R290直接接觸冷凝制冷循環性能分析對比

(天津商業大學天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134)

科技和經濟的迅猛發展造成環境和自然資源危機，嚴重危害人類健康和生態環境。保護人類，給子孫后代留下一個可供生存、可持續發展的環境是當今社會義不容辭的責任。自然工質是解決環境問題的最終方案[1]。R290的ODP為0，GWP很小，具有優良的熱力性能[2-4]，價格低廉，與普通潤滑油和機械結構材料具有良好的兼容性。

現有的常規制冷系統，制冷壓縮機排出的高溫高壓制冷劑氣體在冷凝器中與冷卻介質間壁式熱交換放出熱量，制冷劑與冷卻介質間的熱量傳遞經兩側流體的對流換熱和傳熱壁面的導熱、傳熱壁面材料特性、表面特征等造成潤滑油聚集、形成污垢，導致熱阻增加，傳熱性能下降，制冷劑與冷卻介質的傳熱溫差增加，制冷壓縮機的排氣壓力升高、壓力比增大、容積效率降低、功耗增加，制冷系統的運行性能下降，能耗增大。如果采用直接接觸冷凝(direct contact condensation，DCC)，可在較小溫差下實現高效率的換熱[5]、傳熱效率高、避免和降低換熱面結垢與腐蝕、節省材料、降低投資成本與運行費用。目前，直接接觸式換熱器廣泛應用于工業生產中[6-8]，有許多學者進行相關研究[9-14]，寧靜紅等[15]的前期研究結果表明，DCC制冷循環表現出良好的熱力性能。

本文針對冷凍冷藏領域的果蔬冷藏保鮮運行工況制冷系統，提出制冷壓縮機排出的高溫高壓制冷劑氣體與制冷劑過冷液體直接接觸凝結換熱的R290制冷循環，并對R290直接接觸冷凝制冷循環的性能進行分析對比，結果表明，R290直接接觸冷凝制冷循環具有很好的發展前景，為后續深入研究奠定理論基礎，對保護環境和節約能源具有重要意義。

1 R290直接接觸冷凝制冷循環

圖1所示為R290直接接觸冷凝制冷循環原理，該DCC制冷循環由R290主循環和R290輔助循環組成。主循環由主循環制冷壓縮機、直接接觸冷凝器、蒸發-過冷器、主循環節流閥和冷間設備蒸發器組成，低溫低壓的R290制冷劑液體在蒸發器內蒸發吸熱，為果蔬冷藏保鮮空間提供冷源。R290輔助循環為R290主循環直接接觸冷凝器的飽和液體(3點)過冷(至4點)提供冷源，由輔助循環制冷壓縮機、冷凝器、蒸發-過冷器、輔助循環節流閥組成，冷凝器向外界環境散發熱量。

圖1 R290直接接觸冷凝制冷循環原理Fig.1 The principle of R290 direct contact condensation refrigeration cycle

圖2所示為R290直接接觸冷凝制冷循環的p-h圖，直接接觸冷凝器出口的飽和液體(3)經過蒸發-過冷器過冷后(4)分成兩路：一路進入直接接觸冷凝器，另一路經過主循環節流閥節流降壓后(5)進入蒸發器，吸熱蒸發的飽和氣體(1)進入主循環制冷壓縮機，經壓縮后排出的高溫高壓制冷劑氣體(2)與過冷液(4)接觸換熱冷凝至飽和液體(3)。輔助循環中制冷壓縮機排出的高溫高壓制冷劑氣體(7)進入冷凝器與外界環境空氣熱交換放出熱量冷凝至飽和液體(8)，經輔助循環節流閥節流降壓后(9)進入蒸發-過冷器(9-6吸熱過程)吸收主循環液體(3-4放熱)的熱量，使主循環液體過冷，蒸發的飽和氣體(6點)進入輔助循環制冷壓縮機。R290輔助循環的9-6蒸發過程為R290主循環的3-4過程提供冷源，保證液體的過冷度，使主循環制冷壓縮機排出的高溫高壓氣體全部凝結。相比常規單級制冷循環，主循環制冷壓縮機的排氣壓力降低，壓力比減小。R290直接接觸冷凝制冷循環與復疊式制冷循環相比，蒸發-過冷器較冷凝蒸發器的傳熱溫差減小，制冷壓縮機的壓力比減小，功耗降低，運行性能提高。

圖2 R290直接接觸冷凝制冷循環p-h圖Fig.2 p-h diagram of R290 direct contact condensation

2 制冷循環熱力性能

制冷循環熱力性能計算時利用Engineering Equation Solver編程和調用制冷劑物性數據，為了便于分析對比，熱力計算時假設：1)R290主循環制冷壓縮機的入口氣體(1)、R290輔助循環制冷壓縮機的入口氣體(6)、直接接觸冷凝器出口液體(3)、冷凝器出口液體(8)均為飽和狀態；2)直接接觸冷凝換熱混合過程為等壓過程；3)蒸發-過冷器、直接接觸凝結器與外界無熱量交換；4)制冷劑在換熱器和管路中的壓降為0。

制冷循環制冷量Q0=5 kW，冷凝溫度tk=45 ℃。

2.1 DCC制冷循環的熱力計算

DCC制冷循環的相關計算公式如下：

換熱器的質量平衡方程：

m3=m2+m4

(1)

換熱器的能量守恒方程：

m3h3=m4h4+m2h2

(2)

蒸發器制冷劑流量(mDCC=m2)：

(3)

冷凝器散熱量：

Qk，DCC=mf(h7-h8)

(4)

輔助循環質量流量：

(5)

主循環制冷壓縮機功耗：

Wz=m2(h2-h1)

(6)

輔助循環制冷壓縮機功耗：

Wf=mf(h7-h6)

(7)

主循環過冷液體過冷度：

Δt=t3-t4

(8)

主循環制冷壓縮機等熵效率[16]：

ηz=1.003 -0.021 (p2/p1)

(9)

輔助循環制冷壓縮機等熵效率[10]：

ηf=1.003 -0.021 (p7/p6)

(10)

制冷循環性能系數：

(11)

式中：h1、h2分別為主循環制冷壓縮機進、出口的焓，kJ/kg；h3為主循環飽和液體的焓，kJ/kg；h4為主循環過冷液體的焓，kJ/kg，h5為主循環蒸發器進口的焓，kJ/kg，h6、h7為輔助循環制冷壓縮機進、出口的焓，kJ/kg；h8為冷凝器出口的焓，kJ/kg；h9為輔助循環蒸發器進口的焓，kJ/kg；m2、m3、m4為直接接觸冷凝器過熱氣體進口、飽和液體出口、過冷液體進口的質量流量，kg/s；mf為輔助循環的質量流量，kg/s；Qk, DCC為冷凝器的熱負荷，kW；Q0為制冷循環制冷量，kW；Wf、Wz分別為輔助循環、主循環制冷壓縮機的功耗，kW；Δt為主循環過冷液體的過冷度，℃。

2.2 DCC制冷循環熱力性能分析

通過對DCC制冷循環的熱力計算，得到的結果如圖3～圖5所示。由圖3可知，DCC制冷循環的性能系數COPDCC隨主循環冷凝溫度t3的升高，呈先增大后減小的趨勢，在最佳t3下，獲得最優COPDCC。主循環過冷液體過冷度增大，最優COPDCC降低，獲得最優COPDCC的最佳t3升高。原因是在相同的蒸發溫度、冷凝溫度和過冷液體的過冷度下，t3升高，主循環的壓比增大，主循環制冷壓縮機功耗Wz增大，相應的輔助循環的壓比降低，輔助循環的功耗Wf降低。當Wf降低趨勢小于Wz增大的趨勢時，制冷循環的COPDCC增大，隨著t3的進一步升高，當Wf降低趨勢小于Wz增大的趨勢時，COPDCC隨之降低。而主循環過冷液體的過冷度增大，輔助循環的蒸發溫度降低、輔助循環的制冷負荷增大，Wf增大，制冷循環的COPDCC降低。

圖3 DCC制冷循環的COPDCC隨主循環冷凝溫度t3的變化Fig.3 COPDCC of DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

圖4 DCC制冷循環冷凝器熱負荷隨主循環冷凝溫度t3的變化Fig.4 Heat load of condenser in DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

圖5 DCC制冷循環蒸發器制冷劑質量流量隨主循環冷凝溫度t3的變化Fig.5 Refrigerant mass flow rate of evaporator in DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

由圖4可知，DCC制冷循環的冷凝器熱負荷Qk, DCC隨主循環冷凝溫度t3的升高呈先減小后增大的趨勢，在獲得最優COPDCC的最佳t3下，得到最低的Qk, DCC，隨著主循環過冷液體過冷度的增大，Qk, DCC增大，得到最低Qk, DCC的t3升高。原因是當蒸發溫度、冷凝溫度和過冷液體的過冷度相同時，t3升高，輔助循環的壓縮機功耗Wf減小、輔助循環的制冷負荷增大。前期Wf減小的趨勢大于輔助循環制冷負荷增大的趨勢，Qk, DCC減少。隨著t3的進一步升高，Wf減小的趨勢小于輔助循環制冷負荷增大的趨勢，導致Qk, DCC增加。主循環過冷液體的過冷度增大，輔助循環的制冷負荷增大，Qk, DCC增加，導致所需的傳熱面積增大，外形尺寸增大，耗材增多。

由圖5可知，DCC制冷循環流過蒸發器的制冷劑質量流量隨主循環冷凝溫度t3的升高而增大，隨著主循環過冷液體過冷度的增大，流過蒸發器制冷劑質量流量mDCC減少。原因是，在相同的蒸發溫度、冷凝溫度和過冷液體的過冷度下，t3升高，主循環節流降壓后的焓值升高，蒸發器進出口的焓差減小，為用冷空間內制取相同的制冷量所需的mDCC增加，當蒸發溫度、t3相同時，主循環過冷液體過冷度增大，主循環節流降壓后的焓值降低，蒸發器進出口的焓差增大，為用冷空間內提供相同的制冷量所需的mDCC減少。流過蒸發器的mDCC減少，冷間內R290泄漏的可能性減少，造成的危害降低。

綜上所述：當滿足運行工況要求時，理論設計或實際運行DCC制冷系統時，選取適宜的t3和主循環過冷液體的過冷度，可以獲得最佳性能系數、最小的冷凝器結構尺寸及較小的mDCC，保證系統安全可靠運行。

2.3 與單級壓縮制冷循環熱力性能對比

將R290直接接觸冷凝制冷循環與R290常規單級壓縮(one stage compression，OSC)制冷循環的熱力性能進行分析對比，R290單級壓縮制冷循環的制冷量為5 kW，冷凝溫度為45 ℃，冷間內設備蒸發器的制冷劑質量流量為mOSC，kg/s；冷凝器的熱負荷為Qk,OSC，kW；制冷循環的性能系數為COPOSC，假設制冷壓縮機的入口氣體、冷凝器出口液體為飽和狀態。R290直接接觸冷凝制冷循環的制冷量為5 kW、冷凝溫度為45 ℃、過冷液體過冷度為6 ℃，當蒸發溫度為-15～-6 ℃時，設計或運行時控制在最佳的主循環冷凝溫度下，獲得最優性能系數和最低冷凝器熱負荷，在同樣工況下得到蒸發器的制冷劑質量流量，對比結果如圖6～圖8所示。

圖6 制冷循環性能系數隨蒸發溫度的變化Fig.6 The COP of refrigeration cycle change with evaporating temperature

圖7 蒸發器制冷劑流量隨蒸發溫度的變化Fig.7 Evaporator refrigerant mass flow rate change with evaporating temperature

圖8 冷凝器熱負荷隨蒸發溫度的變化Fig.8 Condenser heat load change with evaporating temperature

由圖6可知，兩個制冷循環的性能系數隨蒸發溫度的升高而增大，與OSC制冷循環相比，DCC制冷循環的性能系數明顯升高，當蒸發溫度為-15～-6 ℃時，升高了7.5%～14.9%，因此采用DCC制冷循環，能效提高，能源消耗明顯降低。

由圖7可知，與OSC制冷循環相比，DCC制冷循環的蒸發器制冷劑流量明顯減少。原因是R290直接接觸冷凝制冷循環蒸發器入口的焓值降低，蒸發潛熱增大，為用冷空間提供相同的制冷量所需的制冷劑流量減少。當蒸發溫度為-15～-6 ℃時，制冷劑質量流量減少了26.5%～36.7%。因此采用DCC制冷循環，冷間供冷設備蒸發器的制冷劑質量流量大大減少，可以有效降低因泄漏造成的危險。

由圖8可知，兩個制冷循環的冷凝器熱負荷均隨蒸發溫度的升高而降低，與OSC制冷循環相比，DCC制冷循環的冷凝器熱負荷明顯減少，當蒸發溫度為-15～-6 ℃時，減少了1.5%～3.7%。因此DCC制冷循環對環境的熱污染更小，冷凝器的結構尺寸減小，投資成本降低。

3 結論

本文針對冷凍冷藏領域的果蔬冷藏保鮮工況，提出制冷壓縮機排出的高溫高壓制冷劑氣體與制冷劑過冷液體直接接觸凝結換熱的R290制冷循環，對R290直接接觸冷凝制冷循環的性能進行分析，并與R290常規單級壓縮制冷循環的熱力性能進行對比，得到如下結論：

1)R290直接接觸冷凝制冷循環在最佳主循環冷凝溫度下，獲得最優性能系數和最低冷凝器熱負荷；主循環過冷液體過冷度增大，最優性能系數降低、最低冷凝器熱負荷增大、蒸發器的制冷劑質量流量減少，獲得最優性能系數和最低冷凝器熱負荷的最佳主循環冷凝溫度升高。

2)當蒸發溫度為-15～-6 ℃時，與R290單級壓縮制冷循環相比，R290直接接觸冷凝制冷循環的性能系數提高了7.5%～14.9%，冷間供冷設備蒸發器的制冷劑質量流量減少了26.5%～36.7%，冷凝器熱負荷減少了1.5%～3.7%。

3)采用R290直接接觸冷凝制冷循環，可以降低制冷系統的能源消耗，減少對環境的熱污染，減小設備的投資成本，同時有效降低因R290泄漏造成的危險，對節約能源和保護環境具有重要意義，具有很好的應用前景。

本文受天津市自然科學基金(18JCYBJC22200)項目資助。(The project was supported by the Tianjin Natural Science Foundation (No. 18JCYBJC22200).)