閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器在磁懸浮冷水機(jī)組中的應(yīng)用研究

孟慶超，叢 輝，李根源，祝建軍

（青島海信日立空調(diào)系統(tǒng)有限公司，山東青島 266400）

0 引言

冷水機(jī)組是目前制冷空調(diào)行業(yè)應(yīng)用廣泛的一種冷源形式，近年來隨著磁懸浮軸承技術(shù)的逐步成熟和應(yīng)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(jī)組，同時(shí)越來越多的傳統(tǒng)冷水機(jī)組廠商開始涉獵磁懸浮離心機(jī)組，并將磁懸浮離心機(jī)作為重要的產(chǎn)品研發(fā)方向。與普通離心式壓縮機(jī)相比，磁懸浮離心式壓縮機(jī)由于沒有機(jī)械摩擦，壓縮機(jī)功耗更小，噪聲更低；磁懸浮離心式冷水機(jī)組換熱器處于無油狀態(tài)，換熱效率更高；無油循環(huán)使得機(jī)組結(jié)構(gòu)緊湊，占地面積更小，可靠性更高。基于這些優(yōu)點(diǎn)，磁懸浮離心機(jī)組的銷售量在2020年以后迎來了較快發(fā)展。

在制冷壓縮循環(huán)中，經(jīng)濟(jì)器通常有2種形式：閃發(fā)筒式和板換式。閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器的主要優(yōu)點(diǎn)是接近零的趨近溫度和過熱度，這樣可以提升壓縮機(jī)補(bǔ)氣的質(zhì)量流量，從而最大限度地提升系統(tǒng)的能效比。但是因?yàn)槠浣咏愕倪^熱度，如果控制不當(dāng)就會(huì)造成中間補(bǔ)氣帶液，從而影響磁懸浮離心壓縮機(jī)葉輪的穩(wěn)定性，進(jìn)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(jīng)濟(jì)器。

何浩等［1］通過理論和試驗(yàn)測試等方法給出了板換式換熱器作為磁懸浮離心機(jī)組經(jīng)濟(jì)器使用時(shí)，較優(yōu)的目標(biāo)過熱度值以及對制冷性能系數(shù)COP和綜合部分負(fù)荷性能系數(shù)IPLV的影響。王繼鴻等［2］通過實(shí)驗(yàn)的方法指出配備板換式經(jīng)濟(jì)器后，磁懸浮離心式冷水機(jī)組系統(tǒng)制冷量和能效均有增加。

目前業(yè)內(nèi)更加關(guān)注國標(biāo)名義工況的能效情況，對于全工況下應(yīng)用閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器在磁懸浮離心機(jī)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(tǒng)能效的優(yōu)勢，特別是隨著國家“碳達(dá)峰碳中和”戰(zhàn)略落地以及冷水機(jī)組能效等級標(biāo)準(zhǔn)GB 19577進(jìn)入修訂階段，該標(biāo)準(zhǔn)中能效指標(biāo)預(yù)計(jì)將大幅提升，全工況均高效運(yùn)行［3］，因此有必要對該系統(tǒng)進(jìn)行研究。本文對閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器應(yīng)用于磁懸浮離心式制冷系統(tǒng)加以研究和分析，對比分析采用閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器與不采用經(jīng)濟(jì)器性能之間的差異，以及采用經(jīng)濟(jì)器是否在不同的工況下始終有利于機(jī)組性能提升等。

1 系統(tǒng)流程和典型工況點(diǎn)理論分析

1.1 系統(tǒng)流程

采用閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器的磁懸浮離心式冷水機(jī)組，為兩級壓縮兩級節(jié)流制冷循環(huán)［4］，其系統(tǒng)流程和理論制冷循環(huán)如圖1所示。由磁懸浮壓縮機(jī)排出的高溫、高壓制冷劑氣體（4點(diǎn)），進(jìn)入冷凝器將熱量傳遞給水后變?yōu)橐后w（5點(diǎn)），升溫后的水經(jīng)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(jīng)節(jié)流閥A節(jié)流到某一壓力變?yōu)闅庖夯旌衔铮?點(diǎn)）后進(jìn)入閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器，在閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器中，處于上部的閃發(fā)蒸氣通過輔助進(jìn)氣口（3點(diǎn)）被壓縮機(jī)吸入，此回路稱為輔路；蒸氣的不斷閃發(fā)致使閃發(fā)器下部的液體過冷，過冷后的液體（7點(diǎn)）再經(jīng)過節(jié)流閥B節(jié)流到蒸發(fā)壓力（8點(diǎn)）后進(jìn)入蒸發(fā)器，此回路稱為主路。在蒸發(fā)器內(nèi)，主路的制冷劑吸收低溫環(huán)境中的熱量而變?yōu)榈蛪簹怏w通過吸氣口（1點(diǎn)）被壓縮機(jī)吸入，壓縮到一定壓力（2點(diǎn)）和輔路吸入的制冷劑（3點(diǎn)）在壓縮機(jī)工作腔內(nèi)（2'點(diǎn)）混合，再進(jìn)一步壓縮后排出壓縮機(jī)外（4點(diǎn)），從而完成整個(gè)封閉工作循環(huán)［5］。

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

定義壓縮蒸氣與補(bǔ)氣口接觸前的壓縮過程為準(zhǔn)一級壓縮，而補(bǔ)氣口之后到壓縮機(jī)排氣為準(zhǔn)二級壓縮，準(zhǔn)一級完成從吸氣壓力P1到P2的壓縮，其壓比為：ε1=p2/ p1，準(zhǔn)一級排氣的壓力P2=中間壓力Pm。準(zhǔn)一級壓縮結(jié)果后，蒸氣與補(bǔ)氣口進(jìn)入的制冷劑氣體混合于2'，從壓力P2變化為P2'，然后繼續(xù)被壓縮至壓縮機(jī)排氣壓力P4［6］，其壓比為：ε2=p4/ p2'，經(jīng)濟(jì)器內(nèi)部壓力Pb=P3（若忽略補(bǔ)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(gè)中間壓力近似值［7］，此時(shí)，ε1和ε2相等，中間壓力Pm與 ε具有直接關(guān)系。顯然，為實(shí)現(xiàn)閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器順利地補(bǔ)氣，必須使Pb＞Pm。

圖1（a）中在補(bǔ)氣管路中設(shè)置有電動(dòng)開關(guān)閥，通過開/關(guān)閥的動(dòng)作實(shí)現(xiàn)經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣的通和斷。通過理論和試驗(yàn)的方法研究經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣閥門的開啟和關(guān)閉對機(jī)組性能的影響。

1.2 典型工況點(diǎn)分析

機(jī)組的設(shè)計(jì)參數(shù)：蒸發(fā)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(jì)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(shè)壓縮機(jī)的等熵效率為0.84，一級和二級壓縮機(jī)葉輪設(shè)計(jì)壓比相同（ε1=ε2），質(zhì)量流量為m，中間補(bǔ)氣質(zhì)量流量mj，蒸發(fā)器質(zhì)量流量me。

1.2.1 經(jīng)濟(jì)器開啟

開經(jīng)濟(jì)器閥門時(shí)，參照圖1（b）所示的系統(tǒng)lgP-h，各個(gè)工況點(diǎn)的參數(shù)見表1。

表1 打開經(jīng)濟(jì)器時(shí)各工況點(diǎn)參數(shù)Tab.1 Parameters of each operating point when the economizer is turned on

制冷量為：

根據(jù)質(zhì)量守恒定律：

對閃發(fā)經(jīng)濟(jì)器進(jìn)行能量守恒計(jì)算：

聯(lián)立式（2）（3）計(jì)算得：

功率為：

計(jì)算得P=191.05。

計(jì)算得到制冷性能系數(shù)為：

1.2.2 經(jīng)濟(jì)器關(guān)閉

經(jīng)濟(jì)器閥門關(guān)閉時(shí)，機(jī)組的理論制冷循環(huán)見圖2，假定蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、過冷度、總質(zhì)量流量保持不變，等熵效率為0.84。圖2所示的各個(gè)工況點(diǎn)的參數(shù)見表2。

表2 關(guān)閉經(jīng)濟(jì)器的工況點(diǎn)參數(shù)Tab.2 Parameters of each operating point when the economizer is turned off

圖2 理論制冷循環(huán)（經(jīng)濟(jì)器關(guān)閉）Fig.2 Schematic diagram of theoretical refrigeration cycle（economizer off）

制冷量為：

功率為：

計(jì)算得到制冷性能系數(shù)為：

基于式（1）（4）（6）計(jì)算，補(bǔ)氣時(shí)的制冷量Q比不補(bǔ)氣時(shí)的制冷量Q'提升13%，補(bǔ)氣時(shí)的制冷性能系數(shù)較不補(bǔ)氣時(shí)的提升10%。

因此，基于理論假設(shè)和計(jì)算，使用閃發(fā)筒經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣的形式較不補(bǔ)氣時(shí)性能改善非常顯著。

以上的理論分析，基于若干假設(shè)，實(shí)際上離心機(jī)補(bǔ)氣對于性能的影響較難通過計(jì)算準(zhǔn)確獲得，往往需根據(jù)試驗(yàn)測試的方法進(jìn)一步校核。

2 測試和結(jié)果分析

2.1 測試準(zhǔn)備和測試方法

按照如圖1（a）所示的流程準(zhǔn)備水冷式磁懸浮變頻離心機(jī)組1臺樣機(jī)，名義制冷量為450USRt。壓縮機(jī)為雙級壓縮，制冷劑采用R134a，蒸發(fā)器為滿液式，冷凝器為殼管式，經(jīng)濟(jì)器采用閃發(fā)筒式，在補(bǔ)氣管路中設(shè)置有電動(dòng)閥門可以起到關(guān)閉和打開補(bǔ)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(jī)組不同工況條件下制冷量、制冷消耗功率和COP，并于壓縮機(jī)吸、排氣口設(shè)置壓力傳感器，監(jiān)測壓比。

根據(jù)GB/T 18430.1—2007規(guī)定，該機(jī)組名義工況冷水出水溫度為7 ℃，冷卻水進(jìn)水溫度為30 ℃，冷水流量為272 m3/h，冷卻水流量為340 m3/h。同時(shí)，標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定機(jī)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(jī)組的性能參數(shù)；

（2）恒定冷水出水溫度為7 ℃，冷卻進(jìn)水在14～30 ℃范圍內(nèi)變動(dòng)，使機(jī)組壓比發(fā)生變化，分別測試開啟和關(guān)閉補(bǔ)氣閥的相關(guān)數(shù)據(jù)（保持同一個(gè)壓縮機(jī)頻率和IGV開度）；

（3）恒定冷水出水溫度為15 ℃，冷卻進(jìn)水在22～32 ℃范圍內(nèi)變動(dòng)，使機(jī)組壓比發(fā)生變化，分別測試開啟和關(guān)閉補(bǔ)氣閥的相關(guān)數(shù)據(jù)（保持同一個(gè)壓縮機(jī)頻率和IGV開度）；

（4）測試大壓比工況（冷水出水5 ℃，冷卻水進(jìn)水35 ℃），壓比≈3.1的性能數(shù)據(jù)。

以上測試均保持名義工況水流量。

2.2 測試結(jié)果和分析

2.2.1 測試結(jié)果

測試機(jī)組在名義工況下開啟和關(guān)閉補(bǔ)氣閥的性能數(shù)據(jù)見表3。從表3可以發(fā)現(xiàn)，在名義工況下開啟補(bǔ)氣閥比關(guān)閉補(bǔ)氣閥實(shí)測制冷量提升3.8%，COP提升4.8%，與上文中理論計(jì)算趨勢相同，但數(shù)值差異較大。

表3 名義工況下開啟/關(guān)閉經(jīng)濟(jì)器的實(shí)測數(shù)據(jù)Tab.3 Measured data with the economizer turned on/off under nominal working condition

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

表4 大壓比工況下開啟/關(guān)閉經(jīng)濟(jì)器的實(shí)測數(shù)據(jù)Tab.4 Measured data with the economizer turned on/off under high pressure ratio

圖3 冷水7 ℃出水，開/關(guān)補(bǔ)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(guān)補(bǔ)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(guān)補(bǔ)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(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意Fig.6 Internal structure diagram of magnetic centrifuge

2.2.2 測試結(jié)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(bǔ)氣閥與關(guān)補(bǔ)氣閥對COP和制冷量的影響明顯。壓比≤1.9時(shí)，關(guān)補(bǔ)氣閥對制冷量和COP有利（關(guān)補(bǔ)氣閥較開補(bǔ)氣閥，制冷量和COP均有所提高）；壓比＞1.9時(shí)，開補(bǔ)氣閥對制冷量和COP有利（開補(bǔ)氣閥較關(guān)補(bǔ)氣閥，制冷量和COP均有所提高）。

（2）GB/T 18430.1—2007規(guī)定冷水機(jī)組名義制冷工況（冷水7 ℃出水，冷卻水30 ℃進(jìn)水）下，壓比一般為2.5～2.6，在此工況下，開啟補(bǔ)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(guān)補(bǔ)氣閥相比開補(bǔ)氣閥會(huì)增加約10%的制冷量，即在小壓比情況下，關(guān)補(bǔ)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(shí)，關(guān)補(bǔ)氣閥對制冷量有利；冷卻水溫度＞22 ℃時(shí)，開補(bǔ)氣閥對制冷量有利。

（5）冷水5 ℃出水，大壓比（3.1）情況下，開補(bǔ)氣閥較關(guān)補(bǔ)氣閥對于機(jī)組性能更有利，開補(bǔ)氣閥時(shí)制冷量提升約4%，COP提升約4%。

實(shí)測分析表明，開/關(guān)補(bǔ)氣閥對磁懸浮離心式冷水機(jī)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(yàn)測試結(jié)果對比理論計(jì)算制冷量，雖然打開補(bǔ)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(gè)方面。

（1）實(shí)際機(jī)組的補(bǔ)氣管路阻力損失，造成補(bǔ)氣量減少，但是經(jīng)濟(jì)器出口距離壓機(jī)補(bǔ)氣入口路程較近（約2 m），且中間只有1個(gè)開關(guān)閥門，改善阻力的空間有限。

（2）機(jī)組壓縮機(jī)的實(shí)際中間壓力Pm與閃發(fā)式經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣壓力Pb之間差值較小，不能完全符合理論值，即經(jīng)濟(jì)器內(nèi)部補(bǔ)氣壓力Pb與磁懸浮壓縮機(jī)兩級葉輪的中間壓力Pm之間存在差異，這應(yīng)當(dāng)是更重要的原因。因此，當(dāng)確定機(jī)組系統(tǒng)的壓比后，準(zhǔn)一級壓縮的壓比ε1和準(zhǔn)二級壓縮的壓比ε2之間一般符合ε1＜ ε2，優(yōu)化兩級壓比ε1和ε2可以提升補(bǔ)氣量，即確定最佳中間壓力［8-13］。

（3）補(bǔ)氣量較少，與補(bǔ)氣管路的直徑相關(guān)，盡可能增加管路的通路直徑。

（4）理論計(jì)算忽略了管路的損失以及壓縮機(jī)本身的容積效率等。

此外，一般壓縮機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)重點(diǎn)考慮的是名義工況條件，而對于其他工況更多的是參考。經(jīng)過進(jìn)一步測試，在低壓比時(shí)，經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣壓力Pb≤壓縮機(jī)中間壓力Pm（見表5），因此補(bǔ)氣作用不明顯；而在壓比較高時(shí)，經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣壓力Pb＞壓縮機(jī)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(jìn)一步增大。

表5 小壓比和設(shè)計(jì)壓比下開啟/關(guān)閉經(jīng)濟(jì)器的實(shí)測數(shù)據(jù)Tab.7 Measured data with the economizer turned on/off under low pressure ratio and design pressure ratio

部分學(xué)者對于閃蒸筒式經(jīng)濟(jì)器應(yīng)用于磁懸浮離心機(jī)系統(tǒng)表示擔(dān)憂，主要是擔(dān)憂閃蒸筒至壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣吸氣帶液，影響磁懸浮離心機(jī)組的可靠性。經(jīng)過測試觀察并監(jiān)測排氣過熱度，閃蒸筒的設(shè)計(jì)以及控制補(bǔ)氣閥的動(dòng)作適宜，可以較好地避免中間補(bǔ)氣帶液。

3 結(jié)論

（1）在名義工況壓比2.6下，雙級壓縮磁懸浮離心機(jī)組開啟閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器相較不開啟經(jīng)濟(jì)器，性能提升顯著，實(shí)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(jīng)過實(shí)測，閃發(fā)筒式經(jīng)濟(jì)器的作用與系統(tǒng)壓比大小相關(guān)，壓比≤1.9時(shí)，關(guān)補(bǔ)氣閥有利于性能提升；壓比＞1.9時(shí)，開補(bǔ)氣閥利于性能提升。據(jù)此為始終保持機(jī)組高效運(yùn)行，可在系統(tǒng)中增加電動(dòng)閥門，并在機(jī)組控制邏輯中根據(jù)壓比的變化，自動(dòng)調(diào)節(jié)補(bǔ)氣電動(dòng)閥門的開和關(guān)，不宜采用手動(dòng)閥門或者電動(dòng)閥門一直開或一直關(guān)。

（3）理論計(jì)算補(bǔ)氣時(shí)的性能要優(yōu)于實(shí)測補(bǔ)氣性能，原因之一是補(bǔ)氣管路的口徑偏小，當(dāng)壓差一定時(shí)，管路口徑小會(huì)影響補(bǔ)氣量，因此可適當(dāng)加大管徑；另一個(gè)重要原因是準(zhǔn)一級壓縮的壓比ε1與準(zhǔn)二級壓縮的壓比ε2之間分配有進(jìn)一步提升的空間，且需考慮全工況的情況，一般可通過優(yōu)化氣動(dòng)設(shè)計(jì)來實(shí)現(xiàn)。

（4）結(jié)合國家政策以及制冷行動(dòng)方案中對空調(diào)產(chǎn)品能效提升的需求，為進(jìn)一步使實(shí)測與理論計(jì)算接近，采用閃蒸筒式經(jīng)濟(jì)器的磁懸浮離心機(jī)仍有進(jìn)一步研究的空間。