地鐵車輛單元式空調(diào)機(jī)組回?zé)嵫h(huán)分析

高 洋

上海軌道交通設(shè)備發(fā)展有限公司

0 引言

隨著社會(huì)的發(fā)展，軌道交通在城市發(fā)展、出行便捷及大城市減緩交通擁堵中發(fā)揮越來越重要的作用。隨著大城市地鐵的普及，地鐵的能耗也逐漸被關(guān)注。地鐵除了牽引的能耗，作為第二大能耗的空調(diào)系統(tǒng)（約占總能耗的30%）在夏季尤為突出。對地鐵列車單元式空調(diào)機(jī)組的節(jié)能降耗越來越被重視，然而由于地鐵空調(diào)系統(tǒng)控制的非線性和復(fù)雜性，給空調(diào)系統(tǒng)的控制帶來了挑戰(zhàn)?；?zé)嵫h(huán)是利用蒸發(fā)器出口低溫的蒸汽來過冷冷凝器出口的高壓制冷液體，從而提高制冷液體節(jié)流前的過冷度，降低節(jié)流后的含氣率，增加蒸發(fā)器的制冷量。同時(shí)提高了壓縮機(jī)入口制冷蒸汽的溫度，大幅降低“帶液”風(fēng)險(xiǎn)。

變頻空調(diào)以其更加節(jié)能和舒適的長處已在軌道交通上普及起來，但是回?zé)嵫h(huán)還沒有得到成熟應(yīng)用，其節(jié)能與否與使用的狀況有很大關(guān)系?；?zé)嵫h(huán)在提高壓縮機(jī)入口溫度，解決入口帶液問題的同時(shí)，會(huì)使壓縮機(jī)出口溫度過高，對壓縮機(jī)的安全運(yùn)行造成威脅。因此，應(yīng)用回?zé)嵫h(huán)進(jìn)一步提高能效，需全面分析回?zé)嵫h(huán)的運(yùn)行調(diào)節(jié)規(guī)律和在配合變頻控制的情況下的綜合特性?，F(xiàn)以上海地鐵某線成熟的單元式空調(diào)機(jī)組的設(shè)計(jì)工況為參考，比較分析回?zé)嵫h(huán)下對空調(diào)機(jī)組制冷量、蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱狀況等影響。選取壓縮機(jī)功率、壓縮機(jī)入口壓力、壓縮機(jī)出口壓力、回?zé)崃克膫€(gè)數(shù)據(jù)來模擬單元式空調(diào)機(jī)組制冷循環(huán)的回?zé)嵫h(huán)，以制冷量、壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度、制冷劑質(zhì)量流量和體積流量、回?zé)崞鞯臏夭詈妥钚鳠釡夭?、冷凝器和蒸發(fā)器的最小傳熱溫差等九個(gè)參數(shù)為輸出變量，綜合表征單元式空調(diào)機(jī)組的回?zé)嵫h(huán)的綜合性能指標(biāo)，在考慮制冷量的同時(shí),還需分析當(dāng)前冷凝器，蒸發(fā)器和回?zé)崞鞯膫鳠釥顩r是否惡化，回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差（表征回?zé)崞鞯拇笮?，為回?zé)崞鞯脑O(shè)計(jì)提供參考），發(fā)展趨勢以及工況的穩(wěn)定性和適用性。

1 問題描述和分析方法

上海地鐵某線單元式空調(diào)機(jī)組選用R407C作制冷劑，蒸發(fā)器和冷凝器為銅管鋁翅片換熱器，電子膨脹閥，壓縮機(jī)選用變頻渦旋壓縮機(jī)。

制冷循環(huán)的系統(tǒng)原理如圖1所示,單元式空調(diào)機(jī)組的主要設(shè)計(jì)參數(shù)見表1。

圖1 制冷回?zé)嵫h(huán)的系統(tǒng)原理圖

表1 變頻單冷頂置一體式機(jī)制冷循環(huán)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

多工況分析的基準(zhǔn)分析參數(shù)：

（1）制冷壓縮機(jī)等熵壓縮效率：60%；功率：15kW；入口壓力：710kPa；出口壓力：2 400kPa；

（2）冷凝器流動(dòng)阻力：20kPa；對數(shù)平均溫差：17℃；

（3）蒸發(fā)器流動(dòng)阻力：18kPa；對數(shù)平均溫差：9℃；

（4）室外空氣溫度35℃、流量18 000Nm3/h，室內(nèi)空氣入口溫度29．4℃、流量5 000Nm3/h。忽略管道阻力損失和散熱損失，獲得制冷量為48kW。

2 單元式空調(diào)機(jī)組的回?zé)嵫h(huán)分析

2.1 壓縮機(jī)入口壓力的影響

壓縮機(jī)入口壓力決定制冷循環(huán)的低壓側(cè)壓力的大小，即蒸發(fā)器蒸發(fā)溫度的大小，可通過減小節(jié)流閥開度以實(shí)現(xiàn)對壓縮機(jī)入口壓力的調(diào)節(jié)。

從圖2可知，空調(diào)機(jī)組的制冷量和冷凝器、蒸發(fā)器的最小傳熱溫差（對數(shù)平均溫差保持不變分別為17℃、9℃）隨著入口壓力在不同回?zé)崞鲹Q熱量的變化規(guī)律。制冷量隨著入口壓力先緩慢上升，然后過渡到快速下降，較大入口壓力下的下降的斜率（-0．464kW/kPa）約為較小入口壓力下的上升的斜率（0．05kW/kPa）的9倍。回?zé)崃繛?kW，即非回?zé)嵫h(huán)時(shí)，入口壓力為710kPa取得最大制冷量為48kW；隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW，最大的制冷量也不斷增加，對應(yīng)點(diǎn)的入口壓力也隨之增加?；?zé)崃繛?．5kW、入口壓力725kPa時(shí)，最大制冷量為49．7kW。同時(shí)，隨著回?zé)崃康脑黾?，最小入口壓力迅速增大，在最大制冷量處取得的入口壓力為最小入口壓力?/p>

冷凝器的最小溫差隨入口壓力的增加，初始階段，基本不增加，然后迅速增加，最后趨于15℃左右維持不變?；?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，整體曲線朝入口壓力增大的方向平移，最小入口壓力處的最小溫差下降，但不小于2℃，最小入口壓力下的最小溫差的最小值處取得最大制冷量。蒸發(fā)器的最小溫差變化規(guī)律在初始階段基本不增加，然后迅速增加到6．5℃左右維持不變?；?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，整體曲線向入口壓力增大的方向微弱平移，最小入口壓力下的最小溫差的最大值處取得最大制冷量。

圖3顯示回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差、最小溫差和壓縮機(jī)出入口溫度隨入口壓力和回?zé)崃康淖兓厔?。回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差和最小溫差隨著入口壓力的增加先緩慢增加，然后迅速增加，最后趨于40℃，隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW,回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差與最小溫差的差值由0℃增加到3℃（入口壓力725kPa處）。壓縮機(jī)的入口溫度隨著入口壓力先基本不下降，然后迅速下降至帶液工況溫度維持不變。并隨著回?zé)崃康脑黾樱畲笕肟跍囟?，起始下降的入口壓力和溫度下降的幅度都逐漸增大，最小入口溫度維持不變。壓縮機(jī)的出口溫度隨著入口壓力先緩慢下降，然后迅速下降，最后趨于一定的下降斜率不變。并隨著回?zé)崃康脑黾樱畲蟪隹跍囟?，起始下降的入口壓力和溫度下降的幅度都逐漸增大，最后下降的斜率基本不變。回?zé)崃孔畲髸r(shí)取得最大制冷量，對應(yīng)壓縮機(jī)出入口溫度（108．8℃，35．6℃），沒有回?zé)嵫h(huán)時(shí)對應(yīng)的壓縮機(jī)出入口溫度（98．9℃,25．4℃）增加了10℃左右。

圖2 制冷量和最小溫差隨入口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

圖3 回?zé)崞鳒夭詈蛪嚎s機(jī)出入口溫度隨入口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

圖4 為質(zhì)量流量和體積流量隨壓縮機(jī)的入口壓力和回?zé)崞骰責(zé)崃康淖兓?guī)律。質(zhì)量流量隨著入口壓力的增加先以1．6kg/(h＊kPa)平緩增加，然后迅速上升過渡到以7．5kg/(h＊kPa)的斜率增加；同時(shí)隨著回?zé)崃康脑黾?，質(zhì)量流量不斷下降（725kPa處由1 174kg/h下降到992kg/h）。體積流量隨著入口壓力的增加先以-0．006m3/(h＊kPa)下降，然后迅速上升過渡到以0．018m3/(h＊kPa)的斜率增加?；?zé)崃繛?kW時(shí)取得最大制冷量對應(yīng)的體積流量為最小值（36．53 m3/h）?；?zé)崃繛?．5kW時(shí)的最大制冷量對應(yīng)的體積流量也為最小值（36．29m3/h）。取得最大制冷量的體積流量為最小值，卻隨著回?zé)崃康脑黾佣鴾p小，質(zhì)量流量也減小。

圖4 質(zhì)量流量和體積流量隨入口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

2.2 壓縮機(jī)出口壓力的影響

壓縮機(jī)出口壓力決定制冷循環(huán)的高壓側(cè)壓力的大小，即冷凝器冷凝溫度的大小是壓縮機(jī)一項(xiàng)重要技術(shù)指標(biāo)。壓縮機(jī)出口壓力越高，對應(yīng)的冷凝溫度越高，則冷凝傳熱溫差越大。如果冷凝壓力太低則可能造成冷凝器無法向空氣排放熱量，從而不能形成制冷循環(huán)。

由圖5可知，空調(diào)機(jī)組的制冷量和冷凝器、蒸發(fā)器的最小傳熱溫差隨著出口壓力在不同回?zé)崞鲹Q熱量下的變化規(guī)律。制冷量隨著出口壓力先迅速上升，然后過渡到緩慢下降，較小出口壓力下的上升的斜率（0．091kW/kPa）約為較大出口壓力的下降的斜率（-0．011kW/kPa）的8倍?；?zé)崃繛?kW，即非回?zé)嵫h(huán)時(shí)，出口壓力為2 400kPa取得最大制冷量為48kW；隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW，最大的制冷量先增加后下降，在回?zé)崃繛?kW時(shí)取得最大值49．2kW，對應(yīng)點(diǎn)的出口壓力下降為2 350kPa。此外，隨著回?zé)崃康脑黾?，最大出口壓力迅速減小，在最大制冷量處取得的出口壓力為最大出口壓力。

冷凝器的最小溫差隨著出口壓力的增加，先平緩增加，然后迅速下降，最后趨于0℃左右維持不變?；?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，整體曲線向下減小。蒸發(fā)器的最小溫差變化規(guī)律是先緩慢增加，達(dá)到一個(gè)峰值后就緩慢下降趨于0，最大峰值不高于4℃?；?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，整體曲線向出口壓力減小的方向微弱平移，最小溫差的峰值對應(yīng)的出口壓力減小，并在峰值處取得最大制冷量。

圖5 制冷量和最小溫差隨出口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

圖6 顯示了回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差、最小溫差和壓縮機(jī)出入口溫度隨出口壓力和回?zé)崃康淖兓厔?。回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差和最小溫差隨出口壓力的增加先是緩慢增加，然后迅速下降，最后趨于0℃。隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW,回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差與最小溫差都不斷的減小，最大的出口壓力（對應(yīng)著最小的溫差）也隨之減小。壓縮機(jī)的入口溫度隨著出口壓力先基本不變，呈現(xiàn)微弱的下降后回升到原來值不變。并隨著回?zé)崃康脑黾樱肟跍囟纫仓饾u增大。壓縮機(jī)的出口溫度隨著出口壓力增加而不斷增加，并隨著回?zé)崃康脑黾樱隹跍囟纫仓饾u增大。

圖6 回?zé)崞鳒夭詈蛪嚎s機(jī)出入口溫度隨出口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

圖7 為質(zhì)量流量和體積流量隨壓縮機(jī)的出口壓力和回?zé)崞骰責(zé)崃康淖兓?guī)律。質(zhì)量流量隨著出口壓力的增加基本以約-0．37kg/(h＊kPa)的斜率下降；同時(shí)隨著回?zé)崃康脑黾?，質(zhì)量流量以約-20kg/(h＊kW)的斜率不斷下降。體積流量基本不受回?zé)崃康挠绊?，只隨著出口壓力的增加以-0．013m3/(h＊kPa)下降。

圖7 質(zhì)量流量和體積流量隨出口壓力和回?zé)崃康淖兓?/p>

2.3 壓縮機(jī)功率的影響

壓縮機(jī)是整個(gè)制冷循環(huán)中的動(dòng)力源，壓縮機(jī)功率的大小基本決定了所能獲得的制冷量，是制冷循環(huán)中的一個(gè)具有決定意義的重要參數(shù)。

圖8顯示了制冷量和冷凝器、蒸發(fā)器的最小傳熱溫差隨壓縮機(jī)功率在不同回?zé)崃肯碌淖兓?guī)律。制冷量隨著功率先上升，然后再下降，較小功率下的上升斜率（3．1）約為較大出口壓力下的下降斜率（-1．1kW/kPa）的3倍?；?zé)崃繛?kW，即非回?zé)嵫h(huán)時(shí)，功率17kW取得最大制冷量為50．1kW；隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW，最大的制冷量也隨之增加，在回?zé)崃繛?．5kW時(shí)取得最大值54．5kW。另外，隨著回?zé)崃康脑黾?，功率?7kW時(shí)，制冷量以0．8的斜率增加。

冷凝器的最小溫差隨著功率的增加，先平緩增加，然后迅速上升，最后平緩增加至15℃左右?；?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，功率小于17kW時(shí)，曲線向下不斷減小。蒸發(fā)器的最小溫差變化規(guī)律是先緩慢增加，然后迅速上升，最后趨于6℃左右維持不變。回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW時(shí)，功率小于17kW時(shí)，蒸發(fā)器的最小溫差減小，功率大于17kW時(shí)，蒸發(fā)器的最小溫差維持6℃左右不變。

圖8 制冷量和最小溫差隨壓縮機(jī)功率和回?zé)崃康淖兓?/p>

圖9 給出了回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差、最小溫差和壓縮機(jī)出入口溫度隨功率和回?zé)崃康淖兓厔?。回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差和最小溫差隨著功率的增加先是緩慢增加，然后迅速上升，最后平緩增加至40℃左右；隨著回?zé)崃繌?kW增加到5．5kW,回?zé)崞鞯膶?shù)平均溫差與最小溫差都不斷地減小，兩者的差值在功率17kW處從0℃增加到3℃左右。壓縮機(jī)的入口溫度隨功率先緩慢下降，然后迅速地下降到13℃左右維持不變，并隨著回?zé)崃康脑黾樱肟跍囟戎饾u增大。壓縮機(jī)的出口溫度隨著功率的增加先緩慢下降，然后迅速地下降趨于75℃左右，并且隨著回?zé)崃康脑黾?，出口溫度也逐漸增大。

圖9 回?zé)崞鳒夭詈蛪嚎s機(jī)出入口溫度隨壓縮機(jī)功率的變化

圖10 所示，質(zhì)量流量和體積流量隨壓縮機(jī)的功率和回?zé)崞骰責(zé)崃康淖兓?guī)律。質(zhì)量流量隨著功率的增加以71kg/(h＊kW)的斜率增加，功率大于15kW后，以109 kg/(h＊kW)的斜率增加；同時(shí)隨著回?zé)崃康脑黾樱|(zhì)量流量在壓縮機(jī)的功率17kW處以-26kg/(h＊kW)的斜率不斷下降。體積流量基本不受回?zé)崃康挠绊懀浑S著壓縮機(jī)的功率的增加以2．5m3/(h＊kW)增加。

圖10 質(zhì)量流量和體積流量隨壓縮機(jī)功率的變化

3 結(jié)論

通過以上地鐵車輛單元式空調(diào)機(jī)組的三個(gè)主要參數(shù)（壓縮機(jī)入口壓力、出口壓力和功率）的回?zé)嵫h(huán)分析可知：

在實(shí)際應(yīng)用中，為了更好地在地鐵車輛單元式空調(diào)機(jī)組應(yīng)用回?zé)嵫h(huán)來提升制冷效率，達(dá)到節(jié)能減排目標(biāo)，還需考慮室外溫濕度、室內(nèi)設(shè)計(jì)溫度等條件對單元式空調(diào)機(jī)組回?zé)嵫h(huán)的影響。

1)回?zé)嵫h(huán)使單元式空調(diào)機(jī)組的入口壓力增加，出口壓力減小，降低了最佳壓比，制冷量增加4%，改善了蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱工況，但最大回?zé)崃渴艿绞彝鉁囟群褪覂?nèi)溫度的限制。

2)回?zé)嵫h(huán)使壓縮機(jī)的出入口溫度僅增加10℃左右。入口壓力調(diào)整時(shí)，回?zé)崃繒?huì)降低制冷劑的質(zhì)量流量和體積流量，卻在最小體積流量處獲得最大制冷量；出口壓力調(diào)整時(shí)，回?zé)崃坎挥绊戵w積流量，會(huì)降低質(zhì)量流量。

3)壓縮機(jī)功率調(diào)整時(shí)，制冷量有極值點(diǎn)，功率過大不僅能效下降，制冷量也下降，設(shè)計(jì)應(yīng)避免此種情形發(fā)生。功率增大時(shí)，冷凝器和蒸發(fā)器傳熱強(qiáng)化，壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度下降，進(jìn)口出現(xiàn)“帶液”，回?zé)嵫h(huán)僅會(huì)使冷凝器傳熱惡化，對蒸發(fā)器基本無影響，壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度上升，無“帶液”危險(xiǎn)。另外，體積流量不隨回?zé)崃康淖兓兓?，質(zhì)量流量有輕微下降。

在實(shí)際應(yīng)用中，為了全面分析地鐵車輛單元式空調(diào)機(jī)組可以對室外溫度和濕度、室內(nèi)設(shè)計(jì)溫度等條件進(jìn)行詳細(xì)的回?zé)嵫h(huán)隨著環(huán)境以及負(fù)荷變化的控制和調(diào)節(jié)規(guī)律。