出口工質焓值，kJ/kg；h2s為等熵壓縮出口工質焓值，kJ/kg。

CFD 計算所得到的離心壓縮機的流量—效率性能曲線如圖10所示，等熵效率隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢。R1234ze(E)、R134a 壓縮機的最大等熵效率均在86%～87%，這說明在替換制冷劑后，壓縮機葉輪內的流動狀況仍保持較好狀態。

圖10 離心壓縮機的流量-效率性能曲線Fig.10 Flow-efficiency performance curve of centrifugal compressor

4.4 制冷量比較

冷水機組的制冷量通過式（2）算得[20]：

式中：qm為制冷劑的質量流量，kg/s；q0為單位制冷量，kJ/kg；h1為壓縮機入口工質焓值，kJ/kg；h8為蒸發器入口工質焓值，kJ/kg。

制冷劑分別為R134a 和R1234ze(E)的離心式冷水機組在3 種轉速和相同蒸發溫度下，不同冷凝溫度下的制冷量如圖11所示。可以看出，在同一轉速下，當冷凝溫度較小時，R1234ze(E)機組的制冷量小于R134a 機組的制冷量，當冷凝溫度較大時，R1234ze(E)機組的制冷量大于R134a 機組的制冷量。如：在轉速為21000r/min 時，當冷凝溫度小于310K 時，R1234ze(E)機組的制冷量小于R134a機組的制冷量；當冷凝溫度大于310K 時，R1234ze(E)機組的制冷量大于R134a 機組的制冷量。

圖11 不同冷凝溫度下的制冷量Fig.11 Cooling capacity at different condensation temperatures

4.5 COP 比較

系統的性能系數COP 通過式（3）算得：

式中：Ped為低壓級壓縮機的輸入功率，kW；Peg為高壓級壓縮機的輸入功率，kW。

制冷劑分別為R134a 和R1234ze(E)的離心式冷水機組在三種轉速下，不同冷凝溫度下的COP如圖12所示。可以看出，在同一轉速下，當冷凝溫度較小時，R1234ze(E)機組的COP 小于R134a機組的COP，當冷凝溫度較大時，R1234ze(E)機組的COP 大于R134a 機組的COP。如：在轉速為21000r/min 時，當冷凝溫度小于312K 時，R1234ze(E)機組的COP 小于R134a 機組的COP，約小7.0%，當冷凝溫度大于312K 時，R1234ze(E)機組的COP 大于R134a 機組的COP。

圖12 不同冷凝溫度下的COPFig.12 COP at different condensation temperatures

4.6 同工況同制冷量下的COP 比較

當R134a 機組和R1234ze(E)機組的蒸發溫度、冷凝溫度、制冷量都相同時，即圖11 中曲線的交點處，兩個機組的COP 對比如表5所示，在這3個工況下，R1234ze(E)機組的COP 比R134a 機組的COP 平均降低了約5.14%。

表5 R1234ze(E)機組與R134a 機組的COP 對比Table 5 COP comparison of R1234ze(E)unit and R134a unit

5 結論

本文采用CFD 數值方法對采用R1234ze(E)直接替代的R134a 離心式制冷壓縮機進行了模擬，對機組的制冷性能進行了比較分析，得到如下主要結論：

（1）當采用R1234ze(E)直接替代R134a 后，離心制冷壓縮機的流量范圍左移且變小，并且R1234ze(E)的壓比范圍變大；在小流量區域，R1234ze(E)的壓比大于R134a 的壓比；在大流量區域，R1234ze(E)的壓比小于R134a 的壓比。

（2）在流量和轉速相同時，R1234ze(E)壓縮機的功率小于R134a 壓縮機的功率，且隨著流量的增大兩者的差值逐漸增大。

（3）在同一轉速下，當冷凝溫度較小時，R1234ze(E)機組的制冷量和COP 都小于R134a 機組的，當冷凝溫度較大時，R1234ze(E)機組的制冷量和COP 都大于R134a 機組的。

（4）當R134a 機組和R1234ze(E)機組的蒸發溫度、冷凝溫度、制冷量都相同時，R1234ze(E)機組的COP 比R134a 機組的COP 平均降低了約5.14%。

本文僅針對制冷劑R1234ze(E)在R134a 離心式冷水機組中離心壓縮機的直接替代進行了研究，而系統中的換熱器的影響沒有考慮，有待進一步研究。