高 洋

上海轨道交通设备发展有限公司

0 引言

随着社会的发展，轨道交通在城市发展、出行便捷及大城市减缓交通拥堵中发挥越来越重要的作用。随着大城市地铁的普及，地铁的能耗也逐渐被关注。地铁除了牵引的能耗，作为第二大能耗的空调系统（约占总能耗的30%）在夏季尤为突出。对地铁列车单元式空调机组的节能降耗越来越被重视，然而由于地铁空调系统控制的非线性和复杂性，给空调系统的控制带来了挑战。回热循环是利用蒸发器出口低温的蒸汽来过冷冷凝器出口的高压制冷液体，从而提高制冷液体节流前的过冷度，降低节流后的含气率，增加蒸发器的制冷量。同时提高了压缩机入口制冷蒸汽的温度，大幅降低“带液”风险。

变频空调以其更加节能和舒适的长处已在轨道交通上普及起来，但是回热循环还没有得到成熟应用，其节能与否与使用的状况有很大关系。回热循环在提高压缩机入口温度，解决入口带液问题的同时，会使压缩机出口温度过高，对压缩机的安全运行造成威胁。因此，应用回热循环进一步提高能效，需全面分析回热循环的运行调节规律和在配合变频控制的情况下的综合特性。现以上海地铁某线成熟的单元式空调机组的设计工况为参考，比较分析回热循环下对空调机组制冷量、蒸发器和冷凝器的传热状况等影响。选取压缩机功率、压缩机入口压力、压缩机出口压力、回热量四个数据来模拟单元式空调机组制冷循环的回热循环，以制冷量、压缩机进出口温度、制冷剂质量流量和体积流量、回热器的温差和最小传热温差、冷凝器和蒸发器的最小传热温差等九个参数为输出变量，综合表征单元式空调机组的回热循环的综合性能指标，在考虑制冷量的同时,还需分析当前冷凝器，蒸发器和回热器的传热状况是否恶化，回热器的对数平均温差（表征回热器的大小，为回热器的设计提供参考），发展趋势以及工况的稳定性和适用性。

1 问题描述和分析方法

上海地铁某线单元式空调机组选用R407C作制冷剂，蒸发器和冷凝器为铜管铝翅片换热器，电子膨胀阀，压缩机选用变频涡旋压缩机。

制冷循环的系统原理如图1所示,单元式空调机组的主要设计参数见表1。

图1 制冷回热循环的系统原理图

表1 变频单冷顶置一体式机制冷循环主要设计参数

多工况分析的基准分析参数：

（1）制冷压缩机等熵压缩效率：60%；功率：15kW；入口压力：710kPa；出口压力：2 400kPa；

（2）冷凝器流动阻力：20kPa；对数平均温差：17℃；

（3）蒸发器流动阻力：18kPa；对数平均温差：9℃；

（4）室外空气温度35℃、流量18 000Nm3/h，室内空气入口温度29．4℃、流量5 000Nm3/h。忽略管道阻力损失和散热损失，获得制冷量为48kW。

2 单元式空调机组的回热循环分析

2.1 压缩机入口压力的影响

压缩机入口压力决定制冷循环的低压侧压力的大小，即蒸发器蒸发温度的大小，可通过减小节流阀开度以实现对压缩机入口压力的调节。

从图2可知，空调机组的制冷量和冷凝器、蒸发器的最小传热温差（对数平均温差保持不变分别为17℃、9℃）随着入口压力在不同回热器换热量的变化规律。制冷量随着入口压力先缓慢上升，然后过渡到快速下降，较大入口压力下的下降的斜率（-0．464kW/kPa）约为较小入口压力下的上升的斜率（0．05kW/kPa）的9倍。回热量为0kW，即非回热循环时，入口压力为710kPa取得最大制冷量为48kW；随着回热量从0kW增加到5．5kW，最大的制冷量也不断增加，对应点的入口压力也随之增加。回热量为5．5kW、入口压力725kPa时，最大制冷量为49．7kW。同时，随着回热量的增加，最小入口压力迅速增大，在最大制冷量处取得的入口压力为最小入口压力。

冷凝器的最小温差随入口压力的增加，初始阶段，基本不增加，然后迅速增加，最后趋于15℃左右维持不变。回热量从0kW增加到5．5kW时，整体曲线朝入口压力增大的方向平移，最小入口压力处的最小温差下降，但不小于2℃，最小入口压力下的最小温差的最小值处取得最大制冷量。蒸发器的最小温差变化规律在初始阶段基本不增加，然后迅速增加到6．5℃左右维持不变。回热量从0kW增加到5．5kW时，整体曲线向入口压力增大的方向微弱平移，最小入口压力下的最小温差的最大值处取得最大制冷量。

图3显示回热器的对数平均温差、最小温差和压缩机出入口温度随入口压力和回热量的变化趋势。回热器的对数平均温差和最小温差随着入口压力的增加先缓慢增加，然后迅速增加，最后趋于40℃，随着回热量从0kW增加到5．5kW,回热器的对数平均温差与最小温差的差值由0℃增加到3℃（入口压力725kPa处）。压缩机的入口温度随着入口压力先基本不下降，然后迅速下降至带液工况温度维持不变。并随着回热量的增加，最大入口温度，起始下降的入口压力和温度下降的幅度都逐渐增大，最小入口温度维持不变。压缩机的出口温度随着入口压力先缓慢下降，然后迅速下降，最后趋于一定的下降斜率不变。并随着回热量的增加，最大出口温度，起始下降的入口压力和温度下降的幅度都逐渐增大，最后下降的斜率基本不变。回热量最大时取得最大制冷量，对应压缩机出入口温度（108．8℃，35．6℃），没有回热循环时对应的压缩机出入口温度（98．9℃,25．4℃）增加了10℃左右。

图2 制冷量和最小温差随入口压力和回热量的变化

图3 回热器温差和压缩机出入口温度随入口压力和回热量的变化

图4 为质量流量和体积流量随压缩机的入口压力和回热器回热量的变化规律。质量流量随着入口压力的增加先以1．6kg/(h＊kPa)平缓增加，然后迅速上升过渡到以7．5kg/(h＊kPa)的斜率增加；同时随着回热量的增加，质量流量不断下降（725kPa处由1 174kg/h下降到992kg/h）。体积流量随着入口压力的增加先以-0．006m3/(h＊kPa)下降，然后迅速上升过渡到以0．018m3/(h＊kPa)的斜率增加。回热量为0kW时取得最大制冷量对应的体积流量为最小值（36．53 m3/h）。回热量为5．5kW时的最大制冷量对应的体积流量也为最小值（36．29m3/h）。取得最大制冷量的体积流量为最小值，却随着回热量的增加而减小，质量流量也减小。

图4 质量流量和体积流量随入口压力和回热量的变化

2.2 压缩机出口压力的影响

压缩机出口压力决定制冷循环的高压侧压力的大小，即冷凝器冷凝温度的大小是压缩机一项重要技术指标。压缩机出口压力越高，对应的冷凝温度越高，则冷凝传热温差越大。如果冷凝压力太低则可能造成冷凝器无法向空气排放热量，从而不能形成制冷循环。

由图5可知，空调机组的制冷量和冷凝器、蒸发器的最小传热温差随着出口压力在不同回热器换热量下的变化规律。制冷量随着出口压力先迅速上升，然后过渡到缓慢下降，较小出口压力下的上升的斜率（0．091kW/kPa）约为较大出口压力的下降的斜率（-0．011kW/kPa）的8倍。回热量为0kW，即非回热循环时，出口压力为2 400kPa取得最大制冷量为48kW；随着回热量从0kW增加到5．5kW，最大的制冷量先增加后下降，在回热量为3kW时取得最大值49．2kW，对应点的出口压力下降为2 350kPa。此外，随着回热量的增加，最大出口压力迅速减小，在最大制冷量处取得的出口压力为最大出口压力。

冷凝器的最小温差随着出口压力的增加，先平缓增加，然后迅速下降，最后趋于0℃左右维持不变。回热量从0kW增加到5．5kW时，整体曲线向下减小。蒸发器的最小温差变化规律是先缓慢增加，达到一个峰值后就缓慢下降趋于0，最大峰值不高于4℃。回热量从0kW增加到5．5kW时，整体曲线向出口压力减小的方向微弱平移，最小温差的峰值对应的出口压力减小，并在峰值处取得最大制冷量。

图5 制冷量和最小温差随出口压力和回热量的变化

图6 显示了回热器的对数平均温差、最小温差和压缩机出入口温度随出口压力和回热量的变化趋势。回热器的对数平均温差和最小温差随出口压力的增加先是缓慢增加，然后迅速下降，最后趋于0℃。随着回热量从0kW增加到5．5kW,回热器的对数平均温差与最小温差都不断的减小，最大的出口压力（对应着最小的温差）也随之减小。压缩机的入口温度随着出口压力先基本不变，呈现微弱的下降后回升到原来值不变。并随着回热量的增加，入口温度也逐渐增大。压缩机的出口温度随着出口压力增加而不断增加，并随着回热量的增加，出口温度也逐渐增大。

图6 回热器温差和压缩机出入口温度随出口压力和回热量的变化

图7 为质量流量和体积流量随压缩机的出口压力和回热器回热量的变化规律。质量流量随着出口压力的增加基本以约-0．37kg/(h＊kPa)的斜率下降；同时随着回热量的增加，质量流量以约-20kg/(h＊kW)的斜率不断下降。体积流量基本不受回热量的影响，只随着出口压力的增加以-0．013m3/(h＊kPa)下降。

图7 质量流量和体积流量随出口压力和回热量的变化

2.3 压缩机功率的影响

压缩机是整个制冷循环中的动力源，压缩机功率的大小基本决定了所能获得的制冷量，是制冷循环中的一个具有决定意义的重要参数。

图8显示了制冷量和冷凝器、蒸发器的最小传热温差随压缩机功率在不同回热量下的变化规律。制冷量随着功率先上升，然后再下降，较小功率下的上升斜率（3．1）约为较大出口压力下的下降斜率（-1．1kW/kPa）的3倍。回热量为0kW，即非回热循环时，功率17kW取得最大制冷量为50．1kW；随着回热量从0kW增加到5．5kW，最大的制冷量也随之增加，在回热量为5．5kW时取得最大值54．5kW。另外，随着回热量的增加，功率≥17kW时，制冷量以0．8的斜率增加。

冷凝器的最小温差随着功率的增加，先平缓增加，然后迅速上升，最后平缓增加至15℃左右。回热量从0kW增加到5．5kW时，功率小于17kW时，曲线向下不断减小。蒸发器的最小温差变化规律是先缓慢增加，然后迅速上升，最后趋于6℃左右维持不变。回热量从0kW增加到5．5kW时，功率小于17kW时，蒸发器的最小温差减小，功率大于17kW时，蒸发器的最小温差维持6℃左右不变。

图8 制冷量和最小温差随压缩机功率和回热量的变化

图9 给出了回热器的对数平均温差、最小温差和压缩机出入口温度随功率和回热量的变化趋势。回热器的对数平均温差和最小温差随着功率的增加先是缓慢增加，然后迅速上升，最后平缓增加至40℃左右；随着回热量从0kW增加到5．5kW,回热器的对数平均温差与最小温差都不断地减小，两者的差值在功率17kW处从0℃增加到3℃左右。压缩机的入口温度随功率先缓慢下降，然后迅速地下降到13℃左右维持不变，并随着回热量的增加，入口温度逐渐增大。压缩机的出口温度随着功率的增加先缓慢下降，然后迅速地下降趋于75℃左右，并且随着回热量的增加，出口温度也逐渐增大。

图9 回热器温差和压缩机出入口温度随压缩机功率的变化

图10 所示，质量流量和体积流量随压缩机的功率和回热器回热量的变化规律。质量流量随着功率的增加以71kg/(h＊kW)的斜率增加，功率大于15kW后，以109 kg/(h＊kW)的斜率增加；同时随着回热量的增加，质量流量在压缩机的功率17kW处以-26kg/(h＊kW)的斜率不断下降。体积流量基本不受回热量的影响，只随着压缩机的功率的增加以2．5m3/(h＊kW)增加。

图10 质量流量和体积流量随压缩机功率的变化

3 结论

通过以上地铁车辆单元式空调机组的三个主要参数（压缩机入口压力、出口压力和功率）的回热循环分析可知：

在实际应用中，为了更好地在地铁车辆单元式空调机组应用回热循环来提升制冷效率，达到节能减排目标，还需考虑室外温湿度、室内设计温度等条件对单元式空调机组回热循环的影响。

1)回热循环使单元式空调机组的入口压力增加，出口压力减小，降低了最佳压比，制冷量增加4%，改善了蒸发器和冷凝器的传热工况，但最大回热量受到室外温度和室内温度的限制。

2)回热循环使压缩机的出入口温度仅增加10℃左右。入口压力调整时，回热量会降低制冷剂的质量流量和体积流量，却在最小体积流量处获得最大制冷量；出口压力调整时，回热量不影响体积流量，会降低质量流量。

3)压缩机功率调整时，制冷量有极值点，功率过大不仅能效下降，制冷量也下降，设计应避免此种情形发生。功率增大时，冷凝器和蒸发器传热强化，压缩机进出口温度下降，进口出现“带液”，回热循环仅会使冷凝器传热恶化，对蒸发器基本无影响，压缩机进出口温度上升，无“带液”危险。另外，体积流量不随回热量的变化而变化，质量流量有轻微下降。

在实际应用中，为了全面分析地铁车辆单元式空调机组可以对室外温度和湿度、室内设计温度等条件进行详细的回热循环随着环境以及负荷变化的控制和调节规律。