高溫空調(diào)系統(tǒng)性能仿真與分析

周永戩，趙康佐，胡海濤*，袁修海

（1-上海交通大學(xué)制冷與低溫研究所，上海 200240；2-上海海立特種制冷設(shè)備有限公司，上海 200090）

[關(guān)鍵字] 高溫空調(diào)；穩(wěn)態(tài)仿真；模型

0 引言

高溫空調(diào)器指應(yīng)用環(huán)境溫度較為特殊的一類空調(diào)器，其工作環(huán)境溫度一般在50～80 ℃[1-2]。20世紀(jì)80年代，高溫空調(diào)器隨著冶金項目的引進開始在我國普及；鋼鐵冶金車間內(nèi)的行車隨位置變化，環(huán)境溫度變化十分劇烈，必須使用高溫空調(diào)器滿足駕駛?cè)藛T的熱舒適性要求[3]。目前，針對高溫空調(diào)的設(shè)計資料較少，尚沒有全面規(guī)范的設(shè)計方法[4]。

目前針對高溫空調(diào)的研究主要集中于替代制冷劑的選擇與實驗研究[5]。由于特殊的工作環(huán)境，一般的制冷工質(zhì)很難滿足要求[6-7]。目前高溫特種空調(diào)機使用的制冷劑主要為R142b，該工質(zhì)化學(xué)性質(zhì)穩(wěn)定、無毒無臭，但R142b屬于HCFC類工質(zhì)，在《蒙特利爾議定書》的規(guī)定中，屬于加速淘汰類制冷劑[8]。R134a有良好的綜合性能，作為R12（CFC類工質(zhì)）的主要替代物在高溫空調(diào)上的使用有逐漸增多的趨勢，但由于在高溫下使用時，會導(dǎo)致冷凝器冷凝壓力過高，所以主要用于不高于65 ℃的環(huán)境溫度[9-10]。此外，高溫空調(diào)器的理論分析只能簡單計算系統(tǒng)能效等參數(shù)，無法反映部件間的耦合關(guān)系與對空調(diào)系統(tǒng)的影響，難以指導(dǎo)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計[11]。而實驗研究由于成本及控制問題，通常只進行系統(tǒng)性能與制冷工質(zhì)組分的關(guān)系研究，也無法反映部件對系統(tǒng)性能的影響[12]。

本文選取R236fa作為制冷劑，開發(fā)了高溫空調(diào)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)仿真模型，通過建立各部件的仿真模型與耦合關(guān)系，構(gòu)建能夠反映高溫空調(diào)特點的系統(tǒng)模型，指導(dǎo)高溫系統(tǒng)的設(shè)計與優(yōu)化，并進行對比分析。

1 仿真模型

高溫空調(diào)機由壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器和膨脹閥組成。系統(tǒng)運行時，制冷劑氣體經(jīng)由壓縮機絕熱壓縮后進入冷凝器進行等壓放熱，然后進入膨脹閥進行節(jié)流降壓，最后通過蒸發(fā)器吸收熱量重新變?yōu)榈蛪簹怏w[13]。

1.1 制冷劑選擇

將高溫空調(diào)系統(tǒng)常用的工質(zhì)及本文使用的R236fa的物性參數(shù)進行整理[14-16]，如表1所示。

表1 常用制冷劑參數(shù)比較

由表1可知，R12作為CFC類制冷劑，對環(huán)境破壞嚴(yán)重，且有一定毒性，已被淘汰使用；R142b安全性較差，并且屬于HCFC類制冷劑，對環(huán)境危害較大，目前處于加速淘汰的階段。當(dāng)冷凝溫度達(dá)到80 ℃時，R134a的飽和壓力達(dá)到2.6 MPa，超過工程上的冷凝壓力上限（2.5 MPa），對壓縮機及配套設(shè)備提出了更高的要求，并且功耗量也有一定的增加。而R236fa作為一種環(huán)保型制冷劑，具有熱穩(wěn)定性好、沸點高、臨界壓力高和臨界溫度高等良好的物理性質(zhì)，且無毒無腐蝕性、不燃不爆且安全性好，故本文中采用R236fa作為高溫空調(diào)系統(tǒng)的制冷劑。

1.2 壓縮機模型

壓縮機模型需要根據(jù)初始值或蒸發(fā)器的輸出參數(shù)計算壓縮機質(zhì)量流量、輸入功率和排氣溫度[17]。目前應(yīng)用于高溫空調(diào)的主流壓縮機為渦旋式壓縮機，這種壓縮機沒有吸、排氣閥，工作可靠、壽命長，且由于不存在余隙容積，故在較大的壓比范圍內(nèi)都具有較高的容積效率。為提高模型的適應(yīng)性，簡化模型復(fù)雜度，采用結(jié)合產(chǎn)品實驗數(shù)據(jù)和理論模型的方法。通過理論模型保證適用大部分工況，通過產(chǎn)品實驗數(shù)據(jù)擬合理論模型中的部分參數(shù)可以簡化模型并提升模型對產(chǎn)品的仿真精度。

根據(jù)已有的壓縮機近似擬合模型[18]，給定頻率f，質(zhì)量流量的計算公式為：

綜合學(xué)者文獻(xiàn)所述，產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)移對區(qū)域經(jīng)濟和鄉(xiāng)村振興的影響是不確定的，需要進一步驗證。回歸式產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)移作為新的產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)移模式，在推動落后欠發(fā)達(dá)地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展究竟起著怎樣的作用，也需要通過實證進一步驗證。本文就是基于此，通過數(shù)據(jù)實證分析，在制度資本的參與下，考量和探究回歸式產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)移推動區(qū)域經(jīng)濟增長背后的動力和邏輯機理。

式中，m為質(zhì)量流量，kg/s；V為壓縮機氣缸容積，m3/rev；f為頻率，Hz；v為吸氣比容，m3/kg；p為壓力，kPa；a、b為擬合系數(shù)；下標(biāo)e為蒸發(fā)器；下標(biāo)c為冷凝器。

當(dāng)給定任意頻率fx時，可根據(jù)頻率插值進行計算，通用近似模型為：

式中，C0～C3為與頻率無關(guān)的擬合系數(shù)。

壓縮機功率的計算可采用如下的擬合形式：

式中，c為電機的摩擦功率，W；d為指示效率；n為多變指數(shù)；下標(biāo)th為理論值。

將壓縮機看作單結(jié)點，則集中溫度Tcom即為排氣溫度Td。由能量平衡方程有：

式中，Q1為壓縮機殼體與近殼體環(huán)境Tar之間的換熱，W；Q2為內(nèi)部生成熱，W；Dh為壓縮機的當(dāng)量球體直徑，m；α為壓縮機殼體與近殼體環(huán)境的換熱系數(shù)，W/(m2·K)；ε為壓縮機殼體的黑度；σ為玻爾茲曼常數(shù)；下標(biāo)in為進口；下標(biāo)out為出口。

1.3 換熱器模型

制冷劑側(cè)和空氣側(cè)控制方程：

能量平衡方程和動量方程：

制冷劑質(zhì)量計算公式：

式中，k為傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；F為傳熱面積，m2；h為焓值，J/kg；L為相區(qū)長度，m；ρ為制冷劑密度，kg/m3；A為橫截面積，m2；dK為制冷劑側(cè)與空氣側(cè)傳熱面積之比；ΔT為換熱溫差，K；C為截面周長，m；下標(biāo)i為相區(qū)編號（1為過熱段、2為兩相段、3為過冷段）；下標(biāo)i為相區(qū)編號（SH為過熱段，TP為兩相段，SC為過冷段）；下標(biāo)r為制冷劑側(cè)；下標(biāo)a為空氣側(cè)；下標(biāo)w為壁面。

1.4 膨脹閥模型

由于在行車移動中，高溫空調(diào)使用場合環(huán)境溫度變化大，故節(jié)流元件使用膨脹閥。膨脹閥中的制冷劑被迅速降壓，可將其看作絕熱等焓節(jié)流過程：

流量特性可以采用式(15)計算：

式中，CD為流量系數(shù)。

2 模型精度驗證

2.1 壓縮機模型精度驗證

將壓縮機模型與實驗數(shù)據(jù)進行精度驗證，如圖1所示。實驗壓縮機額定頻率為60 Hz，測試頻率范圍為45～90 Hz。驗證結(jié)果表明，該壓縮機模型對流量的計算誤差在±5%以內(nèi)，最大誤差為4.9%，平均誤差為2.0%。

圖1 壓縮機模型精度驗證

2.2 換熱器模型精度驗證

將換熱器模型與實驗數(shù)據(jù)進行精度驗證，如圖2所示。實驗工況包括25個冷凝工況點，18個蒸發(fā)工況點。驗證結(jié)果表明，該換熱器模型對于冷凝工況的換熱量計算誤差在±5%以內(nèi)，最大誤差為4.3%，平均誤差為1.4%；該換熱器對于蒸發(fā)工況的換熱量計算誤差在±5%以內(nèi)，最大誤差為-4.8%，平均誤差為2.4%。

圖2 換熱器模型精度驗證

3 系統(tǒng)求解算法

對于高溫空調(diào)的系統(tǒng)仿真，本文采用基于質(zhì)量引導(dǎo)的求解算法，如圖3所示。以各部件中的制冷劑質(zhì)量為迭代判據(jù)，首先分別判斷高壓側(cè)及低壓側(cè)制冷劑充注量是否等于預(yù)測值，再判斷膨脹閥與壓縮機的質(zhì)量流量是否相同；當(dāng)系統(tǒng)中各位置質(zhì)量流量相同，且高低壓側(cè)制冷劑充注量達(dá)到穩(wěn)定時，系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定運行狀態(tài)。

圖3 高溫空調(diào)系統(tǒng)求解算法流程

具體步驟如下：1）系統(tǒng)初始化，即假定部分參數(shù)如冷凝壓力、蒸發(fā)壓力等，計算其他參數(shù)；2）計算此工況下膨脹閥中制冷劑質(zhì)量流量；3）判斷此工況冷凝壓力是否滿足最大值與最小值要求，若是，則轉(zhuǎn)入步驟4，否則跳出循環(huán)，轉(zhuǎn)入步驟6）；4）計算此工況冷凝器中含有的制冷劑質(zhì)量；5）判斷高壓側(cè)（冷凝器與壓縮機）制冷劑質(zhì)量計算值是否為假定值，若是，轉(zhuǎn)入步驟6，否則調(diào)整冷凝壓力，轉(zhuǎn)入步驟3；6）判斷此工況蒸發(fā)壓力是否滿足最大值與最小值要求，若是，轉(zhuǎn)入步驟7，否則跳出循環(huán)，轉(zhuǎn)入步驟9；7）計算此工況蒸發(fā)器中含有的制冷劑質(zhì)量；8）判斷低壓側(cè)（蒸發(fā)器）制冷劑質(zhì)量計算值是否為假定值，若是，轉(zhuǎn)入步驟9，否則調(diào)整冷凝壓力，轉(zhuǎn)入步驟6；9）計算此工況下壓縮機中制冷劑質(zhì)量流量；10）判斷壓縮機中制冷劑質(zhì)量流量是否等于膨脹閥中制冷劑質(zhì)量流量，若是，輸出結(jié)果，否則調(diào)整高壓側(cè)、低壓側(cè)制冷劑質(zhì)量，轉(zhuǎn)入步驟2。

4 結(jié)果與討論

4.1 制冷劑充注量的影響分析

圖4分析了系統(tǒng)能效比（Energy Efficiency Ratio，EER）及系統(tǒng)制冷量隨制冷劑充注量變化的情況。圖中的工況為高溫空調(diào)常用工況，蒸發(fā)溫度10 ℃、室外溫度60 ℃[5,10]。

圖4 系統(tǒng)能效/制冷量隨制冷劑充注量的變化

由圖4可知，隨著制冷劑充注量的增加，系統(tǒng)能效比和制冷量都呈先增加后減少的趨勢；在充注量為320 g時，系統(tǒng)能效比達(dá)到最大值1.29，系統(tǒng)制冷量達(dá)到最大值4.02 kW。這是因為系統(tǒng)存在最優(yōu)充注量，當(dāng)接近最優(yōu)充注量時，系統(tǒng)制冷量的增加較快，而系統(tǒng)能耗增加較慢，故能效比呈上升趨勢；當(dāng)超過最優(yōu)充注量后，系統(tǒng)能耗增加較快，而制冷量增加較慢，故能效比呈下降趨勢。

4.2 R236fa和R134a、R22/R142b系統(tǒng)性能分析

壓縮機排氣溫度隨室外溫度的變化趨勢如圖5所示。壓縮比隨室外溫度的變化趨勢如圖6所示。

由圖5可知，隨著室外溫度的上升，壓縮機排氣溫度逐漸上升，但是應(yīng)用R134a的制冷系統(tǒng)壓縮機排氣溫度增量明顯大于應(yīng)用R236fa的制冷系統(tǒng)。隨著室外溫度從35 ℃增加到60 ℃，兩者的差值從1.6 ℃增加到3.8 ℃。

圖5 壓縮機排氣溫度隨室外溫度的變化

由圖6可知，R236fa系統(tǒng)壓縮比高于R134a系統(tǒng)，且隨室外溫度的升高，增加幅度逐漸提高。隨著室外溫度從35 ℃增加到60 ℃，R236fa系統(tǒng)相較于R134a系統(tǒng)平均增加13.8%。

圖6 系統(tǒng)壓縮比隨室外溫度的變化

系統(tǒng)EER隨室外溫度的變化趨勢如圖7所示。R236fa制冷系統(tǒng)EER高于R134a系統(tǒng)。隨著室外溫度從35 ℃增加到60 ℃，R236fa系統(tǒng)EER逐漸降低。隨著室外溫度提高，與R134a系統(tǒng)相比，R236fa系統(tǒng)EER增大程度逐漸提高，最大增加14.7%；與R22/R142b混合制冷劑系統(tǒng)[5]相比，R236fa系統(tǒng)EER最大提高13.4%。

圖7 系統(tǒng)EER隨室外溫度的變化

5 結(jié)論

本文建立了適用于高溫空調(diào)系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)仿真模型，并對比分析了R236fa、R134a和R22/R142b混合制冷劑系統(tǒng)性能。研究結(jié)果表明：隨著室外溫度由35 ℃增大到60 ℃，R236fa系統(tǒng)EER逐漸降低，且比R134a系統(tǒng)EER的增大程度逐漸提高，最大增加14.7%；R236fa系統(tǒng)EER比R22/R142b系統(tǒng)最大提高13.4%。