R290在大功率商用冷凍冷水機組的應用

(1 上海交通大學機械與動力工程學院 上海 200240； 2 浙江盾安人工環境股份有限公司 杭州 310053)

在過去幾十年R22作為一種性能優越的制冷劑，被廣泛應用于家用和商用空調領域。然而，1987年簽署的《蒙特利爾議定書》對R22的禁用期限做出了明確規定，因此R22的替代工作已迫在眉睫。對于R22的替代問題，國際上現在主要有兩個方向：一是主張采用HFCs作為替代產物，代表國家以美國、日本為主；而我國及歐洲大部分國家則主張采用以R290為代表的天然制冷劑作為替代產物。

R290相比于R22，其可燃性和爆炸性一直是制冷學者們探討的重要課題。R290雖被歸類于A3類制冷劑，但在實際應用中，只有在空氣中達到一定濃度才會燃燒或爆炸。因此R290在制冷系統上的充注量研究一直是R290系統推廣的課題。譚易君等[1-2]以微通道冷凝器作為研究對象，分析了不同流路布置方案對冷凝器性能及充注量的影響。孔祥強等[3]研究了R290在直膨式太陽能熱泵系統中的分布與遷移特性。李廷勛等[4-5]研究了R290灌注式替代R22的空調整機性能。張網等[6]研究了分體式空調器使用R290作為制冷劑的泄漏情況。鐘志鋒等[7]從碳氫制冷劑的熱力學循環性能出發，分析了碳氫制冷劑應用于小型商用冷柜的理論和實驗進展，介紹了壓縮機、潤滑油及其他相關方面的研究現狀。在已有研究中，R290在大功率冷水機組的應用研究較為缺乏，且沒有可以準確估算R290在大功率冷水機組中的制冷劑分布的模型。該研究建立R290大功率冷水機組的充注量模型，并在不同工況對R290灌注式替代R22進行了系統實驗，分析了R290在替代R22應用于大功率冷水機組的過程中，其充注量在系統各部件內的制冷劑分布及R290與R22系統的性能，為R290在商用冷水機組中的替代與應用提供了基礎。

1 實驗臺架

為了研究R290商用冷凍冷水機組在不同工況下的性能，對原R22商用冷凍冷水機組進行了替代實驗。原R22商用冷凍冷水機組由兩套系統組成，每套系統由渦旋壓縮機、管翅式換熱器、殼管式換熱器、熱力膨脹閥、氣液分離器、儲液罐組成，原商用冷凍冷水機組在GB/T 18430.2—2008名義工況下，系統制冷量為49.48 kW。實驗在焓差室進行，焓差室由一個蒸發室和一個冷凝室組成。蒸發室和冷凝室分別放有一個風洞，用來調節進風量及采樣和測量干濕球溫度。蒸發室和冷凝室的溫濕度環境各由一臺制冷機組、電加熱器及加濕器組成。在原機管路上，分別在各部件前后打孔用來測量系統壓力及溫度以觀察系統情況。實驗原理及裝置分別如圖1、圖2所示。實驗臺精確度分析如表1所示。

圖1 實驗原理Fig.1 Experiment principle

圖2 實驗裝置Fig.2 Experiment device

為了分析R290商用冷凍冷水機組在各工況下的性能，設計了在水流量為0.172 m3/(kW·h)時的8組實驗工況，如表2所示。分析了室內側溫度及出水溫度對R290系統性能的影響。

表1 實驗臺精確度分析Tab.1 Experiments measurement accuracy

表2 實驗工況Tab.2 Experiments test conditions

2 制冷劑分布模型

系統中的制冷劑的總質量為分布在系統內各部件內的制冷劑質量之和：

M=m1+m2+m3+m4+m5+m6

(1)

式中：m1為管片式冷凝器中的制冷劑質量，kg；m2為管殼式蒸發器中的制冷劑質量，kg；m3為壓縮機內的制冷劑質量，kg；m4為系統液體管路中的制冷劑質量，kg；m5為系統氣體管路中的制冷劑質量，kg；m6為制冷劑系統內儲液罐和氣液分離器中的制冷劑質量，kg。系統冷凝器和蒸發器中的制冷劑由兩相態和單相態兩種狀態構成。在系統冷凝器中，存在過冷段、兩相混合段及過熱段；在系統蒸發器中，存在過熱段及兩相混合段。計算系統兩器中的制冷劑質量，可以分別計算每段的平均密度，乘以各自的內容積后相加。

2.1 管片式冷凝器中制冷劑質量計算

冷凝器可分為過冷段、過熱段和兩相段3部分，冷凝器內制冷劑的質量可以計算為3段之和：

m1=(O1ρv+O2ρcond+O3ρl)Vcondenser

(2)

ρcond=αρv+(1-α)ρl

(3)

式中：α為空泡系數，用于計算兩相狀態下的制冷劑密度，這里采用M. I. Ali等[8]的空泡系數模型計算得到，適用于小管徑內制冷劑充注量的計算。

在冷凝器中，氣相、兩相及液相3部分的換熱如式(4)～式(6)所示：

Q1=A1U1ΔT1

(4)

Q2=A2U2ΔT2

(5)

Q3=A3U3ΔT3

(6)

式中：Q1、Q2、Q3分別為氣相、兩相、液相換熱的換熱量，W；A1、A2、A3分別為氣相、兩相、液相換熱的傳熱面積，m2；U1、U2、U3分別為氣相、兩相、液相換熱的傳熱系數，W/(m2·K)；ΔT1、ΔT2、ΔT3、分別為氣相、兩相、液相制冷劑與空氣的溫差，K。

冷凝器中各段的傳熱系數的計算則由UA0法計算得到，如式(7)所示：

(7)

式中：hr為制冷劑側表面傳熱系數，W/(m2·K)；Ar為銅管內側傳熱面積，m2；λ為管壁的導熱系數，W/(m·K)；η為翅片效率；ha為空氣側表面傳熱系數，W/(m2·K)；Aa為空氣側傳熱面積，m2。

采用ε-NTU法建立管片式冷凝器模型[9]，制冷劑側采用J. R. Thome等[10]的關聯式計算兩相傳熱系數，采用F. W. Dittus等[11]計算單相傳熱系數，C. C. Wang等[12]的關聯式用于計算空氣側的換熱，計算得到各相傳熱面積的比值。

因為冷凝器各段的管徑相同，則各相的體積比等于各相的傳熱面積的比值：

V1∶V2∶V3=A1∶A2∶A3

(8)

式中：V1、V2、V3分別為冷凝器中氣相、兩相、液相制冷劑所占的體積，m3。

將式(4)～式(6)代入式(8)可得3部分的容積比，如式(9)～式(11)所示：

(9)

(10)

(11)

2.2 殼管式蒸發器中制冷劑質量計算

蒸發器內部的制冷劑可分為過熱段和兩相段兩部分，蒸發器內的質量可以計算為兩段之和：

ρevap=αρv+(1-α)ρl

(13)

蒸發器內過熱段和蒸發段兩部分的換熱可以分別由式(14)、式(15)計算得到：

蒸發器中各段的傳熱系數的計算則由UA0法計算得到：

(16)

通過ε-NTU法建立殼管式蒸發器模型[13],制冷劑側采用K. E. Gungor等[14]的關聯式計算兩相傳熱系數，采用B. S. Petukhov[15]計算單相傳熱系數。D. Q. Kern[16]的關聯式用于計算水側的換熱，計算得到各相傳熱面積的比值。

同理，因為蒸發器各段的管徑相同，則各相的體積比等于各相的傳熱面積的比值：

將式(14)、式(15)代入式(17)可得3部分的容積比，如式(18)、式(19)所示：

(18)

(19)

2.3 系統其他部件內制冷劑充注量計算

系統其他部件主要包括壓縮機、液體管路、氣體管路、儲液罐、氣液分離器。

其中，壓縮機內充注量可由式(20)獲得，其中moil(kg)為系統中的油循環量，W為制冷劑在油中溶解的質量百分比[17]：

m3=ρvV4+moilW

(20)

液體管路中制冷劑充注量：

m4=ρlV5

(21)

氣體管路中充注量為：

m5=ρvV6

(22)

式中：V4為壓縮機的內體積，m3,V5為液體管路的內體積，m3;V5為氣體管路的內體積，m3。

正常運行時，氣液分離器中的制冷劑存量可以認為是0，但高壓儲液罐中的制冷劑存量將受工況變化影響，具有柔性特點。計算時儲液罐中制冷劑充注量通過R22系統標定得到。

3 充注量匹配及模型驗證

原R22系統充注量為10 kg，R290系統最佳充注量的決定方法為：系統在GB/T 18430.2—2008 名義工況下運行，初始制冷劑為原R22系統的40%，初次充注后，待系統穩定等待10 min，記錄系統制冷量與COP，然后加充，每次加充后，重復上述步驟，通過對比各充注量下的系統制冷量與COP，系統最高COP的充注量為系統最佳充注量。

通過上述測試方法，得到系統制冷量與COP隨系統充注量的變化分別如圖3與圖4所示。

圖3 系統COP隨R290充注量的變化Fig.3 System COP change with R290 refrigerant amount

圖4 系統制冷量隨R290充注量的變化Fig.4 System cooling capacity change with R290 refrigerant amount

由圖3和圖4可知，隨著系統充注量的增加，系統制冷量和COP均隨系統充注量的增加先升高后降低。系統最佳制冷量與COP都出現在充注量為6 kg的充注點上。R290系統最佳充注量為R22系統的60%。

表3所示為模擬與實驗結果的對比，通過對R22系統充注量的分析，可以看到除儲液罐中的制冷劑約為8.25 kg，而系統的總充注量為10 kg，因此估算在儲液罐中的制冷劑約為1.74 kg，約占17.44%，在系統其他部件中制冷劑約占82.56%，將此結果代入R290系統充注量的計算中。

表4為R290系統充注量的計算結果，可以看到，通過將系統其余各部件的制冷劑質量假設為系統充注量的82.56%，R290系統總充注量為5.82 kg，與實驗結果6 kg相近，誤差僅為3%，其中冷凝器中制冷劑占比56.56%，蒸發器中制冷劑占比13.68%，液體管路中制冷劑占比7.08%。同時，模擬計算R290系統在名義制冷工況及名義制熱工況下的系統充注量，如表5所示。通過對比發現除儲液罐中的制冷劑，在名義制冷工況和名義制熱工況下的系統充注量之差僅占名義制冷工況下系統充注量的7%，而估算系統儲液罐中的充注量大于兩者之差，因而可滿足系統在制冷制熱工況切換下的充注量需求。

表3 R22系統充注量理論模型計算結果Tab.3 Refrigerant charge amount simulation results for R22

表4 R290系統充注量理論模型計算結果Tab.4 Refrigerant charge amount simulation results for R290

表5 R290名義制冷工況VS名義制熱工況系統充注量Tab.5 Refrigerant charge amount simulation results for nominal cooling condition VS nominal heating condition

4 變工況特性

確認系統最佳充注量后，在不同冷凝側溫度及出水溫度下進行系統測試。圖5和圖6所示分別為出水溫度為7 ℃時, 不同冷凝側溫度下的系統制冷量與COP。

圖5 系統制冷量隨環境溫度的變化Fig.5 System cooling capacity change with ambient temperature

圖6 系統COP隨環境溫度的變化Fig.6 System COP change with ambient temperature

由圖5和圖6可知，相比于R22系統，R290系統在不同環境溫度下，制冷量略有下降而系統COP有一定提升。當出水溫度一定時，在環境溫度為50、43、35、28、21 ℃時，系統制冷量分別為R22系統的94.9%、94.6%、92.2%、92.2%、90.0%，而系統COP則分別為R22系統的113.9%、113.0%、109.1%、109.1%、107.0%。可以看出在高溫工況下，R290相比于R22具有較大優勢，尤其系統COP提升了13.9%。

圖7和圖8所示分別為環境溫度為35 ℃時，不同出水溫度下的系統制冷量與COP。

圖7 系統COP隨出水溫度的變化Fig.7 System COP change with outlet water temperature

圖8 系統制冷量隨出水溫度的變化Fig.8 System cooling capacity change with outlet water temperature

由圖7和圖8可知，相比于R22，R290系統在不同出水溫度下，制冷量略有下降而系統COP則有一定提升。在環境溫度一定時，在系統出水溫度為15、12、7、5 ℃時，系統制冷量分別為R22系統的92.0%、92.6%、92.2%、92.1%；而系統COP則分別為R22系統的112.5%、112.5%、109.1%、108.3%。由此可知，在系統環境溫度穩定時，系統出水溫度對R22與R290系統影響一致。

5 結論

1) 本文建立了R290大型冷凍冷水機組的系統充注量模型，與實驗結果的誤差在3%以內。

2) 在GB/T 18430.2—2008標準工況下采用上述充注量模型對R290在系統各部件內的制冷劑分布進行了計算。結果表明：R290主要存在于系統冷凝器中，制冷劑占比為56.95%，系統蒸發器雖為管殼式換熱器，內容積較大，但制冷劑占比僅為13.91%，而系統液體管路中制冷劑占比為7.37%，所以減小系統冷凝器內容積并且縮短系統液體管路是降低系統充注量的方法。

3) 實驗對比分析了在不同環境溫度及不同出水溫度下，R290與R22系統的性能差異。結果表明:當環境溫度為35 ℃時，系統出水溫度對R22與R290系統性能的影響趨勢一致；當出水溫度為7 ℃時，在高溫工況下，相比于R22，R290的優勢顯著。