王亚聪 唐黎明 邬晗晖 陈光明 陈 琪

(浙江省制冷与低温技术重点实验室 浙江大学制冷与低温研究所 杭州 310027)

随着冰箱在社会上的广泛使用,其带来的能源问题也日益严峻。在中国,家用电冰箱所消耗的电能已占到居民整体用电的42%[1]。家用冰箱通常带有冷藏室和冷冻室,制冷剂节流后依次通过冷冻蒸发器和冷藏蒸发器,在相同蒸发温度下维持冷冻室-18 ℃和冷藏室5 ℃的间室温度[2-3]。为提高系统制冷效率,国内外学者已经对冰箱制冷循环提出了不同的改进措施。A. Lorenz和K. Meutzner[4]提出了Lorenz-Meutzner循环,后来的学者在此基础上不断进行改进以提高制冷循环的性能。Yan Gang等[5]提出以R290/R600a混合物作为制冷工质的分凝式双温系统,研究结果表明其系统性能优于传统双温循环。陈旗等[6]研究了非共沸混合工质分凝式双温制冷系统在实际工况下的间歇运行特性,发现环境温度的升高会导致压缩机的开机率和耗电量明显上升。此外,另一种改进方式是对双蒸发器串联循环结构进行改进。国内外学者提出的改进措施包括旁通双循环蒸气压缩制冷系统[7]、并联双循环蒸气压缩制冷系统[8]、独立双循环蒸气压缩制冷系统[9]、喷射增效蒸气压缩制冷循环[10]以及带中间补气压缩机的两级压缩系统[11]等。其中独立双循环系统可实现冷冻室和冷藏室的独立控制,冷藏循环可保持较高的蒸发温度,具有较高的循环效率[12]。

唐黎明等[13]在独立双循环系统的基础上,提出一种耦合双循环系统,该系统通过耦合过冷器将冷冻循环与冷藏循环耦合,利用冷藏循环的一部分制冷量,对冷冻循环中冷凝器出口的制冷剂进行过冷,在不增加系统功耗的前提下,实现冷量品位的提升。但在使用样机进行耦合循环实验后,何万基等[14]发现冷藏侧耦合运行结果和独立运行结果基本一致,但冷冻侧耦合运行结果和预期相差较大。测试结果表明,当系统耦合运行时,冷凝器出口制冷剂不能完全冷凝,耦合过冷量被用于处理未完全冷凝的制冷剂,不能发挥应有的作用。此外,蒋若恒等[15]通过理论和实验证明,冷冻循环系统的制冷剂初始充注量对系统节能效果影响较大,系统在单独运行和耦合运行两种情况下,维持设计压力所需的制冷剂初始充注量并不相同。

本文在耦合双循环系统基础上,提出一种两级节流双循环耦合系统,在冷冻循环冷凝器和耦合过冷器之间添加节流装置,通过理论与实验研究,确定系统中冷冻循环的设计工况,使系统在独立运行和耦合运行时均能保持稳定,且耦合运行时冷冻循环的COPF比独立运行有所提高。

1 理论模型建立

两级节流双循环耦合系统的原理如图1所示。在冷冻循环冷凝器和耦合过冷器之间添加一级节流装置,通过调节节流装置的节流能力,寻找系统合适的工况。系统p-h图如图2所示,当系统耦合运行时,利用一级节流装置阻断冷冻冷凝器和耦合过冷器的压力相等状态后,冷冻冷凝压力仍有一定程度的下降,即2F-3F的压力仍低于2R-3R,3F-4F是一级节流过程,耦合过冷器的换热发生在冷冻中间压力4F-5F和冷藏蒸发压力4R-5R的温差下,用冷藏循环中4R-5R这一段制冷量过冷冷冻循环中4F-5F,经过冷冻循环等焓节流5F-6F之后,转换为冷量品位更高的6F-6F′的制冷量,实现冷量品位的提升。

图1 系统原理

图2 系统压焓图

本文为冷藏侧添加一个旁通回路来调节耦合制冷量的大小。冷藏侧的分流比r定义为通过耦合节流阀的流量在冷藏侧总流量中的比值。前人的测试结果[16]表明,冷藏循环标准工况运行时的制冷剂充注量minitial=25 g。由于冷藏侧在独立运行和耦合运行时,冷藏循环运行参数并不会发生显著变化,本文模拟遵循这一实验结果,认为改变分流比r并不会使冷藏循环性能发生变化。由于冰箱实际耦合运行的状态对应着冷藏循环中旁通节流装置全关时的运行情况,即分流比r=1时的情况,因此本文中耦合运行状态所需的冷藏侧输入量均为r=1时冷藏侧的各个物理参数。

本文在系统独立运行和耦合运行均保持稳定的情况下,以冷冻侧能效比COPF作为合适工况的判断依据。由于COPF与耦合制冷量和制冷剂的初始充注量有关,所以本文以二者作为自变量进行研究。耦合过冷器本质上是一个热交换器,在冷藏侧状态已知情况下,可以通过冷冻侧耦合过冷器内的压力pmid,利用换热器模型求出耦合制冷量的大小[17]。当环境温度和蒸发器热负荷不随时间变化时,循环中各参数基本保持不变,系统处于稳定运行状态。实际中,由于冰箱启停控制要求,冰箱系统的评价标准为24 h系统实测耗电量,本文未进行与时间有关的动态过程模拟,因此选用稳态运行下的能效比作为系统性能优劣的判断标准,仍具有一定的意义。

2 理论模拟研究

本文利用Matlab建立计算模型,制冷剂为R600a,对应的物性参数通过REFPROP10.0调用得到,整个模拟过程中,恒定环境温度为25 ℃,恒定冷冻室内温度为-18 ℃。此外根据测试实验结果,minitial取值范围为20～60 g,pmid取值范围为200～700 kPa。在该范围内根据系统各部件计算模型进行如下模拟。

2.1 冷冻侧设计工况的确定

2.1.1 冷冻循环独立运行

当冷冻循环独立运行时,在不同制冷剂初始充注量minitial条件下,改变一级节流装置开度得到结果如图3所示。由图3可知,当minitial一定时,系统COPF随pmid的增大呈先增大后缓慢减小的趋势,这表示存在COPF最大点。考虑到在实际情况中,冷凝压力ph需要处于合适范围内,根据冷凝器正常运行标准[18],最终认为ph介于536.3～724.2 kPa之间,冷凝器可以正常工作。图4所示为冷凝压力ph随minitial和pmid变化的三维曲线,图5所示为COPF随minitial和pmid变化的三维曲线,将ph取值上下限带入图4和图5可得pmid和minitial的取值范围,该范围内COPF最大点即为冷冻循环独立运行时的设计工况。本文采用穷举法确定最大COPF所对应的状态,由于穷举的非连续性,该结果为近似值,但仍具有参考意义。最终得到在minitial=48 g,pmid=450 kPa时,COPF取得最大值0.924 6。

图3 冷冻循环独立运行时COPF随pmid的变化

图4 冷冻循环独立运行时ph随pmid和minitial的变化

图5 冷冻循环独立运行时COPF随pmid和minitial的变化

2.1.2 冷冻循环耦合运行

图6所示为冷冻循环耦合运行时,不同制冷剂充注量minitial下,COPF随中间压力的变化。冷冻循环耦合运行时,此时冷藏循环旁通节流装置全关,pmid的改变是通过改变冷冻循环一级节流装置和二级节流装置的开度来实现,pmid越大,等价于一级节流装置节流效果越弱,即开度越大,而一级节流装置的开度是有限的,最大为全开,对应图中曲线上最右侧的点,因此不同克数下,pmid所能取到的最大值不同。当minitial较小时,COPF随pmid的增大逐渐减小,当minitial较大时,COPF随pmid的增大先增大后缓慢减小。同前文一样,可根据ph确定pmid和minitial的取值范围,进而确定COPF最大点。由于有两组数据的值较为接近,因此选择两组工况点作为设计工况进行后续模拟,相应的参数为minitial=50 g,pmid=250 kPa,COPF=1.004和minitial=54 g,pmid=450 kPa,COPF=1.003。

图6 冷冻循环耦合运行时COPF随pmid的变化

图7 冷冻循环耦合运行时ph随pmid和minitial的变化

图8 冷冻循环耦合运行时COPF随pmid和minitial的变化

2.1.3 冷冻侧设计工况点确定

由于冷冻侧存在两种工作状态,因此设计工况点的pmid和minitial选取需要同时满足两种工作状态的需求,即二者的重叠部分。由于冰箱实际上是在独立运行和耦合运行之间进行切换,本文选定二者运行时间比例为1∶1,因此以独立运行和耦合运行时COPF的算术平均值作为判断标准。最终选取独立与耦合运行连线上,位于二者重叠部分且COPF算术平均值最大两个点作为可能的设计工况点。如图9所示,两个点的参数分别为(400 kPa,48.5 g)和(450 kPa,50 g)。由于在相同工况点下,系统独立运行和耦合运行时,各位置的物理参数并不完全相同,因此两个设计工况点对应4种设计工况。利用节流阀确定系统运行工况后,考虑到冰箱实际需求,应将节流阀等效替换为毛细管,本文中,通过节流阀的质量流量表示形式和电子膨胀阀相同[19],具体形式如下:

图9 系统pmid和minitial选择范围

(1)

式中:ρvalve,in为节流阀进口制冷剂密度,kg/m3;pvalve,in和pvalve,out分别为节流阀进、出口压力,kPa,CD为流量系数;A为流通面积,m2。毛细管模型使用C. Hermes等[20]提出的半经验模型,M. Schenk等[21]通过实验证明该模型适用于本文选用的R600a制冷剂。该公式具体表达形式如下:

(2)

a=υf(1-k)

(3)

b=υfpfk

(4)

k=1.63×105pf-0.72

(5)

式中:φ为毛细管常数,值为6;D和L分别为毛细管内径和长度,m;pin、pout分别为毛细管进、出口压力,Pa;pf为毛细管进口点等焓过程对应的制冷剂闪蒸点压力,Pa;υf为毛细管进口点等焓过程对应的制冷剂闪蒸点比体积,m3/kg。当使用毛细管代替节流阀时,在已知质量流量与进口状态的情况下,联立节流阀模型和毛细管模型,每一个CD对应一组L和D,本文中,毛细管管径为0.6 mm,因此每个CD会对应一个L。每种设计工况下节流阀开度和对应毛细管长度如表1所示。

表1 冷冻循环设计工况的参数

2.2 耦合运行模拟结果

2.2.1 节流装置使用节流阀

确定4种设计工况后,通过调节冷藏侧旁通节流阀的开度来改变耦合制冷量δQ的大小。由于δQ

会随着minitial变化,因此只有将minitial相同的系统进行纵向对比才有意义。系统COPF和δQ之间的关系如图10所示,在设计工况下,随着δQ的增大,COPF不断增大,且耦合运行状态下(δQ最大)的COPF比单独运行状态(δQ=0)高约9%,表明冷冻循环引入一级节流装置可以优化原来的系统,对系统设计有一定指导意义。

图10 四种工况下COPF随δQ的变化

2.2.2 节流装置使用毛细管

根据表1设计参数,使用毛细管代替节流阀进行模拟,模拟结果如图11所示。ph和pmid的变化趋势与使用节流阀的系统类似,使用毛细管后,随着耦合制冷量的增大,COPF也逐渐提升。

图11 使用毛细管时COPF随δQ的变化

3 实验研究

3.1 实验装置介绍

本文实验装置为改造后的BC/D-108小型冷柜,压缩机型号为QD65Y,系统中节流阀选用Hoke1335G4B针阀,冷藏侧冷凝器的热量和蒸发器的冷量通过冷却水的流量和温度变化计算。冷冻侧的箱体内布置有加热棒和小型冰箱风扇来计算蒸发器的制冷量。制冷剂选择R600a,冷冻室内温度控制为-18 ℃,环境温度为25 ℃。

因样机测试过程中发现问题仅出现在冷冻侧,所以对冷冻侧的实验应更接近实际工况,而冷藏侧可进行简化处理。基于上述原因,本文对实验装置进行如下处理:1)冷冻侧冷凝器是冰箱自带的,采用自然对流散热,以接近真实工况。冷藏侧采用水路换热,可通过水温变化计算冷凝器和蒸发器换热量。2)在实际应用中,冰箱通常使用毛细管节流,在本文中,为便于调节冷冻侧节流膨胀效果,使用节流阀代替毛细管。为保证等价关系,节流阀和毛细管均作绝热处理。3)冷冻侧引入两级节流过程,通过调节一/二级节流阀的开度,来调节耦合过冷器中的压力。

3.2 实验研究结果

3.2.1 冷冻循环独立运行实验验证

分别向冷冻侧充入20、40、60 g制冷剂,图12所示为冷冻侧单独运行时的实验结果,结果表明冷冻侧单独运行时,COPF随pmid的变化趋势与模拟结果一致。

图12 冷冻循环独立运行时COPF随pmid变化的实验结果

3.2.2 冷冻循环耦合运行实验验证

图13所示为冷冻侧耦合运行时的实验结果,结果表明冷冻侧耦合运行时,ph和COPF随pmid的变化趋势与模拟结果同样一致。

图13 冷冻循环耦合运行时COPF随pmid变化的实验结果

3.2.3 设计工况下耦合运行实验结果

以工况一为例,冷冻侧制冷剂初始充注量为48.5 g,在冷冻侧独立运行时,通过调节一级节流装置和二级节流装置使冷冻侧中间压力pmid维持在400 kPa,然后开启冷藏侧,调节冷藏侧节流阀来改变耦合制冷量δQ。在实际测试中发现,当冷藏侧分流比较小时,δQ会随着阀门开度变化而剧烈变化,当冷藏侧分流比较大时,δQ的变化趋于平缓,因此实验结果集中在δQ较大的范围内。系统COPF随δQ变化如图14所示。图中δQ为0的点与最大的点分别表示系统独立运行和完全耦合运行时的情况,经实验结果计算,工况一独立运行时COPF为0.907,完全耦合运行时,COPF为0.988;工况四独立运行时,COPF为0.904,完全耦合运行时,COPF为0.990。

图14 冷冻循环耦合运行时COPF随δQ变化的实验结果

4 结论

本文在耦合双循环冰箱系统的基础上,为冷冻侧增加一级节流装置,阻断冷冻侧冷凝器和耦合过冷器之间压力相等的状态,通过理论与实验研究,确定本系统合适的设计工况,保证系统在独立和耦合运行过程中均能稳定运行并具备一定节能效果。

本文在冷藏侧处于标准工况时,通过定量分析确定冷冻侧的设计工况。冷冻侧选择两个接近的工况作为设计工况:1)冷冻侧制冷剂初始充注量为48.5 g,蒸发压力为58.4 kPa,耦合过冷器内压力为400 kPa;2)冷冻侧制冷剂初始充注量为50 g,蒸发压力为58.4 kPa,耦合过冷器内压力为450 kPa。分别以独立运行和耦合运行进行模拟计算,结果表明,在设计工况下,该系统能够稳定运行,且系统耦合运行COPF比单独运行高约9%。在理论基础上搭建实验台进行实验验证,实验结果证明了理论分析结果的正确性,系统在设计工况下能够稳定运行,且节能效果和理论模拟结果基本一致。