人工冰場用跨臨界CO2并聯壓縮制冷試驗研究

吳小華，魏聞天，，，宋衍昌，李曉瓊，，張振濤，鄭康輝，楊俊玲

（1.北京石油化工學院 機械工程學院 深水油氣管線關鍵技術與裝備北京市重點實驗室，北京 102617；2.中國科學院理化技術研究所 中國輕工業食品藥品保質加工儲運裝備與節能技術重點實驗室，北京 100190；3.中科碳冷（無錫）高科技有限公司，江蘇無錫 214104）

0 引言

自然工質CO2具有安全性高、環境友好等特點，同時具有良好的低溫流動性與換熱性能，是良好的氟利昂替代工質［1-3］。冰已應用于防暑降溫，并逐漸在光學成像、保鮮防腐、醫療、交通、軍事等方面發揮作用，也發展出眾多冰上運動。制冰機組是冰場的關鍵冷源設備［4］，傳統人工冰場制冰機組使用氟利昂及氨作為制冷工質，在政策影響下，面臨著淘汰或停用限制［5］。國內外學者針對CO2工質在人工冰場應用進行了研究。1999年Axima公司首次在人工冰場應用CO2載冷劑，ROGSTAM等［6］提出CO2相比CaCl2鹽溶液能節約泵輸送耗功90%～95%；2010年加拿大建立了CO2直接制冷人工冰場［7］。我國2015年首次應用CO2制冰、造雪［8］，2022年北京冬奧會的短道速滑、花樣滑冰和速度滑冰等項目均是在國家速滑館內完成，該館是世界上首個完全采用跨臨界CO2制冷技術人工制冰的12 000 m3級別場館［9］。

針對CO2制冷系統，王冠邦等［10］指出了跨臨界CO2系統在人工造雪和制冰中具有的優勢。王棟等［11］通過模擬與試驗的方法，得到最優中間壓力的預測模型。馬一太等［12］通過大量理論與試驗研究，指出跨臨界CO2制冷系統存在最優排氣壓力。申道明等［13］對并聯定頻壓縮機進行試驗，得到了制冷劑流量與壓縮機功率的預測模型。程建路等［14］研究表明，壓縮機及系統效率受壓縮機頻率影響。申長春等［15］試驗研究了等熵效率隨壓縮機頻率的關系。

壓縮機是制冷系統主要能耗部件，在人工冰場中，鮮有進行并聯壓縮機頻率變化對系統性能影響的試驗研究，本文通過對應用于人工冰場的跨臨界CO2并聯制冷系統進行試驗，分析蒸發溫度、壓縮機頻率對系統的影響，并嘗試通過蒸發溫度與排氣壓力建立預測系統性能系數COP的模型。

1 試驗裝置

跨臨界CO2并聯壓縮制冷系統是在傳統跨臨界CO2壓縮制冷系統基礎上，增加并聯壓縮機，主、輔壓縮機吸排氣位置相同。

1.1 試驗系統搭建

跨臨界CO2并聯壓縮制冷系統試驗裝置原理如圖1所示，系統部件包括主壓縮機、輔壓縮機、氣體冷卻器、主回熱器、輔回熱器、一級節流電子膨脹閥、儲液罐、二級節流電子膨脹閥、蒸發器（冰場）、回氣控制電磁閥等。制冷工質經過2臺壓縮機并聯壓縮后進入氣體冷卻器，在氣體冷卻器完成降溫后，經過一級節流成為氣液混合狀態，經儲液罐進行氣液分離后對液體進行二級節流，節流后的低溫工質進入冰場內的蒸發器蒸發吸熱，蒸發后的制冷工質經回熱器回壓縮機，完成循環。

圖1 跨臨界CO2并聯壓縮制冷系統原理Fig.1 Schematic diagram of trans-critical CO2 parallel compression refrigeration system

試驗裝置中2臺壓縮機均采用都凌?CD750H活塞式壓縮機，頻率調節采用艾環達?HD3200變頻器進行，電子膨脹閥為盾安?DPFX07-137 CO2電子膨脹閥。氣體冷卻器為翅片式換熱器，傳熱管為7 mm×0.5 mm純銅管，波紋片為厚0.12 mm的鋁制套片，4排44孔；垂直流動方向管間距為21 mm，沿流動方向管間距為18.19 mm，翅片間距為2.0 mm，管簇為等腰三角形叉排。回熱器使用套管換熱器，內管為內徑為22.3 mm的鎳白銅管，外管為33 mm的不銹鋼管，有效換熱長度為452 mm，其中高溫工質流經殼程，低溫工質流經管程。冰場由制冷管外澆筑混凝土制成，制冷管采用DN20、壁厚為2 mm、總長度為160 m的不銹鋼管，混凝土板長為10 m、寬為1.6 m。

在混凝土板及不銹鋼管不同位置布置了Ai-j，Bi-j，Ci-j，Di-j共60個溫度測點，并在D1～D5處布置5個測量制冷管內工質壓力的壓力傳感器，如圖2所示。

圖2 蒸發冰場數據采集點分布Fig.2 Distribution of data acquisition points in evaporating ice rink

溫度采用K型熱電偶測量，測量精度為±0.75%；壓力采用星儀?壓力變送器測量，型號為CYYZ11-H-671-A1-14-B-G，測量精度為±0.1%；制冷劑體積流量采用鴻博威爾?的浮子流量計測量，型號為GHR/CP50H，測量精度為±1%。蒸發器的溫度、壓力通過橫河?GM10進行采集，其I/O模塊型號為GX90XA-10-U2；其余的溫度、壓力數據通過安捷倫?34972A進行采集，其采集板型號為34901A；制冷劑體積流量與壓縮機功率通過PLC的AE 08模塊進行采集。試驗裝置采用西門子?S7-200 smart系列PLC進行控制。

1.2 人工冰場澆筑

制冰前需降低混凝土板溫度，圖3示出測得的混凝土板中間層的降溫過程，Ci-2溫度測點所在位置如圖2所示。

圖3 混凝土板降溫過程Fig.3 Cooling process of concrete slab

試驗設備運行初期，液態CO2沿流動方向逐漸蒸發，到達C2-2測點時已完全蒸發，導致C2-2測點溫度降速相比其他測點慢。混凝土降溫中后期，混凝土板溫度降低，蒸發器管內全程均有液態CO2流通，混凝土板溫度均勻性提升。試驗裝置運行5 h后，混凝土板溫度穩定且均勻，達到制冰的溫度均勻性要求。

待混凝土板降溫完成、蒸發溫度穩定后，用灑水壺在混凝土表面逐層均勻澆筑冰層。沿縱向逐行灑水，冰層澆筑過程每次約為5 min，間隔15 min，單次澆筑厚度控制不超過0.5 mm，直至冰層澆筑厚度達到50 mm。

在冰場表面布置溫度測點，測量冰場表面溫度均勻性如圖4所示。

圖4 冰場表面溫度分布Fig.4 Temperature distribution on the ice rink surface

冰場表面最大溫差＜0.4 ℃，X方向平均溫差＜0.25 ℃/m，Y方向平均溫差＜0.02 ℃/m，滿足人工冰場的冰面需求。

2 試驗結果及分析

試驗在混凝土完全降溫后進行，各個工況穩定30 min，并記錄穩定時間內平均值。

2.1 試驗條件

對單臺壓縮機開展了蒸發溫度與壓縮機頻率的試驗研究：

（1）研究蒸發溫度對系統性能的影響時，壓縮機以50 Hz頻率運行，調節蒸發溫度為-9.4，-13.9，-18.6，-23.9，-28.7 ℃進行試驗；

（2）研究壓縮機頻率對系統性能的影響時，設定蒸發溫度為-15.0 ℃，調節壓縮機頻率為40，45，50，55，60 Hz進行試驗。

對并聯壓縮機開展了不同頻率組合的試驗研究，保持蒸發溫度為-15.0 ℃，對2臺壓縮機頻率分別為40，45，50，55，60 Hz所構成的頻率組合工況進行測試。

2.2 常用參數

使用性能系數（Coefficient of Performance，COP）評價該試驗裝置的性能，COP為系統制冷量與壓縮機輸入功率之比，其計算式如下：

式中，COP為試驗裝置性能系數；Qevp為試驗裝置制冷量，kW；Wcomp為壓縮機輸入功率，kW。

試驗裝置制冷量Qevp通過蒸發器出入口焓差與制冷劑質量流量計算得到：

焓值hout與hin均由所測工質溫度、壓力計算得到。

二級節流后，制冷劑為氣液混合狀態，制冷劑質量流量˙m通過蒸發器入口干度、密度與體積流量計算，其計算式如下：

式中，QV為制冷劑體積流量，L/h；ρvap為蒸發器入口氣體密度，kg/m3；χin為蒸發器入口干度；ρlip為蒸發器入口液體密度，kg/m3。

蒸發器入口干度χin、密度ρvap與ρlip均由所測工質溫度、壓力計算得到。

壓縮機等熵效率由下式計算得到：

式中，ηi為等熵效率；his為等熵壓縮出口焓值，kJ/kg；hsuc為壓縮機吸氣焓值，kJ/kg；hdis為壓縮機排氣焓值，kJ/kg。

焓值his由壓縮機排氣壓力與熵值計算得到；焓值hsuc與hdis均由所測溫度、壓力計算得到。

2.3 單臺壓縮機獨立運行試驗結果

單臺壓縮機獨立運行時，開啟V1電磁閥，關閉V2，V3，V4電磁閥。蒸發溫度對COP、制冷量的影響如圖5所示。在溫度范圍為-28.7～-9.4 ℃內，COP與制冷量均隨著蒸發溫度升高而升高，COP從1.80增大到2.00，制冷量從7.44 kW增加到10.40 kW。

圖5 蒸發溫度對COP、制冷量的影響Fig.5 Effect of evaporation temperature on COP and cooling capacity

由圖6可知，壓縮機功率與制冷劑質量流量隨蒸發溫度升高而增大。其中，壓縮機功率隨蒸發溫度近線性增加，在試驗蒸發溫度范圍內，壓縮機功率由4.14 kW增加到5.21 kW。蒸發溫度由-28.7 ℃升高至-9.4 ℃，制冷劑流量由146.06 kg/h增大到220.17 kg/h。

圖6 蒸發溫度對壓縮機功率、制冷劑質量流量的影響Fig.6 Effect of evaporation temperature on compressor power and refrigerant mass flow rate

在蒸發溫度為-28.7～-9.4 ℃范圍內，蒸發溫度每升高1.0 ℃，制冷劑流量平均增加2.63%，壓縮機功率平均增加1.33%。

壓比與吸排氣壓力隨蒸發溫度的變化如圖7所示，在試驗蒸發溫度范圍內，隨蒸發溫度升高，吸排氣壓力升高，蒸發溫度每升高1.0 ℃，吸氣壓力平均增加4.21%，排氣壓力平均增加0.69%。壓比隨蒸發溫度升高而降低，由7.06降低至4.41。

圖7 蒸發溫度對壓比、吸排氣壓力的影響Fig.7 Effect of evaporation temperature on compression ratio，compressor suction and exhaust pressure

由圖8可知，壓縮機功率、制冷劑質量流量均隨壓縮機運行頻率的提高而增加，壓縮機運行頻率在40 ～ 60 Hz范圍內，每增加5 Hz，制冷劑流量平均增加約20.66%，壓縮機功率平均增加約27.05%。

圖8 壓縮機頻率對壓縮機功率、制冷劑質量流量的影響Fig.8 Effect of compressor frequency on compressor power and refrigerant mass flow rate

由圖9可以看出，隨壓縮機頻率提高，制冷量增加，壓縮機運行頻率在試驗頻率范圍內，頻率每增加5 Hz，制冷量平均提高約28.42%。系統COP與壓縮機等熵效率均隨壓縮機頻率提高先增大后減小。當壓縮機頻率為50 Hz時，COP最大，為1.97。

圖9 壓縮機頻率對COP、制冷量與等熵效率的影響Fig.9 Effect of compressor frequency on COP，cooling capacity and isentropic efficiency

由圖10可知，壓縮機頻率提高，壓縮機吸氣壓力降低，排氣壓力升高，壓比增大。

圖10 壓縮機頻率對壓比、吸排氣壓力的影響Fig.10 Effect of compressor frequency on compression ratio,compressor suction and exhaust pressure

2.4 2臺壓縮機并聯運行

2臺壓縮機并聯運行時，電磁閥V1，V4開啟，電磁閥V2，V3關閉。主壓縮機在40 ～ 60 Hz之間運行，輔壓縮機頻率與制冷劑質量流量、制冷量與壓縮機功率的關系如圖11～13所示。2臺壓縮機均在40 Hz運行時，制冷劑質量流量為257.53 kg/h、制冷量為10.90 kW、壓縮機功率為6.29 kW；2臺壓縮機均在60 Hz運行時，制冷劑流量為488.42 kg/h、制冷量為25.04 kW、壓縮機功率為14.51 kW。

圖11 并聯壓縮機頻率對制冷劑質量流量、制冷量、壓縮機功率的影響Fig.11 Effect of parallel compressor frequency on refrigerant mass flow rate，cooling capacity and compressor power

圖12可以看出，與2臺壓縮機不同頻率運行相比，同頻率運行時COP更高。且與單臺壓縮機獨立運行相似，2臺壓縮機并聯運行時也存在最佳頻率，試驗條件下為50 Hz，對應的COP為最大值1.90，相較于主壓縮機為60 Hz、輔壓縮機為40 Hz時的工況提高了26.67%。

圖12 并聯壓縮機頻率對COP的影響Fig.12 Effect of parallel compressor frequency on COP

在跨臨界CO2系統中，排氣壓力會影響系統COP［16］。根據CO2物性，繪制不同溫度時，壓力與焓值的關系曲線，如圖13所示。高壓側CO2放熱過程中，在不同排氣壓力時，相同溫度變化引起的焓差值不同，壓力越高焓差值越大。與此同時，排氣壓力越高，壓縮機功耗越大，因此存在最優排氣壓力。

圖13 不同溫度，壓力與焓值的關系Fig.13 Relationship between enthalpy and pressure at different temperatures

圖14示出2臺壓縮機并聯運行，在蒸發溫度一定時，排氣壓力對系統COP的影響。隨排氣壓力增大，系統COP先增大后減小，排氣壓力為10.23 MPa時，COP達到最大值1.90。

圖14 排氣壓力對COP的影響Fig.14 Effect of exhaust pressure on COP

2.5 預測模型構建

為建立排氣壓力和蒸發溫度與COP的量效關系，利用單臺壓縮機獨立運行試驗數據，構建如式（5）所示的預測模型。

式中，Tevp為蒸發溫度，℃；Pgc為排氣壓力，MPa。

利用OriginPro軟件的Poly2D模型進行二元二次擬合，z0為-3.203 85，a為-0.010 44，b為1.014 77，c為-2.293 47×10-4，d為-0.050 18，e為7.197 44×10-4，各系數相關性均大于0.99，該擬合的R2為0.999 98。以蒸發溫度為-18.6 ℃，排氣壓力為9.87 MPa時為例，試驗測量結果計算所得COP為1.96，模型預測COP為1.91，預測誤差僅為2.8%。

為驗證該模型應用于同型號2臺壓縮機并聯同頻率運行工況預測的可行性，對預測模型計算所得COP與并聯壓縮試驗數據進行了對比，見表1。兩者最大誤差為7.9%，平均誤差為3.7%，表明該預測模型也可用于相同型號壓縮機同頻率并聯運行時的COP預測。

表1 相同型號2臺壓縮機同頻并聯運行試驗所得COP與模型預測COP比較Tab.1 Comparison of experimental COP and predicted COP of two parallel compressors of the same type in parallel operation at the same frequency

3 結論

（1）單臺壓縮機50 Hz運行時，隨蒸發溫度升高，COP、制冷量、壓縮機功率和制冷劑質量流量均增大，壓比減小。在蒸發溫度為-9.4 ℃時，COP達到本試驗的最大值2.00。蒸發溫度設定為-15.0 ℃時，隨壓縮機運行頻率提高，制冷量、壓縮機功率、制冷劑流量和壓比均增大；COP先增大后減小，壓縮機存在最佳運行頻率50 Hz，COP為1.96。

（2）相同型號2臺壓縮機并聯運行時，設定蒸發溫度為-15.0 ℃，在試驗工況頻率為40～60 Hz范圍內，輔壓縮機與主壓縮機運行頻率相同時COP更高；同頻率并聯運行時，隨頻率提高，制冷量、壓縮機功率、制冷劑流量和壓比均增大；相同頻率并聯運行時存在最佳頻率為50 Hz，使系統COP最大值為1.90；在最佳頻率為50 Hz運行時系統COP與1臺壓縮機40 Hz運行、另1臺60 Hz運行時的最低COP相差26.67%。

（3）構建了系統運行COP性能預測模型，并將預測結果與試驗結果進行了對比，單壓縮機運行工況預測誤差為2.8%，并聯壓縮工況最大誤差為7.9%，平均誤差為3.7%。表明該預測模型可同時用于預測單壓縮機系統和相同型號壓縮機同頻率并聯系統運行時的COP。