闪发筒式经济器在磁悬浮冷水机组中的应用研究

孟庆超，丛 辉，李根源，祝建军

（青岛海信日立空调系统有限公司，山东青岛 266400）

0 引言

冷水机组是目前制冷空调行业应用广泛的一种冷源形式，近年来随着磁悬浮轴承技术的逐步成熟和应用案例的不断增多，越来越多的用户选择磁悬浮离心式冷水机组，同时越来越多的传统冷水机组厂商开始涉猎磁悬浮离心机组，并将磁悬浮离心机作为重要的产品研发方向。与普通离心式压缩机相比，磁悬浮离心式压缩机由于没有机械摩擦，压缩机功耗更小，噪声更低；磁悬浮离心式冷水机组换热器处于无油状态，换热效率更高；无油循环使得机组结构紧凑，占地面积更小，可靠性更高。基于这些优点，磁悬浮离心机组的销售量在2020年以后迎来了较快发展。

在制冷压缩循环中，经济器通常有2种形式：闪发筒式和板换式。闪发筒式经济器的主要优点是接近零的趋近温度和过热度，这样可以提升压缩机补气的质量流量，从而最大限度地提升系统的能效比。但是因为其接近零的过热度，如果控制不当就会造成中间补气带液，从而影响磁悬浮离心压缩机叶轮的稳定性，进而对磁悬浮轴承造成不利影响［1］。因此很多厂商退而求其次，采用板换式经济器。

何浩等［1］通过理论和试验测试等方法给出了板换式换热器作为磁悬浮离心机组经济器使用时，较优的目标过热度值以及对制冷性能系数COP和综合部分负荷性能系数IPLV的影响。王继鸿等［2］通过实验的方法指出配备板换式经济器后，磁悬浮离心式冷水机组系统制冷量和能效均有增加。

目前业内更加关注国标名义工况的能效情况，对于全工况下应用闪发筒式经济器在磁悬浮离心机组上的研究还比较少，但因其理论上具有最大限度提升系统能效的优势，特别是随着国家“碳达峰碳中和”战略落地以及冷水机组能效等级标准GB 19577进入修订阶段，该标准中能效指标预计将大幅提升，全工况均高效运行［3］，因此有必要对该系统进行研究。本文对闪发筒式经济器应用于磁悬浮离心式制冷系统加以研究和分析，对比分析采用闪发筒式经济器与不采用经济器性能之间的差异，以及采用经济器是否在不同的工况下始终有利于机组性能提升等。

1 系统流程和典型工况点理论分析

1.1 系统流程

采用闪发筒式经济器的磁悬浮离心式冷水机组，为两级压缩两级节流制冷循环［4］，其系统流程和理论制冷循环如图1所示。由磁悬浮压缩机排出的高温、高压制冷剂气体（4点），进入冷凝器将热量传递给水后变为液体（5点），升温后的水经过冷却塔散热或做其他用途。从冷凝器出来的高压制冷剂液体经节流阀A节流到某一压力变为气液混合物（6点）后进入闪发筒式经济器，在闪发筒式经济器中，处于上部的闪发蒸气通过辅助进气口（3点）被压缩机吸入，此回路称为辅路；蒸气的不断闪发致使闪发器下部的液体过冷，过冷后的液体（7点）再经过节流阀B节流到蒸发压力（8点）后进入蒸发器，此回路称为主路。在蒸发器内，主路的制冷剂吸收低温环境中的热量而变为低压气体通过吸气口（1点）被压缩机吸入，压缩到一定压力（2点）和辅路吸入的制冷剂（3点）在压缩机工作腔内（2'点）混合，再进一步压缩后排出压缩机外（4点），从而完成整个封闭工作循环［5］。

图1 系统流程图和理论制冷循环Fig.1 System flow chart and diagram of theoretical refrigeration cycle

定义压缩蒸气与补气口接触前的压缩过程为准一级压缩，而补气口之后到压缩机排气为准二级压缩，准一级完成从吸气压力P1到P2的压缩，其压比为：ε1=p2/ p1，准一级排气的压力P2=中间压力Pm。准一级压缩结果后，蒸气与补气口进入的制冷剂气体混合于2'，从压力P2变化为P2'，然后继续被压缩至压缩机排气压力P4［6］，其压比为：ε2=p4/ p2'，经济器内部压力Pb=P3（若忽略补气管路的阻力损失）。

压比 ε=Pk/ Po=ε1ε2，按Pm=（PkPo）1/2（其中，Pk为排气压力，Po为吸气压力），可求得一个中间压力近似值［7］，此时，ε1和ε2相等，中间压力Pm与 ε具有直接关系。显然，为实现闪发筒式经济器顺利地补气，必须使Pb＞Pm。

图1（a）中在补气管路中设置有电动开关阀，通过开/关阀的动作实现经济器补气的通和断。通过理论和试验的方法研究经济器补气阀门的开启和关闭对机组性能的影响。

1.2 典型工况点分析

机组的设计参数：蒸发温度Te=5.5 ℃，冷凝温度Tc=36.5 ℃（压比ε=2.6），冷凝器过冷度SC=2 ℃，制冷剂为R134a。为便于计算，忽略排气、吸气阻力损失以及管路和阀件的阻力损失。假设压缩机的等熵效率为0.84，一级和二级压缩机叶轮设计压比相同（ε1=ε2），质量流量为m，中间补气质量流量mj，蒸发器质量流量me。

1.2.1 经济器开启

开经济器阀门时，参照图1（b）所示的系统lgP-h，各个工况点的参数见表1。

表1 打开经济器时各工况点参数Tab.1 Parameters of each operating point when the economizer is turned on

制冷量为：

根据质量守恒定律：

对闪发经济器进行能量守恒计算：

联立式（2）（3）计算得：

功率为：

计算得P=191.05。

计算得到制冷性能系数为：

1.2.2 经济器关闭

经济器阀门关闭时，机组的理论制冷循环见图2，假定蒸发温度、冷凝温度、过冷度、总质量流量保持不变，等熵效率为0.84。图2所示的各个工况点的参数见表2。

表2 关闭经济器的工况点参数Tab.2 Parameters of each operating point when the economizer is turned off

图2 理论制冷循环（经济器关闭）Fig.2 Schematic diagram of theoretical refrigeration cycle（economizer off）

制冷量为：

功率为：

计算得到制冷性能系数为：

基于式（1）（4）（6）计算，补气时的制冷量Q比不补气时的制冷量Q'提升13%，补气时的制冷性能系数较不补气时的提升10%。

因此，基于理论假设和计算，使用闪发筒经济器补气的形式较不补气时性能改善非常显著。

以上的理论分析，基于若干假设，实际上离心机补气对于性能的影响较难通过计算准确获得，往往需根据试验测试的方法进一步校核。

2 测试和结果分析

2.1 测试准备和测试方法

按照如图1（a）所示的流程准备水冷式磁悬浮变频离心机组1台样机，名义制冷量为450USRt。压缩机为双级压缩，制冷剂采用R134a，蒸发器为满液式，冷凝器为壳管式，经济器采用闪发筒式，在补气管路中设置有电动阀门可以起到关闭和打开补气通路的作用。按照GB/T 10870—2014的方法测试，通过液体载冷剂法测试机组不同工况条件下制冷量、制冷消耗功率和COP，并于压缩机吸、排气口设置压力传感器，监测压比。

根据GB/T 18430.1—2007规定，该机组名义工况冷水出水温度为7 ℃，冷却水进水温度为30 ℃，冷水流量为272 m3/h，冷却水流量为340 m3/h。同时，标准规定机组变工况冷水温度范围为5～15 ℃，冷却水温度范围19～33 ℃。

制定以下的测试方案：

（1）测试名义工况下机组的性能参数；

（2）恒定冷水出水温度为7 ℃，冷却进水在14～30 ℃范围内变动，使机组压比发生变化，分别测试开启和关闭补气阀的相关数据（保持同一个压缩机频率和IGV开度）；

（3）恒定冷水出水温度为15 ℃，冷却进水在22～32 ℃范围内变动，使机组压比发生变化，分别测试开启和关闭补气阀的相关数据（保持同一个压缩机频率和IGV开度）；

（4）测试大压比工况（冷水出水5 ℃，冷却水进水35 ℃），压比≈3.1的性能数据。

以上测试均保持名义工况水流量。

2.2 测试结果和分析

2.2.1 测试结果

测试机组在名义工况下开启和关闭补气阀的性能数据见表3。从表3可以发现，在名义工况下开启补气阀比关闭补气阀实测制冷量提升3.8%，COP提升4.8%，与上文中理论计算趋势相同，但数值差异较大。

表3 名义工况下开启/关闭经济器的实测数据Tab.3 Measured data with the economizer turned on/off under nominal working condition

根据测试步骤（2）（3）的测试数据拟合得到如图3～5所示性能曲线。根据步骤（4），测得数据见表4。制冷量比例定义为实测制冷量与名义制冷量之比。

表4 大压比工况下开启/关闭经济器的实测数据Tab.4 Measured data with the economizer turned on/off under high pressure ratio

图3 冷水7 ℃出水，开/关补气阀对制冷量和COP的影响Fig.3 Effect of opening/closing economizer valve on cooling capacity and COP of magnetic centrifugal chiller at 7 ℃leaving chilled water

图4 冷水15 ℃出水，不同冷却水温，开/关补气阀对制冷量的影响Fig.4 Effect of different cooling water temperature and opening/closing economizer valve on cooling capacity at 15 ℃ leaving chilled water

图5 冷水7 ℃出水，变冷却水温，开/关补气阀对制冷量的影响Fig.5 Effect of variable cooling water temperature and opening/closing economizer valve on cooling capacity at 7 ℃ leaving chilled water

图6 磁悬浮离心机内部结构示意Fig.6 Internal structure diagram of magnetic centrifuge

2.2.2 测试结果初步分析

（1）冷水7 ℃出水，随着压比从1.5升高至2.4，开补气阀与关补气阀对COP和制冷量的影响明显。压比≤1.9时，关补气阀对制冷量和COP有利（关补气阀较开补气阀，制冷量和COP均有所提高）；压比＞1.9时，开补气阀对制冷量和COP有利（开补气阀较关补气阀，制冷量和COP均有所提高）。

（2）GB/T 18430.1—2007规定冷水机组名义制冷工况（冷水7 ℃出水，冷却水30 ℃进水）下，压比一般为2.5～2.6，在此工况下，开启补气阀COP和制冷量更高，影响制冷量约4%，COP约5%。

（3）冷水15 ℃出水，冷却水温度为22～32 ℃，随着冷却水温度升高，制冷量逐步下降；同样水温，关补气阀相比开补气阀会增加约10%的制冷量，即在小压比情况下，关补气阀效果明显。

（4）冷水7 ℃出水，冷却水温度为14～30 ℃，冷却水温度≤22 ℃时，关补气阀对制冷量有利；冷却水温度＞22 ℃时，开补气阀对制冷量有利。

（5）冷水5 ℃出水，大压比（3.1）情况下，开补气阀较关补气阀对于机组性能更有利，开补气阀时制冷量提升约4%，COP提升约4%。

实测分析表明，开/关补气阀对磁悬浮离心式冷水机组的制冷量和COP影响显著，不同压比，影响的趋势也不同。

试验测试结果对比理论计算制冷量，虽然打开补气阀对制冷量提升明显，但与理论值13%，仍存在较大差距。其原因包括以下几个方面。

（1）实际机组的补气管路阻力损失，造成补气量减少，但是经济器出口距离压机补气入口路程较近（约2 m），且中间只有1个开关阀门，改善阻力的空间有限。

（2）机组压缩机的实际中间压力Pm与闪发式经济器补气压力Pb之间差值较小，不能完全符合理论值，即经济器内部补气压力Pb与磁悬浮压缩机两级叶轮的中间压力Pm之间存在差异，这应当是更重要的原因。因此，当确定机组系统的压比后，准一级压缩的压比ε1和准二级压缩的压比ε2之间一般符合ε1＜ ε2，优化两级压比ε1和ε2可以提升补气量，即确定最佳中间压力［8-13］。

（3）补气量较少，与补气管路的直径相关，尽可能增加管路的通路直径。

（4）理论计算忽略了管路的损失以及压缩机本身的容积效率等。

此外，一般压缩机设计时重点考虑的是名义工况条件，而对于其他工况更多的是参考。经过进一步测试，在低压比时，经济器补气压力Pb≤压缩机中间压力Pm（见表5），因此补气作用不明显；而在压比较高时，经济器补气压力Pb＞压缩机中间压力Pm，增加了1级叶轮和2级叶轮的制冷剂流量，使得压比进一步增大。

表5 小压比和设计压比下开启/关闭经济器的实测数据Tab.7 Measured data with the economizer turned on/off under low pressure ratio and design pressure ratio

部分学者对于闪蒸筒式经济器应用于磁悬浮离心机系统表示担忧，主要是担忧闪蒸筒至压缩机中间补气吸气带液，影响磁悬浮离心机组的可靠性。经过测试观察并监测排气过热度，闪蒸筒的设计以及控制补气阀的动作适宜，可以较好地避免中间补气带液。

3 结论

（1）在名义工况压比2.6下，双级压缩磁悬浮离心机组开启闪发筒式经济器相较不开启经济器，性能提升显著，实测COP约提升4.8%，大压比情况下，性能提升与名义工况提升幅度接近。

（2）经过实测，闪发筒式经济器的作用与系统压比大小相关，压比≤1.9时，关补气阀有利于性能提升；压比＞1.9时，开补气阀利于性能提升。据此为始终保持机组高效运行，可在系统中增加电动阀门，并在机组控制逻辑中根据压比的变化，自动调节补气电动阀门的开和关，不宜采用手动阀门或者电动阀门一直开或一直关。

（3）理论计算补气时的性能要优于实测补气性能，原因之一是补气管路的口径偏小，当压差一定时，管路口径小会影响补气量，因此可适当加大管径；另一个重要原因是准一级压缩的压比ε1与准二级压缩的压比ε2之间分配有进一步提升的空间，且需考虑全工况的情况，一般可通过优化气动设计来实现。

（4）结合国家政策以及制冷行动方案中对空调产品能效提升的需求，为进一步使实测与理论计算接近，采用闪蒸筒式经济器的磁悬浮离心机仍有进一步研究的空间。