雙級壓縮與復疊式壓縮制冷系統的技術經濟分析

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雙級壓縮與復疊式壓縮制冷系統的技術經濟分析

郭耀君1，2，謝晶1，2，朱世新1，2，王金鋒1，2

（1上海海洋大學食品學院，上海201306；2上海水產品加工與貯藏工程技術研究中心，上海201306）

摘要：為了探究雙級壓縮制冷系統與復疊式壓縮制冷系統哪種更適合超低溫制冷裝置，通過對雙級壓縮系統和復疊式壓縮制冷系統采用循環熱力計算的方法，比較分析了雙級壓縮與復疊式壓縮制冷系統的技術特性。同時從經濟性的角度，對兩種制冷方案的理論輸氣量、制冷系數、初投資、實際運行費用進行了對比分析。結果表明：在相同的工況下，復疊式系統的壓縮比、排氣溫度和理論輸氣量均低于雙級壓縮系統，而復疊式系統的吸氣壓力和制冷系數高于雙級壓縮系統。在冷凝溫度為40℃、蒸發溫度為?65℃時，采用復疊壓縮實際節能可達15.13%，即在超低溫工況下復疊式系統更有前景。

關鍵詞：雙級壓縮；復疊式壓縮；熱力學；性能分析；壓縮機

第一作者：郭耀君（1987—），男，碩士研究生，研究方向為制冷工程。E-mail 616885141@qq.com。聯系人：謝晶，教授，博士，博士生導師，研究方向為食品工程。E-mail jxie@shou.edu.cn。

在科學研究和工業生產中，常把制冷分為普冷和低溫兩個體系。國際制冷學會第13屆制冷大會建議，將?153℃作為普冷和低溫的分界線[1]。本文所討論的超低溫比普冷低，又較低溫領域高，是指在食品加工貯藏、石油化工、氣體液化等工業生產過程所用到的?40～?80℃溫度范圍。目前，在蒸氣壓縮式制冷循環中，常采用雙級壓縮或復疊式壓縮制冷循環來制取這樣的低溫。

目前，對雙級壓縮和復疊式壓縮制冷循環的技術研究主要集中在管路部件的優化及對流程的改進[2-4]，關于雙級壓縮和復疊式壓縮制冷的技術特性分析的相關文獻還不多見，其中程有凱等[5]對以R22為制冷劑的雙級壓縮制冷系統和以R22/R13為制冷劑的復疊式壓縮制冷系統進行了比較分析，認為在制取低于?60℃以下的蒸發溫度時，復疊式壓縮制冷循環系統在壓縮機吸氣壓力、輸氣系數等方面更具優勢。

文獻[6]指出雙級壓縮制冷系統在制取低于?75℃以下低溫時，將由于吸氣壓力過低導致壓縮機不能正常工作。而本文主要針對冷凝溫度在30～40℃區間內，蒸發溫度在?45～?70℃的低溫范圍內，引入排氣溫度、壓縮比、制冷劑流量、吸氣壓力、理論輸氣量、制冷系數等作為兩種制冷循環的比較標準，來分析這兩種循環在上述工況中的技術經濟性。

1　兩種壓縮式制冷循環的技術特性

1.1雙級壓縮式制冷循環的技術特性

氟利昂雙級壓縮制冷循環一般采用一級節流中間不完全冷卻形式[14]，目前國內雙級壓縮系統制冷劑大多仍采用R22，根據《蒙特利爾協議》，R22只作過渡使用，最終將被淘汰。因此探究新的替代環保制冷劑是超低溫制冷技術發展的必要，目前常用于雙級壓縮制冷系統的HFC類中長期環保替代制冷劑主要有R404A、R134a、R507，其中R404A廣泛使用在商業制冷系統中[7]，本文即采用R404A作為雙級壓縮制冷系統制冷劑。圖1為R404A雙級壓縮制冷循環流程圖，圖2為R404A的雙級壓縮制冷循環的lgP-h圖，過熱度設定為20℃。

在雙級壓縮循環中，中間冷卻器內的壓力被稱為中間壓力，其對應的飽和溫度稱為中間溫度。中間壓力對系統循環的經濟性以及壓縮機的制冷量、耗功率和結構都有直接的影響，一般以制冷系數最大作為確定中間壓力的原則。由于制冷循環形式或者壓縮機排氣量配置不同，很難用統一表達式進行最佳中間壓力的計算，因此通常以高低壓級的壓縮比相等作為原則，這樣得到的結果，雖然制冷系數不一定是最大值，但可以使壓縮機氣缸工作容積的利用率較高，此時中間壓力的計算式為式（1）[1]。利用壓焓圖根據中間壓力值，可確定中間溫度tm，中間冷卻器溫差設定為5℃，t7=tm+5。表1為雙級壓縮循環主要指標計算公式[式（1）～式（6）]。

圖1　R404　A雙級壓縮制冷循環流程圖

圖2　R404　A雙級壓縮壓焓圖

1.2復疊式壓縮制冷循環的技術特性

復疊式制冷循環通常是由兩個（或數個）不同制冷劑工作的單級（或多級）制冷系統復疊而成。其中兩個制冷系統銜接的中間溫度按照高溫級和低溫級壓縮比大致相等的原則確定[1]，冷凝蒸發器中高溫級蒸發溫度和低溫級冷凝溫度的溫差取5℃。目前，復疊式壓縮制冷循環中高溫級環路替代R22 的HFC類中長期環保制冷劑主要為R134a、R404A，低溫級環路替代R13主要為R23、R116、R508b[8]。其中，R404A等熵壓縮指數比R22小，在換熱器內的傳熱性能和R22很接近，相同工況下R404A壓縮機排氣溫度更低；R23單位制冷量比R13高[9]。本文復疊式制冷系統高溫級選用R404A，低溫級選用R23，主要指標計算公式見表2[式（7）～式（9）]。 圖3為R404A/R23復疊式壓縮制冷循環流程圖，圖4為環保工質R404A/R23復疊式系統的壓焓圖，高溫側過熱15℃，低溫側過熱30℃。

表1雙級壓縮循環主要指標計算公式

表2復疊式壓縮循環主要指標計算公式

2　兩種壓縮式制冷循環的技術分析

運用NIST REFPROP8.0軟件計算R404A和 R404A/R23分別在雙級壓縮和復疊式壓縮各個工況下的狀態參數，為了便于兩種系統技術分析，計算過程中，系統制冷負荷Q取6kW，并采用了控制蒸發溫度或冷凝溫度單一變量的方法，分析冷凝溫度、蒸發溫度分別變化對系統的壓縮比、吸氣壓力、排氣溫度、制冷劑流量的影響。

圖3　R404　A/R23　復疊式壓縮制冷循環流程圖

圖4　R404　A/R23　復疊式壓縮壓焓圖

2.1相同的蒸發溫度下，冷凝溫度不同，兩種系統的循環熱力分析

設定蒸發溫度?65℃，兩種系統的冷凝溫度分別取30℃、32℃、34℃、36℃、38℃、40℃，計算結果如圖5～圖8。

如圖5和圖6，冷凝溫度對兩種循環的影響趨勢相同，原因在于隨著冷凝溫度的增加，兩種系統的冷凝壓力也在增加。而同一冷凝溫度下，復疊式壓縮的壓力比和排氣溫度均低于雙級壓縮。壓縮比增加會使壓縮機的輸氣量以及效率顯著下降[10]。排氣溫度越低，壓縮機潤滑油就不容易炭化，保證壓縮機長時間潤滑良好，提高系統的可靠性。

圖5　壓縮比隨冷凝溫度變化關系

圖6　排氣溫度隨冷凝溫度變化關系

圖7　吸氣壓力隨冷凝溫度變化關系

圖8　制冷劑流量隨冷凝溫度變化關系

如圖7，當蒸發溫度為?65℃時，雙級壓縮低壓級吸氣壓力小于大氣壓，成為負壓運行，使空氣滲入制冷系統的可能性增加，不利于制冷機組正常工作；而復疊式壓縮系統吸氣壓力始終高于大氣壓，保證了機組的安全運行。圖8顯示，復疊式制冷的高溫級和雙級高壓級的制冷劑質量流量較大。較大的質量流量雖然加強了換熱器內的換熱性能，但也會增加壓縮機的功耗以及冷凝器內的熱負荷。

2.2相同的冷凝溫度下，蒸發溫度不同，兩種系統的循環熱力分析

設定冷凝溫度40℃，兩種系統的蒸發溫度分別取?45℃、?50℃、?55℃、?60℃、?65℃、?70℃，計算結果如圖9～圖12。

圖9　壓縮比隨蒸發溫度變化關系

圖10　排氣溫度隨蒸發溫度變化關系

圖9和圖10不僅顯示了壓縮比和排氣溫度隨著蒸發溫度降低而增加，更表明了復疊式壓縮系統的壓縮比和排氣溫度低于雙級壓縮系統。即在?45～?70℃的蒸發溫度下，復疊式壓縮系統更可靠。圖8、圖12說明兩種系統的制冷劑質量流量基本不受冷凝溫度和蒸發溫度變化的影響。圖11顯示了兩種制冷系統隨著蒸發溫度下降、吸氣壓力都下降的趨勢，只是雙級壓縮的低壓級吸氣壓力在此蒸發溫度區間內低于大氣壓，隨著蒸發溫度的下降，空氣滲入雙級壓縮制冷系統的速度越來越快，此時空氣排除設備頻繁操作制冷工質損耗增加，同時雙級壓縮系統功耗增大，還會經常出現系統運行偏離設計工況狀態。

圖11　吸氣壓力隨蒸發溫度變化關系

圖12　制冷劑流量隨蒸發溫度變化關系

圖13　?65　℃，理論輸氣量隨冷凝溫度變化關系

圖14　40　℃，理論輸氣量隨蒸發溫度變化關系

3　雙級壓縮與復疊式壓縮制冷循環的經濟性分析

通過前面的理論計算分析，復疊式壓縮制冷循環在制取蒸發溫度?45～?70℃范圍內具有一定的技術優勢，但是從兩種制冷循環在工程應用上的角度來分析，不僅涉及系統的壓縮比、吸氣壓力、排氣溫度、制冷劑流量等技術指標，還涉及系統的理論輸氣量和理論制冷系數以及初投資與運行費用等經濟性問題。

3.1理論輸氣量和制冷系數的計算分析

分別設定蒸發溫度在?65℃時，冷凝溫度分別為30℃、32℃、34℃、36℃、38℃、40℃；冷凝溫度40℃時，蒸發溫度分別為?45℃、?50℃、?55℃、?60℃、?65℃、?70℃。理論輸氣量計算結果如圖13、圖14所示。

圖13表明冷凝溫度對兩種系統的理論輸氣量影響不大，但是在蒸發溫度為?65℃時，雙級壓縮式低壓級理論輸氣量遠大于復疊式壓縮系統，即它所要使用的壓縮機規格比復疊式壓縮機大，對于壓縮機占用空間要求較高，在造價上也會高出很多。如圖14，隨著蒸發溫度的降低，和其他循環的理論輸氣量相比，雙級低壓級理論輸氣量受其影響較大，增加較快。

制冷系數表示了單位耗功量所獲取的冷量，計算公式為式（10）。

式中，ε為制冷系數；Φ0為制冷量；Pi為指示功率，kW；ηm為壓縮機機械效率。

雙級壓縮制冷系統的制冷系數計算公式為式（11）、式（12）。

式中，P高為雙級制冷系統高壓級指示功率，kW；P低為雙級制冷系統低壓級指示功率，kW。

雙級制冷系統高、低壓級指示功率計算公式分別為式（13）、式（14）。

式中，Gg為高壓級制冷劑質量流量，kg/s；Gd為低壓級制冷劑質量流量，kg/s；h1、h2、h3、h4分別為狀態點1、2、3、4的焓值，kJ/kg；ηig為高壓級指示效率；ηid為低壓級指示效率；Tk為冷凝溫度，K；T0為蒸發溫度，K；Tm為中間溫度，K；tm為中間溫度，℃；tk為冷凝溫度，℃；b為系數，取0.0025。

則式（12）可改寫為式（15）。

復疊壓縮系統高溫級和低溫級制冷系數計算公式分別為式（16）、式（17）。

式中，ε高為復疊高溫級制冷系數；ε低為復疊低溫級制冷系數；gΦ為復疊高溫級制冷量，kW；0Φ為復疊低溫級制冷量，kW；gP為復疊高溫級指示功率，kW；dP為復疊低溫級指示功率，kW。

復疊制冷系統高、低溫部分指示功率計算公式分別為式（18）、式（19）。

式中，Gg為高溫級制冷劑質量流量，kg/s；Gd為低溫級制冷劑質量流量，kg/s；h2、h3、h2'、h3'分別為狀態點2、3、2'、3'的焓值，kJ/kg；ηig為高溫級指示效率；ηid為低溫級指示效率；Tk為低溫級冷凝溫度，K；T0為低溫級蒸發溫度，K；Tk'為高溫級冷凝溫度，K；T0'為高溫級蒸發溫度，K；t0為低溫級蒸發溫度，℃；t0'為低溫級蒸發溫度，℃；b為系數，取0.0025。

則式（16）、式（17）可改寫為式（20）、式（21）。

本文所選用的3臺壓縮機樣本在特定工況下的壓縮機機械效率如表3、表4所示。

表3 40℃冷凝溫度下，不同蒸發溫度所對應的壓縮機機械效率

表4?65℃蒸發溫度下，不同冷凝溫度所對應的壓縮機　機械效率

由表3可知，在40℃的冷凝溫度下，隨著蒸發溫度的升高，不同型號的壓縮機機械效率均增大。其中，在相同的蒸發溫度下，單機雙級壓縮機的機械效率均比復疊高低溫級壓縮機機械效率小，復疊高低溫級壓縮機的機械效率較為接近，無顯著差異。

由表4可知，在?65℃的蒸發溫度下，隨著冷凝溫度的升高，不同型號的壓縮機機械效率均減小。其中，在相同的冷凝溫度下，單機雙級壓縮機的機械效率均比復疊高低溫級壓縮機機械效率小，復疊高低溫級壓縮機的機械效率較為接近，無顯著差異。

圖15、圖16給出了在不同的工況下兩個系統的制冷系數隨冷凝溫度和蒸發溫度變化的計算結果。圖15顯示在?65℃的蒸發溫度下兩個系統的制冷系數均隨冷凝溫度的升高而呈現減小趨勢，且同一工況下雙級壓縮的制冷系數總是小于復疊高低溫級的制冷系數，在下文確定的運行工況下即40℃冷凝溫度、?65℃蒸發溫度時，雙級壓縮的制冷系數約為復疊高低溫級制冷系數的1/2，因此復疊壓縮制冷系統占用一定的熱力學優勢。圖16顯示在40℃的冷凝溫度下兩個系統的制冷系數均隨蒸發溫度的降低而呈現減小趨勢，且同一工況下雙級壓縮的制冷系數總是小于復疊高低溫級的制冷系數。

3.2初投資與運行費用的比較分析

3.2.1研究對象與運行參數確定

以某正在建造的小型超低溫制冷試驗臺為研究對象，制取蒸發溫度?65℃，上海夏季空氣室外計算日平均溫度為30℃，冷凝溫度取40℃[11]，該實驗臺總負荷為6kW，進行兩種系統的初投資和運行費經濟性對比。

3.2.2壓縮機選型及能耗計算

根據文獻[12]對兩種系統壓縮機進行選型計算，雙級和復疊式制冷壓縮機分別選用比澤爾的6缸和4缸系列，配置方案見表5。

根據文獻[12]對兩種系統壓縮機進行能耗計算，由于不同企業對冷庫運行的時間需求不同，因此壓縮機全年運行的時間也不同，本文假設全年分別運行100天（2400h）、150天（3600h）、200天（4800h），上海市工業用電平均價格取0.83 元/(kW·h)[13]，不同運行時間下的兩種配置方案的壓縮機能耗見表6。

圖15　?65　℃，制冷系數隨冷凝溫度變化關系

圖16　40　℃，制冷系數隨蒸發溫度變化關系

表5壓縮機選型配置方案

3.2.3兩種配置方案的綜合分析

經濟性分析包括初投資和運行費用。由表5可知，根據目前市場價格，所選的復疊式壓縮系統2臺壓縮機報價之和比雙級壓縮單臺壓縮機少8000元，即在壓縮機初投資方面，采用復疊式壓縮比采用雙級壓縮有一定的成本優勢。當然，因復疊式制冷系統管路復雜也會增加一部分費用，可以近似認為兩個系統在初投資方面比較接近。

由表6中可見，在冷凝溫度取40℃、蒸發溫度取?65℃、制冷量取6kW時，復疊式壓縮較雙級壓縮節能可達15.13%；而圖13表明，復疊式較雙級理論制冷系數增大了111.8%。分析造成這個差別的原因在于，循環的理論計算沒有考慮系統摩擦、熱量散失等不可逆因素。當然，復疊式壓縮也有不足之處，從工程應用角度與雙級壓縮相比，復疊式壓縮制冷系統結構和操作更復雜等；但是從系統運行費用角度來看，對于一個小型超低溫冷庫制冷負荷為6kW的制冷裝置，按照年運行時間2400～4800h，年節電可達2952～5904kW?h，節約電費2450.16～4900.32元。顯然，采用復疊式壓縮制冷系統的節能效益還是可觀的。

通過以上理論分析計算，復疊式壓縮制冷系統在熱力學效率以及系統運行中節能效益占有一定優勢，但在實際應用運行中仍有以下不足[15]：

表6不同配置方案的壓縮機全年能耗

（1）復疊式壓縮制冷系統由兩個子系統組成，且存在因復疊溫差造成的不可逆損失；

（2）因使用兩臺壓縮機產生的維護運行成本極大升高，操作復雜；

（3）而低溫部分制冷劑非常昂貴，以R23為例，為200元/kg（不含運費）；而雙級壓縮系統制冷劑較為廉價，以R404A為例，為50元/kg（不含運費）。

雖然，雙級壓縮系統在熱力學效率方面不如復疊系統，但在實際生產特別是在很多金槍魚延繩釣船速凍裝置中依舊使用活塞式雙級壓縮制冷系統的原因是：

（1）雙級壓縮系統流程較為成熟，在較低的蒸發溫度下系統中需要更改的零件不多；

（2）電子膨脹閥和熱交換器換熱效率的提高使整個系統的運行性能得到一定的提高；

（3）制冷裝置的能效比及設備的日常運行維護費用并非生產領域制冷裝置設計的首要問題，操作簡單、穩定、安全是制冷系統最重要的。

4　結論

在給定的冷凝溫度和蒸發溫度下，通過理論計算比較了復疊式壓縮制冷系統和雙級壓縮式制冷系統在壓縮比、排氣溫度、吸氣壓力和制冷劑質量流量等技術特性方面的差異，并結合實際案例的理論輸氣量和制冷系數、設備報價，分析了這兩個系統在經濟實用方面的區別。

（1）在?65℃蒸發溫度下，兩個系統的壓縮比和排氣溫度隨著冷凝溫度增加而增加，吸氣壓力和制冷劑質量流量隨冷凝溫度增加變化不大，其中在相同的冷凝溫度下，復疊式系統以上指標優于雙級壓縮系統。

（2）在40℃的冷凝溫度下，兩個系統的壓縮比和排氣溫度隨著蒸發溫度降低而增加，吸氣壓力隨著蒸發溫度降低而降低，制冷劑質量流量隨冷凝溫度增加變化不大，其中在相同的蒸發溫度下，復疊式系統以上指標優于雙級壓縮系統。

（3）通過計算理論輸氣量與制冷系數，復疊式壓縮制冷系統表現出一定優勢，更適合超低溫制冷技術的推廣；而通過對某小型超低溫制冷試驗臺兩種系統壓縮機的初投資和運行費用的計算比較，發現采用復疊壓縮實際的節能可達15.13%，即復疊式系統在冷凝溫度40℃、蒸發溫度?65℃工況下更合適。

（4）盡管復疊式壓縮制冷系統技術經濟方面表現出一定的優勢，但在實際生產中并沒有得到有力的推廣和替代雙級壓縮，但隨著CFC及HCFC工質的禁用，替代工質技術日漸成熟，自動化元件的不斷完善，以及復疊式壓縮制冷系統向著更高效、更緊湊的方向發展，復疊式壓縮制冷的應用前景將更加廣闊。

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應用技術

Techno-economic analysis of two-staged compression and cascade compression refrigeration system

GUO Yaojun1，2，XIE Jing1，2，ZHU Shixin1，2，WANG Jinfeng1，2

（1College of Food Science and Technology，Shanghai Ocean University，Shanghai 201306，China；2Shanghai Engineering Research Center of Aquatic Product Processing and Preservation，Shanghai 201306，China）

Abstract：In order to choose a suitable method for ultra-low temperature refrigeration system from two-staged compression and cascade compression，the two refrigeration systems’technical characteristics were analyzed comparatively using theoretical calculations of two-stage and cascade refrigeration system.Both theoretical displacement and theoretical coefficient of the two systems were compared in the economic aspect.Results indicated that compared to two-stage system，compression ratio and exhaust temperature of cascade system were lower and suction pressure and cooling coefficient were higher.At condensing temperature 40℃and evaporation temperature?65℃，the energy consumption reduction of cascade system can reach to 15.13%，indicating that the performance of cascade system could be better in the ultra-low temperature condition.

Key words：two-stage compression；cascade compression；thermodynamics；performance analysis；compressor

基金項目：國家農業成果轉化資金項目（2013GB2C000156）及上海市科委項目（13dz1203702）。

收稿日期：2015-03-11；修改稿日期：2015-04-02。

DOI：10.16085/j.issn.1000-6613.2015.08.046

文章編號：1000–6613（2015）08–3194–08

文獻標志碼：A

中圖分類號：TB 61+5