水作为制冷剂的透平冷水机组研究现状 (二)

周子成

3 第二部分水作为制冷剂的冷水机组

水作为制冷剂的有关研究和商业应用已经有很长的历史,但在机械压缩式蒸汽制冷机中的应用仅仅是最近十几年的事。目前水作为制冷剂的冷水机组有以下几种类型:(1)按照循环流程,有级间水冷却和经济器冷却两种多级压缩循环;(2)按照压缩机类型,有离心式和轴流式两种压缩机;(3)按照换热器型式,有直接换热器、间接换热器和冷凝波转子三种换热器。

图9是一般的冷水机组热力循环。1-2表示由蒸发器产生的饱和水蒸汽制冷剂进入压缩机被压缩,使压力和温度升高。2-4是在冷凝器中由过热水蒸汽冷却至饱和蒸汽 (2-3)并进一步冷凝到液体水 (3-4),冷却和冷凝过程中使用 30℃至40℃的冷却水。4-5表示液化的制冷剂水在膨胀阀中膨胀,部分制冷剂液体水蒸发与剩余的制冷剂液体水一同进入蒸发器。5-1表示在蒸发器中被10℃左右的载冷剂水加热成饱和水蒸汽。由蒸发器出来的饱和水蒸汽进入透平压缩机进行压缩。冷水机组的制冷量是在下列工况下评价:载冷剂水进水温度12℃和出水温度7℃、冷凝器的冷却水进水温度32℃和出水温度37℃,并且制冷量的单位表示成kW(或冷吨RT)。1 RT相当于约3.5kW。冷水机组的性能用性能系数COP评估,并表示为比值Q/W,其中Q是在蒸发器中从载冷剂水吸取的热量和W是外部加入的功 (驱动压缩机需要的功)。

图9 冷水机组热力循环

图10表示了采用经济器的两级压缩冷水机组制冷循环的原理图。由两级离心式压缩机和第一级压缩机下游的经济器 (中间冷却器)及蒸发器、冷凝器和膨胀阀组成。经济器中的压力是保持在等于第一级压缩机排出的压力P1′,使部分从冷凝器出来的制冷剂液体水蒸发,剩余的制冷剂液体水冷却到对应P1′的饱和温度,以便提高制冷效果。

第二级压缩机的吸入温度T1是第一级压缩机排出的温度T1′的制冷剂水蒸汽和经济器内蒸发的制冷剂水蒸汽相混合的结果。由于来自经济器的制冷剂水蒸汽具有比T1′更低的温度,故第二级压缩机吸入温度 T1比T1′更低。吸入的汽体温度越低,产生一定压力的压缩机需要的能量越少。由于其增大了制冷量和减少了压缩功,R718两级经济器循环可以获得比R134a一级制冷循环更高的COP。

图11和图12是具有直接蒸发和冷凝的两级离心冷水机组循环简图和流程图。图中各个状态点相互对应。由于水蒸汽比容大,将蒸发器、冷凝器、压缩机安装在一个容器内可以节省管路和减少流动损失。图13是具有直接接触蒸发和冷凝换热的水蒸汽两级离心冷水机组循流程图,包括三个水回路:(1)载冷水回路;(2)制冷剂水回路;和 (3)冷却水回路。

图14表示了采用直接接触式换热器的水作为制冷剂的轴流式压缩机冷水机组流程图。

图15表示了采用间接换热器的水作为制冷剂的轴流式压缩机冷水机组流程图。

图15 水制冷剂的轴流式压缩机冷水机组(间接换热器)

图16表示了采用波转子代替接触式冷凝器的单级离心式冷水机组流程图。波转子是一种非稳定流动的装置,它通过压力波转换能量。波转子由一系列围绕轴转动的面积固定的通道组成,像鼓筒一样在两侧端板之间旋转。端板上有孔口,以控制汽体进、出通道。当圆筒转动时,通道两端间歇地暴露在不同压力的孔口位置。冷凝波转子在一个动态的过程中采用加压的水对水蒸汽进行压缩、降低过热度和冷凝。这种3孔口的冷凝波转子在水作为制冷剂的冷水机组循环中是一个有发展前途的技术,它可以提高R718机组的COP,同时降低它们的成本和尺寸。它在R718循环中的成功应用,取代了中间冷却器、一个压缩机的级和冷凝器三个子系统。冷凝波转子的三个孔口分别是:一个冷却水(状态6)进入孔口;一个压缩机的排汽 (状态2)进入孔口和一个冷凝后提高压力的冷凝水 (状态3)流出孔口。

3.1 透平压缩机

由于水蒸汽的容积制冷量小,流经压缩机的容积流量很大,因而R718冷水机组宜采用透平压缩机。根据汽体在压缩机内流动方向的不同,有离心式和轴流式两种。

图16 两级压缩和直接接触蒸发器及冷凝波转子的单级离心式冷水机组流程图

在离心式压缩机中,从叶轮排出的汽体放射状离开轴心呈径向流出,与旋转轴成直角,故也称径流式,如图17所示。一般在冷水机组工作的压力范围内,压缩水蒸汽的离心式压缩机需要两级压缩。

在轴流式压缩机中,水蒸汽从叶轮 (转子)流出的方向是沿旋转轴的方向,即呈轴向流出。

一般来说,在冷水机组工作的压力范围,轴流式压缩机需要四级以上。图18表示了一台四级轴流式压缩机的冷水机组结构简图。

离心式压缩机必须在有限制的流量范围下运转,即具有最大流量和最小流量的运转范围。这个运转流量范围被称为运转范围或稳定运转范围。一台压缩机不能运转在流量超过叶轮的相对速度达到声速时的流量,或者叶轮流道下游的流速 (绝对速度)达到声速 (即所谓的阻塞)时的流量。这就是运转范围的最大限制流量。当冷水机组的制冷量减小时,流过压缩机的蒸汽流速降低,在一定的小流量下,压力和流量发生突然振动并伴随很大的噪声,这就是所谓的喘振 (浪涌)。喘振主要是由于在低速时气流的脱离所致。当发生喘振时,压缩机的部件可能会被周期喘振激发产生的力量所损坏。在此之前的流量就是压缩机可以运转的最小流量。这就是运转范围的最小限制流量。

图19表示了离心式压缩机的一种叶轮。一般来说,叶轮出口叶片角较大时,流动发生喘振的流速较低。

图20表示了R718冷水机组的两级离心压缩机的结构。两个叶轮被安装在同一个旋转轴上。

传统的两级离心式压缩机的叶轮入口面在相同的方向,如图20(A)。而R718冷水机组的两级离心压缩机的两个叶轮入口面是背靠背的方向,如图20(B)所示。

图21 在压缩机轴向负荷的压力作用力

图21表示了离心压缩机运转时叶轮受到在轮壳侧和轮背侧作用的静压力分布。两个轴向静压力分布的合力 (差值)成为一个作用在叶轮进口端的轴向推力。这个轴向推力由推力轴承承受。当叶轮安排成如图18(B)的布置时,作用于第一级叶轮和第二级叶轮的轴向推力相互抵消。这种优点是使作用于推力轴承上的载荷减小,使轴承的耐久性提高和机械损失减少。

离心式压缩机一个级的叶轮流出的动能相当于叶轮总输入功的30%至40%。要设计出高效率的离心式压缩机,除了设计高效率的叶轮外,还必需设计高效率的扩压器,以便有效地将从叶轮流出的这部分动能转变成静压力能。

离心式压缩机使用的扩压器有无叶扩压器和叶片扩压器两种。无叶扩压器广泛用于需要宽工作范围的应用中。叶片扩压器应用于需要高压比或高效率的应用中。冷水机组压缩机需要一个取决于制冷量的宽流量范围,所以采取了工作范围宽的无叶扩压器。

图22表示了第一级压缩机的CFD和测试结果之间的比较。改进后的性能达到了设计要求。CFD(Computational fluid dynamics)称为计算流体动力学,是一种使用数值方法计算流体流态的计算机软件,用于分析计算流体的流动。在流体机械设计中经常采用。

图22 第一级压缩机性能(CFD与试验结果比较)

图23表示了第一级和第二级压缩机之间的连接。为了缩小R718离心压缩机的外形尺寸,第一级流出至第二级流入之间的流道不采用常规压缩机的回流器,而将第一级的出口 (涡壳)和第二级的进口 (进气室)之间用管道连接 (级间管路)。从经济器来的补气也连接到这一级间管路。进入第二级进口的流动转向轴向方向,与圆周速度分量由一个固定的进口导叶转移方向,然后进入第二级叶轮。为了成功地开发一种高性能的两级离心式压缩机,要选择一个不会造成任何倒流并尽可能在级间管路中流动和在入口处流动损失小的形状。对于每个元件使用与叶轮相同的CFD方法计算流动。

图23 第1级与第2级压缩机的联接管路

图24表示了在第一级的涡壳和级间管路的计算结果。从涡壳进入第一级压缩机联接管路的高温制冷剂汽体和从经济器流出的低温制冷剂汽体没有显著回流或局部损失。图25表示第二级入口的计算结果。脱离发生在固定进口导叶 (IGV)处。如图26。当发生脱离时,可以改变导叶的设置角来防止脱离发生。

3.2 换热器

水作为制冷剂的蒸发器、中间冷却器和冷凝器能够使用直接式换热器。即在载冷剂、载热剂和制冷剂之间没有壁面阻隔。因此,没有阻隔壁面所生成的额外传热热阻。使传热量改善和产生载冷水的效率增加。直接式换热器的系统如图11、图12、图13、图14所示,间接式换热器的系统如图15所示。

图26 第二级进口围绕固定进口导叶(IGV)的流线

3.2.1 蒸发器

对一个非常简单和高效的蒸发器设计进行了大量的试验。冷水通过管道分配器进入到一个自由的空间,大约1%的水流量被蒸发掉。所需的潜热从剩余的水流量中被带走。蒸汽和水的分离主要是依靠重力分离和填充材料所形成的液滴分离。使蒸汽侧压力损失最小是进一步开发的准则,因为所有附加的压力损失必须由透平压缩机的耗功来补偿。直接蒸发器的质量可以由测量冷水出口温度与饱和温度之间的温差得出。这种较小的温差使蒸发器效率提高。目前所选择的蒸发器设计结果的温差只有约1 K。

3.2.2 中间冷却器

中间冷却器降低了由第一级压缩机排出蒸气的过热度。水均匀地分布在整个中间冷却器填充材料的表面。蒸汽交叉流过填充材料,冷却水通过它向下流动,几乎被降低到饱和温度。冷却只能由流过中间冷却器内的水部分蒸发来实现。蒸发掉部分的冷却水不断地被冷凝器的循环水补充。

3.2.3 冷凝器

离开第二级压缩机的蒸汽在冷凝器中降低过热度和完全冷凝。冷却水通过冲孔材料的筛板均匀分布在填充材料表面,横向向下流过并与蒸汽直接接触。冷凝器的质量是由冷却水出口温度和饱和温度之间的温差确定,像蒸发器一样。目前这个方案得到最低的温差约0.5 K。这个值在很大程度上取决于不凝性性气体的含量,因此取决于整个系统的密封性。所有进入的不凝性气体集积在冷凝器中,并且根据上述的温差间断地从浓度最高的地方抽出。图27表示了温差的测量值与冷凝器容量间的关系。

图27 温差作为冷凝器容量的函数

3.3 冷水机组整体结构

图28为德国德累斯顿技术大学机械工程系和德国德累斯顿GmbH空气和制冷研究所 (ILK)开发的R718冷水机组第三代系列产品。

ILK从1991年开始研究和开发水作为制冷剂的压缩制冷系统,自2000年以后第一台冷水机组已经安装在德国的戴姆勒 -克莱斯勒汽车制造厂和大众汽车公司运行,那时的机组称为第一代产品。之后经过改进又有了第二代和至今最新的第三代系列产品。

图28 (ILK)开发的R718冷水机组第三代系列产品

图29为日本川崎重工(KHI)独立开发和完全工业化的一台以水为制冷剂的小型、高效离心冷水机组。机组的制冷量为352kW(100冷吨),机组达到COP为5.1,机组外型尺寸为高2.5m,宽2.0m,深2.2m。适用于小型建筑物的空调。目前正在进行样机的耐久性试验,计划于2012年4月推出商业化产品。

图29 日本川崎重工 (KHI)的R718离心冷水机组

图30为日本神户制钢、东京电力、中部电力,关西电力共同开发,并受到丹麦能源机构的支持,与电力工业中央研究所、丹麦技术研究所和江森自控丹麦的APS(一家丹麦冷水机组制造厂)技术合作的以水为制冷剂的轴流式冷水机组。具有直接接触式换热器的机组缩小了30%的安装面积,具有间接接触式换热器的机组缩小了50%的安装面积,直接接触式换热器的机组的制冷COP为5.4,间接接触式换热器的机组的制冷COP为4.8,并且是用水作为轴承的润滑剂。四家公司正在对样机进行耐久性试验和改进。

图30 日本神户制钢等共同开发的R718轴流冷水机组

3.4 本部分小结

一些研究机构和制造公司已经在开发R718冷水机组方面取得了卓越的成果。德国德累斯顿技术大学机械工程系和德国德累斯顿GmbH空气和制冷研究所 (ILK)已经开发出第三代R718冷水机组系列产品,制冷量达700 USRT,COP达到6.3。日本川崎重工已经开发出小型、高效R718离心冷水机组,制冷量为352kW,机组COP达到5.1。日本神户制钢、东京电力、中部电力、关西电力共同开发出R718轴流式冷水机组,直接接触式换热器的机组制冷COP为5.4,间接接触式换热器的机组制冷COP为4.8。这些开发工作都为环境保护作出了有益的贡献。相信将会有更多的大学、研究机构和工厂企业继续开发出更高性能的R718透平冷水机组。

[1]TAMAKI Hideaki et al.,Development of High-Efficiency Centrifugal Compressor for Turbo Chiller,IHI Engineering Review,Vol.42 No.2,2009

[2]Amir A.Kharazi,PezhmanAkbari andNorbertMüller,AnApplication of Wave Rotor Technology for Performance Enhancement of R718 Refrigeration Cycles,2nd International Energy Conversion Engineering Conference,2004

[3]Eberhard WOBST,Nikolai KALITZIN,Rainer APLEY,TURBO WATER CHILLER WITH WATER AS REFRIGERANT,International Compressor Engineering Conference at Purdue,2004