葉夢(mèng)瑩 顧 眾 謝 晶,3,4

(1. 上海海洋大學(xué)食品學(xué)院，上海 201306；2. 上海冷鏈裝備性能與節(jié)能評(píng)價(jià)專業(yè)技術(shù)服務(wù)平臺(tái)，上海 201306；3. 上海水產(chǎn)品加工及貯藏工程技術(shù)研究中心，上海 201306；4. 食品科學(xué)與工程國家級(jí)實(shí)驗(yàn)教學(xué)示范中心〔上海海洋大學(xué)〕，上海 201306)

制冷行業(yè)中天然制冷劑的使用順應(yīng)了環(huán)境可持續(xù)發(fā)展的要求。NH3和CO2因其熱力學(xué)性能良好、來源豐富、環(huán)境友好等優(yōu)點(diǎn)被認(rèn)為是具有發(fā)展?jié)摿Φ奶烊画h(huán)保制冷劑[1-2]。但NH3泄露會(huì)引起爆炸、中毒等重大事故，屬于危險(xiǎn)化學(xué)品，其構(gòu)成危險(xiǎn)化學(xué)品重大危險(xiǎn)源臨界量為10 t[3-5]。而CO2的高臨界壓力和低臨界溫度導(dǎo)致跨臨界系統(tǒng)的工作壓力極高。因此，CO2和NH3的單一工質(zhì)制冷系統(tǒng)的安全性問題不容忽視。

NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)以NH3作為高溫循環(huán)制冷劑，避免了NH3與食品以及食品加工車間操作人員的直接接觸，此外，大大減少了NH3制冷劑充注量，保證了系統(tǒng)安全性，同時(shí)CO2低溫循環(huán)在亞臨界工況下運(yùn)行，消除了系統(tǒng)工作壓力過高的隱患[6]。因此，研究以NH3和CO2為制冷劑的復(fù)疊系統(tǒng)是一種可行的商業(yè)或工業(yè)制冷策略[7]。

國內(nèi)外學(xué)者對(duì)NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)進(jìn)行了廣泛而深入的研究。田雅芬等[8]提出當(dāng)蒸發(fā)溫度低于-25 ℃時(shí)宜采用NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)。顧兆林等[9]研究發(fā)現(xiàn)NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)達(dá)到最大性能系數(shù)(COP)時(shí)的最佳中間溫度隨著冷凝溫度的升高而升高。余曉明等[10]應(yīng)用熵方法研究了NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)低溫級(jí)制冷劑最佳冷凝溫度和相應(yīng)COP與高溫循環(huán)冷凝溫度、低溫循環(huán)蒸發(fā)溫度和中間換熱溫差的關(guān)系。Patel等[11]以復(fù)疊系統(tǒng)年度總成本和火用損失最小為目標(biāo)，研究了復(fù)疊系統(tǒng)中蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、低溫循環(huán)冷凝溫度和蒸發(fā)冷凝器換熱溫差的優(yōu)化問題。Dopazo等[12]提出將NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)應(yīng)用于臥式平板冷凍機(jī)中，確定了不同蒸發(fā)溫度下的最佳冷凝溫度并研究了系統(tǒng)性能的影響因素。趙瑞昌等[13]研究表明高溫級(jí)頻率變化時(shí)R410A/R410A復(fù)疊制冷系統(tǒng)性能系數(shù)COP高于低溫級(jí)頻率變化下的系統(tǒng)COP。陳海瑞等[14]研究表明存在使得COP最大的最佳低溫級(jí)壓縮機(jī)頻率。

目前對(duì)復(fù)疊系統(tǒng)的研究極少關(guān)注環(huán)境溫度變化對(duì)系統(tǒng)的影響，且未見在變季節(jié)工況條件下，分析高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化對(duì)NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)性能影響的相關(guān)報(bào)道?；谙到y(tǒng)環(huán)境條件適應(yīng)性問題，試驗(yàn)擬設(shè)計(jì)高效環(huán)保變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)方案，以期為復(fù)疊制冷系統(tǒng)的進(jìn)一步優(yōu)化提供參考依據(jù)。

1 NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)理論分析

1.1 工作原理

1. 高溫壓縮機(jī) 2. 冷凝器 3. 水箱 4. 水泵 5. 泄壓閥 6. 貯液罐 7. 干燥過濾器 8. 視液鏡 9. 電磁閥 10. 電子膨脹閥 11. 蒸發(fā)冷凝器 12. 蒸發(fā)器 13. 低溫壓縮機(jī)

圖1為NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)工作原理圖，其工作流程：低溫壓縮機(jī)排出的高溫高壓CO2進(jìn)入蒸發(fā)冷凝器放熱，再依次通過貯液器、干燥過濾器、視液鏡和電磁閥后進(jìn)入膨脹閥，節(jié)流后的CO2液體進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱，最后回到低溫壓縮機(jī)。高溫壓縮機(jī)排出的高溫高壓NH3在冷凝器內(nèi)與循環(huán)水進(jìn)行換熱，冷凝后的NH3通過儲(chǔ)液器、干燥過濾器、視液鏡、電磁閥、電子膨脹閥后在蒸發(fā)冷凝器內(nèi)帶走低溫循環(huán)的冷凝散熱量，最后回到高溫壓縮機(jī)。

1.2 系統(tǒng)熱力計(jì)算

為方便計(jì)算對(duì)系統(tǒng)作如下假設(shè)：① 制冷劑節(jié)流過程為絕熱節(jié)流；② 制冷劑在換熱器進(jìn)出口均為飽和狀態(tài)；③ 換熱設(shè)備和管道內(nèi)部無熱損失與壓降；④ 系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)工況下運(yùn)行。試驗(yàn)系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算基于各部件制冷劑能量守恒方程、動(dòng)量守恒方程和質(zhì)量守恒方程[15]104-105。

1.2.1 壓縮機(jī) 壓縮機(jī)模型的建立依據(jù)為美國空調(diào)、供暖和制冷協(xié)會(huì)AHRI提出的擬合壓縮機(jī)性能的10系數(shù)模型。此模型計(jì)算簡單、精度高，張路春[15]44-53研究表明，AHRI 10系數(shù)模型的誤差僅為±3%。

AHRI 10系數(shù)模型：

(1)

式中：

y——壓縮機(jī)冷量(W)、功率(W)、質(zhì)量流量(kg/s)等性能參數(shù)；

C1～C10——由壓縮機(jī)制造商提供的回歸系數(shù)；

Te——蒸發(fā)溫度，℃；

Tc——冷凝溫度，℃。

試驗(yàn)參考冷庫工程設(shè)計(jì)方法，以110 kW制冷量為目標(biāo)，選用壓縮機(jī)原型分別是意大利DORIN公司轉(zhuǎn)速為1 450 r/min的CDS2401B亞臨界二氧化碳?jí)嚎s機(jī)和德國BITZER公司轉(zhuǎn)速為2 900 r/min的OSKA7462-K氨螺桿壓縮機(jī)，回歸系數(shù)C1～C10如表1、表2所示。

表1 CDS2401B 壓縮機(jī)回歸系數(shù)

表2 OSKA7462-K壓縮機(jī)回歸系數(shù)

1.2.2 換熱器 系統(tǒng)中換熱器包括冷凝器，蒸發(fā)冷凝器和蒸發(fā)器，流體守恒定律：

質(zhì)量守恒方程：

mr,in=mr,out，

(2)

能量守恒方程：

Qr=mr,in(hr,in-hr,out)，

(3)

動(dòng)量守恒方程：

(4)

式中：

m——質(zhì)量流量，kg/s；

Q——換熱量，W；

h——焓值，kJ/kg；

p——壓力，Pa；

G——質(zhì)流密度，kg/(s·m2)；

v——比體積，m3/kg；

ρ——密度，kg/m3；

g——重力加速度，一般取9.8 N/kg；

H——換熱器高度，m；

下標(biāo)r、in、out——制冷劑、入口參數(shù)、出口參數(shù)。

1.2.3 膨脹閥 根據(jù)假設(shè)(1)，制冷劑節(jié)流前后焓值不變，則膨脹閥守恒方程為：

hr,in=hr,out。

(5)

1.3 模擬工況

根據(jù)中國氣象數(shù)據(jù)網(wǎng)提供的氣候數(shù)據(jù)，確定了浙江省杭州市季節(jié)平均氣溫和對(duì)應(yīng)冷凝溫度。系統(tǒng)溫度工況條件如表3所示。

表3 溫度工況

為確保系統(tǒng)運(yùn)行安全，需要將壓縮機(jī)排氣溫度控制在極限溫度以下，在此基礎(chǔ)上，適當(dāng)調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，可以調(diào)節(jié)系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)，滿足系統(tǒng)正常運(yùn)行[16]。

因此，在表3工況條件下，固定低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，為確保高溫壓縮機(jī)排氣溫度低于廠家提供的安全值173.3 ℃，可在2 300～3 300 r/min范圍內(nèi)調(diào)整高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，分析高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化對(duì)系統(tǒng)高溫蒸發(fā)溫度、高溫排氣溫度、中間溫度、高溫壓縮機(jī)功率、制冷量和COP的影響，并根據(jù)結(jié)論對(duì)NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

2 結(jié)果與分析

2.1 數(shù)值模擬可行性驗(yàn)證

通過都凌壓縮機(jī)選型軟件19.03和比澤爾壓縮機(jī)選型軟件6.15.0對(duì)數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。高、低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別為2 900，1 450 r/min時(shí)，壓縮機(jī)選型軟件理論計(jì)算值和模擬數(shù)值的對(duì)比結(jié)果如表4和表5所示，高溫循環(huán)制冷量模擬值與理論值相對(duì)誤差在2%～5%范圍內(nèi)，低溫循環(huán)相對(duì)誤差在8%～15%范圍內(nèi)，因此仿真模型準(zhǔn)確，所得數(shù)據(jù)可靠。

表4 高溫循環(huán)制冷量模擬值與理論值比較

表5 低溫循環(huán)制冷量模擬值與理論值比較

2.2 高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)溫度的影響

2.2.1 高溫蒸發(fā)溫度 圖2為高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖2可知，在同一季節(jié)工況下，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加先緩慢上升后快速下降，隨冷凝溫度升高而升高。這是因?yàn)殡S著轉(zhuǎn)速的增加，壓縮機(jī)吸氣體積流量增加，蒸發(fā)冷凝器內(nèi)體積流量增加后的NH3制冷劑足夠帶走低溫循環(huán)冷凝散熱量，所以蒸發(fā)溫度小幅度上升直至低溫循環(huán)達(dá)到滿負(fù)荷運(yùn)行。隨著轉(zhuǎn)速的繼續(xù)增加，高溫壓縮機(jī)吸氣體積流量繼續(xù)增加，高溫循環(huán)制冷量增加，而低溫循環(huán)冷凝散熱量不變，蒸發(fā)溫度快速下降。隨著冷凝溫度的升高，壓比增加，高溫循環(huán)制冷效率下降，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度升高。因此，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加先增后減，隨冷凝溫度的升高而升高。通過分析高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度的影響，找出對(duì)應(yīng)工況下系統(tǒng)最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度。

圖2 高溫蒸發(fā)溫度與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2.2.2 高溫排氣溫度 圖3為高溫壓縮機(jī)排氣溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖3可知，高溫排氣溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加先緩慢下降后快速升高，隨著冷凝溫度的升高而升高。這是因?yàn)樵谕还r下，隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增大，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度緩慢上升，蒸發(fā)壓力增大的同時(shí)冷凝壓力不變，壓比下降，而排氣溫度受壓縮比影響程度大，高溫循環(huán)排氣溫度也緩慢下降。隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)一步增大，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度下降較快壓比增大，高溫循環(huán)排氣溫度也快速升高。系統(tǒng)在夏季工況，高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 300 r/min時(shí)，排氣溫度為171.4 ℃，低于排氣溫度安全值173.3 ℃，表明模擬工況條件保證了高溫壓縮機(jī)正常運(yùn)行。根據(jù)高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速與排氣溫度的關(guān)系，可通過調(diào)整轉(zhuǎn)速控制排氣溫度在最合適范圍內(nèi)，延長壓縮機(jī)壽命，保證系統(tǒng)安全。

圖3 高溫排氣溫度與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2.2.3 中間溫度 以低溫循環(huán)冷凝溫度作為系統(tǒng)中間溫度。圖4為中間溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖4可知，在同一季節(jié)工況下，中間溫度隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加呈先下降后保持不變的趨勢(shì)，隨冷凝溫度的升高而升高。結(jié)合高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度和高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系分析，可知隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，存在最小中間換熱溫差。春季、夏季、秋季、冬季工況下最小中間溫差分別是3.93，4.15，4.07，4.10 ℃，對(duì)應(yīng)的高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別是2 900，3 100，2 900，2 800 r/min。中間溫度下降是因?yàn)殡S著轉(zhuǎn)速的增加，壓縮機(jī)吸氣體積流量增加，高溫循環(huán)蒸發(fā)溫度在此階段變化幅度小，但中間換熱量增加，中間溫度降低。隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，低溫循環(huán)達(dá)到滿負(fù)荷運(yùn)行，此時(shí)低溫循環(huán)運(yùn)行狀態(tài)不受高溫循環(huán)的影響，中間溫度保持不變。但隨著冷凝溫度的升高，高溫循環(huán)制冷效率下降，中間換熱量減小，中間溫度上升。因此，中間溫度隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加先增后減，隨冷凝溫度的升高而升高。通過分析高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)中間溫度的影響，找出對(duì)應(yīng)工況下系統(tǒng)最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的中間溫度。

圖4 中間溫度與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2.3 高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)性能的影響

2.3.1 高溫壓縮機(jī)功率 圖5為高溫壓縮機(jī)功率隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖5可知，在同一季節(jié)工況下高溫壓縮機(jī)功率隨轉(zhuǎn)速增加呈兩段式上升趨勢(shì)，隨著冷凝溫度的升高而升高。在同一工況下，第一段上升曲線是因?yàn)殡S著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，蒸發(fā)壓力緩慢上升，而冷凝壓力不變，高溫壓縮機(jī)壓比降低幅度小，但壓縮機(jī)吸氣體積流量增加，此時(shí)壓縮機(jī)吸氣體積流量的增加對(duì)功率影響比重較大，則高溫循環(huán)制冷量增大，指示效率減小，高溫壓縮機(jī)功率增大。第二段曲線工況下的低溫循環(huán)已達(dá)到滿負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)，中間換熱量不變，高溫循環(huán)蒸發(fā)壓力下降，壓比增大，相對(duì)余隙容積增大，同時(shí)壓縮機(jī)吸氣體積流量持續(xù)增大，指示效率減小，高溫壓縮機(jī)功率增大。隨著冷凝溫度升高，高溫壓縮機(jī)壓比增大，功率也隨之增大。因此，高溫壓縮機(jī)功率隨轉(zhuǎn)速增加而升高，隨冷凝溫度升高而升高。在模擬過程中低溫壓縮機(jī)功率固定為17.22 kW，因此通過研究高溫壓縮機(jī)功率隨轉(zhuǎn)速的變化，可觀察系統(tǒng)總功耗變化趨勢(shì)，同時(shí)可找出系統(tǒng)在不同工況下最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的高溫壓縮機(jī)功率和系統(tǒng)總功率。

圖5 高溫壓縮機(jī)功率與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2.3.2 制冷量 圖6為制冷量隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖6可知，在同一季節(jié)工況下，制冷量隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加呈先增加后保持不變的趨勢(shì)；說明系統(tǒng)的制冷能力持續(xù)增大直到滿負(fù)荷狀態(tài)。在低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，制冷量隨著冷凝溫度的增加而減少，系統(tǒng)到達(dá)滿負(fù)荷狀態(tài)時(shí)對(duì)應(yīng)的高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速隨著冷凝溫度的升高而增加，這是因?yàn)橄募竟r下冷凝溫度高，高溫壓縮機(jī)壓比大，在相同高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速條件下，復(fù)疊換熱量小，導(dǎo)致低溫循環(huán)制冷劑流量小，系統(tǒng)制冷量隨之減少，而在不同季節(jié)工況下低溫循環(huán)到達(dá)滿負(fù)荷運(yùn)行時(shí)制冷量相同，因此夏季工況條件下，系統(tǒng)在低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)提供制冷量較小，高溫壓縮機(jī)需要較高轉(zhuǎn)速才能達(dá)到系統(tǒng)制冷能力較高水平。而在實(shí)際冷庫工程中，冷庫所需制冷量主要取決于進(jìn)貨溫度及庫板保溫性能。夏季工況下環(huán)境溫度高，冷庫的侵入熱和貨物熱均增加，所需制冷量隨之增加，出現(xiàn)制冷量“供不應(yīng)求”現(xiàn)象，因此需要將制冷系統(tǒng)高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)高，以適配冷庫較高制冷需求。通過分析高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響，找出對(duì)應(yīng)工況下系統(tǒng)最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的制冷量以及所需制冷量對(duì)應(yīng)的高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速。

圖6 制冷量與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

2.3.3 系統(tǒng)COP 圖7為蒸發(fā)溫度為-25 ℃，不同季節(jié)工況下，系統(tǒng)COP隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化。由圖7可知，系統(tǒng)COP隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加呈先增后減趨勢(shì)，存在使得COP最高的最佳高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，春季、夏季、秋季、冬季工況最高COP分別為2.38，1.84，2.19，2.98，對(duì)應(yīng)最佳轉(zhuǎn)速分別為2 900，3 100，2 900，2 800 r/min。系統(tǒng)COP隨著冷凝溫度的增大而減小，夏季工況下系統(tǒng)COP最小，冬季工況最大。這是因?yàn)楦邷貕嚎s機(jī)功率增加，低溫壓縮機(jī)功率不變，制冷量增加，而制冷量增加幅度大于系統(tǒng)總功耗增加幅度，因此系統(tǒng)COP一開始呈上升趨勢(shì)，隨著高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的繼續(xù)增大，高溫壓縮機(jī)功率增加，此時(shí)低溫循環(huán)已達(dá)到滿負(fù)荷運(yùn)行狀態(tài)，總制冷量不變，因此系統(tǒng)COP減小。而隨著冷凝溫度的升高，制冷量減少，功耗增大，系統(tǒng)COP減小。而在相同轉(zhuǎn)速條件下，夏季工況的系統(tǒng)制冷量最小(見圖6)，夏季工況下高溫壓縮機(jī)功率最大(見圖5)，而低溫壓縮機(jī)功率保持不變，夏季工況下系統(tǒng)COP最小。因此系統(tǒng)COP隨高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加而先增后減，隨冷凝溫度的升高而下降，需要在不同季節(jié)工況下調(diào)節(jié)制冷系統(tǒng)參數(shù)，以保證系統(tǒng)處于最高COP狀態(tài)運(yùn)行，提高效率。根據(jù)以上分析，可知不同工況的最佳高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速與高溫壓縮機(jī)原型轉(zhuǎn)速2 900 r/min接近，在實(shí)際工程冷庫設(shè)計(jì)中，可通過增設(shè)變頻器來改變轉(zhuǎn)速，使得系統(tǒng)在不同季節(jié)工況下達(dá)到最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)。

圖7 系統(tǒng)COP與高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系

3 變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性分析

為確保制冷系統(tǒng)全年正常運(yùn)行，制冷系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)所選環(huán)境條件一般為當(dāng)?shù)叵募竟r。但以上研究表明季節(jié)變化對(duì)系統(tǒng)性能影響較大，全年采用夏季工況系統(tǒng)時(shí)，不能確保系統(tǒng)處于最佳狀態(tài)下運(yùn)行，造成一定的資源浪費(fèi)。

試驗(yàn)設(shè)計(jì)了蒸發(fā)溫度為-25 ℃，制冷量為130 kW高效節(jié)能變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)，根據(jù)前文研究結(jié)果確定關(guān)鍵參數(shù)如表6所示，并與制冷量為130 kW的定轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)進(jìn)行耗電量比較，定轉(zhuǎn)速系統(tǒng)的各參數(shù)與變轉(zhuǎn)速系統(tǒng)夏季工況參數(shù)一致，但耗電量相差19.9%，分別為494 686，617 600 kW·h。

表6 變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)

通過對(duì)變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)與定轉(zhuǎn)速系統(tǒng)進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)變轉(zhuǎn)速系統(tǒng)可有效減少耗電量，節(jié)省運(yùn)營費(fèi)用，但是在變轉(zhuǎn)速系統(tǒng)中需要配置變頻器，增加了系統(tǒng)的初投資費(fèi)用以及安裝維修費(fèi)用，系統(tǒng)整體經(jīng)濟(jì)性有待進(jìn)一步驗(yàn)證。

4 結(jié)論

針對(duì)復(fù)疊制冷系統(tǒng)對(duì)環(huán)境條件的適應(yīng)性問題，提出了變轉(zhuǎn)速NH3/CO2復(fù)疊制冷系統(tǒng)方案，并在不同季節(jié)工況下，蒸發(fā)溫度為-25 ℃，高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為2 300～3 300 r/min工況下進(jìn)行仿真測(cè)試。高溫循環(huán)仿真模型制冷量相對(duì)誤差為2%～5%，低溫循環(huán)制冷量相對(duì)誤差為8%～15%，可用于復(fù)疊制冷系統(tǒng)的仿真模擬。結(jié)果表明：在夏季工況下，冷凝溫度為40 ℃，高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 300 r/min時(shí)，排氣溫度低于安全值173.3 ℃，表明模擬工況條件符合系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行工況；存在使得系統(tǒng)性能系數(shù)最大的最佳高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，對(duì)應(yīng)最佳轉(zhuǎn)速分別為2 900，3 100，2 900，2 800 r/min，與高溫壓縮機(jī)原型轉(zhuǎn)速2 900 r/min接近，可對(duì)通過配置變頻器來改變?cè)蛪嚎s機(jī)轉(zhuǎn)速，實(shí)現(xiàn)變轉(zhuǎn)速復(fù)疊系統(tǒng)方案；變轉(zhuǎn)速方案選用對(duì)應(yīng)工況下最佳高溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，確保系統(tǒng)較優(yōu)性能系數(shù)的同時(shí)減少功耗。因此，在復(fù)疊制冷系統(tǒng)中采用變轉(zhuǎn)速高溫壓縮機(jī)，確保了系統(tǒng)不同工況下均能以最優(yōu)狀態(tài)運(yùn)行，同時(shí)減少運(yùn)行費(fèi)用，實(shí)現(xiàn)了高效節(jié)能的目標(biāo)。但在變轉(zhuǎn)速復(fù)疊系統(tǒng)中需要配置變頻器，增加了系統(tǒng)的初投資費(fèi)用以及安裝維修費(fèi)用，系統(tǒng)整體經(jīng)濟(jì)性有待進(jìn)一步驗(yàn)證。