两级复叠式低温预冷设备的理论分析及试验研究

点击：1728 日期：[ 2014-04-26 21:39:49 ]

两级复叠式低温预冷设备的理论分析及试验研究刘秀芳1, 2,王发辉2 (1.西安交通大学,陕西西安　710049; 2.河南理工大学,河南焦作　454000 ) 摘　要:为了辅助某国防项目中换热器的性能试验并深入研究-60~-80℃制冷机的性能,设计并搭建了一个两级复叠式低温预冷试验台,在此基础上进行了详细的理论分析和大量的试验研究。其中,理论分析部分包括系统的设计及优化,试验部分包括两级同时运行和低温级单级运行试验。试验结果表明:两级同时运行时,系统性能稳定并且能够提供充足的冷量;在无外界负荷的情况下,低温级实现了单级运行,毛细管出口处的温度符合设计要求。关键词:预冷;复叠;单级运行;优化中图分类号:TB657. 3　　　　文献标识码:A　　　　do:i 10. 3969/.j issn. 1005-0329. 2010. 06. 013 文章编号:1005—0329(2010)06—0055—05 1　前言目前-60~-80℃的低温环境已被广泛地应用于石油化工、科学试验、低温电子、低温生物、红外探测及低温环境模拟等领域,因而这一温区的设备需求量很大[1~5]。用来获得-60~-80℃温区的常用制冷方法有液氮制冷、气体绝热膨胀制冷、蒸气压缩式制冷,其中蒸气压缩式制冷包括传统的两级复叠式制冷和自复叠制冷: (1)利用液氮制冷获取-100℃以上的温度时传热温差太大,造成的不可逆损失很大,效率不高,而且液氮在运输、保存等环节上非常不便,尤其是在一些偏远地区,很难得到。 (2)气体绝热膨胀制冷循环中核心部件膨胀机的结构比较复杂,且活塞式膨胀机还存在带油的问题。 (3)自复叠制冷循环具有只需要一台压缩机,不需要油分离器,机构简单,成本便宜等优点但是由于充灌的工质都是非共沸混合物,一旦泄漏将影响其组分,所以必须全部更换,不易维护而且还存在高、低温制冷剂难以彻底分离的问题。 (4)传统复叠制冷循环的发展相对较早,技术也比较成熟,但是,传统复叠制冷循环在制冷温度过低时存在着低温级压缩机吸气温度过低、润滑油回油困难、所需冷量较少时启停频繁等缺点[6~8]。为了辅助某国防项目中换热器的性能试验并深入研究-60~-80℃制冷机的性能,笔者设计并搭建了一个低温预冷试验台,该试验台能够将10~20Nm3/h的空气由20℃冷却至-60℃。基于前面对几种循环的分析,本试验台采用了一种改进的两级复叠式制冷循环。该循环与传统复叠式制冷循环的区别是: (1)低温级循环中加了一个回热器,使得低温级压缩机吸气温度有所提高,润滑油回油效果变好,并且,当冷量需求较少时,在高温级循环辅助启动后,低温级循环可以通过自身回热而实现独立运行; (2)在高温级蒸发冷凝器之后设置了一个空气冷却器, 20℃的空气先经过高温级空气冷却器冷却到一定的温度,然后进入低温级蒸发器进一步冷却到-60℃,实现了分步降温,减少了系统的不可逆损失。 2　试验系统设计该系统以R22/R23为制冷工质,R22用作高温级制冷剂、R23用作低温级制冷剂。图1为两级复叠式低温预冷系统的流程示意图。图中l-2-3-4-5-l为高温级循环, 6-7-8-9-10-11-12-6为低温级循环,外界负荷管路为13-14-15。 2. 1　初始假定为了简化热力计算过程,本文做了如下初始设定: (1)低温级循环蒸发温度为-65℃; (2)高、低温级循环均采用风冷式冷凝器,环境温度为25℃,冷凝器出口温度为30℃;低温级循环毛细管节流前的过冷度为3℃; (3)为了确保压缩机进口处不带液,高温级压缩机入口处过热度取为5℃;低温级压缩机入口温度取为15℃; (4)高、低温级的压缩机效率均为0. 8; (5)工质在管路及各换热部件中的压力损失忽略不计; (6)各热交换器及管路与外界无热量交换,节流过程无漏热损失; (7)为了分析高温级蒸发温度tOH对预冷系统性能的影响, tOH分别取10个不同的值; (8)为了分析低温级回热器的热负荷(在其它条件不变的情况下,取决于低温级蒸发器出口12点的干度)对预冷系统性能的影响, 12点的干度分别取5个不同的值; (9)为了分析复叠温差和换热器温差对系统性能的影响,分别取10组不同的值。 2. 2　高温级蒸发温度及回热器负荷对系统性能的影响假设复叠温差和换热器温差均为5℃,计算可得高温级蒸发温度和回热器负荷对制冷循环性能的影响如图2所示。从图2可以看出: (1)在其它条件不变的情况下,系统的COP随着高温级循环蒸发温度tOH的升高先增大后减小,存在一个最佳值。 (2)在其它条件不变的情况下,低温级蒸发器出口12点的干度越小,即回热器的热负荷越大,系统总体的COP越小。 (3)在其它条件不变的情况下,随着高温级蒸发温度tOH的降低,不同的干度对应的COP差值越小。低温级蒸发器出口12点干度的选取及高温级蒸发温度tOH的确定:由系统设计的假设条件可知,当高温级蒸发温度一定时,8点和10点的状态是一定的,回热器的换热所占的比例越大(即低温级蒸发器出口12点的干度越小)就意味着蒸发冷凝器的换热所占的比例越小,此时,如果关掉高温级,则低温级能够单独运行且稳定在较低蒸发温度的可能性越大。因此,如果从追求低温级独立运行的角度来看,低温级蒸发器出口12点的干度取值越小越好。由图2可以看出,在其它条件不变的情况下,低温级蒸发器出口12点的干度越小,系统总体的COP越小。因此,如果从追求高COP值的角度来看,低温级蒸发器出口12点的干度取值越大越好,这两点是矛盾的。由于本文不仅要研究两级同时运行时试验台的预冷效果,还要研究空载情况下低温级独立运行时试验台的性能。因此。低温级蒸发器出口12点的干度既不能取得太大,也不能取得太小,综合两方面的因素,决定取12点的干度为0.7。由图2可得,此时,最大COP为1.49081,最大COP对应的高温级蒸发温度为-38℃。 2.3　复叠温差和换热器温差对系统性能的影响若TKH=30℃,TOL=-65℃,取12点的干度为0.7,高温级蒸发温度TOH为-38℃。计算可得:系统的COP随着复叠温差及换热器(低温级蒸发器和高温级气体冷却器)的温差增大而减小。当复叠温差从0℃增大至20℃,系统COP降低了约17%,当换热器的温差从0℃增大至20℃,系统COP降低了约6%,这主要是由于当复叠温差和换热器温差增大时,系统的不可逆损失增大的缘故。考虑到温度越低,相同换热温差造成的不可逆损失越大,所以对于制冷温度较低的复叠式制冷系统,复叠温差和换热温差应取较小的值,本文中,复叠温差和换热温差均取5℃。 2.4　设计工况下系统的状态点参数的确定及各部件热负荷的计算设计工况:高温级冷凝温度为tKH=30℃,高温级蒸发温度tOH=-38℃,低温级冷凝温度tKL=-33℃,低温级的蒸发温度为tOL=-65℃,低温级蒸发器出口12点的干度取0.7。设计工况下各状态点的参数如表1所示: 根据设计任务,该试验台应能够将10 ~20Nm3/h的空气由20℃冷却至-60℃,由热平衡方程=ρcpqV△t可以求得,当qV=20Nm3/h时,=578W,考虑到漏冷损失,该试验台的最大冷负荷应取为600W,计算可得设计工况下各部件的热负荷如表2所示: 3　试验系统的优化系统的COP受压缩机的指示效率、复叠温差、换热器温差、高温级蒸发温度、高温级冷凝温度、低温级蒸发温度、系统制冷量和低温级回热器的热负荷等因素的影响,因此,系统的COP可以表示为如下函数形式[9]: COP=f(ηiH,ηiL,DT,AT,TOH,TKH,,x12) (1) 式中　ηiH———高温级压缩机的指示效率 ηiL———低温级压缩机的指示效率 DT———复叠温差 AT———换热器温差 TOH———高温级蒸发温度 TKH———高温级冷凝温度 TOL低温级蒸发温度 ———系统总的制冷量 x12———12点的干度由于压缩机的效率是由压缩机设计条件决定的,与系统状态关系不大,取ηiH=ηiL=0.8;由于冷凝器的冷却方式为风冷,因此高温级冷凝温度只取决于环境温度,取TOH=30℃;由前面的分析可知,本文中x12取0.7;根据设计要求,=600W。则系统COP可简化为如下形式: COP=f(DT,AT,TOH,TOL) (2) (1)若低温级蒸发温度TOL=-65℃ 系统COP的最大值及对应的高温级蒸发温度TOH的最佳值可表示为: COPmax=f(AT,DT) (3) Toh,opt=f(AT,DT) (4) 通过计算得出各AT,DT值所对应的COPmax和TOH,opt,COPmax、TOH,opt在DT-AT平面的曲线图如图3和图4所示。采用回归分析法对数据进行分析,可以得COPmax、TOH,opt与AT,DT的拟合公式分别如式(5)及(6)所示: (2)若DT=5℃,AT=5℃ 系统COP的最大值及对应的高温级蒸发温度TOH的最佳值可表示为: COPmax=f(TOL) (7) TOH,opt=f(TOL) (8) 通过计算得出各TOL值所对应的COPmax和TOH,opt,采用回归分析法对数据进行分析,可以得出COPmax、TOH,opt与TOL的拟合公式分别如式(9)及(10)所示: 式(5)、(6)、(9)、(10)为选择系统的最佳高温级蒸发温度提供了重要的依据。 4　试验结果试验台中压缩机选用2台庆安全封闭滚动转子式制冷压缩机YZG-53RB,冷凝器选用翅片管强制通风空气冷却式冷凝器, 4个换热器均采用套管式换热器。系统中压力测量采用的是抗疲劳压力真空表,温度测量采用的是铜-康热电偶,流量测量采用玻璃管浮子流量计。 4.1　两级同时运行,负荷空气流量为24Nm3/h 首先打开空气阀门,待空气流量稳定后开高温级,当高温级各点温度以及被冷却气体温度基本稳定后(约开机后90min),开低温级,两级稳定运行一段时间后(约开机后170min),关机。两级同时运行时各点的温度变化曲线如图5所示,由图可以看出:两级同时运行时,系统能够长时间稳定运行,且制冷温度符合设计要求。高温级作为一个单级制冷循环独立运行时,可使负荷空气的温度冷却到-30℃左右,制冷量为382W,两级同时运行时,可使负荷空气的温度冷却到-60℃左右,制冷量为660W。 4.2　低温级独立运行低温级独立运行的试验是在无外界负荷的条件下进行的,先开高温级,待高温级运行稳定后开低温级(约开机75分钟后),运行至两级温度基本稳定后,关闭高温级(约开机170分钟后),让低温级循环独立运行,低温级稳定运行一段时间(约开机270分钟)后关机。低温级独立运行时各点的温度变化曲线如图6所示,由图6可以看出:在无外界负荷的情况下,低温级实现了独立运行,低温级毛细管出口处的温度稳定在-65℃左右。图 6　低温级独立运行时的温度变化曲线 5　结论及展望设计并搭建了一个两级复叠式低温预冷试验台,在此基础上进行了详细的理论分析和大量的试验研究,结论如下: (1)在其它条件不变的情况下,系统的COP随着高温级循环蒸发温度tOH的升高先增大后减小,存在一个最佳值;在其它条件不变的情况下,低温级蒸发器出口12点的干度越小,即回热器的热负荷越大,系统总体的COP越小;在其它条件不变的情况下,随着高温级蒸发温度TOH的降低,不同的12点干度对应的COP差值越小;系统的COP随着复叠温差及换热器温差的增大而减小。 (2)通过对系统进行优化,可以得出COPmax、TOH,opt与AT, DT的拟合关系式,COPmax、TOH,opt与TOL的拟合关系式,为系统最佳高温级蒸发温度的确定提供了很重要的依据。 (3)高温级作为一个单级制冷循环独立运行时,可使负荷空气的温度从20℃冷却到-30℃左右,制冷量为382W;两级同时运行时,可使负荷空气的温度从20℃冷却到-60℃左右,制冷量为660W;在无外界负荷的情况下,当高温级循环辅助启动后,低温级循环实现了独立运行,低温级毛细管出口处的温度稳定在-65℃左右。 (4)由于低温级循环独立运行时所能提供的冷量较小,可以考虑用于恒温室,温度标定等冷量需求较小的场合以维持低温,若需低温级循环独立运行获得更大的制冷量,可以考虑从以下方面进行改进:在冷凝蒸发器进出口4点及5点之间加一旁通管路,当低温级循环独立运行时旁通管路打开,这样可以大大地减少由于冷凝蒸发器跑冷而损失的冷量;低温级循环自身回热器是低温级独立运行的关键部件,本试验台所用的回热器是套管式换热器,回热效果不是特别理想,可以考虑采用换热效率更高的换热器[10]。参考文献 [1]赵红利,侯予,张敏,等.天然气液化装置制冷方法探讨[J].天然气工业, 2005, (10): 120-123. 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