人工冰场用跨临界CO2并联压缩制冷试验研究

吴小华，魏闻天，，，宋衍昌，李晓琼，，张振涛，郑康辉，杨俊玲

（1.北京石油化工学院 机械工程学院 深水油气管线关键技术与装备北京市重点实验室，北京 102617；2.中国科学院理化技术研究所 中国轻工业食品药品保质加工储运装备与节能技术重点实验室，北京 100190；3.中科碳冷（无锡）高科技有限公司，江苏无锡 214104）

0 引言

自然工质CO2具有安全性高、环境友好等特点，同时具有良好的低温流动性与换热性能，是良好的氟利昂替代工质［1-3］。冰已应用于防暑降温，并逐渐在光学成像、保鲜防腐、医疗、交通、军事等方面发挥作用，也发展出众多冰上运动。制冰机组是冰场的关键冷源设备［4］，传统人工冰场制冰机组使用氟利昂及氨作为制冷工质，在政策影响下，面临着淘汰或停用限制［5］。国内外学者针对CO2工质在人工冰场应用进行了研究。1999年Axima公司首次在人工冰场应用CO2载冷剂，ROGSTAM等［6］提出CO2相比CaCl2盐溶液能节约泵输送耗功90%～95%；2010年加拿大建立了CO2直接制冷人工冰场［7］。我国2015年首次应用CO2制冰、造雪［8］，2022年北京冬奥会的短道速滑、花样滑冰和速度滑冰等项目均是在国家速滑馆内完成，该馆是世界上首个完全采用跨临界CO2制冷技术人工制冰的12 000 m3级别场馆［9］。

针对CO2制冷系统，王冠邦等［10］指出了跨临界CO2系统在人工造雪和制冰中具有的优势。王栋等［11］通过模拟与试验的方法，得到最优中间压力的预测模型。马一太等［12］通过大量理论与试验研究，指出跨临界CO2制冷系统存在最优排气压力。申道明等［13］对并联定频压缩机进行试验，得到了制冷剂流量与压缩机功率的预测模型。程建路等［14］研究表明，压缩机及系统效率受压缩机频率影响。申长春等［15］试验研究了等熵效率随压缩机频率的关系。

压缩机是制冷系统主要能耗部件，在人工冰场中，鲜有进行并联压缩机频率变化对系统性能影响的试验研究，本文通过对应用于人工冰场的跨临界CO2并联制冷系统进行试验，分析蒸发温度、压缩机频率对系统的影响，并尝试通过蒸发温度与排气压力建立预测系统性能系数COP的模型。

1 试验装置

跨临界CO2并联压缩制冷系统是在传统跨临界CO2压缩制冷系统基础上，增加并联压缩机，主、辅压缩机吸排气位置相同。

1.1 试验系统搭建

跨临界CO2并联压缩制冷系统试验装置原理如图1所示，系统部件包括主压缩机、辅压缩机、气体冷却器、主回热器、辅回热器、一级节流电子膨胀阀、储液罐、二级节流电子膨胀阀、蒸发器（冰场）、回气控制电磁阀等。制冷工质经过2台压缩机并联压缩后进入气体冷却器，在气体冷却器完成降温后，经过一级节流成为气液混合状态，经储液罐进行气液分离后对液体进行二级节流，节流后的低温工质进入冰场内的蒸发器蒸发吸热，蒸发后的制冷工质经回热器回压缩机，完成循环。

图1 跨临界CO2并联压缩制冷系统原理Fig.1 Schematic diagram of trans-critical CO2 parallel compression refrigeration system

试验装置中2台压缩机均采用都凌®CD750H活塞式压缩机，频率调节采用艾环达®HD3200变频器进行，电子膨胀阀为盾安®DPFX07-137 CO2电子膨胀阀。气体冷却器为翅片式换热器，传热管为7 mm×0.5 mm纯铜管，波纹片为厚0.12 mm的铝制套片，4排44孔；垂直流动方向管间距为21 mm，沿流动方向管间距为18.19 mm，翅片间距为2.0 mm，管簇为等腰三角形叉排。回热器使用套管换热器，内管为内径为22.3 mm的镍白铜管，外管为33 mm的不锈钢管，有效换热长度为452 mm，其中高温工质流经壳程，低温工质流经管程。冰场由制冷管外浇筑混凝土制成，制冷管采用DN20、壁厚为2 mm、总长度为160 m的不锈钢管，混凝土板长为10 m、宽为1.6 m。

在混凝土板及不锈钢管不同位置布置了Ai-j，Bi-j，Ci-j，Di-j共60个温度测点，并在D1～D5处布置5个测量制冷管内工质压力的压力传感器，如图2所示。

图2 蒸发冰场数据采集点分布Fig.2 Distribution of data acquisition points in evaporating ice rink

温度采用K型热电偶测量，测量精度为±0.75%；压力采用星仪®压力变送器测量，型号为CYYZ11-H-671-A1-14-B-G，测量精度为±0.1%；制冷剂体积流量采用鸿博威尔®的浮子流量计测量，型号为GHR/CP50H，测量精度为±1%。蒸发器的温度、压力通过横河®GM10进行采集，其I/O模块型号为GX90XA-10-U2；其余的温度、压力数据通过安捷伦®34972A进行采集，其采集板型号为34901A；制冷剂体积流量与压缩机功率通过PLC的AE 08模块进行采集。试验装置采用西门子®S7-200 smart系列PLC进行控制。

1.2 人工冰场浇筑

制冰前需降低混凝土板温度，图3示出测得的混凝土板中间层的降温过程，Ci-2温度测点所在位置如图2所示。

图3 混凝土板降温过程Fig.3 Cooling process of concrete slab

试验设备运行初期，液态CO2沿流动方向逐渐蒸发，到达C2-2测点时已完全蒸发，导致C2-2测点温度降速相比其他测点慢。混凝土降温中后期，混凝土板温度降低，蒸发器管内全程均有液态CO2流通，混凝土板温度均匀性提升。试验装置运行5 h后，混凝土板温度稳定且均匀，达到制冰的温度均匀性要求。

待混凝土板降温完成、蒸发温度稳定后，用洒水壶在混凝土表面逐层均匀浇筑冰层。沿纵向逐行洒水，冰层浇筑过程每次约为5 min，间隔15 min，单次浇筑厚度控制不超过0.5 mm，直至冰层浇筑厚度达到50 mm。

在冰场表面布置温度测点，测量冰场表面温度均匀性如图4所示。

图4 冰场表面温度分布Fig.4 Temperature distribution on the ice rink surface

冰场表面最大温差＜0.4 ℃，X方向平均温差＜0.25 ℃/m，Y方向平均温差＜0.02 ℃/m，满足人工冰场的冰面需求。

2 试验结果及分析

试验在混凝土完全降温后进行，各个工况稳定30 min，并记录稳定时间内平均值。

2.1 试验条件

对单台压缩机开展了蒸发温度与压缩机频率的试验研究：

（1）研究蒸发温度对系统性能的影响时，压缩机以50 Hz频率运行，调节蒸发温度为-9.4，-13.9，-18.6，-23.9，-28.7 ℃进行试验；

（2）研究压缩机频率对系统性能的影响时，设定蒸发温度为-15.0 ℃，调节压缩机频率为40，45，50，55，60 Hz进行试验。

对并联压缩机开展了不同频率组合的试验研究，保持蒸发温度为-15.0 ℃，对2台压缩机频率分别为40，45，50，55，60 Hz所构成的频率组合工况进行测试。

2.2 常用参数

使用性能系数（Coefficient of Performance，COP）评价该试验装置的性能，COP为系统制冷量与压缩机输入功率之比，其计算式如下：

式中，COP为试验装置性能系数；Qevp为试验装置制冷量，kW；Wcomp为压缩机输入功率，kW。

试验装置制冷量Qevp通过蒸发器出入口焓差与制冷剂质量流量计算得到：

焓值hout与hin均由所测工质温度、压力计算得到。

二级节流后，制冷剂为气液混合状态，制冷剂质量流量˙m通过蒸发器入口干度、密度与体积流量计算，其计算式如下：

式中，QV为制冷剂体积流量，L/h；ρvap为蒸发器入口气体密度，kg/m3；χin为蒸发器入口干度；ρlip为蒸发器入口液体密度，kg/m3。

蒸发器入口干度χin、密度ρvap与ρlip均由所测工质温度、压力计算得到。

压缩机等熵效率由下式计算得到：

式中，ηi为等熵效率；his为等熵压缩出口焓值，kJ/kg；hsuc为压缩机吸气焓值，kJ/kg；hdis为压缩机排气焓值，kJ/kg。

焓值his由压缩机排气压力与熵值计算得到；焓值hsuc与hdis均由所测温度、压力计算得到。

2.3 单台压缩机独立运行试验结果

单台压缩机独立运行时，开启V1电磁阀，关闭V2，V3，V4电磁阀。蒸发温度对COP、制冷量的影响如图5所示。在温度范围为-28.7～-9.4 ℃内，COP与制冷量均随着蒸发温度升高而升高，COP从1.80增大到2.00，制冷量从7.44 kW增加到10.40 kW。

图5 蒸发温度对COP、制冷量的影响Fig.5 Effect of evaporation temperature on COP and cooling capacity

由图6可知，压缩机功率与制冷剂质量流量随蒸发温度升高而增大。其中，压缩机功率随蒸发温度近线性增加，在试验蒸发温度范围内，压缩机功率由4.14 kW增加到5.21 kW。蒸发温度由-28.7 ℃升高至-9.4 ℃，制冷剂流量由146.06 kg/h增大到220.17 kg/h。

图6 蒸发温度对压缩机功率、制冷剂质量流量的影响Fig.6 Effect of evaporation temperature on compressor power and refrigerant mass flow rate

在蒸发温度为-28.7～-9.4 ℃范围内，蒸发温度每升高1.0 ℃，制冷剂流量平均增加2.63%，压缩机功率平均增加1.33%。

压比与吸排气压力随蒸发温度的变化如图7所示，在试验蒸发温度范围内，随蒸发温度升高，吸排气压力升高，蒸发温度每升高1.0 ℃，吸气压力平均增加4.21%，排气压力平均增加0.69%。压比随蒸发温度升高而降低，由7.06降低至4.41。

图7 蒸发温度对压比、吸排气压力的影响Fig.7 Effect of evaporation temperature on compression ratio，compressor suction and exhaust pressure

由图8可知，压缩机功率、制冷剂质量流量均随压缩机运行频率的提高而增加，压缩机运行频率在40 ～ 60 Hz范围内，每增加5 Hz，制冷剂流量平均增加约20.66%，压缩机功率平均增加约27.05%。

图8 压缩机频率对压缩机功率、制冷剂质量流量的影响Fig.8 Effect of compressor frequency on compressor power and refrigerant mass flow rate

由图9可以看出，随压缩机频率提高，制冷量增加，压缩机运行频率在试验频率范围内，频率每增加5 Hz，制冷量平均提高约28.42%。系统COP与压缩机等熵效率均随压缩机频率提高先增大后减小。当压缩机频率为50 Hz时，COP最大，为1.97。

图9 压缩机频率对COP、制冷量与等熵效率的影响Fig.9 Effect of compressor frequency on COP，cooling capacity and isentropic efficiency

由图10可知，压缩机频率提高，压缩机吸气压力降低，排气压力升高，压比增大。

图10 压缩机频率对压比、吸排气压力的影响Fig.10 Effect of compressor frequency on compression ratio,compressor suction and exhaust pressure

2.4 2台压缩机并联运行

2台压缩机并联运行时，电磁阀V1，V4开启，电磁阀V2，V3关闭。主压缩机在40 ～ 60 Hz之间运行，辅压缩机频率与制冷剂质量流量、制冷量与压缩机功率的关系如图11～13所示。2台压缩机均在40 Hz运行时，制冷剂质量流量为257.53 kg/h、制冷量为10.90 kW、压缩机功率为6.29 kW；2台压缩机均在60 Hz运行时，制冷剂流量为488.42 kg/h、制冷量为25.04 kW、压缩机功率为14.51 kW。

图11 并联压缩机频率对制冷剂质量流量、制冷量、压缩机功率的影响Fig.11 Effect of parallel compressor frequency on refrigerant mass flow rate，cooling capacity and compressor power

图12可以看出，与2台压缩机不同频率运行相比，同频率运行时COP更高。且与单台压缩机独立运行相似，2台压缩机并联运行时也存在最佳频率，试验条件下为50 Hz，对应的COP为最大值1.90，相较于主压缩机为60 Hz、辅压缩机为40 Hz时的工况提高了26.67%。

图12 并联压缩机频率对COP的影响Fig.12 Effect of parallel compressor frequency on COP

在跨临界CO2系统中，排气压力会影响系统COP［16］。根据CO2物性，绘制不同温度时，压力与焓值的关系曲线，如图13所示。高压侧CO2放热过程中，在不同排气压力时，相同温度变化引起的焓差值不同，压力越高焓差值越大。与此同时，排气压力越高，压缩机功耗越大，因此存在最优排气压力。

图13 不同温度，压力与焓值的关系Fig.13 Relationship between enthalpy and pressure at different temperatures

图14示出2台压缩机并联运行，在蒸发温度一定时，排气压力对系统COP的影响。随排气压力增大，系统COP先增大后减小，排气压力为10.23 MPa时，COP达到最大值1.90。

图14 排气压力对COP的影响Fig.14 Effect of exhaust pressure on COP

2.5 预测模型构建

为建立排气压力和蒸发温度与COP的量效关系，利用单台压缩机独立运行试验数据，构建如式（5）所示的预测模型。

式中，Tevp为蒸发温度，℃；Pgc为排气压力，MPa。

利用OriginPro软件的Poly2D模型进行二元二次拟合，z0为-3.203 85，a为-0.010 44，b为1.014 77，c为-2.293 47×10-4，d为-0.050 18，e为7.197 44×10-4，各系数相关性均大于0.99，该拟合的R2为0.999 98。以蒸发温度为-18.6 ℃，排气压力为9.87 MPa时为例，试验测量结果计算所得COP为1.96，模型预测COP为1.91，预测误差仅为2.8%。

为验证该模型应用于同型号2台压缩机并联同频率运行工况预测的可行性，对预测模型计算所得COP与并联压缩试验数据进行了对比，见表1。两者最大误差为7.9%，平均误差为3.7%，表明该预测模型也可用于相同型号压缩机同频率并联运行时的COP预测。

表1 相同型号2台压缩机同频并联运行试验所得COP与模型预测COP比较Tab.1 Comparison of experimental COP and predicted COP of two parallel compressors of the same type in parallel operation at the same frequency

3 结论

（1）单台压缩机50 Hz运行时，随蒸发温度升高，COP、制冷量、压缩机功率和制冷剂质量流量均增大，压比减小。在蒸发温度为-9.4 ℃时，COP达到本试验的最大值2.00。蒸发温度设定为-15.0 ℃时，随压缩机运行频率提高，制冷量、压缩机功率、制冷剂流量和压比均增大；COP先增大后减小，压缩机存在最佳运行频率50 Hz，COP为1.96。

（2）相同型号2台压缩机并联运行时，设定蒸发温度为-15.0 ℃，在试验工况频率为40～60 Hz范围内，辅压缩机与主压缩机运行频率相同时COP更高；同频率并联运行时，随频率提高，制冷量、压缩机功率、制冷剂流量和压比均增大；相同频率并联运行时存在最佳频率为50 Hz，使系统COP最大值为1.90；在最佳频率为50 Hz运行时系统COP与1台压缩机40 Hz运行、另1台60 Hz运行时的最低COP相差26.67%。

（3）构建了系统运行COP性能预测模型，并将预测结果与试验结果进行了对比，单压缩机运行工况预测误差为2.8%，并联压缩工况最大误差为7.9%，平均误差为3.7%。表明该预测模型可同时用于预测单压缩机系统和相同型号压缩机同频率并联系统运行时的COP。