刘 剑 张小松

(东南大学能源与环境学院 南京 210096)

冷冻水流量和温度对基于混合工质的双温冷水机组性能影响

刘 剑 张小松

(东南大学能源与环境学院 南京 210096)

为研究冷冻水流量与温度变化对基于大滑移温度非共沸工质双温冷水机组性能的影响规律，本文在大滑移温度非共沸工质的双温冷水机组实验台进行了多组实验研究。实验分别研究了非共沸工质R32/R236fa在不同质量组分比例(0.4∶0.6，0.5∶0.5，0.6∶0.4)下，冷冻水流量由0.25 m3/h增大到0.45 m3/h，以及高温冷冻水温度变化时，冷水机组性能的变化情况。实验结果表明，在冷却水进出口温度为32 ℃与37 ℃，高、低温冷冻水温度分别为7 ℃，16 ℃时，不同冷冻水流量下冷水机组的制冷效率(COP)最大为4.17，最小COP为3.27。此外，高温冷冻水温度变化对冷水机组COP存在明显影响。实验为大滑移温度的双温冷水机组的应用提出了数据基础。

非共沸工质；变流量；COP；大滑移温度

随着人们对环境问题的日益关注，CFCs类和HCFCs类制冷剂正逐步被禁用和淘汰，而非共沸工质由于其本身特有的优势正受到越来越多的关注和研究。越来越多的非共沸混合工质被提出来用于替代传统工质，例如R407C被用于替代R22，R401B用于替代R501、R12[1-2]，这些非共沸混合制冷剂正被迅速推广使用。非共沸混合工质的相变过程和纯工质有明显的区别，它在相变时存在明显的温度滑移[3-5]。正是根据非共沸混合制冷剂的这一特点，许多学者希望利用它来逼近Lorenz循环，提高空调、热泵等系统的运行效率[6-9]。此外，非共沸制冷剂与纯工质相比存在其特有的相变传热现象[10-12]，其中对采用纯工质的系统，随着换热介质流量的增加及流速加快，强化了工质与换热介质之间的传热，使得系统的效率增加[13]。但对于非共沸工质系统，在流量增加不大时，与纯工质的情况相同，系统的效率会随换热介质流量的增加而上升，但当换热介质流量继续增加时，系统的效率反而会下降[11]。因此对于采用非共沸工质的系统，有必要研究换热介质流量变化对系统性能的影响。此外，冷水机组在制取冷冻水时，蒸发温度对机组性能有着显著的影响[14-15]。本文以采用大滑移温非共沸工质R32/R236fa的双温冷水机组为实验对象，对冷冻水流量与高温冷冻水出水温度变化时双温冷水机组的运行状况展开实验研究，分析不同工况对冷水机组性能的影响。实验结果为大滑移温度非共沸工质应用于双温冷水机组提供数据支持。

1 实验研究

1.1 实验装置介绍

搭建基于大滑移温度非共沸工质R32/R236fa的单级压缩水冷冷水机组，实验装置采用两台组管式换热器将蒸发过程分为两段进行，从而获得两种不同温度冷冻水。同时，实验装置分两部分，一部分是制冷剂循环，主要包括全封闭转子式压缩机、冷凝器、蒸发器、膨胀阀、储液器、干燥过滤器、视液镜等，其中冷凝器与蒸发器都为套管式换热器，两流体在换热器呈现逆流换热。另一部分是冷冻水与冷却水循环，每个循环中主要包括电加热器、水泵(三级调速)、手动阀门、蓄水箱等。实验装置原理如图1所示。

1压缩机 2冷凝器 3储液器 4电子膨胀阀 5低温蒸发器 6高温蒸发器 7～9手动调节阀 10～12流量计 13～15 电加热器 16～18循环水泵 19～21水箱 P压力测点 T 温度测点图1 双温水冷冷水机组实验系统图Fig.1 Schematic diagram of experimental system

根据实验原理图1，制冷循环过程为大滑移温度非共沸工质R32/R236fa经过压缩机压缩成高温高压的过热气体，流经冷凝器冷凝成高压过冷液体，通过储液器、干燥过滤器之后，再经过电子膨胀阀节流到低温低压的两相区，之后混合工质先经过低温套管式蒸发器进行蒸发，制取低温冷冻水(7 ℃左右)，再经过高温套管式蒸发器进行蒸发，制取高温冷冻水(16 ℃左右)，蒸发完的工质由压缩机吸入，完成制冷循环。

1.2 测量装置

为保证测量数据的准确性与完整性，实验装置中采用大量高精度传感器及测量仪表，用于测量压缩机的吸气与排气温度，吸气与排气压力，冷却水流量，冷却水进出口温度，高、低温冷冻水流量，高、低温冷冻水进出口温度，压缩机功耗等。传感器、测量仪表及测量仪表的不确定度详见表1，所有高精度传感器都接入安捷伦数据采集仪中，并可通过计算机实现对数据的观察及自动记录并保存到数据库，用于数据处理与分析。

表1 测量值的不确定度Tab.1 Uncertainly of the measured parameters

1.3 非共沸工质

实验中采用R32与R236fa的混合工质作为制冷剂，其中不同质量组分比例的混合工质的相变特性由NIST8.0物性参数软件计算得到，结果见表2。由表2可以看出不同质量组分比例下混合工质的滑移温度最小为14.5 ℃，完全满足双温冷水机组对非共沸工质的要求。

表2 R32/R236fa在不同质量组分比例下的热力性质Tab.2 Thermodynamic properties at different mass component concentration of R32/R236fa mixtures

2 性能评价指标

本文对COP与制冷量对双温冷水机组进行评价，其中COP由公式(1)计算：

(1)

系统制冷量由公式(2)计算：

Qe=cpGe(tg,in-tg,out)+cpGe(td,in-td,out)(2)

此外，文中还将测量系统的排气压力与排气温度,对系统的安全性进行分析。

3 实验结果分析

为了探究换热介质流量变化对机组性能的影响，实验对不同质量组分比例的工质进行多组变工况实验，具体见表3。

为研究高温冷冻水温度变化对冷水机组性能的影响，实验对不同质量组分比例的工质进行了多组变工况实验，具体见表4。

表3 变冷冻水流量实验工况Tab.3 Experimental conditions of variable chilled water flow rate

表4 变高温冷冻水温度实验工况Tab.4 Experimental conditions of variable chilled water temperature

3.1 测量结果不确定度分析

由于实验所用测量与采集工具存在一定误差，为保证实验数据的可靠性，因此有必要对测量结果进行误差分析。其中计算的不确定度由公式(3)计算[16]：

(3)

各计算量的平均不确定度如表5所示：

表5 计算量的不确定度Tab.5 Uncertainty of calculated values

计算结果表明，各计算量的不确定度在±2%以内，满足精度要求。

3.2 冷冻水流量变化对机组制冷量的影响

由图2可知，机组制冷量最大值出现在R32的质量组分比例为0.6，冷却水流量为0.8 m3/h，冷冻水流量为0.45 m3/h时，此时机组的制冷量为4.49 kW。机组制冷量最小值出现在R32的质量组分比例为0.4，冷却水流量为0.6 m3/h，冷冻水流量为0.25 m3/h时，此时机组的制冷量为3.14 kW。随着冷冻水流量的增大，机组制冷量明显增大，且增大的趋势逐渐降低。可见冷冻水流量的增大，强化了蒸发器的换热，增大制冷量；但降低了冷冻水进出口温差，其强化传热的作用越来越弱，制冷量增加的趋势降低。此外，随着R32的质量组分比例的增大，机组的制冷量增大，原因在于R32的单位质量制冷量大于R236fa。因此可得，通过增大冷冻水流量和混合工质中R32的质量组分比例，有利于提高机组的制冷量。

图2 冷冻水流量变化对机组制冷量的影响Fig.2 Effect of variable chilled water flow rates on the refrigerating capacity of the unit

3.3 冷冻水流量变化对系统效率的影响

随着冷冻水流量的变化，必然导致换热介质进出口温度发生变化，从而导致换热器中换热温差发生变化，对于换热温差采用公式(4)进行计算：

(4)

图3给出冷冻水流量变化时，蒸发器中换热温差与冷水机组制冷效率的变化。首先，机组制冷效率最大值出现在R32的质量组分比例为0.6，冷却水流量为0.8 m3/h，冷冻水流量为0.45 m3/h时，此时机组的制冷效率为4.16。机组制冷效率最小值出现在R32的质量组分比例为0.4，冷却水流量为0.6 m3/h，冷冻水流量为0.25 m3/h时，此时机组的制冷效率为3.26。机组的制冷效率随冷冻水流量的增大而增大，蒸发器中换热温差随冷冻水流量的增大而减小。因为随着冷冻水流量的增大，蒸发器中的换热温差减小，导致制冷剂的蒸发温度与蒸发压力升高，从而使得制冷效率增大；其次，从图3中可得，低温蒸发器中的换热温差小于高温蒸发器中的换热温差，其原因为：1)低温蒸发器中制冷剂多位液态，而液液换热效果要优于气液换热效果；2)换热器选择时，低温蒸发器选择过大。最后，通过比较图3中的(a)、(b)和(c)可得，随着R32的质量组分比例的增大，机组的制冷效率增大。

图3 冷冻水流量变化对机组效率的影响Fig.3 Effect of variable chilled water flow rates on the COP of the unit

3.4 冷冻水流量变化下系统各状态点变化

表6给出了冷冻水流量变化时机组各状态点变化。首先，从表6中可得，冷冻水流量的变化对冷水机组的排气温度与排气压力的影响非常小。不同工况下，冷水机组的排气温度保持70～72 ℃左右。而随着R32质量组分比例的增大，冷水机组的排气压力增大明显。可见由于R32的沸点低，随着R32的质量组分比例的升高，机组排气压力升高。其中，在R32的质量组分比例为0.6时，机组的排气压力在不同的换热介质流量下接近2 MPa。总之，虽然当R32的质量组分比例越大时，机组的效率和制冷量越大，但此时机组的排气压力较高，因此在选择混合工质的组分时，R32的质量组分比例应在0.5左右。其次，随着冷冻水流量的增大，蒸发器的进出口温度都逐渐增大，这说明制冷剂的蒸发压力不断升高，使得制冷剂的蒸发温度不断升高。随着蒸发压力的提高，蒸发器的换热量不断增大，导致蒸发器进出口温差不断增大。

表6 不同冷冻水流量下冷水机组各状态点Tab.6 State points of the unit under variable chilled water flow rates

3.5 高温冷冻水温度变化对冷水机组性能的影响

表7给出了高温冷冻水温度变化对冷水机组性能的影响。首先，从表7中可得，在R32的不同质量组分比例下，冷水机组的制冷效率与制冷量都随高温冷冻水温度的增大而增大。最大值出现在R32的质量组分比例为0.6，高温冷冻水温度为17 ℃时，此时制冷效率为3.97，制冷量为4.29 kW；制冷效率最小值为3.52，制冷量为3.25 kW，此时R32的质量组分比例为0.4，高温冷冻水温度为15.9 ℃。其次，高温冷冻水温度变化对压缩机排气温度与排气压力的影响较小。最后，随着高温冷冻水温度的增大，蒸发器进出口的温度都增大，且蒸发器进出口的温差也随着高温冷冻水温度的增大而增大。低温蒸发器中换热量随着高温冷冻水温度的升高而减小，高温蒸发器则相反，原因在于随着高温冷冻水温度的升高，高温蒸发器的换热量增大，而此刻换热系数与换热面积保持不变，因此换热温差必然增大。

4 结论

本文提出一种基于大滑移温度非共沸工质的双温冷水机组，并对冷冻水流量与高温冷冻水温度的变化对系统性能影响进行了研究，研究结果表明：

1)冷冻水流量的变化对机组的效率和制冷量都存在较大的影响。当低温冷冻水出水温度为7 ℃，高温冷冻水出水温度为16 ℃，冷却水进出口温度分别为32 ℃与37 ℃时，机组制冷量与制冷效率最大值都出现在R32的质量组分比例为0.6，冷却水流量为0.8 m3/h，冷冻水流量为0.45 m3/h时，此时机组的制冷量为4.49 kW，制冷系数为4.17。组制冷量最小值出现在R32的质量组分比例为0.4，冷却水流量为0.6 m3/h，冷冻水流量为0.25 m3/h时，此时机组的制冷量为3.15 kW，制冷系数为3.36。

2)不同工况下的研究结果表明：冷水机组的排气温度保持在70～72 ℃左右，排气温度低，系统运行温度；R32的质量组分比例对排气压力影响很大，当非共沸混合工质中R32的质量组分比例为0.5时，不同换热介质流量下机组的排气压力1.8 MPa左右，排气压力适中。制冷系数最小为3.59，最大为4.06；制冷量最小为3.62，最大为4.07。因此该机组推荐所采用的混合工质中R32的质量组分比例度应在0.5左右。

3)在其他工况一定情况下，随高温冷冻水出水温度的升高，冷水机组的效率提高且最高可达3.97。

表7 高温冷冻水温度变化冷水机组的影响Tab.7 Effect of the temperature change of high temperature chilled water on the unit

符号说明

COP——制冷效率

ODP——臭氧层消耗能值

Qe——制冷量，kW

GWP——全球变暖潜能值

f——不确定度，%

W——压缩机功耗

cp——换热流体的定压比热容，J/(kg·K)

w——质量组分比例

T——温度，℃

G——换热介质流量(水)，m3/h

DTG——高温换热器换热温差，℃

DTD——低温换热器换热温差，℃

下标

f——液相

t,tol——计算量

g——气相

e——蒸发器

t,i——测量值

c——冷凝器

x——压缩机吸气

d——高温冷冻水

in——进口

g——低温冷冻水

out——出口

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About the corresponding author

Zhang Xiaosong, male, professor, School of Energy and Environment, Southeast University, +86 13951974528, E-mail: rachpe@seu.edu.cn. Research fields: new technology of refrigeration and performance optimization of air conditioning system.

Effect of Variable Chilled Water Flow Rates and Temperatureon Performance of Double Temperature Chiller with Largeemperature Glide Zeotropic Refrigerant

Liu Jian Zhang Xiaosong

(School of Energy and Environment, Southeast University, Nanjing, 210096, China)

To study the effect of variable chilled water flow rates and temperature on double temperature chiller with large temperature glide zeotropic refrigerant, the chiller’s performance under different conditions was investigated experimentally, including mass concentration ratio of R32/R236fa (0.4∶0.6, 0.5∶0.5, 0.6∶0.4), chilled water flow rates change from 0.25 m3/h to 0.45 m3/h and temperature change of the high temperature chilling water. The experimental results show that the maximum and minimum COP of the unit under different flow rates is 4.17 and 3.27 respectively, this moment, the inlet and outlet water temperature of condenser are 32 ℃ and 37 ℃, the high-low temperature chilling water are 7 ℃ and 16 ℃. In addition, the temperature change of high temperature chilled water have obvious effect on the performance of the unit. At last, the results of this paper provide database for the application of double temperature chiller.

zeotropic; variable flow rate; COP; large temperature glide

国家自然科学基金(51376044)和国家科技支撑计划(2011BAJ03B14)资助项目。(The project was supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51376044) and the National Key Technology R&D Program(No.2011BAJ03B14). )

2015年3月24日

0253- 4339(2015) 06- 0083- 07

10.3969/j.issn.0253- 4339.2015.06.083

TU831.4;TB64

A

张小松，男，教授，东南大学能源与环境学院，13951974528，E-mail: rachpe@seu.edu.cn。研究方向：制冷新技术与制冷空调系统性能优化。