上海地鐵車輛空調(diào)機(jī)組的變工況分析

高 洋

上海地鐵車輛空調(diào)機(jī)組的變工況分析

高 洋

（上海軌道交通設(shè)備發(fā)展有限公司 上海 200245）

分析了室內(nèi)外環(huán)境變化對(duì)上海地鐵某線空調(diào)機(jī)組的制冷性能的影響，結(jié)果顯示室內(nèi)溫、濕度較大時(shí)對(duì)制冷量幾乎沒影響，冷凝器和蒸發(fā)器的傳熱惡化；室內(nèi)溫度小于30℃，濕度小于65%時(shí)，才正相關(guān)于制冷量。制冷量隨著室外溫度的增加而不斷減小，變化過程分為兩段下降，溫度較低時(shí)制冷量隨室外溫度下降斜率約為溫度較高時(shí)的1/5。增加冷凝器或蒸發(fā)器的面積對(duì)制冷量的增加只在換熱面積較小時(shí)有效，要防止換熱面積過小致使制冷量損失過大。

空調(diào)機(jī)組；室內(nèi)溫、濕度；室外溫度；對(duì)數(shù)平均溫差；最小傳熱溫差

0 引言

由于地鐵車輛空調(diào)機(jī)組的運(yùn)行環(huán)境的復(fù)雜多變性，給車輛空調(diào)系統(tǒng)的控制帶來了巨大的挑戰(zhàn)。目前列車空調(diào)機(jī)組主要是在設(shè)計(jì)工況下進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試滿足性能指標(biāo)。然而在非設(shè)計(jì)工況下的性能很難去分析驗(yàn)證，主要靠經(jīng)驗(yàn)或者PID自動(dòng)控制等，對(duì)于整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)的調(diào)節(jié)機(jī)理認(rèn)識(shí)還比較模糊。

本文以上海地鐵某線成熟的空調(diào)機(jī)組的設(shè)計(jì)工況為參考點(diǎn)來分析。選取室內(nèi)空氣溫度、室內(nèi)空氣濕度、室外冷凝空氣溫度、冷凝器對(duì)數(shù)平均溫差、蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差五個(gè)代表的參數(shù)來模擬空調(diào)機(jī)組制冷循環(huán)的變工況，以制冷量、壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度、制冷劑摩爾流量、冷凝器和蒸發(fā)器的最小傳熱溫差六個(gè)參數(shù)為輸出變量，來綜合表征空調(diào)機(jī)組的制冷循環(huán)的綜合性能指標(biāo)，在考慮制冷量大小的同時(shí)還要分析當(dāng)前冷凝器和蒸發(fā)器的傳熱狀況是否惡化（對(duì)數(shù)平均溫差一定的情況下，最小傳熱溫差能大致反映傳熱工況惡化程度），是否壓縮機(jī)處于帶液工況，發(fā)展趨勢以及工況的穩(wěn)定性和適用性。對(duì)設(shè)計(jì)和指定地鐵車輛空調(diào)系統(tǒng)的控制策略提供很好的借鑒。

1 問題描述和分析

1.1 問題描述

上海地鐵某線空調(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)選用渦旋壓縮機(jī)。制冷循環(huán)的系統(tǒng)原理圖如圖1所示，表1為空調(diào)機(jī)組的主要設(shè)計(jì)指標(biāo)。

表1 制冷循環(huán)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

圖1 制冷循環(huán)的系統(tǒng)原理圖

1.2 模型參數(shù)的確定

依照空調(diào)機(jī)組的計(jì)算書確定以上制冷循環(huán)的理論分析模型的參數(shù)為：

（1）制冷壓縮機(jī)模型：功率為15kW，等熵壓縮效率為60%，進(jìn)、出口壓力分別為729kPa和2352kPa。進(jìn)出口溫度隨著制冷劑流量的變化而變化；

（2）冷凝器模型：冷凝器為對(duì)數(shù)平均溫差為17℃，制冷劑的流動(dòng)阻力為20kPa的換熱器，室外空氣側(cè)溫度35℃，相對(duì)濕度70%，流量18000Nm3/h，忽略空氣側(cè)阻力的影響；

（3）蒸發(fā)器模型：蒸發(fā)器為對(duì)數(shù)平均溫差為9℃，制冷劑的流動(dòng)阻力為18kPa，室內(nèi)空氣入口溫度29.54℃，相對(duì)濕度70%，流量5000Nm3/h，忽略空氣側(cè)阻力的影響；

（4）節(jié)流閥模型：就是一個(gè)等焓過程，已知入口溫度和進(jìn)出口壓力，可以得出口溫度和氣液分率。

1.3 分析過程

先假設(shè)壓縮機(jī)入口溫度為某一個(gè)值（取15℃），根據(jù)壓縮機(jī)模型，可以求出出口溫度和制冷劑流量，這樣代入冷凝器模型中可以求出空氣出口溫度和制冷劑出口溫度，這樣依次可以求出蒸發(fā)器的制冷劑入口溫度和氣液分率，室內(nèi)空氣出口溫度和冷凝水流量，和制冷劑出口溫度，代替先前的假設(shè)溫度重新計(jì)算直至假設(shè)溫度和計(jì)算出的溫度一致，計(jì)算結(jié)束，得到了整個(gè)制冷循環(huán)各個(gè)部件的進(jìn)出口參數(shù)。

2 空調(diào)機(jī)組的變工況分析

2.1 室外冷凝空氣溫度的影響

圖2 室外溫度對(duì)制冷量和進(jìn)出口溫度的影響

圖2反映了隨著室外冷凝入口溫度的變化對(duì)制冷量、壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度的影響。隨著室外溫度的上升制冷量先是緩慢下降，然后過渡到五倍多的下降斜率，室外溫度小于35℃時(shí)，下降的斜率為-0.7kW/℃，室外溫度大于38℃時(shí)，下降的斜率為-3.6kW/℃。壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度基本隨著室外溫度的上升而上升，然后趨于穩(wěn)定值，再微弱下降，在較低室外溫度時(shí)，壓縮機(jī)入口會(huì)帶液，維持溫度不變，室外溫度大于46℃時(shí)，壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度有微弱下降的趨勢。

圖3 室外溫度對(duì)制冷劑流量和最小傳熱溫差的影響

圖3給出了制冷劑摩爾流量隨室外溫度的變化規(guī)律，隨著室外溫度的增加，制冷劑摩爾流量先勻速下降（斜率為-7.2Nm3/h/℃），然后趨于穩(wěn)定值260Nm3/h。冷凝器的最小傳熱溫差隨著室外溫度的上升先上升，然后從35℃時(shí)開始進(jìn)入跳躍式上升到最大值13.9℃，此時(shí)室外溫度為40℃，然后再以-0.5℃/℃的斜率下降。蒸發(fā)器的最小傳熱溫差在室外溫度較小時(shí)微弱上升達(dá)最大6.8℃（室外溫度小于36℃，上升斜率約0.08），然后跳躍式下降到最低值2℃（室外溫度43℃），維持一段后緩慢回升。

2.2 室內(nèi)空氣溫度的影響

圖4、5給出了蒸發(fā)入口溫度對(duì)整個(gè)制冷循環(huán)的影響，隨著蒸發(fā)入口溫度從25℃增加至35℃，制冷負(fù)荷先勻速增加，增加的斜率為2.4kW/℃，到參照工況點(diǎn)29.54℃時(shí)趨于不變。壓縮機(jī)進(jìn)口溫度的變化趨勢是蒸發(fā)入口溫度小于29℃時(shí)，先基本不變（壓縮機(jī)入口處于帶液狀態(tài)），然后快速上升，斜率6.7，大于30℃時(shí)變?yōu)橐?.5的斜率緩慢上升；壓縮機(jī)的出口溫度的變化趨勢是蒸發(fā)入口溫度小于27℃時(shí)，先基本不變（或者上升十分微弱），然后快速上升，斜率14.5，蒸發(fā)入口溫度大于31℃變?yōu)橐?.5的斜率緩慢上升。

制冷劑摩爾流量隨著蒸發(fā)入口溫度的增加先是以-35Nm3/h/℃的斜率勻速下降，然后趨于微弱的下降（斜率約1.7Nm3/h/℃）；冷凝最小傳熱溫差在蒸發(fā)入口溫度小于27℃時(shí)，先以-0.9的斜率下降；然后轉(zhuǎn)入-3的斜率加速下降，再以-0.1的斜率緩慢下降；蒸發(fā)器最小傳熱溫差在蒸發(fā)入口溫度小于30℃時(shí)，基本維持在6.6℃最大值不變，然后以-2.3的斜率加速下降，最后以-0.2的斜率下降到零。

圖4 室內(nèi)溫度對(duì)制冷量和進(jìn)出口溫度的影響

圖5 室內(nèi)溫度對(duì)制冷劑流量和最小傳熱溫差的影響

2.3 室內(nèi)空氣濕度的影響

室內(nèi)空氣濕度反應(yīng)了室內(nèi)潛熱負(fù)荷的大小，在溫度和流量不變的情況下，空氣濕度越大，含濕量也越大，出口冷凝水就越多。

圖6 室內(nèi)濕度對(duì)制冷量和進(jìn)出口溫度的影響

從圖6可以得知，隨著室內(nèi)空氣濕度的增加，壓縮機(jī)進(jìn)出口溫度以及制冷量的變化規(guī)律。室內(nèi)空氣濕度小于70%時(shí)，壓縮機(jī)入口溫度隨著室內(nèi)空氣濕度的增加先增加，然后趨于29℃維持不變。這主要是受室內(nèi)空氣入口溫度29.5℃的傳熱限制。出口溫度也是先增加，然后趨于104℃不變。制冷量（即蒸發(fā)負(fù)荷）的變化趨勢也是先增加，在室內(nèi)空氣濕度達(dá)到70%時(shí)，制冷量達(dá)到48.6kW，然后趨于48.7kW維持不變。

圖7 室內(nèi)濕度對(duì)制冷劑流量和最小傳熱溫差的影響

圖7顯示了冷凝器和蒸發(fā)器的最小傳熱溫差、制冷劑的摩爾流量隨室內(nèi)空氣濕度的變化趨勢。除了蒸發(fā)器的最小傳熱溫差先小幅上漲，都是迅速下降然后趨于某一固定值。蒸發(fā)器最小傳熱溫差趨于0℃，冷凝器最小傳熱溫差趨于2℃，制冷劑摩爾流量趨于259Nm3/h。

2.4 冷凝器對(duì)數(shù)平均溫差的影響

對(duì)數(shù)平均溫差反應(yīng)了換熱器換熱面積的大小，在一定的換熱量的情況下，對(duì)數(shù)平均溫差越大，需要的換熱面積也越大，換熱器的體積和重量就越大。選擇合理的對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)整個(gè)制冷循環(huán)運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性有重要影響。參照設(shè)計(jì)工況點(diǎn)可知，整個(gè)單元式制冷機(jī)組中冷凝器的換熱量為59kW，重量約49kg，對(duì)數(shù)平均溫差17℃，而蒸發(fā)器換熱量約為46kW，重量23kg，對(duì)數(shù)平均溫差為9℃。單純的從傳熱學(xué)角度分析，冷凝器傳熱的緊湊性不如蒸發(fā)器，冷凝器的對(duì)數(shù)平均溫差選取還受制冷循環(huán)實(shí)際的工況特性影響。

圖8、9顯示了冷凝器的對(duì)數(shù)平均溫差的變化對(duì)參考工況下的空調(diào)機(jī)組制冷循環(huán)的綜合性能的影響。冷凝器的對(duì)數(shù)平均溫差從9℃到35℃，相當(dāng)于換熱器的面積大約從2倍減小到原來的一半，制冷量從最大值50kW先是緩慢下降，然后過渡到加速下降（冷凝器對(duì)數(shù)傳熱溫差在21℃至28℃時(shí)，制冷量從42kW下降到16kW，斜率為-3.7kW/℃）；相應(yīng)的壓縮機(jī)進(jìn)口溫度先基本維持不變，然后16℃至22℃間以2的斜率上升至最大值維持不變，最后緩慢下降，壓縮機(jī)出口溫度在蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差小于12℃時(shí)基本維持不變，然后過渡到以2.5的斜率的上升到最大值維持不變，最后緩慢下降。

圖8 對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)制冷量和進(jìn)出口溫度的影響

圖9 對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)制冷劑流量和最小傳熱溫差的影響

從圖9可以看出，在冷凝器對(duì)數(shù)平均溫差小于13℃時(shí)，制冷劑摩爾流量先維持不變?nèi)缓缶徛南陆?，?duì)數(shù)平均溫差在13℃至21℃時(shí)，以-4.5Nm3/h/℃的速度下降，然后過渡到最小值262Nm3/h維持不變，大于32℃，在緩慢回升。冷凝器的最小傳熱溫差從0℃先是緩慢上升，然后平滑過渡到斜率為3的上升過程，在冷凝器對(duì)數(shù)平均溫差大于22℃時(shí)上升斜率變?yōu)?.4。蒸發(fā)器的最小傳熱溫差在冷凝器對(duì)數(shù)平均溫差小于20℃時(shí)基本維持不變，然后迅速下降到最低點(diǎn)2.2℃，維持一段后緩慢回升。

2.5 蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差的影響

圖10 對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)制冷量和進(jìn)出口溫度的影響

圖11 對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)制冷劑流量和最小傳熱溫差的影響

圖10、11給出了蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差對(duì)整個(gè)制冷循環(huán)主要系統(tǒng)參數(shù)的變化規(guī)律。制冷量在對(duì)數(shù)平均溫差小于9℃基本維持不變，然后以-5.9kW/℃的斜率勻速下降。蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差在較?。磽Q熱面積較大）時(shí)，壓縮機(jī)的進(jìn)出口溫度都是穩(wěn)定的微弱下降，從對(duì)數(shù)平均溫差8℃開始轉(zhuǎn)入快速下降，最后又變?yōu)槠骄彽南陆颠^程。壓縮機(jī)入口溫度比出口先轉(zhuǎn)入平穩(wěn)（入口：蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差大于9.5℃時(shí)，出口：蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差大于10℃時(shí)）。

從圖11中可知，制冷劑摩爾流量隨著蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差的增加先是基本維持不變，在大于9℃時(shí)以99Nm3/h/℃的斜率上升；冷凝器的最小傳熱溫差在蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差小于8℃時(shí)基本維持2℃不變，然后過渡到迅速以5.5的平均斜率上升，最后緩慢上升趨于14℃；蒸發(fā)器的最小傳熱溫差從0℃先是緩慢上升，然后平滑過渡到斜率為6的上升過程，在參考工況點(diǎn)時(shí)上升斜率下降為0.9。

3 結(jié)論

通過以上上海地鐵某線空調(diào)機(jī)組的變工況分析可知：

（1）室內(nèi)溫、濕度較大時(shí)對(duì)制冷量幾乎沒影響，冷凝器和蒸發(fā)器的傳熱惡化，室內(nèi)溫度小于30℃，濕度小于65%時(shí)，才正相關(guān)于制冷量。

（2）制冷量隨著室外溫度的增加而不斷減小，分為兩段下降，溫度較低時(shí)制冷量隨室外溫度下降斜率約為溫度較高時(shí)的1/5，室外溫度的轉(zhuǎn)折點(diǎn)約在36℃。

（3）增加冷凝器或蒸發(fā)器的面積對(duì)制冷量的影響十分有限，過大的換熱面積會(huì)使傳熱惡化，制冷量幾乎不變，即制冷量的增加只在換熱面積較小時(shí)有效，因此，要防止冷凝器或蒸發(fā)器的面積過小致使制冷量損失過大。

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Analysis of Variable Working Condition of Air Conditioning Units in Metro Vehicles

Gao Yang

( Shanghai Rail Transit Equipment Development Co., Ltd, Shanghai, 200245 )

This paper analyzes the influence of indoor and outdoor environmental changes on the cooling performance of the air-conditioning units in Shanghai Metro. The results show that when the indoor temperature and humidity are large, they have little effect on the cooling capacity, heat transfer in the condenser and the evaporator is deteriorating; when the indoor temperature is less than 30 ℃, and the humidity is less than 65%, they are related to the cooling capacity. The cooling capacity decreases with the increase of the outdoor temperature, and the process is divided into two sections. When the temperature is low, the slope of the cooling capacity decreasing with the outdoor temperature is about 1/5 of the high temperature. Increasing the heat transfer area of the condenser or evaporator increases the cooling capacity only when the heat transfer area is small. To prevent the heat exchange area from being too small, the cooling capacity loss is too large.

air conditioning unit; indoor temperature and humidity; outdoor temperature; logarithmic mean temperature difference; minimum heat transfer temperature difference

TB657.2

A

1671-6612（2019）04-380-05

高 洋（1983.2-），男，碩士，工程師，E-mail：gshliush@163.com

2019-04-08