閃發筒式經濟器在磁懸浮冷水機組中的應用研究

孟慶超，叢 輝，李根源，祝建軍

（青島海信日立空調系統有限公司，山東青島 266400）

0 引言

冷水機組是目前制冷空調行業應用廣泛的一種冷源形式，近年來隨著磁懸浮軸承技術的逐步成熟和應用案例的不斷增多，越來越多的用戶選擇磁懸浮離心式冷水機組，同時越來越多的傳統冷水機組廠商開始涉獵磁懸浮離心機組，并將磁懸浮離心機作為重要的產品研發方向。與普通離心式壓縮機相比，磁懸浮離心式壓縮機由于沒有機械摩擦，壓縮機功耗更小，噪聲更低；磁懸浮離心式冷水機組換熱器處于無油狀態，換熱效率更高；無油循環使得機組結構緊湊，占地面積更小，可靠性更高。基于這些優點，磁懸浮離心機組的銷售量在2020年以后迎來了較快發展。

在制冷壓縮循環中，經濟器通常有2種形式：閃發筒式和板換式。閃發筒式經濟器的主要優點是接近零的趨近溫度和過熱度，這樣可以提升壓縮機補氣的質量流量，從而最大限度地提升系統的能效比。但是因為其接近零的過熱度，如果控制不當就會造成中間補氣帶液，從而影響磁懸浮離心壓縮機葉輪的穩定性，進而對磁懸浮軸承造成不利影響［1］。因此很多廠商退而求其次，采用板換式經濟器。

何浩等［1］通過理論和試驗測試等方法給出了板換式換熱器作為磁懸浮離心機組經濟器使用時，較優的目標過熱度值以及對制冷性能系數COP和綜合部分負荷性能系數IPLV的影響。王繼鴻等［2］通過實驗的方法指出配備板換式經濟器后，磁懸浮離心式冷水機組系統制冷量和能效均有增加。

目前業內更加關注國標名義工況的能效情況，對于全工況下應用閃發筒式經濟器在磁懸浮離心機組上的研究還比較少，但因其理論上具有最大限度提升系統能效的優勢，特別是隨著國家“碳達峰碳中和”戰略落地以及冷水機組能效等級標準GB 19577進入修訂階段，該標準中能效指標預計將大幅提升，全工況均高效運行［3］，因此有必要對該系統進行研究。本文對閃發筒式經濟器應用于磁懸浮離心式制冷系統加以研究和分析，對比分析采用閃發筒式經濟器與不采用經濟器性能之間的差異，以及采用經濟器是否在不同的工況下始終有利于機組性能提升等。

1 系統流程和典型工況點理論分析

1.1 系統流程

采用閃發筒式經濟器的磁懸浮離心式冷水機組，為兩級壓縮兩級節流制冷循環［4］，其系統流程和理論制冷循環如圖1所示。由磁懸浮壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑氣體（4點），進入冷凝器將熱量傳遞給水后變為液體（5點），升溫后的水經過冷卻塔散熱或做其他用途。從冷凝器出來的高壓制冷劑液體經節流閥A節流到某一壓力變為氣液混合物（6點）后進入閃發筒式經濟器，在閃發筒式經濟器中，處于上部的閃發蒸氣通過輔助進氣口（3點）被壓縮機吸入，此回路稱為輔路；蒸氣的不斷閃發致使閃發器下部的液體過冷，過冷后的液體（7點）再經過節流閥B節流到蒸發壓力（8點）后進入蒸發器，此回路稱為主路。在蒸發器內，主路的制冷劑吸收低溫環境中的熱量而變為低壓氣體通過吸氣口（1點）被壓縮機吸入，壓縮到一定壓力（2點）和輔路吸入的制冷劑（3點）在壓縮機工作腔內（2'點）混合，再進一步壓縮后排出壓縮機外（4點），從而完成整個封閉工作循環［5］。

圖1 系統流程圖和理論制冷循環Fig.1 System flow chart and diagram of theoretical refrigeration cycle

定義壓縮蒸氣與補氣口接觸前的壓縮過程為準一級壓縮，而補氣口之后到壓縮機排氣為準二級壓縮，準一級完成從吸氣壓力P1到P2的壓縮，其壓比為：ε1=p2/ p1，準一級排氣的壓力P2=中間壓力Pm。準一級壓縮結果后，蒸氣與補氣口進入的制冷劑氣體混合于2'，從壓力P2變化為P2'，然后繼續被壓縮至壓縮機排氣壓力P4［6］，其壓比為：ε2=p4/ p2'，經濟器內部壓力Pb=P3（若忽略補氣管路的阻力損失）。

壓比 ε=Pk/ Po=ε1ε2，按Pm=（PkPo）1/2（其中，Pk為排氣壓力，Po為吸氣壓力），可求得一個中間壓力近似值［7］，此時，ε1和ε2相等，中間壓力Pm與 ε具有直接關系。顯然，為實現閃發筒式經濟器順利地補氣，必須使Pb＞Pm。

圖1（a）中在補氣管路中設置有電動開關閥，通過開/關閥的動作實現經濟器補氣的通和斷。通過理論和試驗的方法研究經濟器補氣閥門的開啟和關閉對機組性能的影響。

1.2 典型工況點分析

機組的設計參數：蒸發溫度Te=5.5 ℃，冷凝溫度Tc=36.5 ℃（壓比ε=2.6），冷凝器過冷度SC=2 ℃，制冷劑為R134a。為便于計算，忽略排氣、吸氣阻力損失以及管路和閥件的阻力損失。假設壓縮機的等熵效率為0.84，一級和二級壓縮機葉輪設計壓比相同（ε1=ε2），質量流量為m，中間補氣質量流量mj，蒸發器質量流量me。

1.2.1 經濟器開啟

開經濟器閥門時，參照圖1（b）所示的系統lgP-h，各個工況點的參數見表1。

表1 打開經濟器時各工況點參數Tab.1 Parameters of each operating point when the economizer is turned on

制冷量為：

根據質量守恒定律：

對閃發經濟器進行能量守恒計算：

聯立式（2）（3）計算得：

功率為：

計算得P=191.05。

計算得到制冷性能系數為：

1.2.2 經濟器關閉

經濟器閥門關閉時，機組的理論制冷循環見圖2，假定蒸發溫度、冷凝溫度、過冷度、總質量流量保持不變，等熵效率為0.84。圖2所示的各個工況點的參數見表2。

表2 關閉經濟器的工況點參數Tab.2 Parameters of each operating point when the economizer is turned off

圖2 理論制冷循環（經濟器關閉）Fig.2 Schematic diagram of theoretical refrigeration cycle（economizer off）

制冷量為：

功率為：

計算得到制冷性能系數為：

基于式（1）（4）（6）計算，補氣時的制冷量Q比不補氣時的制冷量Q'提升13%，補氣時的制冷性能系數較不補氣時的提升10%。

因此，基于理論假設和計算，使用閃發筒經濟器補氣的形式較不補氣時性能改善非常顯著。

以上的理論分析，基于若干假設，實際上離心機補氣對于性能的影響較難通過計算準確獲得，往往需根據試驗測試的方法進一步校核。

2 測試和結果分析

2.1 測試準備和測試方法

按照如圖1（a）所示的流程準備水冷式磁懸浮變頻離心機組1臺樣機，名義制冷量為450USRt。壓縮機為雙級壓縮，制冷劑采用R134a，蒸發器為滿液式，冷凝器為殼管式，經濟器采用閃發筒式，在補氣管路中設置有電動閥門可以起到關閉和打開補氣通路的作用。按照GB/T 10870—2014的方法測試，通過液體載冷劑法測試機組不同工況條件下制冷量、制冷消耗功率和COP，并于壓縮機吸、排氣口設置壓力傳感器，監測壓比。

根據GB/T 18430.1—2007規定，該機組名義工況冷水出水溫度為7 ℃，冷卻水進水溫度為30 ℃，冷水流量為272 m3/h，冷卻水流量為340 m3/h。同時，標準規定機組變工況冷水溫度范圍為5～15 ℃，冷卻水溫度范圍19～33 ℃。

制定以下的測試方案：

（1）測試名義工況下機組的性能參數；

（2）恒定冷水出水溫度為7 ℃，冷卻進水在14～30 ℃范圍內變動，使機組壓比發生變化，分別測試開啟和關閉補氣閥的相關數據（保持同一個壓縮機頻率和IGV開度）；

（3）恒定冷水出水溫度為15 ℃，冷卻進水在22～32 ℃范圍內變動，使機組壓比發生變化，分別測試開啟和關閉補氣閥的相關數據（保持同一個壓縮機頻率和IGV開度）；

（4）測試大壓比工況（冷水出水5 ℃，冷卻水進水35 ℃），壓比≈3.1的性能數據。

以上測試均保持名義工況水流量。

2.2 測試結果和分析

2.2.1 測試結果

測試機組在名義工況下開啟和關閉補氣閥的性能數據見表3。從表3可以發現，在名義工況下開啟補氣閥比關閉補氣閥實測制冷量提升3.8%，COP提升4.8%，與上文中理論計算趨勢相同，但數值差異較大。

表3 名義工況下開啟/關閉經濟器的實測數據Tab.3 Measured data with the economizer turned on/off under nominal working condition

根據測試步驟（2）（3）的測試數據擬合得到如圖3～5所示性能曲線。根據步驟（4），測得數據見表4。制冷量比例定義為實測制冷量與名義制冷量之比。

表4 大壓比工況下開啟/關閉經濟器的實測數據Tab.4 Measured data with the economizer turned on/off under high pressure ratio

圖3 冷水7 ℃出水，開/關補氣閥對制冷量和COP的影響Fig.3 Effect of opening/closing economizer valve on cooling capacity and COP of magnetic centrifugal chiller at 7 ℃leaving chilled water

圖4 冷水15 ℃出水，不同冷卻水溫，開/關補氣閥對制冷量的影響Fig.4 Effect of different cooling water temperature and opening/closing economizer valve on cooling capacity at 15 ℃ leaving chilled water

圖5 冷水7 ℃出水，變冷卻水溫，開/關補氣閥對制冷量的影響Fig.5 Effect of variable cooling water temperature and opening/closing economizer valve on cooling capacity at 7 ℃ leaving chilled water

圖6 磁懸浮離心機內部結構示意Fig.6 Internal structure diagram of magnetic centrifuge

2.2.2 測試結果初步分析

（1）冷水7 ℃出水，隨著壓比從1.5升高至2.4，開補氣閥與關補氣閥對COP和制冷量的影響明顯。壓比≤1.9時，關補氣閥對制冷量和COP有利（關補氣閥較開補氣閥，制冷量和COP均有所提高）；壓比＞1.9時，開補氣閥對制冷量和COP有利（開補氣閥較關補氣閥，制冷量和COP均有所提高）。

（2）GB/T 18430.1—2007規定冷水機組名義制冷工況（冷水7 ℃出水，冷卻水30 ℃進水）下，壓比一般為2.5～2.6，在此工況下，開啟補氣閥COP和制冷量更高，影響制冷量約4%，COP約5%。

（3）冷水15 ℃出水，冷卻水溫度為22～32 ℃，隨著冷卻水溫度升高，制冷量逐步下降；同樣水溫，關補氣閥相比開補氣閥會增加約10%的制冷量，即在小壓比情況下，關補氣閥效果明顯。

（4）冷水7 ℃出水，冷卻水溫度為14～30 ℃，冷卻水溫度≤22 ℃時，關補氣閥對制冷量有利；冷卻水溫度＞22 ℃時，開補氣閥對制冷量有利。

（5）冷水5 ℃出水，大壓比（3.1）情況下，開補氣閥較關補氣閥對于機組性能更有利，開補氣閥時制冷量提升約4%，COP提升約4%。

實測分析表明，開/關補氣閥對磁懸浮離心式冷水機組的制冷量和COP影響顯著，不同壓比，影響的趨勢也不同。

試驗測試結果對比理論計算制冷量，雖然打開補氣閥對制冷量提升明顯，但與理論值13%，仍存在較大差距。其原因包括以下幾個方面。

（1）實際機組的補氣管路阻力損失，造成補氣量減少，但是經濟器出口距離壓機補氣入口路程較近（約2 m），且中間只有1個開關閥門，改善阻力的空間有限。

（2）機組壓縮機的實際中間壓力Pm與閃發式經濟器補氣壓力Pb之間差值較小，不能完全符合理論值，即經濟器內部補氣壓力Pb與磁懸浮壓縮機兩級葉輪的中間壓力Pm之間存在差異，這應當是更重要的原因。因此，當確定機組系統的壓比后，準一級壓縮的壓比ε1和準二級壓縮的壓比ε2之間一般符合ε1＜ ε2，優化兩級壓比ε1和ε2可以提升補氣量，即確定最佳中間壓力［8-13］。

（3）補氣量較少，與補氣管路的直徑相關，盡可能增加管路的通路直徑。

（4）理論計算忽略了管路的損失以及壓縮機本身的容積效率等。

此外，一般壓縮機設計時重點考慮的是名義工況條件，而對于其他工況更多的是參考。經過進一步測試，在低壓比時，經濟器補氣壓力Pb≤壓縮機中間壓力Pm（見表5），因此補氣作用不明顯；而在壓比較高時，經濟器補氣壓力Pb＞壓縮機中間壓力Pm，增加了1級葉輪和2級葉輪的制冷劑流量，使得壓比進一步增大。

表5 小壓比和設計壓比下開啟/關閉經濟器的實測數據Tab.7 Measured data with the economizer turned on/off under low pressure ratio and design pressure ratio

部分學者對于閃蒸筒式經濟器應用于磁懸浮離心機系統表示擔憂，主要是擔憂閃蒸筒至壓縮機中間補氣吸氣帶液，影響磁懸浮離心機組的可靠性。經過測試觀察并監測排氣過熱度，閃蒸筒的設計以及控制補氣閥的動作適宜，可以較好地避免中間補氣帶液。

3 結論

（1）在名義工況壓比2.6下，雙級壓縮磁懸浮離心機組開啟閃發筒式經濟器相較不開啟經濟器，性能提升顯著，實測COP約提升4.8%，大壓比情況下，性能提升與名義工況提升幅度接近。

（2）經過實測，閃發筒式經濟器的作用與系統壓比大小相關，壓比≤1.9時，關補氣閥有利于性能提升；壓比＞1.9時，開補氣閥利于性能提升。據此為始終保持機組高效運行，可在系統中增加電動閥門，并在機組控制邏輯中根據壓比的變化，自動調節補氣電動閥門的開和關，不宜采用手動閥門或者電動閥門一直開或一直關。

（3）理論計算補氣時的性能要優于實測補氣性能，原因之一是補氣管路的口徑偏小，當壓差一定時，管路口徑小會影響補氣量，因此可適當加大管徑；另一個重要原因是準一級壓縮的壓比ε1與準二級壓縮的壓比ε2之間分配有進一步提升的空間，且需考慮全工況的情況，一般可通過優化氣動設計來實現。

（4）結合國家政策以及制冷行動方案中對空調產品能效提升的需求，為進一步使實測與理論計算接近，采用閃蒸筒式經濟器的磁懸浮離心機仍有進一步研究的空間。