R290直接接触冷凝制冷循环性能分析对比

(天津商业大学天津市制冷技术重点实验室 天津 300134)

科技和经济的迅猛发展造成环境和自然资源危机，严重危害人类健康和生态环境。保护人类，给子孙后代留下一个可供生存、可持续发展的环境是当今社会义不容辞的责任。自然工质是解决环境问题的最终方案[1]。R290的ODP为0，GWP很小，具有优良的热力性能[2-4]，价格低廉，与普通润滑油和机械结构材料具有良好的兼容性。

现有的常规制冷系统，制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体在冷凝器中与冷却介质间壁式热交换放出热量，制冷剂与冷却介质间的热量传递经两侧流体的对流换热和传热壁面的导热、传热壁面材料特性、表面特征等造成润滑油聚集、形成污垢，导致热阻增加，传热性能下降，制冷剂与冷却介质的传热温差增加，制冷压缩机的排气压力升高、压力比增大、容积效率降低、功耗增加，制冷系统的运行性能下降，能耗增大。如果采用直接接触冷凝(direct contact condensation，DCC)，可在较小温差下实现高效率的换热[5]、传热效率高、避免和降低换热面结垢与腐蚀、节省材料、降低投资成本与运行费用。目前，直接接触式换热器广泛应用于工业生产中[6-8]，有许多学者进行相关研究[9-14]，宁静红等[15]的前期研究结果表明，DCC制冷循环表现出良好的热力性能。

本文针对冷冻冷藏领域的果蔬冷藏保鲜运行工况制冷系统，提出制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体与制冷剂过冷液体直接接触凝结换热的R290制冷循环，并对R290直接接触冷凝制冷循环的性能进行分析对比，结果表明，R290直接接触冷凝制冷循环具有很好的发展前景，为后续深入研究奠定理论基础，对保护环境和节约能源具有重要意义。

1 R290直接接触冷凝制冷循环

图1所示为R290直接接触冷凝制冷循环原理，该DCC制冷循环由R290主循环和R290辅助循环组成。主循环由主循环制冷压缩机、直接接触冷凝器、蒸发-过冷器、主循环节流阀和冷间设备蒸发器组成，低温低压的R290制冷剂液体在蒸发器内蒸发吸热，为果蔬冷藏保鲜空间提供冷源。R290辅助循环为R290主循环直接接触冷凝器的饱和液体(3点)过冷(至4点)提供冷源，由辅助循环制冷压缩机、冷凝器、蒸发-过冷器、辅助循环节流阀组成，冷凝器向外界环境散发热量。

图1 R290直接接触冷凝制冷循环原理Fig.1 The principle of R290 direct contact condensation refrigeration cycle

图2所示为R290直接接触冷凝制冷循环的p-h图，直接接触冷凝器出口的饱和液体(3)经过蒸发-过冷器过冷后(4)分成两路：一路进入直接接触冷凝器，另一路经过主循环节流阀节流降压后(5)进入蒸发器，吸热蒸发的饱和气体(1)进入主循环制冷压缩机，经压缩后排出的高温高压制冷剂气体(2)与过冷液(4)接触换热冷凝至饱和液体(3)。辅助循环中制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体(7)进入冷凝器与外界环境空气热交换放出热量冷凝至饱和液体(8)，经辅助循环节流阀节流降压后(9)进入蒸发-过冷器(9-6吸热过程)吸收主循环液体(3-4放热)的热量，使主循环液体过冷，蒸发的饱和气体(6点)进入辅助循环制冷压缩机。R290辅助循环的9-6蒸发过程为R290主循环的3-4过程提供冷源，保证液体的过冷度，使主循环制冷压缩机排出的高温高压气体全部凝结。相比常规单级制冷循环，主循环制冷压缩机的排气压力降低，压力比减小。R290直接接触冷凝制冷循环与复叠式制冷循环相比，蒸发-过冷器较冷凝蒸发器的传热温差减小，制冷压缩机的压力比减小，功耗降低，运行性能提高。

图2 R290直接接触冷凝制冷循环p-h图Fig.2 p-h diagram of R290 direct contact condensation

2 制冷循环热力性能

制冷循环热力性能计算时利用Engineering Equation Solver编程和调用制冷剂物性数据，为了便于分析对比，热力计算时假设：1)R290主循环制冷压缩机的入口气体(1)、R290辅助循环制冷压缩机的入口气体(6)、直接接触冷凝器出口液体(3)、冷凝器出口液体(8)均为饱和状态；2)直接接触冷凝换热混合过程为等压过程；3)蒸发-过冷器、直接接触凝结器与外界无热量交换；4)制冷剂在换热器和管路中的压降为0。

制冷循环制冷量Q0=5 kW，冷凝温度tk=45 ℃。

2.1 DCC制冷循环的热力计算

DCC制冷循环的相关计算公式如下：

换热器的质量平衡方程：

m3=m2+m4

(1)

换热器的能量守恒方程：

m3h3=m4h4+m2h2

(2)

蒸发器制冷剂流量(mDCC=m2)：

(3)

冷凝器散热量：

Qk，DCC=mf(h7-h8)

(4)

辅助循环质量流量：

(5)

主循环制冷压缩机功耗：

Wz=m2(h2-h1)

(6)

辅助循环制冷压缩机功耗：

Wf=mf(h7-h6)

(7)

主循环过冷液体过冷度：

Δt=t3-t4

(8)

主循环制冷压缩机等熵效率[16]：

ηz=1.003 -0.021 (p2/p1)

(9)

辅助循环制冷压缩机等熵效率[10]：

ηf=1.003 -0.021 (p7/p6)

(10)

制冷循环性能系数：

(11)

式中：h1、h2分别为主循环制冷压缩机进、出口的焓，kJ/kg；h3为主循环饱和液体的焓，kJ/kg；h4为主循环过冷液体的焓，kJ/kg，h5为主循环蒸发器进口的焓，kJ/kg，h6、h7为辅助循环制冷压缩机进、出口的焓，kJ/kg；h8为冷凝器出口的焓，kJ/kg；h9为辅助循环蒸发器进口的焓，kJ/kg；m2、m3、m4为直接接触冷凝器过热气体进口、饱和液体出口、过冷液体进口的质量流量，kg/s；mf为辅助循环的质量流量，kg/s；Qk, DCC为冷凝器的热负荷，kW；Q0为制冷循环制冷量，kW；Wf、Wz分别为辅助循环、主循环制冷压缩机的功耗，kW；Δt为主循环过冷液体的过冷度，℃。

2.2 DCC制冷循环热力性能分析

通过对DCC制冷循环的热力计算，得到的结果如图3～图5所示。由图3可知，DCC制冷循环的性能系数COPDCC随主循环冷凝温度t3的升高，呈先增大后减小的趋势，在最佳t3下，获得最优COPDCC。主循环过冷液体过冷度增大，最优COPDCC降低，获得最优COPDCC的最佳t3升高。原因是在相同的蒸发温度、冷凝温度和过冷液体的过冷度下，t3升高，主循环的压比增大，主循环制冷压缩机功耗Wz增大，相应的辅助循环的压比降低，辅助循环的功耗Wf降低。当Wf降低趋势小于Wz增大的趋势时，制冷循环的COPDCC增大，随着t3的进一步升高，当Wf降低趋势小于Wz增大的趋势时，COPDCC随之降低。而主循环过冷液体的过冷度增大，辅助循环的蒸发温度降低、辅助循环的制冷负荷增大，Wf增大，制冷循环的COPDCC降低。

图3 DCC制冷循环的COPDCC随主循环冷凝温度t3的变化Fig.3 COPDCC of DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

图4 DCC制冷循环冷凝器热负荷随主循环冷凝温度t3的变化Fig.4 Heat load of condenser in DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

图5 DCC制冷循环蒸发器制冷剂质量流量随主循环冷凝温度t3的变化Fig.5 Refrigerant mass flow rate of evaporator in DCC refrigeration cycle versus main cycle condensing temperature t3

由图4可知，DCC制冷循环的冷凝器热负荷Qk, DCC随主循环冷凝温度t3的升高呈先减小后增大的趋势，在获得最优COPDCC的最佳t3下，得到最低的Qk, DCC，随着主循环过冷液体过冷度的增大，Qk, DCC增大，得到最低Qk, DCC的t3升高。原因是当蒸发温度、冷凝温度和过冷液体的过冷度相同时，t3升高，辅助循环的压缩机功耗Wf减小、辅助循环的制冷负荷增大。前期Wf减小的趋势大于辅助循环制冷负荷增大的趋势，Qk, DCC减少。随着t3的进一步升高，Wf减小的趋势小于辅助循环制冷负荷增大的趋势，导致Qk, DCC增加。主循环过冷液体的过冷度增大，辅助循环的制冷负荷增大，Qk, DCC增加，导致所需的传热面积增大，外形尺寸增大，耗材增多。

由图5可知，DCC制冷循环流过蒸发器的制冷剂质量流量随主循环冷凝温度t3的升高而增大，随着主循环过冷液体过冷度的增大，流过蒸发器制冷剂质量流量mDCC减少。原因是，在相同的蒸发温度、冷凝温度和过冷液体的过冷度下，t3升高，主循环节流降压后的焓值升高，蒸发器进出口的焓差减小，为用冷空间内制取相同的制冷量所需的mDCC增加，当蒸发温度、t3相同时，主循环过冷液体过冷度增大，主循环节流降压后的焓值降低，蒸发器进出口的焓差增大，为用冷空间内提供相同的制冷量所需的mDCC减少。流过蒸发器的mDCC减少，冷间内R290泄漏的可能性减少，造成的危害降低。

综上所述：当满足运行工况要求时，理论设计或实际运行DCC制冷系统时，选取适宜的t3和主循环过冷液体的过冷度，可以获得最佳性能系数、最小的冷凝器结构尺寸及较小的mDCC，保证系统安全可靠运行。

2.3 与单级压缩制冷循环热力性能对比

将R290直接接触冷凝制冷循环与R290常规单级压缩(one stage compression，OSC)制冷循环的热力性能进行分析对比，R290单级压缩制冷循环的制冷量为5 kW，冷凝温度为45 ℃，冷间内设备蒸发器的制冷剂质量流量为mOSC，kg/s；冷凝器的热负荷为Qk,OSC，kW；制冷循环的性能系数为COPOSC，假设制冷压缩机的入口气体、冷凝器出口液体为饱和状态。R290直接接触冷凝制冷循环的制冷量为5 kW、冷凝温度为45 ℃、过冷液体过冷度为6 ℃，当蒸发温度为-15～-6 ℃时，设计或运行时控制在最佳的主循环冷凝温度下，获得最优性能系数和最低冷凝器热负荷，在同样工况下得到蒸发器的制冷剂质量流量，对比结果如图6～图8所示。

图6 制冷循环性能系数随蒸发温度的变化Fig.6 The COP of refrigeration cycle change with evaporating temperature

图7 蒸发器制冷剂流量随蒸发温度的变化Fig.7 Evaporator refrigerant mass flow rate change with evaporating temperature

图8 冷凝器热负荷随蒸发温度的变化Fig.8 Condenser heat load change with evaporating temperature

由图6可知，两个制冷循环的性能系数随蒸发温度的升高而增大，与OSC制冷循环相比，DCC制冷循环的性能系数明显升高，当蒸发温度为-15～-6 ℃时，升高了7.5%～14.9%，因此采用DCC制冷循环，能效提高，能源消耗明显降低。

由图7可知，与OSC制冷循环相比，DCC制冷循环的蒸发器制冷剂流量明显减少。原因是R290直接接触冷凝制冷循环蒸发器入口的焓值降低，蒸发潜热增大，为用冷空间提供相同的制冷量所需的制冷剂流量减少。当蒸发温度为-15～-6 ℃时，制冷剂质量流量减少了26.5%～36.7%。因此采用DCC制冷循环，冷间供冷设备蒸发器的制冷剂质量流量大大减少，可以有效降低因泄漏造成的危险。

由图8可知，两个制冷循环的冷凝器热负荷均随蒸发温度的升高而降低，与OSC制冷循环相比，DCC制冷循环的冷凝器热负荷明显减少，当蒸发温度为-15～-6 ℃时，减少了1.5%～3.7%。因此DCC制冷循环对环境的热污染更小，冷凝器的结构尺寸减小，投资成本降低。

3 结论

本文针对冷冻冷藏领域的果蔬冷藏保鲜工况，提出制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体与制冷剂过冷液体直接接触凝结换热的R290制冷循环，对R290直接接触冷凝制冷循环的性能进行分析，并与R290常规单级压缩制冷循环的热力性能进行对比，得到如下结论：

1)R290直接接触冷凝制冷循环在最佳主循环冷凝温度下，获得最优性能系数和最低冷凝器热负荷；主循环过冷液体过冷度增大，最优性能系数降低、最低冷凝器热负荷增大、蒸发器的制冷剂质量流量减少，获得最优性能系数和最低冷凝器热负荷的最佳主循环冷凝温度升高。

2)当蒸发温度为-15～-6 ℃时，与R290单级压缩制冷循环相比，R290直接接触冷凝制冷循环的性能系数提高了7.5%～14.9%，冷间供冷设备蒸发器的制冷剂质量流量减少了26.5%～36.7%，冷凝器热负荷减少了1.5%～3.7%。

3)采用R290直接接触冷凝制冷循环，可以降低制冷系统的能源消耗，减少对环境的热污染，减小设备的投资成本，同时有效降低因R290泄漏造成的危险，对节约能源和保护环境具有重要意义，具有很好的应用前景。

本文受天津市自然科学基金(18JCYBJC22200)项目资助。(The project was supported by the Tianjin Natural Science Foundation (No. 18JCYBJC22200).)