基于船用自復疊式制冷系統的低溫混合制冷劑應用研究

楊志強,賀 波,劉鵬飛,丁 智

(1 浙江大學海洋學院,浙江 舟山 316021;2 捷勝海洋裝備股份有限公司,浙江 寧波 315806;3 中國船舶集團有限公司第七一一研究所,上海 201203)

漁船捕撈業是中國漁業的重要組成部分。2020年末,中國有漁船56.33萬艘,其中機動漁船37.48萬艘[1],大多數機動漁船為保證漁獲物的品質而配備冷凍及冷藏系統,制冷溫度一般在-60 ℃～-18 ℃[2]。目前,中國漁船制冷系統幾乎全部使用蒸氣壓縮膨脹系統,且制冷劑以R22(二氟一氯甲烷)為主[3]。R22作為第二代制冷劑中的優秀代表,最早應用于20世紀30年代,因其熱力學性能優越,價格低廉,加之徹底改善了制冷劑可燃性和毒性的缺陷,曾在世界范圍內廣泛應用[4],但在70年代被確定對臭氧層具有破壞作用,其消耗臭氧潛能值(ODP)為0.05[5]。1987年,關于臭氧層消耗物質的蒙特利爾議定書(UNEP1987)獲得通過。議定書約定,發達國家和發展中國家最晚將分別于2020年和2030年全面禁止使用R22制冷劑[6]。

中國漁業船舶制冷行業加快淘汰第二代制冷劑,根據《國內海洋漁船法定檢驗技術規則》[7](2019)規定,在2020年1月1日或以后建造的漁船禁用含氫化氯氟烴(第二代制冷劑)制冷裝置,這比國際限定的淘汰進度提前了10年[8]。因此尋找理想的替代制冷劑迫在眉睫,理想的制冷劑除了有較低的ODP和GWP值外,還需具備良好的安全性、經濟性和優良的熱物性等優點[9]。根據目前的研究,從理論上有三類制冷劑具備取代R22在漁船上應用的潛力。1)混合制冷劑[10],R407C、R404A等;2)HFC類純制冷劑[11],R32(二氟甲烷)等;3)自然工質[12],R290(丙烷)、NH3(氨)、CO2(二氧化碳)等。

近些年來,國內外學者[13-17]針對替代制冷劑做了大量研究,混合制冷劑以其優秀的熱物性能,成為替代制冷劑研究的主流趨勢[18]。此外,在遠洋漁船作業中,一些特殊漁獲物通常需在低溫下進行冷凍保存[18],比如金槍魚為-50 ℃冷藏、-55 ℃凍結[19],南極磷蝦為-35 ℃冷藏、-40 ℃凍結[20]等。目前在漁船的制冷系統中實現該低溫環境主要通過單機雙級壓縮制冷系統和復疊式制冷系統[21-23]。

國內很多學者針對單機雙級活塞式壓縮制冷系統開展了研究。楊富華等[24]介紹了國產自主開發的超低溫金槍魚延繩釣船用制冷系統,該制冷系統以R22為制冷劑,采用的是雙級壓縮制冷機組,蒸發溫度可達-70 ℃。蔡秀安[25]設計了以R22為制冷劑的-60 ℃超低溫漁船制冷系統,該制冷系統采用單機雙級壓縮制冷機組,簡化了系統,確保了系統的安全運行。汪磊等[26]針對船用超低溫R404A單機雙級制冷系統開展了模擬仿真和試驗驗證研究,研究表明,當蒸發溫度上升或冷凝溫度下降5 ℃時,蒸發溫度對制冷系數的影響較冷凝溫度高7.8%以上。

同時,也有一批學者針對復疊式制冷系統開展研究。趙瑞昌等[27]運用EES 軟件對復疊式循環與雙級壓縮式循環進行了模擬對比研究,結果表明蒸發溫度對復疊循環和雙級壓縮循環系統的COP均有很大的影響,在蒸發溫度較低工況下,復疊式循環COP更高。劉寒等[21]對R404A/R23復疊式制冷系統開展仿真與試驗驗證研究,結果表明當冷凝溫度為40 ℃,蒸發溫度分別為-65 ℃、-60 ℃、-55 ℃時,復疊式系統制冷系數分別高于單機雙級系統21.33%、22.25%、22.18%,在-65 ℃～-55 ℃運行工況下,復疊式系統制冷系數明顯高于單機雙級制冷系統。

隨著R22制冷劑被禁止使用,開發基于環保型制冷劑的高效緊湊制冷系統迫在眉睫。自復疊制冷系統使用混合制冷劑并通過單臺壓縮機實現多級復疊,可獲得-65 ℃以下的低溫,極大地簡化了制冷系統。因此基于自復疊制冷系統開展-65 ℃的漁船制冷系統低溫混合制冷劑的應用研究,不僅可以簡化系統,還可以替代現有R22制冷系統,對漁船用低溫制冷系統和混合制冷劑的應用具有重要意義。

1 循環系統建立及制冷劑選擇

1.1 單機單級自復疊制冷循環設計

圖1為單級自復疊制冷系統流程圖,區別于常規的單級制冷系統。

圖1 單級混合制冷劑自復疊制冷系統Fig.1 Single-stage self-cascading refrigeration system

所構建的回熱式系統充分利用混合制冷劑相變范圍寬的特點,利用不同組元間相變溫區的差異實現制冷劑的梯級冷卻,最終實現高、低壓制冷劑間的良好換熱溫度-負荷匹配,為此所構建系統在傳統系統的基礎上增加回熱換熱器。

采用化工流程模擬軟件對制冷系統進行流程模擬計算,該系統運行時的T-s圖如圖2所示。工作過程為:回熱換熱器出口的低壓制冷劑經過壓縮機單級壓縮至高溫高壓狀態點2,經過冷凝器換熱降溫至狀態點3,進入回熱換熱器后與反流低溫低壓制冷劑換熱冷卻至狀態點4,實現節流前過冷;經過節流閥節流降溫至狀態點5后進入蒸發器提供冷量,溫度升高至狀態點6,進入回熱換熱器冷卻高壓來流混合制冷劑,恢復至狀態點1,系統完成一個循環。

圖2 單級混合制冷劑自復疊制冷系統T-s圖Fig.2 T-s diagram of single-stage self-cascading refrigeration system

在設備方面,所構建的單級混合制冷劑回熱式制冷系統相較于傳統系統僅增加回熱換熱器,大大簡化了傳統兩級壓縮制冷系統,縮小了壓縮機尺寸大小和降低壓縮機選型難度,同時減少了與兩級壓縮制冷系統中對應的油分器和冷凝器數量,在降低系統設備成本方面具有明顯優勢。

1.2 新型環保型混合制冷劑篩選

船用制冷劑的篩選是一個較為復雜的問題,需要考慮眾多因素。1)考慮環保的要求,理想制冷劑的ODP應為0,GWP應盡量小。2)考慮制冷溫度的需求,選擇適用于不同制冷溫度的制冷劑,要在滿足制冷溫度的前提下,制冷劑的運行冷凝壓力不超過壓縮機安全使用條件的規定值。3)考慮制冷劑的性質,根據制冷劑的熱物性和化學性質,選擇無毒、穩定、不可燃的制冷劑,且傳熱好、阻力小,與制冷系統材料相容性好。4)其他熱力性質:制冷劑的比熱容要小,以減少節流損失;絕熱指數要低,以避免壓縮機的排氣溫度過高;單位容積制冷能力要大,以使制冷機組尺寸緊湊。5)制冷劑的易得性,價格要低。潛在制冷劑的基本物理性質如表1所示。

表1 潛在制冷劑的基本物理性質Tab.1 Basic physical properties of the potential refrigerants

制冷劑的相變行為是制冷循環實現制冷的本質,對于不同的制冷系統,制冷劑的篩選原則不同。制冷劑的基本熱力學性質有常壓沸點、三相點、臨界數據、溫室效應潛值(GWP)和臭氧層消耗潛值(ODP)等。常規單級制冷循環(采用純工質或相變溫度滑移小的工質)進行制冷劑篩選時,主要取決于與制冷溫度對應的相變溫度,篩選難度低。對于混合制冷劑回熱式制冷系統,其利用的是混合制冷劑相變溫度滑移特性以改善制冷劑的換熱溫度匹配。為此,系統中制冷劑的選擇要具有與制冷溫跨相對應的相變溫度滑移,即在大溫跨制冷時,構成混合制冷劑的高、低沸點制冷劑間的常壓沸點差要相應大。因此,為滿足制冷要求,考慮到工質環保性、安全性以及工質獲取的難易,主要以工質常壓沸點作為篩選標準,初步篩選出以下潛在制冷工質,如表1所示。具體可以分為低于目標制冷溫度的低溫區組元,接近目標溫區的正常工作溫區組元,介于目標溫區及環境溫區的中間溫區組元,以及接近環境溫區的高溫區組元。

結合表1可知,除較低溫區的Ne、N2和Ar外,不可燃工質的可選范圍以各類鹵代烴(氟利昂)為主,混合制冷劑內部的每一組元均有有效工作溫區,因此選配混合制冷劑時應基于單工質的有效溫區,考慮不同組元在制冷工作壓力內能夠實現有效的接力匹配,提升制冷系數。針對本研究所需制冷溫區,選取R14/R23/R134a/R245fa作為較為理想的組合。圖3為當節流閥前后壓力分別為2 MPa與0.1 MPa時,所選4種純組元工質及其混合物(以比例為0.35/0.36/0.1/0.19為例)的等溫節流效應ΔhT,由圖3可以看出,混合制冷劑不僅實現了等溫節流效應的接力匹配還滿足所需制冷溫度需求,因此所選各純組元滿足制冷需求且通過調節各組元間的比例可實現高效制冷。

圖3 混合物與純組元在全溫區的等溫節流效應Fig.3 Isothermal throttling effect of mixtures and pure components in the full temperature region

2 熱力循環計算與分析

2.1 熱力學模型

氣液相平衡數據是獲得混合物熱力學性質的基礎,Peng-Robinson狀態方程(簡稱P-R方程)廣泛應用于熱力參數計算[28]:

(1)

(2)

(3)

kPR=0.374 64+1.542 26ω-0.269 92ω2

(4)

(5)

式中:R為氣體常數,R=8.314 J/(mol·K);v是摩爾體積,m3/mol;ω為偏心因子;Tc是臨界溫度,K;pc是臨界壓力,Pa。

混合物計算時有[29]:

(6)

(7)

(8)

式中:kij=kji,為二元相互作用參數。

結合圖2自復疊制冷系統的T-s圖,該系統熱力參數計算如下[30]:

單位制冷量:

q0=h5-h6

(9)

理論比功:

wc=h2-h1

(10)

制冷系數COP:

(11)

2.2 混合制冷劑自復疊制冷循環熱力計算分析

制冷劑的組元濃度配比對于系統效率具有較大影響,針對圖1所示的自復疊制冷系統,蒸發溫度設置為-65 ℃,額定制冷量為35 kW[25],以不同制冷劑組元配比進行制冷系統熱力分析。分別選取二元組分R14/R134a、R14/R245fa,三元組分R14/R23/R134a、R14/R23/R245fa,四元組分R14/R23/R134a/R245fa作為混合制冷劑進行系統循環分析。

當選擇二元組分R14/R134a和R14/R245fa作為混合制冷劑進行制冷循環時,分別調整二元組分占比,尋找滿足系統需求及運行工況的最佳組分配比,表2為R14/R134a組合系統參數比較,不同的制冷劑濃度配比對于系統性能及壓力、溫度工況都具有明顯的影響。二元混合制冷劑體系中,組元濃度過高或過低都對系統效率造成不利影響。低沸點組元含量高時,系統運行壓力高,排氣溫度與節流前溫度都高。

表2 混合制冷劑R14/R134a系統性能參數Tab.2 Performance parameters of mixed refrigerants R14 and R134a

表3為R14/R245fa制冷系統性能參數對比,由于制冷劑R245fa的常壓沸點高,受回熱溫度低的影響,導致低壓側制冷劑壓縮前不能實現過熱,存在吸氣帶液問題,不能滿足制冷系統的限制要求。隨著混合制冷劑中高沸點組元R245fa含量減少,系統的吸氣帶液問題得以解決。但是,從計算結果看,應用混合制冷劑R14/R245fa時,系統的制冷系數并未得到提升。

表3 混合制冷劑R14/R245fa系統性能參數Tab.3 Performance parameters of mixed refrigerants R14 and R245fa

表4為選擇R14/R23/R134a作為混合制冷劑時相關性能參數,相對于二元體系R14/R134a系統,加入R23組元并未使系統性能提升,這是因為其相變溫度滑移變小,使得制冷劑高壓、低壓側無法實現較好的溫度-熱量匹配。

表4 混合制冷劑R14/R23/R134a系統性能參數Tab.4 Performance parameters of mixed refrigerants R14,R23 and R134a

當在R14/R245fa系統中加入R23進行系統循環計算,結果如表5所示,該系統制冷系數相較于前述混合制冷劑體系而言,有了較大幅度的提升。所研究的混合制冷劑體系的制冷系統COP可達0.9以上,并且由于高沸點組元R245fa的引入,使得系統運行溫度及壓力更為合理,排氣壓力為1 600 kPa左右,并且壓比都在4以下,排氣溫度也低于80 ℃。

表5 混合制冷劑R14/R23/R245fa系統性能參數Tab.5 Performance parameters of mixed refrigerants R14 ,R23 and R245fa

當選取四元制冷劑組合作為制冷工質時,通過調節組元濃度配比得出不同工況下熱力參數及回熱換熱器內部換熱曲線,計算結果如表6所示。

表6 混合制冷劑R14/R23/R134a/R245fa系統性能參數Tab.6 Performance parameters of mixed refrigerants R14 ,R23,R134a and R245fa

當高沸點組元含量較高時,系統COP較低,如Mix 1 和Mix 2,這是因為制冷劑在回熱器中較高溫度區間內的換熱溫差大,換熱匹配差,如圖4所示。

圖4 高沸點組分占比大的換熱曲線Fig.4 Heat transfer curves with large proportion of high boiling point components

圖5為Mix 3、Mix 4、Mix 5 與Mix 6四種組元配比下回熱器換熱曲線。根據得到的換熱曲線判斷所需的制冷劑組元,調節制冷劑中工質的濃度配比,在效率較好的算例中,中間組元的加入使得系統的性能得到了一定程度的改善,如當制冷劑組元配比為R14/R23/R134a/R245fa(0.35/0.36/0.1/0.19)時,系統的制冷COP可達1.037,相應的排氣壓力與吸氣壓力分別為1 590 kPa與740 kPa,壓比小于3,并且排氣溫度僅為61 ℃,工況參數良好。

圖5 不同組元占比換熱曲線對比Fig.5 Comparison of heat transfer curves of different components

此外,從對應的回熱換熱器內的換熱曲線可以看出,中間組元的加入,使得中間溫區的換熱匹配情況得到了改善,混合制冷機Mix4與Mix 6對應的LMTD分別為4.89 ℃、4.43 ℃,有利于降低系統回熱過程的不可逆損失,提升系統COP。

2.3 傳統兩級制冷循環熱力計算分析

圖6為配有中間冷卻的傳統兩級壓縮制冷系統。

圖6 傳統兩級壓縮制冷系統Fig.6 Conventional two stage compression refrigeration system

采用兩級壓縮形式,海水為中間冷卻器的冷卻水,兩級壓縮系統相較于單級壓縮系統在設備上更復雜,需增加壓縮機及中間冷卻器等設備。本研究為與兩級壓縮系統進行對比分析,使用化工流程模擬軟件針對R22兩級壓縮制冷系統進行計算,采用P-R方程求解,蒸發溫度設置為-65 ℃,額定制冷量為35 kW,以不同排氣壓力及中間壓力對系統的影響作為研究目標開展對比分析研究。

表7為兩級壓縮制冷系統在不同冷凝壓力下系統熱力參數表,由表7可知,對于R22制冷系統而言,在不同的壓力工況下,制冷系統的COP在1～1.12之間變化,在滿足最小冷凝壓力前提下,隨著冷凝壓力提升,COP下降。由于所需制冷溫度低于R22的常壓沸點,使得R22系統中的蒸發壓力低,僅為28.7 kPa,為保證二級壓縮過程排氣溫度不超允許值,則一級壓縮過程的壓比也高達10以上,并且由于蒸發壓力低,會導致一級吸氣口制冷劑密度降低,吸氣流量大,可達667 m3/h以上。

表7 R22制冷系統性能參數分析Tab.7 R22 system performance parameter analysis

當冷凝壓力一定時,中間壓力的選取對系統的效率及工況都產生較大影響。如圖7所示。

圖7 R22制冷系統中間壓力對系統效率影響Fig.7 Impact of intermediate pressure on system efficiency

當冷凝壓力為1 350 kPa和蒸發壓力為28.7 kPa時,隨著中間壓力升高,系統的COP先增加后減小,即中間壓力處于600 kPa～700 kPa時,系統具有最高COP,約為1.119。為進一步得到不同冷凝壓力下對應的最優中間壓力,采用box優化算法對中間壓力進行優化。

2.4 對比分析

通過調節系統運行參數,獲得R14/R23/R134a/R245fa(0.35/0.36/0.1/0.19)自復疊制冷系統與傳統R22系統的最佳運行參數如表8所示,從制冷系數上,混合制冷劑系統的COP僅比R22系統低約7.32%,而R404A作為替代R22的主流制冷劑,蒸發溫度為-50 ℃時,COP僅為0.92,當蒸發溫度為-65 ℃時,COP比混合制冷劑自復疊制冷系統低11.28%以上[31]。在容積制冷效率VCC方面,混合制冷劑系統因吸氣壓力高,吸氣密度大,對應的吸氣流量遠小于傳統兩級壓縮系統的一級吸氣流量,為R22系統一級吸氣流量的26.56%,這會大大降低混合制冷劑系統中的壓縮機尺寸。

表8 兩制冷系統參數對比Tab.8 Comparison of two refrigeration systems

在系統運行工況參數方面,混合制冷劑系統的吸氣壓力與排氣壓力為常規的制冷空調工況,壓縮機壓比小于3,可采用常規制冷空調領域的中高背壓壓縮機的貨架產品,來源廣、成本低,會顯著降低系統中的壓縮機成本。而傳統兩級壓縮系統中,一級壓縮過程的壓比高達10以上,實際壓縮過程壓縮效率會因大壓比而降低。另外,在排氣溫度方面,混合制冷劑系統的排氣溫度為61.17 ℃,低于R22系統的排氣溫度,可見無論是壓力工況還是排溫工況,混合制冷劑系統的設計運行工況更加優異。

綜上,從制冷劑環保性、制冷系統效率、制冷系統工況參數以及制冷系統設備成本等綜合多方面因素考慮,混合制冷劑自復疊制冷系統不僅具有較好的制冷表現,而且運行工況好,能夠實現單級制冷系統的高效、低成本制冷,是替代漁船中傳統制冷系統的非常具有潛力的選擇。

3 結論

基于單級自復疊制冷系統,開展了二元R14/R134a、R14/R245fa,三元R14/R23/R134a、R14/R23/R245fa,四元R14/R23/R134a/R245fa混合制冷劑制冷循環熱力分析。結果顯示,蒸發溫度為-65 ℃,制冷量為35 kW時,二元混合制冷劑的制冷系統效率普遍偏低,但是在二元混合制冷劑中加入高沸點工質后,系統效率得到一定提升,COP可達0.95。當采用四元混合制冷劑R14/R23/R134a/R245fa(0.35/0.36/0.1/0.19)時,其制冷系數顯著高于采用二元和三元混合制冷劑的系統,最佳COP可達1.037,排氣壓力與吸氣壓力分別為1 590 kPa與740 kPa,且排氣溫度僅為61 ℃,工況良好。開展了傳統R22兩級壓縮制冷系統的熱力計算分析并與混合工質自復疊制冷系統開展對比研究。當蒸發溫度為-65 ℃,制冷量為35 kW時,混合制冷劑自復疊制冷系統的COP接近于傳統R22制冷系統,容積制冷效率高,吸氣量為R22制冷系統的26.56%,工質壓比低,制冷系統所選的壓縮機尺寸更小、排氣溫度低,制冷劑環保性能更好,采用四元混合制冷劑的自復疊制冷系統的設計運行工況更加優異。綜上,新型的低溫四元混合制冷劑(R14/R23/R134a/R245fa)具備替代船用傳統R22制冷劑的潛力。