氣懸浮冷水機組熱力循環特性研究

鞏捷明 宋君楠 劉義騰 劉廣彬

（青島科技大學機電工程學院 青島 266061）

0 引言

住宅和商業建筑能耗約占我國一次能源使用的20%[1]，建筑物可以消耗多達城市一次能源總量的70%[2]，降低建筑能耗是實現低碳目標的重要方式。離心式冷水機組廣泛用于建筑空調系統，壓縮機是冷水機組中的核心部件，提高壓縮機性能是改善冷水機組性能的關鍵。懸浮軸承具有無接觸、無潤滑以及無磨損的特點，可以使制冷壓縮機高效、高速運行。盡管磁懸浮軸承和氣懸浮軸承均為研究熱點，但相比于磁懸浮技術的控制復雜，高成本等問題，氣懸浮軸承結構簡單、無須主動控制，是重要的發展趨勢[3]。

目前，氣懸浮壓縮機主要用于空氣動力領域，相關研究多針對軸承承載力、阻尼等力學特性展開[4-9]，而針對氣懸浮冷水機組性能的研究較少。分析氣懸浮冷水機組的循環熱經濟性可以評估該系統性能，是系統設計、運行及調控的前提，但目前該系統的相關研究較少，大量系統熱經濟性的研究對象多為常規制冷系統，但其研究方法可為氣懸浮制冷系統提供借鑒。馮利偉等[3]通過實驗方法對氣懸浮冷水機組性能進行研究。結果表明，軸承的供氣量占系統總流量的0.82%～2.2%。梁容真等[10]研究了用R744 替代R23 作為工質對復疊制冷系統的影響，通過分析?效率、COP 等性能參數得到系統的?損隨蒸發溫度的升高而降低。楊悅等[11]分析了太陽能增壓噴射制冷系統的性能，指出提高集熱效率和噴射器性能是提升系統性能的關鍵。陳志超等[12]研究了補氣對噴氣增焓式制冷系統的影響，結果表明噴氣增焓可以提升系統性能。Adebayo 等[13]通過熱力學分析研究了不同制冷劑和二氧化碳作為復疊制冷系統工質對系統的影響。結果表明，在該系統中，HFE7000 可以替代R134a 作為高溫級工質。Yilmaz 等[14]通過熱力學分析、?分析研究了級聯系統（CCS）的熱力學性能。結果表明，系統中的換熱器?損最高，膨脹閥的?損最低。Roy等[15]通過熱力學分析、?分析了比較了R41-R404A和R170-R161 作為制冷劑在復疊制冷系統中的熱力學性能。指出與R41-R404A 系統相比，R170-R161 系統有效減少了壓縮機功耗和總?損。Aktemur 等[16]研究了不同工質對復疊制冷系統的影響，認為RE170 可作為R423A 替代制冷劑。Ashwni 等[17]針對有機循環驅動蒸汽壓縮制冷（ORC-VCR）系統進行了?分析。指出系統中32.19%的?損是可以避免的，其中冷凝器占33.42%，ORC 蒸發器占22.82%。Yu 等[18]通過4E（能效、效率、經濟和環境）分析研究了新型制冷復疊系統的熱力學性能。結果表明，改進該系統的熱力學性能的重點是提高CO2發生器、溴化鋰吸收器和溴化鋰發生器的效率。

可見，盡管氣懸浮冷水機組為當前研究熱點，但針對系統熱力性能的研究仍較少。本文將針對帶經濟器的氣懸浮冷水機組循環特性，分析了蒸發溫度、冷凝溫度等參數對系統COP、?效率、?損的影響，為系統設計提供理論基礎。

1 系統原理

氣懸浮離心式冷水機組需要單獨的軸承供氣支路和電機冷卻支路，合理設計各支路制冷劑參數是提高系統性能的前提。本文針對系統運行特性，設計了冷卻電機和軸承供氣回路系統，如圖1所示。剛啟動系統各部件時，當系統運行不穩定時，制冷劑從冷凝器流出后，需經工質泵加壓流入供氣罐，然后對氣體軸承進行供氣（虛線所示），此時壓縮機出口供氣支路無需工作（5-13 支路）。當系統運行穩定后，壓縮機排氣壓力通常滿足軸承供氣條件，因此制冷劑直接對軸承供氣（虛線路徑不再工作）。從冷凝器流出后，制冷劑分為三路，支路一先節流再流入經濟器參與補氣增焓，支路二直接流入經濟器，進入主路循環，支路三對電機進行冷卻，完成冷卻后與主路匯集進入蒸發器完成循環。

圖1 氣懸浮冷水機組循環流程圖Fig.1 Flow chart of water chillers with gas bearings

2 理論模型

等熵效率是壓比的函數，由式（1）表示[17]：

?平衡方程：

每個部件i的換熱量Qi的計算公式如式（3）所示：

式中，Δh為工質在該部件中焓值的變化量，kJ/kg。

表1 各部件換熱量計算公式Table 1 Calculation formula for the exchange of heat for each component

低（高）壓級壓縮機耗功如式（4）所示：

式中，mi為流入部件質量流量，kg/s。hi、hj為低（高）壓級壓縮機入口和出口的比焓，kJ/kg。

工質泵耗功Wpump如式（5）所示：

式中，h6、h10為壓縮機入口和出口的比焓，kJ/kg。

總功耗Wtotal如式（6）所示：

式中，WL為低壓級壓縮機耗功，kW。WH為高壓級壓縮機耗功，kW。Wpump為工質泵耗功，kW。QA為供氣罐換熱量，kW。

系統的性能系數COP 如式（7）所示：

根據?的定義[18]，每個狀態點的?ei計算如式（8）所示：

式中，hi為所求狀態點比焓，kJ/kg。si為所求狀態點的比熵，kJ/(kg·K)，T0為參考溫度，K。

每個部件i的?損Xi的計算公式如式（9）所示：

式中，Xin和Xout分別為由工質流進和流出所帶來的?，kW。Win和Wout分別為由外界對部件做的功和部件對外做的功，kW。

表2 各部件?損計算公式Table 2 The formula for calculating the loss of each component

系統總?損為各部分?損之和，表示為：

系統?效率表示為：

計算過程中通過調用標準制冷劑物性庫數據，根據系統循環計算各點的狀態參數，計算的流程如圖2所示。

圖2 系統計算流程圖Fig.2 System performance parameter calculation process

3 結果分析

本文針對制冷量為435kW 的氣懸浮冷水機組，結合系統實際運行工況，計算中取蒸發溫度為1～9℃，冷凝溫度為32～40℃。為簡化計算，取冷凝器的過冷溫度為5℃，蒸發器過熱溫度為3℃。

3.1 蒸發溫度對系統性能的影響

當冷凝溫度為37℃時，工質在氣懸浮冷水機組中的性能參數COP 以及系統?效率隨蒸發溫度的變化如圖3所示。由圖可知，隨著蒸發溫度的升高，COP 呈現遞增趨勢，?效率呈遞減趨勢。當系統的蒸發溫度從1℃增加到9℃，系統的COP 從5.18 增加到7.09。這是因為隨著蒸發溫度的增加，進出蒸發器的制冷劑焓差增大，系統溫差變小，壓縮機壓比也隨之變小，壓縮機耗功變小導致系統COP 增大。?效率方面，在蒸發溫度升高的時?效率呈現下降趨勢，從27.37%減少到17.90%。其原因是當蒸發溫度升高時，壓縮機耗功隨之減少，而蒸發溫度對冷凝器工作狀態影響較小，冷凝器?損幾乎不變。盡管蒸發器的?損隨蒸發溫度略有降低，但其變化量小于壓縮機耗功變化量，因此系統?效率呈現出降低的趨勢。

圖3 蒸發溫度對系統性能的影響Fig.3 Effect of evaporation temperature on system performance

圖4表示了不同蒸發溫度時系統中各部件的?損變化。隨蒸發溫度的升高，系統總?損從58.98kW 減小到50.15kW，節流閥2 的?損從6.05kW 減小到3.39kW。隨蒸發溫度的升高，冷凝溫度不變，系統溫差變小，進出蒸發器的制冷劑焓差增加，壓縮機壓比變小，壓縮機耗功減少，此時冷凝器、壓縮機、蒸發器、節流閥、軸承供氣和經濟器的?損均隨蒸發溫度的升高而減少，從而使系統總?損減少。其中冷凝器的?損占比最大，蒸發器次之，工質泵最小。

圖4 蒸發溫度對系統各部件?損的影響Fig.4 Effect of evaporation temperature on exergy destruction for each component

3.2 冷凝溫度對系統性能的影響

當蒸發溫度為5℃時，工質在系統中的性能參數COP 以及系統?效率隨冷凝溫度的變化如圖5所示。由圖可知，隨著冷凝溫度的升高，COP 與?效率呈現減少的趨勢。當系統的冷凝溫度從32℃增加到40℃時，系統的COP 從7.34 減少到5.40，其?效率從28.12%減少到20.28%。隨著冷凝溫度的升高，冷凝器的?損升高，同時壓縮機進出口焓差增大，壓縮機耗功與?損增多，系統的COP 與?效率均減少。

圖5 冷凝溫度對系統性能的影響Fig.5 Effect of condensation temperature on system performance

各部件的?損隨冷凝溫度的變化如圖6所示。隨著冷凝溫度從32℃增長到40℃，冷凝器、低壓級壓縮機、高壓級壓縮機、節流閥2 的?損逐漸上升，蒸發器的?損逐漸下降，系統總?損從43.68kW 增長到61.29kW。當冷凝溫度達到40℃時，冷凝器的?損為24.43kW。這是由于隨著冷凝溫度的升高，蒸發溫度不變系統溫差變大，冷凝器的出入口焓差變小，蒸發器?損減少，冷凝器?損增加。此外，隨著冷凝壓力的增加，壓縮機和節流閥的?損也增加，盡管蒸發器的?損減少，但較整個系統增加的?損來說較小，因此系統的總?損增加。

圖6 冷凝溫度對系統各部件?損的影響Fig.6 Effect of condensation temperature on exergy destruction for each component

3.3 冷卻電機負荷對系統性能的影響

當蒸發溫度為5℃，冷凝溫度為37℃時，工質在系統中的性能參數COP 以及系統?效率隨冷卻電機負荷的變化如圖7所示。由于高速永磁電機效率較高，冷卻負荷較小，冷卻用制冷劑流量僅約為系統流量的4%，導致冷卻電機負荷升高時系統COP 和?效率略有下降。當系統的冷卻電機負荷從4.5kW 增加到8.5kW 時，系統COP 下降了0.83%，從6.05 降低至6.00，而系統?效率下降了0.22%，從23.51%下降到23.29%。可見，電機冷卻過程對系統COP 和?效率影響均較小。

圖7 冷卻電機負荷對系統性能的影響Fig.7 Effect of load of the cooling motor on system performance

圖8表示不同電機冷卻負荷對系統各部件的?損。隨著冷卻電機負荷從4.5kW 增加到8.5kW，系統總?損從54.19kW 增加到54.35kW。隨著冷卻電機負荷的增大，蒸發器和冷卻電機的?損增大。此時壓縮機、經濟器、蒸發器、節流閥和軸承供氣的?損幾乎不變，因此系統的總?損增大。當冷卻電機負荷為6kW 時，冷凝器產生的?損為19.49kW，蒸發器產生的?損為14.15kW，冷卻電機產生的?損為0.71kW。

圖8 冷卻電機負荷對系統各部件?損的影響Fig.8 Effect of load of the cooling motor on exergy destruction for each component

當蒸發溫度為5℃，冷凝溫度為37℃時，冷卻電機負荷為7kW 時系統各部件的?損占比如圖9所示。系統總?損主要來源是冷凝器和蒸發器，兩者占比超過60%。其次占比較大的是壓縮機、軸承供氣和節流閥2。節流閥1、冷卻電機、經濟器和軸承供氣所造成的?損總和很小，占比不到5%。冷凝器?損占大是由于制冷劑流量較大且壓縮機的排放溫度與環境溫度之間存在較大差異。因此，未來可以對冷凝器進行優化。為了減少冷凝器傳熱過程中的能量破壞，選擇較小的傳熱溫差和降低制冷劑的冷凝溫度是很有必要的。冷凝器中制冷劑的平均溫度主要取決于冷凝器入口過熱蒸汽的過熱溫度，因此降低壓縮機的排放溫度是減少冷凝器?損的重要措施。

圖9 系統中各部件的?損占比Fig.9 The loss distribution map of components in the system

4 結論

根據熱力學定律構建了帶經濟器的氣懸浮冷水機組數學模型，分析了其變工況下的運行特性，得出以下結論。

隨著蒸發溫度的增大，系統的COP 逐漸上升，而?效率逐漸減小。在蒸發溫度為9℃時，系統的COP 和?效率分別為7.09 和17.90%。系統COP和?效率都隨著冷凝溫度的升高而減小。在冷凝溫度從32℃達到40℃時，系統COP 和?效率分別減少1.94 和7.84%。隨著冷卻電機負荷的增加，系統COP 和?效率逐漸下降。冷卻電機負荷從4.5kW增長到8.5kW，系統的COP 與?效率分別下降了0.05 和0.22%。系統總?損主要來源是冷凝器和蒸發器，兩者占比為61.9%。