R410A单工质复叠制冷系统高低温变频㶲分析

杨永安，孙浩迪

（天津商业大学 冷冻冷藏技术教育部工程研究中心，天津 300134）

0 引言

复叠制冷系统是由高温制冷循环和低温制冷循环通过蒸发冷凝器耦合而成的制冷系统。当单级压缩制冷循环无法满足应用需求时，往往采用双级压缩制冷系统或复叠制冷系统。传统复叠制冷系统的高低温循环采用不同的制冷剂。对采用同一种制冷剂的制冷系统的研究较少[1]。制冷系统性能的优劣经常用系统制冷系数COP来衡量，这种方法基于热力学第一定律，只从能量的“量”的角度进行分析[2]。㶲分析方法基于热力学第一定律和热力学第二定律，从能量的“量”与“质”出发对制冷系统运行性能进行分析，通过对系统各部件进行㶲损和㶲效率计算，可以判明制冷系统循环过程中的薄弱环节，因此更为全面[3]。朱轶群等[1]研究了高温输气量对R410A单工质复叠制冷系统的影响，发现随着高温输气量增大，COP先增大后减小，存在最佳高温输气量。陈海瑞等[4]研究了蒸发温度和压缩机频率对复叠式制冷系统的影响。赵瑞昌等[5-6]研究了压缩机频率对复叠式系统性能的影响，结果表明，中间温度随着高温级压缩机频率增大而降低，随着低温级压缩机频率增大而升高。一些学者对不同的制冷系统进行了㶲分析[7-10]。肖键[11]采用㶲分析法对R32/CO2复叠式制冷循环进行了能量分析。赖艳华等[12-14]进行的R404A/CO2复叠式制冷系统的㶲分析表明，高温级膨胀阀、压缩机、冷凝蒸发器和低温级压缩机的㶲损约占总㶲损的80%。Dopazo等[15]对CO2/NH4复叠制冷系统进行了㶲分析，结果表明，系统制冷系数COP和㶲效率随着蒸发冷凝器换热温差和冷凝温度的增大而减小。沈冰洁等[16]对变频滚动转子式压缩制冷系统的㶲分析表明，压缩机在较高频率下工作时，冷凝器和蒸发器的㶲损失会明显增加。以往对于变频复叠制冷系统性能的研究多以制冷量和COP为评价标准，很少有人对该系统进行㶲分析。本文利用R410A单工质复叠制冷实验台，分别改变高低温压缩机频率，对系统进行运行性能分析和㶲分析。

1 实验装置与方法

1.1 实验装置

单工质复叠制冷实验系统主要由制冷系统和循环水系统构成。制冷系统由低温蒸发器、低温压缩机、蒸发冷凝器、低温电子膨胀阀、高温压缩机、高温冷凝器、高温电子膨胀阀以及一些辅助设备和阀门组成。循环水系统由水箱、冷凝器、水泵及一些阀门组成，如图1所示。

图1 R410A单工质复叠制冷系统Fig.1 R410A single working medium cascade refrigeration system

采用热平衡法测量系统的制冷量。量热器由罐体、铜盘管、电加热器和载冷剂组成，罐体中为R134a载冷剂，蒸发器盘管与电加热器浸泡在液体载冷剂中。电加热器为两个9 kW的电加热器并联。根据热平衡法，电加热量即为制冷量。高低温压缩机均采用三菱变频滚动转子压缩机，低温压缩机的型号为LNB53FCAMC，排气量为53.7 cm3/r，变频范围为30～360 Hz；高温压缩机的型号为LNB42FCBMC，排气量为42.1 cm3/r，变频范围为30～360 Hz。蒸发冷凝器是由两个型号为B3-50B-40D的钎焊板式换热器并联组成。高低温电子膨胀阀均选用卡乐电子膨胀阀，低温级选用E2V30，额定制冷量为37.5 kW；高温级选用E2V24，额定制冷量为23.4 kW。高温冷凝器采用套管式，冷却水与制冷剂采用逆流形式。实验中用到的压力传感器、温度传感器、流量传感器和多功能表布置如图1所示。主要测量仪器的型号，精度和使用范围如表1所列。利用西门子S7-200smart PLC采集运行参数，通过数据线将PLC所采集的数据传输到计算机，在计算机上进行数据监控和参数设定。

表1 测量仪器和精度Tab.1 Measuring instrument and accuracy

1.2 实验方法

实验过程中，通过量热器内R134a的压力控制电加热补偿量来稳定低温环境。通过对冷凝压力进行PID调节，控制电动调节阀的开度，调节冷却水进水温度和体积流量，从而控制冷凝温度。高低温压缩机过热度均设定为7℃过热，靠电子膨胀阀自动调节。中间温度为高温级蒸发温度和低温级冷凝温度的算术平均值，中间换热温差为10℃。第一组实验工况：低温蒸发温度为-25℃，高温冷凝温度为40℃，低温压缩机频率固定为160 Hz，高温压缩机频率从100 Hz增加至240 Hz，每10 Hz变化一次。第二组实验工况：低温蒸发温度为-25℃，高温冷凝温度为40℃，高温压缩机频率固定为160 Hz，低温压缩机频率从100 Hz增加至240 Hz，每10 Hz变化一次。

2 制冷系统㶲分析

分别用温度传感器、压力传感器、质量流量计和体积流量计测量图2所示1～10各状态点的压力、温度、制冷剂质量流量mr、冷却水体积流量Vwc、电加热量（制冷量）Q0、低温压缩机耗功WLT,comp和高温压缩机耗功WHT,comp等。根据测量值，调用Refprop 9.0物性软件得到图2所示各状态点的熵值sj与焓值hj。

其他所需参数通过下式计算得到。

制冷系统COP：

冷却水质量流量：

式中：ρ为冷却水的密度

在R410A单工质复叠制冷系统中，对于稳定流体，忽略动能㶲和势能㶲，只考虑比物理㶲，如式（3）所示：

式中：下标j表示图2中的1～10状态点，下标0表示参考环境状态，环境温度T0为15℃，环境压力为0.101 MPa。

图2 制冷系统压焓图Fig.2 Pressure enthalpy of refrigeration system

式中：下标x表示在环境温度及状态点j的压力pj下。

通过投入㶲EF,k、收益㶲EP,k、㶲损ED,k的㶲平衡关系对系统各部件进行㶲分析，如式（5）所示：

式中：下标k表示系统中第k个部件。

常规㶲分析中使用㶲效率评价系统运行性能，㶲效率ε为部件或系统的收益㶲与投入㶲的比值，如式（6）、式（7）所示：

式中：εk为部件k的㶲效率；εtol为整个系统的㶲效率；EP，tol为整个系统的收益㶲；EF，tol为整个系统的投入㶲。

根据各部件进出口状态点的㶲值计算系统各部件㶲，计算表达式如表2所列。

表2 R410A单工质复叠制冷系统各部件的㶲计算模型Tab.2 Exergy calculation model of all components of R410A single working medium overlapping refrigeration system

3 实验结果与分析

利用R410A单工质复叠制冷系统实验台，在低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃条件下，分别改变高低温级压缩机的频率，根据实验系统的运行参数，获得各部件㶲损、㶲效率以及系统总㶲损、总㶲效率随高低温级压缩机频率的变化趋势。

3.1 不同压缩机频率下的制冷量和COP分析

图3为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，低温压缩机频率为160 Hz下，系统制冷量和COP随高温压缩机频率的变化。由图可知，高温压缩机频率增大，系统制冷量增大，系统COP先增大后减小。原因是随着高温压缩机频率增大，压缩机吸气量增大，高温级蒸发压力下降，中间换热温差不变，低温级冷凝温度下降，系统单位制冷量增大，低温级制冷剂质量流量小幅度增大，故系统制冷量增大，COP增大。随着高温级压缩机频率增大到一定程度，压缩机效率降低，耗功增大，系统COP开始下降。图4为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，高温压缩机频率为160 Hz下，系统制冷量和COP随低温压缩机频率的变化。由图4可知，随着低温压缩机频率的增加，系统制冷量不断增大，COP先增大后减小。这是因为，低温级压缩机频率增大，压缩机吸气量增大，制冷剂质量流量增大，低温级冷凝温度增大，单位制冷量减小。由于制冷剂质量流量增大程度远大于单位制冷量减小程度，故系统制冷量增大，COP也增大。当低温压缩机频率增大到一定程度时，压缩机效率降低，耗功增大，COP开始下降。

图3 不同高温级压缩机频率下系统制冷量和COP曲线Fig.3 Cooling capacity and COP of the system at different compressor frequencies at different high temperatures

图4 不同低温级压缩机频率下系统制冷量和COP曲线Fig.4 Cooling capacity and COP of the system at different compressor frequencis

由图3可知，高温压缩机频率从100 Hz增加到240 Hz时，制冷量增加了2.38 kW，制冷量增长率为0.017 kW/Hz，系统COP最大值为1.72，最小值为1.62。由图4可知，当低温压缩机频率从100 Hz增加到240 Hz时，制冷量增加了4.78 kW，制冷量增长率为0.034 kW/Hz，系统COP最大值为1.86，最小值为1.6。比较可知，增大低温压缩机频率，系统制冷量增长率更大，COP变化范围更宽。低温级压缩机频率的改变对系统性能的影响更大，更具有研究意义。

3.2 不同高低温级压缩机频率下系统的㶲分析

图5为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，低温压缩机频率为160 Hz下，系统各部件㶲损随高温压缩机频率的变化。由图可知，高温压缩机频率从100 Hz增大到240 Hz时，低温蒸发器㶲损、低温压缩机㶲损及低温节流阀㶲损依次减小0.421 kW、0.282 kW、0.04 kW。其余各部件㶲损均增大，蒸发冷凝器㶲损增大0.324 kW，高温压缩机㶲损增大0.218 kW，高温节流阀㶲损增大0.159 kW，高温冷凝器㶲损增大0.154 kW。随着高温压缩机频率增大，吸气量增大，制冷剂质量流量增大，高温级蒸发温度和蒸发压力降低，压比增大，各部件㶲损均增大。随着高温压缩机频率增大，低温级制冷剂质量流量小幅度增加，低温级冷凝温度和冷凝压力降低，低温级压比降低。相对于低温级制冷剂质量流量增大，低温级压比降低对低温级各部件㶲损影响较大，故低温级各部件㶲损减小。低温蒸发器和低温压缩机一直是系统中不可逆程度最高，最为薄弱的环节。由图可知，随着高温压缩机频率增大，低温蒸发器和低温压缩机的㶲损均大幅减小，表明增大高温压缩机频率可以降低低温蒸发器和低温压缩机的不可逆程度，提高它们的运行性能。

图5 不同高温级压缩机频率下各部件㶲损曲线Fig.5 Exergic loss of all components at different compressor frequencies at high temperatures

图6为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，低温压缩机频率为160 Hz下，系统各部件㶲效率随高温压缩机频率的变化。由图可知，随着高温压缩机频率增大，高温级各部件㶲效率均呈先增大后减小趋势，其中高温压缩机㶲效率与蒸发冷凝器㶲效率变化幅度较大，高温节流阀㶲效率和高温冷凝器㶲效率变化幅度较小；低温级各部件㶲效率均增大，其中低温蒸发器和低温压缩机的㶲效率处于较低水平，但随着高温级压缩机频率增大㶲效率增幅变大。因此提高高温压缩机频率有利于降低低温压缩机与低温蒸发器的不可逆程度，提高其运行性能。

图6 不同高温级压缩机频率下各部件㶲效率曲线Fig 6 Exergic efficiency of each component at different compressor frequencies at high temperature

图7为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，高温压缩机频率为160 Hz下，系统各部件㶲损随低温压缩机频率的变化。由图可知，低温压缩机频率从100 Hz增大到240 Hz时，只有高温压缩机㶲损减小了0.307 kW，其余部件㶲损均增大，依次为低温蒸发器㶲损增大了0.676 kW，低温压缩机㶲损增大了0.605 kW，高温冷凝器㶲损增大了0.212 kW，低温节流阀㶲损增大了0.171 kW，高温节流阀㶲损增大了0.119 kW，蒸发冷凝器㶲损增大了0.08 kW。其中低温蒸发器、低温压缩机和高温压缩机的㶲损均处于较高水平，且受低温级压缩机频率的影响较大。随着低温级压缩机频率增大，低温级质量流量增大，冷凝压力升高，压比增大，低温级各部件㶲损均增大。低温级制冷量增大，高温级循环为了带走蒸发冷凝器里的热量，高温级电子膨胀阀开度变大，制冷剂质量流量增大，高温级蒸发温度和蒸发压力增大，压比减小。高温级节流阀㶲损和高温级冷凝器㶲损受制冷剂质量流量影响较大，㶲损均增大。高温级压缩机吸气量增大，吸气比容减小，且压缩比减小，综合效果导致㶲损减小。

图7 不同低温级压缩机频率下各部件㶲损曲线Fig.7 Exergic loss of all components at different compressor frequencies at low temperature

图8为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，高温压缩机频率为160 Hz下，系统各部件㶲效率随低温压缩机频率的变化。

图8 不同低温级压缩机频率下各部件㶲效率曲线Fig.8 Exergic efficiency of each component at different low temperature compressor frequencies

由图8可知，随着低温压缩机频率的增大，低温蒸发器和高温节流阀的㶲效率降低，蒸发冷凝器与低温节流阀㶲效率增大，且增大速率越来越小。低温压缩机、高温压缩机和高温冷凝器的㶲效率均先增大后减小，低温节流阀和高温冷凝器的㶲效率变化较小且始终处于较高状态。低温蒸发器和低温压缩机㶲效率较低，提升空间较大。当低温级压缩机频率高于210 Hz时，继续增大压缩机频率，对系统中各部件产生不利影响。因此为了提高㶲效率，减小㶲损失，低温级压缩机频率不宜过高。

图9为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，低温压缩机频率为160 Hz下，系统总㶲损、总㶲效率随高温压缩机频率的变化。由图可知，随着高温压缩机频率增大，系统总㶲损缓慢增大，系统总㶲效率缓慢减小至210 Hz之后，变化速率明显增大。结合图1分析可知，当压缩机频率小于210 Hz时，增大高温压缩机频率，系统制冷量和COP增大，系统总㶲损和总㶲效率变化不大。当高温压缩机频率增大到210 Hz之后继续增大时，系统总㶲损增大速率变大，总㶲效率减小速率变大，且系统制冷系数COP开始下降。

图9 不同高温压缩机频率下总㶲损和总㶲效率曲线Fig.9 Overall exergic loss and overall exergic efficiency at different high temperature compressor frequencies

图10为低温级蒸发温度为-25℃，高温级冷凝温度为40℃，高温压缩机频率为160 Hz下，系统总㶲损、总㶲效率随低温压缩机频率的变化。由图可知，随着低温压缩机频率增大，系统总㶲损，总㶲效率不断增大。当低温压缩机频率达到220 Hz之后，系统总㶲损增大速率进一步增大，系统总㶲效率随低温压缩机频率增大而缓慢增加。结合图2分析可知，在低温压缩机频率小于210 Hz时，增大低温压缩机频率有助于提高系统总㶲效率和系统制冷系数COP，当低温压缩机频率大于210 Hz时，继续提高低温压缩机频率，系统总㶲效率与系统制冷系数COP开始下降。表明在一定范围内提高高低温压缩机频率有助于提高系统的运行性能，当高低温压缩机频率增大到一定程度时，继续提高压缩机频率，不利于系统的运行。

图10 不同低温压缩机频率下总㶲损和总㶲效率曲线Fig.10 Total exergic loss and total exergic efficiency at different low temperature compressor frequencies

4 结论

通过R410A单工质复叠制冷系统实验台，研究了不同高低温压缩机频率下系统的制冷量和制冷系数COP，并对系统中各部件进行了㶲分析，得到以下结论：

（1）分别增大高低温级压缩机频率时，系统的制冷量均增大，系统制冷系数COP均呈先增大后减小的趋势；低温级压缩机频率的变化对系统性能的影响更大，更具有研究意义。

（2）分别增大高低温级压缩机频率时，低温蒸发器㶲损、低温压缩机㶲损、高温压缩机㶲损均较高，变化幅度较大，是系统的薄弱所在，应重视对这三个部件㶲损失的控制。

（3）分别增大高低温级压缩机频率，系统制冷量和COP提高，但是当压缩机频率增大到210 Hz后，继续增大压缩机频率，㶲损失增加速率变大，系统制冷系数COP开始下降，系统㶲效率也下降。为了提高系统的运行性能，高低温级压缩机频率均不宜过高。