地鐵車輛單元式空調機組回熱循環分析

高 洋

上海軌道交通設備發展有限公司

0 引言

隨著社會的發展，軌道交通在城市發展、出行便捷及大城市減緩交通擁堵中發揮越來越重要的作用。隨著大城市地鐵的普及，地鐵的能耗也逐漸被關注。地鐵除了牽引的能耗，作為第二大能耗的空調系統（約占總能耗的30%）在夏季尤為突出。對地鐵列車單元式空調機組的節能降耗越來越被重視，然而由于地鐵空調系統控制的非線性和復雜性，給空調系統的控制帶來了挑戰。回熱循環是利用蒸發器出口低溫的蒸汽來過冷冷凝器出口的高壓制冷液體，從而提高制冷液體節流前的過冷度，降低節流后的含氣率，增加蒸發器的制冷量。同時提高了壓縮機入口制冷蒸汽的溫度，大幅降低“帶液”風險。

變頻空調以其更加節能和舒適的長處已在軌道交通上普及起來，但是回熱循環還沒有得到成熟應用，其節能與否與使用的狀況有很大關系。回熱循環在提高壓縮機入口溫度，解決入口帶液問題的同時，會使壓縮機出口溫度過高，對壓縮機的安全運行造成威脅。因此，應用回熱循環進一步提高能效，需全面分析回熱循環的運行調節規律和在配合變頻控制的情況下的綜合特性。現以上海地鐵某線成熟的單元式空調機組的設計工況為參考，比較分析回熱循環下對空調機組制冷量、蒸發器和冷凝器的傳熱狀況等影響。選取壓縮機功率、壓縮機入口壓力、壓縮機出口壓力、回熱量四個數據來模擬單元式空調機組制冷循環的回熱循環，以制冷量、壓縮機進出口溫度、制冷劑質量流量和體積流量、回熱器的溫差和最小傳熱溫差、冷凝器和蒸發器的最小傳熱溫差等九個參數為輸出變量，綜合表征單元式空調機組的回熱循環的綜合性能指標，在考慮制冷量的同時,還需分析當前冷凝器，蒸發器和回熱器的傳熱狀況是否惡化，回熱器的對數平均溫差（表征回熱器的大小，為回熱器的設計提供參考），發展趨勢以及工況的穩定性和適用性。

1 問題描述和分析方法

上海地鐵某線單元式空調機組選用R407C作制冷劑，蒸發器和冷凝器為銅管鋁翅片換熱器，電子膨脹閥，壓縮機選用變頻渦旋壓縮機。

制冷循環的系統原理如圖1所示,單元式空調機組的主要設計參數見表1。

圖1 制冷回熱循環的系統原理圖

表1 變頻單冷頂置一體式機制冷循環主要設計參數

多工況分析的基準分析參數：

（1）制冷壓縮機等熵壓縮效率：60%；功率：15kW；入口壓力：710kPa；出口壓力：2 400kPa；

（2）冷凝器流動阻力：20kPa；對數平均溫差：17℃；

（3）蒸發器流動阻力：18kPa；對數平均溫差：9℃；

（4）室外空氣溫度35℃、流量18 000Nm3/h，室內空氣入口溫度29．4℃、流量5 000Nm3/h。忽略管道阻力損失和散熱損失，獲得制冷量為48kW。

2 單元式空調機組的回熱循環分析

2.1 壓縮機入口壓力的影響

壓縮機入口壓力決定制冷循環的低壓側壓力的大小，即蒸發器蒸發溫度的大小，可通過減小節流閥開度以實現對壓縮機入口壓力的調節。

從圖2可知，空調機組的制冷量和冷凝器、蒸發器的最小傳熱溫差（對數平均溫差保持不變分別為17℃、9℃）隨著入口壓力在不同回熱器換熱量的變化規律。制冷量隨著入口壓力先緩慢上升，然后過渡到快速下降，較大入口壓力下的下降的斜率（-0．464kW/kPa）約為較小入口壓力下的上升的斜率（0．05kW/kPa）的9倍。回熱量為0kW，即非回熱循環時，入口壓力為710kPa取得最大制冷量為48kW；隨著回熱量從0kW增加到5．5kW，最大的制冷量也不斷增加，對應點的入口壓力也隨之增加。回熱量為5．5kW、入口壓力725kPa時，最大制冷量為49．7kW。同時，隨著回熱量的增加，最小入口壓力迅速增大，在最大制冷量處取得的入口壓力為最小入口壓力。

冷凝器的最小溫差隨入口壓力的增加，初始階段，基本不增加，然后迅速增加，最后趨于15℃左右維持不變。回熱量從0kW增加到5．5kW時，整體曲線朝入口壓力增大的方向平移，最小入口壓力處的最小溫差下降，但不小于2℃，最小入口壓力下的最小溫差的最小值處取得最大制冷量。蒸發器的最小溫差變化規律在初始階段基本不增加，然后迅速增加到6．5℃左右維持不變。回熱量從0kW增加到5．5kW時，整體曲線向入口壓力增大的方向微弱平移，最小入口壓力下的最小溫差的最大值處取得最大制冷量。

圖3顯示回熱器的對數平均溫差、最小溫差和壓縮機出入口溫度隨入口壓力和回熱量的變化趨勢。回熱器的對數平均溫差和最小溫差隨著入口壓力的增加先緩慢增加，然后迅速增加，最后趨于40℃，隨著回熱量從0kW增加到5．5kW,回熱器的對數平均溫差與最小溫差的差值由0℃增加到3℃（入口壓力725kPa處）。壓縮機的入口溫度隨著入口壓力先基本不下降，然后迅速下降至帶液工況溫度維持不變。并隨著回熱量的增加，最大入口溫度，起始下降的入口壓力和溫度下降的幅度都逐漸增大，最小入口溫度維持不變。壓縮機的出口溫度隨著入口壓力先緩慢下降，然后迅速下降，最后趨于一定的下降斜率不變。并隨著回熱量的增加，最大出口溫度，起始下降的入口壓力和溫度下降的幅度都逐漸增大，最后下降的斜率基本不變。回熱量最大時取得最大制冷量，對應壓縮機出入口溫度（108．8℃，35．6℃），沒有回熱循環時對應的壓縮機出入口溫度（98．9℃,25．4℃）增加了10℃左右。

圖2 制冷量和最小溫差隨入口壓力和回熱量的變化

圖3 回熱器溫差和壓縮機出入口溫度隨入口壓力和回熱量的變化

圖4 為質量流量和體積流量隨壓縮機的入口壓力和回熱器回熱量的變化規律。質量流量隨著入口壓力的增加先以1．6kg/(h＊kPa)平緩增加，然后迅速上升過渡到以7．5kg/(h＊kPa)的斜率增加；同時隨著回熱量的增加，質量流量不斷下降（725kPa處由1 174kg/h下降到992kg/h）。體積流量隨著入口壓力的增加先以-0．006m3/(h＊kPa)下降，然后迅速上升過渡到以0．018m3/(h＊kPa)的斜率增加。回熱量為0kW時取得最大制冷量對應的體積流量為最小值（36．53 m3/h）。回熱量為5．5kW時的最大制冷量對應的體積流量也為最小值（36．29m3/h）。取得最大制冷量的體積流量為最小值，卻隨著回熱量的增加而減小，質量流量也減小。

圖4 質量流量和體積流量隨入口壓力和回熱量的變化

2.2 壓縮機出口壓力的影響

壓縮機出口壓力決定制冷循環的高壓側壓力的大小，即冷凝器冷凝溫度的大小是壓縮機一項重要技術指標。壓縮機出口壓力越高，對應的冷凝溫度越高，則冷凝傳熱溫差越大。如果冷凝壓力太低則可能造成冷凝器無法向空氣排放熱量，從而不能形成制冷循環。

由圖5可知，空調機組的制冷量和冷凝器、蒸發器的最小傳熱溫差隨著出口壓力在不同回熱器換熱量下的變化規律。制冷量隨著出口壓力先迅速上升，然后過渡到緩慢下降，較小出口壓力下的上升的斜率（0．091kW/kPa）約為較大出口壓力的下降的斜率（-0．011kW/kPa）的8倍。回熱量為0kW，即非回熱循環時，出口壓力為2 400kPa取得最大制冷量為48kW；隨著回熱量從0kW增加到5．5kW，最大的制冷量先增加后下降，在回熱量為3kW時取得最大值49．2kW，對應點的出口壓力下降為2 350kPa。此外，隨著回熱量的增加，最大出口壓力迅速減小，在最大制冷量處取得的出口壓力為最大出口壓力。

冷凝器的最小溫差隨著出口壓力的增加，先平緩增加，然后迅速下降，最后趨于0℃左右維持不變。回熱量從0kW增加到5．5kW時，整體曲線向下減小。蒸發器的最小溫差變化規律是先緩慢增加，達到一個峰值后就緩慢下降趨于0，最大峰值不高于4℃。回熱量從0kW增加到5．5kW時，整體曲線向出口壓力減小的方向微弱平移，最小溫差的峰值對應的出口壓力減小，并在峰值處取得最大制冷量。

圖5 制冷量和最小溫差隨出口壓力和回熱量的變化

圖6 顯示了回熱器的對數平均溫差、最小溫差和壓縮機出入口溫度隨出口壓力和回熱量的變化趨勢。回熱器的對數平均溫差和最小溫差隨出口壓力的增加先是緩慢增加，然后迅速下降，最后趨于0℃。隨著回熱量從0kW增加到5．5kW,回熱器的對數平均溫差與最小溫差都不斷的減小，最大的出口壓力（對應著最小的溫差）也隨之減小。壓縮機的入口溫度隨著出口壓力先基本不變，呈現微弱的下降后回升到原來值不變。并隨著回熱量的增加，入口溫度也逐漸增大。壓縮機的出口溫度隨著出口壓力增加而不斷增加，并隨著回熱量的增加，出口溫度也逐漸增大。

圖6 回熱器溫差和壓縮機出入口溫度隨出口壓力和回熱量的變化

圖7 為質量流量和體積流量隨壓縮機的出口壓力和回熱器回熱量的變化規律。質量流量隨著出口壓力的增加基本以約-0．37kg/(h＊kPa)的斜率下降；同時隨著回熱量的增加，質量流量以約-20kg/(h＊kW)的斜率不斷下降。體積流量基本不受回熱量的影響，只隨著出口壓力的增加以-0．013m3/(h＊kPa)下降。

圖7 質量流量和體積流量隨出口壓力和回熱量的變化

2.3 壓縮機功率的影響

壓縮機是整個制冷循環中的動力源，壓縮機功率的大小基本決定了所能獲得的制冷量，是制冷循環中的一個具有決定意義的重要參數。

圖8顯示了制冷量和冷凝器、蒸發器的最小傳熱溫差隨壓縮機功率在不同回熱量下的變化規律。制冷量隨著功率先上升，然后再下降，較小功率下的上升斜率（3．1）約為較大出口壓力下的下降斜率（-1．1kW/kPa）的3倍。回熱量為0kW，即非回熱循環時，功率17kW取得最大制冷量為50．1kW；隨著回熱量從0kW增加到5．5kW，最大的制冷量也隨之增加，在回熱量為5．5kW時取得最大值54．5kW。另外，隨著回熱量的增加，功率≥17kW時，制冷量以0．8的斜率增加。

冷凝器的最小溫差隨著功率的增加，先平緩增加，然后迅速上升，最后平緩增加至15℃左右。回熱量從0kW增加到5．5kW時，功率小于17kW時，曲線向下不斷減小。蒸發器的最小溫差變化規律是先緩慢增加，然后迅速上升，最后趨于6℃左右維持不變。回熱量從0kW增加到5．5kW時，功率小于17kW時，蒸發器的最小溫差減小，功率大于17kW時，蒸發器的最小溫差維持6℃左右不變。

圖8 制冷量和最小溫差隨壓縮機功率和回熱量的變化

圖9 給出了回熱器的對數平均溫差、最小溫差和壓縮機出入口溫度隨功率和回熱量的變化趨勢。回熱器的對數平均溫差和最小溫差隨著功率的增加先是緩慢增加，然后迅速上升，最后平緩增加至40℃左右；隨著回熱量從0kW增加到5．5kW,回熱器的對數平均溫差與最小溫差都不斷地減小，兩者的差值在功率17kW處從0℃增加到3℃左右。壓縮機的入口溫度隨功率先緩慢下降，然后迅速地下降到13℃左右維持不變，并隨著回熱量的增加，入口溫度逐漸增大。壓縮機的出口溫度隨著功率的增加先緩慢下降，然后迅速地下降趨于75℃左右，并且隨著回熱量的增加，出口溫度也逐漸增大。

圖9 回熱器溫差和壓縮機出入口溫度隨壓縮機功率的變化

圖10 所示，質量流量和體積流量隨壓縮機的功率和回熱器回熱量的變化規律。質量流量隨著功率的增加以71kg/(h＊kW)的斜率增加，功率大于15kW后，以109 kg/(h＊kW)的斜率增加；同時隨著回熱量的增加，質量流量在壓縮機的功率17kW處以-26kg/(h＊kW)的斜率不斷下降。體積流量基本不受回熱量的影響，只隨著壓縮機的功率的增加以2．5m3/(h＊kW)增加。

圖10 質量流量和體積流量隨壓縮機功率的變化

3 結論

通過以上地鐵車輛單元式空調機組的三個主要參數（壓縮機入口壓力、出口壓力和功率）的回熱循環分析可知：

在實際應用中，為了更好地在地鐵車輛單元式空調機組應用回熱循環來提升制冷效率，達到節能減排目標，還需考慮室外溫濕度、室內設計溫度等條件對單元式空調機組回熱循環的影響。

1)回熱循環使單元式空調機組的入口壓力增加，出口壓力減小，降低了最佳壓比，制冷量增加4%，改善了蒸發器和冷凝器的傳熱工況，但最大回熱量受到室外溫度和室內溫度的限制。

2)回熱循環使壓縮機的出入口溫度僅增加10℃左右。入口壓力調整時，回熱量會降低制冷劑的質量流量和體積流量，卻在最小體積流量處獲得最大制冷量；出口壓力調整時，回熱量不影響體積流量，會降低質量流量。

3)壓縮機功率調整時，制冷量有極值點，功率過大不僅能效下降，制冷量也下降，設計應避免此種情形發生。功率增大時，冷凝器和蒸發器傳熱強化，壓縮機進出口溫度下降，進口出現“帶液”，回熱循環僅會使冷凝器傳熱惡化，對蒸發器基本無影響，壓縮機進出口溫度上升，無“帶液”危險。另外，體積流量不隨回熱量的變化而變化，質量流量有輕微下降。

在實際應用中，為了全面分析地鐵車輛單元式空調機組可以對室外溫度和濕度、室內設計溫度等條件進行詳細的回熱循環隨著環境以及負荷變化的控制和調節規律。