单制冷剂复叠式制冷系统变负荷运行特性

采用复叠式制冷系统的冷库优点明显，但也存在应用局限，不能保证冷库能长期稳定高效运行，不利于节能环保。

因此，本文设计出了一种高温级和低温级采用同一制冷剂的复叠式制冷系统，且系统可实现基于工况和运行负荷匹配的单级制冷循环循环模式和复叠式制冷循环模式切换，以弥补复叠式制冷系统缺憾。下面我们一起来看。

目前冷库制冷系统面临以下几个问题：

（ 1 ）制冷量与制冷负荷不匹配

室外环境温度升高、冷库所需温度降低、新货物进库、旧货物出库等情况都会造成冷库内的制冷负荷发生变化，但是制冷系统的制冷能力往往不能及时进行调整，这将造成冷库制冷能力不足，导致食品品质下降，或者制冷能力过剩，导致能源浪费等问题。

（2）系统 COP 下降

当夏季室外温度较高，系统蒸发压力和冷凝压力差值较大，此时压缩机压比较大，压缩机效率迅速下降，耗功显著增大，系统 COP 下降。

（3）压缩比过大排气温度过高

当所需冷库温度过低或室外环境温度过高的情况下，制冷系统的压缩比会过大，压缩机排气温度过高，会造成制冷系统性能下降，压缩机使用寿命降低等问题。

因此本文针对不同蒸发温度工况及不同制冷负荷下冷库的运行，设计了一种制冷系统。

需对该系统做出说明的是：

（ 1 ）该系统可根据不同的温度工况和制冷负荷需求，通过阀门的切换实现单级制冷循环或复叠式制冷循环。

（ 2 ）该系统打破传统复叠式制冷循环高、低温级采用不同制冷剂的方式，另外通过对比选择 R410A 制冷剂作为复叠式制冷系统的单一工质，且高、低温级循环均采用 R410A 为制冷剂，这样做的优点是系统采用单级制冷循环制冷与复叠式循环制冷运行时使用同一个冷凝器，简化制冷装置，节约成本。

下面，我们就通过实验来验证下这种制冷系统的性能及运行相关情况。

（备注说明：复叠式制冷循环的理论计算过程、实验设备及配件选型、两种制冷循环的数学模型分析在这里不做详细阐述 ）。

2.2.1 实验系统运行设计

实验台装置结构如图 5-1 所示，主要包括复叠式制冷循环系统及循环水系统。

复叠式系统：

由高温级压缩机、 低温级压缩机、高温级节流阀、低温级节流阀、冷凝蒸发器、冷凝器、量热器、储液器、一些辅助设备及阀门组成。

循环水系统：

包括循环水泵、水箱、电动调节阀、手阀。该实验台可以通过阀门切换实现单级制冷循环和复叠式制冷循环。

2.2.2 实验目的及内容

利用可以实现单级制冷循环和复叠式制冷循环的实验台，在不同蒸发温度工况下，调节高、低温级压缩机频率，改变制冷剂质量流量，以满足不同的制冷负荷需求。从制冷负荷的角度出发，研究复叠式制冷循环和单级制冷循环两种运行模式的制冷量、 COP 、排气温度等参数，对比分析两种运行模式的运行特性，获得不同工况下两种模式切换的控制策略，从而使系统在制冷负荷及温度工况发生变化时，能够维持高能效比运行状态。

为多功能冷库在运行过程中能够根据不同环境和需求进行调节，提高运行效率，节约能耗，提供理论依据。

2.2.3 实验方法与操作步骤

实验方法：

实验台利用 PLC 控制系统调节量热器中的电加热量来稳定蒸发温度，调节冷却水的流量稳定冷凝压力；高、低温级压缩机吸气过热度均设置为 7 ℃，通过电子膨胀阀自动调节。（具体方法在这里不做详细阐述）

实验步骤：

（ 1 ）打开补水阀给水箱补充水，水位达到水箱三分之二左右，关闭补水阀，开启循环水泵。

（ 2 ）设定好过热度、蒸发温度等参数后，启动机组运行，先启动高温级压缩机，高温级循环运行一段时间后，中间温度降至 0 ℃左右，开启低温级循环。

（ 3 ）控制进水旁通阀的开度与水泵的频率，调节进出冷凝器的水流量及温度，稳定高温级循环的冷凝温度和冷凝压力。

（ 4 ）实验稳定运行后，采集实验数据，每隔 10s 记录一次数据，每隔 5 分钟求一次均值输出，为使数据更精确，取稳定运行后的三次均值输出数据的平均值。

（ 5 ）实验结束后，先停止低温级压缩机，一分钟左右再停止高温级压缩机，机组停止三分钟后，关闭循环水泵，切断机组电源。

3.1 复叠式制冷循环制冷性能分析   

图 5-2 表示冷凝温度为 40 ℃，不同蒸发温度工况下，复叠式制冷循环制冷量随高、低温级压缩机频率的变化图。

从图中可以看出，当高温级压缩机频率一定时，随着低温级压缩机频率的增大，系统制冷量不断增大。高温级压缩机频率越高，随着低温级压缩机频率的增大，制冷量增大速率越大。

对比图 a 至图 f 分析可知，蒸发温度升高，系统制冷量范围整体呈上升趋势，因为蒸发温度升高，单位容积制冷量增大，高、低温级压缩机压比降低，压缩机容积效率增大，均使得系统制冷量增大。蒸发温度越高，随着低温级压缩机频率的增大，制冷量增大速率变大。

图 5-3 所示为不同制冷负荷对应的高、低温级压缩机频率，由图 a 至图 h 可知，同一工况下，多组高、低温级压缩机频率能满足同一制冷负荷，但是只有一组高、低温级压缩机频率组合使系统 COP 最大。

这是因为：

复叠式制冷循环由高、低温级制冷循环耦合而成，低温级循环产生的热负荷通过高温级循环带走，高温级循环与低温及循环互相作用，均对系统制冷能力有重要影响，导致不同的高、低温级压缩机频率组合可以制取相同的冷量，即同一制冷负荷可以对应多组高、低温级压缩机频率。

对比分析图 a 至图 h 发现，蒸发温度越低，达到同一制冷负荷所需高、低温级压缩机频率越大。这是因为蒸发温度越低，低温级单位制冷量越小、且高、低温级压缩比都随着蒸发温度的降低而增大，导致压缩机效率降低，因此蒸发温度越低，满足同一制冷负荷所需高、低温级压缩机频率越大。

从图中还可以看出，当蒸发温度相同时，制冷负荷越大，所需高、低温级压缩机频率越大，因为制冷负荷越大，低温级循环要制取的冷量就越大，在单位容积制冷量不变的情况下，低温级制冷剂质量流量就越大，低温级压缩机频率也就越大，高温级循环为平衡低温级循环增加的热负荷，仅靠膨胀阀调节流量是不够的，需要提高高温级循环制冷剂质量流量，增大高温级压缩机频率。

进一步分析最大系统 COP 对应的高、低温级压缩机频率，得出以下结论：

随着制冷负荷最大，最大系统 COP 对应的的高、低温级压缩机的频率均增大，其中，高温级压缩机频率增大速率为 14.29Hz/kW ，低温级压缩机频率增大速率为 15Hz/Kw 。且两者之间的比值始终在 1~1.2 范围之间。影响系统最大 COP 与压缩机频率之间的因素有很多，主要包括压缩机的排气量、温度工况、制冷负荷等。

3. 2  单级制冷循环实验结果分析

图 5-4 所示为冷凝温度为 40 ℃，不同蒸发温度下，单级压缩系统制冷量随压缩机频率变化。由图可知随着压缩机频率增大，系统制冷量不断增大，蒸发温度越高，系统制冷量越大。

图 5-5 为冷凝温度为 40 ℃，不同蒸发温度下，各制冷负荷对应的压缩机频率。由图可知，压缩机频率随着制冷负荷的增大呈线性增长，且蒸发温度越低，同一制冷负荷下，对应的压缩机频率越高。

因为制冷负荷越大，低温级循环蒸发侧带走的热量就越多，在单位容积制冷量不变的条件下，制冷剂质量流量增大，压缩机频率增大。蒸发温度越低，单位容积制冷量越小，达到同一制冷负荷所需制冷剂质量流量越大，对应的压缩机频率就越大。

图 5-6 为冷凝温度为 40 ℃，不同蒸发温度下，各制冷负荷对应的系统 COP 。在实验工况范围内，随着制冷负荷的增大，系统 COP 增大，且不同蒸发温度下 COP 增大速率不同。对比可知蒸发温度越低，制冷系数 COP 增大速率越大。

图 5-7 为冷凝温度为 40 ℃，不同蒸发温度下，压缩机排气温度随制冷负荷的变化。随着制冷负荷的增大，压缩机排气温度不断增大，且蒸发温度越低，压缩机排气温度越高。

从图 5-7 可以看出，随着蒸发温度降低，制冷负荷增大，压缩机排气温度会超过 100 ℃，压缩机长期在高压比，高排气温度工作状态下，严重影响压缩机寿命。因此在低蒸发温度，高制冷负荷的条件下，考虑采用双级压缩制冷循环或者复叠式制冷循环。

3. 3  复叠式制冷循环与单级制冷循环性能对比分析

将复叠式制冷循环最佳运行状态下的系统 COP 及排气温度，与单级制冷循环的系统 COP 及排气温度进行对比分析，结果如图 5-8 所示。

由图可知，不同制冷负荷下，复叠式制冷循环压缩机排气温度始终低于单级制冷循环，且制冷负荷越大，复叠式制冷循环与单级制冷循环压缩机排气温度相差越大。

在本实验制冷负荷范围内， 随着制冷负荷增大，单级制冷循环及复叠式制冷循环的系统 COP 均增大，但增大速率不同。

对比分析可知，复叠式制冷循环的 COP 增大速率始终大于单级制冷循环，且两种制冷循环的 COP 增大速率都随着蒸发温度的降低而增大。不同蒸发温度工况下，存在单级制冷循环系统 COP 先高于复叠式制冷循环，随着制冷负荷的增大，单级制冷循环制冷系数 COP 后低于复叠式制冷循环。因此以制冷系数 COP 最优为控制目标，存在制冷负荷切换点。 随着蒸发温度越低，制冷负荷切换点越大。

将复叠式制冷循环最佳运行状态下的 COP 及排气温度，与该负荷下单级制冷循环的 COP 及排气温度进行对比分析，结果如图 5-9 所示，不同制冷负荷下，随着蒸发温度的升高，单级制冷循环的排气温度始终大于复叠式制冷循环，两种制冷循环的压缩机排气温度均随着蒸发温度的升高不断降低，且单级制冷循环的排气温度下降速率较大。

随着蒸发温度降低，压缩机排气温度开始出现超过 100 ℃的情况，且制冷负荷越大，越早出现这种情况。由图 a 至图 h 发现，随着蒸发温度的升高，单级制冷循环及复叠式制冷循环的 COP 均增大，但增大速率不同，单级制冷循环的 COP 增大速率大于复叠式制冷循环 COP 增大速率。

不同制冷负荷条件下，存在单级制冷循环制冷系数 COP 先低于复叠式制冷循环，随着蒸发温度的升高，单级制冷循环制冷系数 COP 后高于复叠式制冷循环。可见制冷负荷的越大，切换点温度越大。

通过以上实验数据分析，确定了两种运行模式的切换策略，两种切换模式均满足压缩机排气温度小于 100 ℃的条件，均以最大系统 COP 运行为控制目标。

第一种切换模式如图 5-10 所示:

根据不同蒸发温度下，最大系统 COP 对应的制冷负荷切换值，建立了制冷负荷拟合切换曲线，曲线拟合方程式如式 5-1 所示。该曲线将运行工况分为两个区域，即单级制冷循环区域与复叠式制冷循环区域，在单级制冷循环区域对应的工况下采用单级制冷循环模式，系统 COP 高于复叠式制冷循环。

在实验温度工况范围内，冷库可以根据实际制冷负荷的大小选择运行模式，当冷库实际制冷负荷大于该工况下曲线点对应的制冷负荷时，采用复叠式制冷循环模式，反之采用单级制冷循环模式。根据图 5-8 ，通过系统 COP 的制冷负荷切换值与蒸发温度的关系，拟合了基于最大系统 COP 的制冷负荷切换值，得到如下关系式：

式中， Q0 是最大系统 COP 对应的制冷负荷切换值（ kW ）， T0 是蒸发温度（℃）。该公式应用范围为冷凝温度为 40 ℃工况下，拟合结果与实验结果误差在 5% 以内。

第二种切换模式如图 5-11 所示:

根据不同制冷负荷条件下，最大系统 COP 对应的蒸发温度为切换值，建立了蒸发温度切换拟合曲线，曲线拟合方程式如式 5-21 所示。该曲线将运行工况分为两个区域，即单级制冷循环区域与复叠式制冷循环区域。在单级制冷循环区域对应的工况下采用单级制冷循环模式，此时单级制冷循环的 COP 高于复叠式制冷循环。在给定制冷负荷条件下，实际冷库蒸发温度大于曲线点对应的蒸发温度时，采用单级制冷循环模式，反之采用复叠式制冷循环模式。

根据图 5-9 ，基于最大系统 COP 的蒸发温度切换值与制冷负荷的关系，拟合了基于制冷系数 COP 的蒸发温度切换值，得到如下关系式：

式中， T0 是最大系统 COP 的蒸发温度切换值（℃）， Q0 为制冷负荷（ kW ）。该公式应用范围为冷凝温度为 40 ℃工况下，拟合结果与实验结果误差 在 5% 以内。

5.1 本文的主要研究结论如下:  

（ 1 ）由模拟分析可知，采用单级制冷循环和复叠式制冷循环，降低蒸发温度、提高压缩机频率、增大制冷负荷，均导致压缩机排气温度增大，且单级循环模式下压缩机排气温度增幅较大。随着蒸发温度升高，单级制冷循环及复叠式制冷循环的系统 COP 均增大，且前者的增大速率大于后者。随着制冷负荷增大，单级制冷循环及复叠式制冷循环的系统 COP 均增大，且后者的增大速率大于前者。

（ 2 ）系统采用单级制冷循环模式运行时，随着压缩机频率增大，系统制冷量不断增大，且蒸发温度越高，系统制冷量越大。在实验工况范围内，随着制冷负荷的增大，系统 COP 增大，且蒸发温度越低，系统 COP 增大速率越大。

（ 3 ）系统采用复叠式制冷循环运行时，高温级压缩机频率越大，随着低温级压缩机频率增大，系统制冷量的增幅越大 , 蒸发温度越高，系统制冷量越大。在不同温度工况下，不同的高、低温级压缩机频率组合，可以满足同一制冷负荷需求，但是同一制冷负荷只有一组高、低温级压缩机频率使系统 COP 最大。

（ 4 ）在不同制冷负荷条件下，随着蒸发温度的升高，单级制冷循环的排气温度始终大于复叠式制冷循环，两种制冷循环的排气温度均随着蒸发温度的升高不断降低，且单级制冷循环的排气温度下降速率较大。随着制冷负荷增大，蒸发温度降低，压缩机排气温度开始出现高于 100 ℃的情况。

（ 5 ）在实验制冷负荷条件下，复叠式制冷循环压缩机排气温度始终低于单级制冷循环，且制冷负荷越大，两种制冷循环的排气温度差值越大。

5.2 不足与展望  

本研究过程仍有很多不足，在后续研究中还存在改进的地方。

（ 1 ）   基于实验台的限制，无法直接在某一给定制冷负荷下运行，后续研究可以搭建能够控制给定制冷负荷的实验台进行研究。

（ 2 ）   本文结合了蒸发温度及制冷负荷做了实验分析，没有研究冷凝温度的影响，后续可以将三者结合起来，进行更全面的实验研究分析。

（ 3 ）   本文设计的切换策略均以最大系统 COP 为控制目标，后续的研究可以将降温时间及降温速率作为控制目标，满足冷库不同的降温时间和制冷速率的需求。

（ 4 ）   本研究设计的复叠式制冷系统与单级压缩制冷系统切换策略，后续可以根据该控制策略，对这种系统的自动控制进行研究开发。