(1 西安交通大學能源與動力工程學院 西安 710049； 2 冰輪環(huán)境技術(shù)股份有限公司 煙臺 264002)

制冷系統(tǒng)和制熱系統(tǒng)已經(jīng)廣泛應用于我國工業(yè)、商業(yè)、民用、建筑等多個領(lǐng)域，并擔負著重要的作用。隨著社會發(fā)展以及產(chǎn)品的更新?lián)Q代，單一制冷或者制熱已經(jīng)漸漸不能滿足某些領(lǐng)域發(fā)展以及能源高效利用的需求[1]，將制冷系統(tǒng)和制熱系統(tǒng)相結(jié)合的冷熱互聯(lián)系統(tǒng)應運而生。

國內(nèi)外學者分別從制冷系統(tǒng)和制熱系統(tǒng)的角度進行了建模分析、工質(zhì)選擇、實驗研究，對于同時涉及冷熱互聯(lián)的系統(tǒng)僅有簡單的探索。田磊等[1]利用再生水源熱泵回收污水廠外排水的低溫余熱，將其提升后滿足污泥高溫消化等需熱工藝；被吸取熱量后的低溫水用于建筑制冷，形成再生水源熱泵冷熱聯(lián)供系統(tǒng)，從不同角度提升能源利用效率。Zhao Zhaorui等[2]介紹了一種新型高溫氨雙螺桿壓縮機系統(tǒng)，用于回收熱量和供應熱水。針對高壓雙螺桿壓縮機的特點，提出了一種半經(jīng)驗模型并進行了理論和實驗研究。A. Polzot等[3]對CO2商用制冷機組集成的水循環(huán)熱泵系統(tǒng)進行了建模和能效評估，深入了解熱回收解決方案的節(jié)能潛力。S. Singh等[4]基于某一制冷設備的現(xiàn)場數(shù)據(jù)，通過CO2熱泵系統(tǒng)將廢熱利用，建立了熱力學模型并對全年現(xiàn)場數(shù)據(jù)進行了模擬，最終能源成本降低33.8%。李樹平等[5]從能源利用率的角度，用當量熱力系數(shù)及能源利用系數(shù)分析比較了吸附式空調(diào)熱泵構(gòu)成的冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)采用吸附制冷熱泵的三聯(lián)供系統(tǒng)可以提高能源利用率。劉雄等[6]提出了一種雙級壓縮制冷熱泵循環(huán)，能夠?qū)崿F(xiàn)冷熱量的同時獨立調(diào)節(jié)，在工作過程中存在一個特征溫度。李軍等[7]通過分析發(fā)現(xiàn)氨螺桿式高溫熱泵適用于制取70 ℃及以下溫度熱水的場合，而復疊制冷系統(tǒng)更適合制取80 ℃以上溫度熱水?，F(xiàn)階段，對于在整個冷熱互聯(lián)系統(tǒng)的實際實驗操作以及相關(guān)能效計算分析的研究相對較少。

對系統(tǒng)進行能效分析，其結(jié)果可在一定程度上反映當前產(chǎn)品設計制造的綜合水平，是制定相關(guān)產(chǎn)品能效標準的依據(jù)[8]。傳統(tǒng)能效計算中，能效比是取得的收益能量和付出的補償能量之間的比值[9]，但在冷熱互聯(lián)系統(tǒng)中，冷熱量都可被回收利用，若依舊僅考慮制冷量或制熱量作為收益能量不合理。在涉及到冷、熱量共用的系統(tǒng)中，傳統(tǒng)的能效計算方式不能滿足新型系統(tǒng)的實際狀況。因此，需要重新思考能效標準的定義。本文研究了對兩種冷熱互聯(lián)系統(tǒng)的性能，提出了3種能效計算方法，通過相關(guān)實驗加以論述，總結(jié)了相應的能效計算法則及特點。

1 冷熱互聯(lián)系統(tǒng)

在高效的冷熱互聯(lián)系統(tǒng)中，制冷系統(tǒng)的冷凝熱作為熱泵系統(tǒng)的熱源。圖1所示為冷熱互聯(lián)系統(tǒng)流程圖。制冷系統(tǒng)排氣經(jīng)過中間冷卻器降低過熱度后，以飽和氣體的狀態(tài)吸入熱泵壓縮機，吸氣壓力為制冷系統(tǒng)冷凝壓力，吸氣溫度為此時冷凝壓力下的飽和溫度。吸入的飽和制冷劑氣體經(jīng)過熱泵壓縮機增壓成為高溫高壓氣體，此時具有更高品位的能量，增壓后的制冷劑進入熱泵冷凝器，完成冷凝放熱過程，將熱量釋放給工藝用水，從而生產(chǎn)高溫熱水，通過水路將熱泵油冷卻器與熱泵冷凝器串聯(lián)，完成冷凝熱全回收。冷凝后的制冷劑液體一部分節(jié)流進入中間冷卻器，用來降低制冷系統(tǒng)排氣過熱度，另一部分經(jīng)過降壓，循環(huán)至制冷系統(tǒng)。

圖1 冷熱互聯(lián)系統(tǒng)流程圖Fig.1 The flow chart of integrated system coupling refrigeration with heating

2 冷熱互聯(lián)系統(tǒng)模型建立

本文建立了兩種冷熱互聯(lián)系統(tǒng)模型，分別為由NH3/CO2復疊機組與氨高溫熱泵機組并聯(lián)而成的A系統(tǒng)，常規(guī)氨制冷機組與氨高溫熱泵機組并聯(lián)而成的B系統(tǒng)。

2.1 機組說明

A系統(tǒng)中的制冷部分選擇NH3/CO2復疊系統(tǒng)[10]采用LG16M12RFD機組，由高溫級壓縮系統(tǒng)、低溫級壓縮系統(tǒng)、冷凝蒸發(fā)器、蒸發(fā)式冷凝器、桶泵系統(tǒng)、供液系統(tǒng)等組成。低溫級制冷劑為CO2，使用 RCH12S單級高壓壓縮，其油冷負荷、冷凝負荷全部由高溫氨機吸收；高溫級制冷劑為NH3，使用LG16M單級壓縮機。

B系統(tǒng)中制冷部分為常規(guī)氨制冷機組，壓縮機組型號采用LG16MYA，使用油冷冷卻器，油冷負荷、冷凝負荷全部由冷凝器承擔。

兩個系統(tǒng)的制熱部分均選擇氨高溫熱泵[11]系統(tǒng)，采用LS12SHRB機組，由壓縮機、中間冷卻器、冷凝器、供液系統(tǒng)等組成，油冷卻器與冷凝器采用水冷形式，通過串聯(lián)水路將冷凝熱全部吸收，是寬溫區(qū)系統(tǒng)的一種特殊形式[12]。

2.2 系統(tǒng)原理

A系統(tǒng)：NH3/CO2復疊系統(tǒng)匹配氨高溫熱泵后，對于氨側(cè)變?yōu)椤鞍彪p級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻系統(tǒng)”，氨復疊高溫級成為雙級壓縮的低壓級，同時帶經(jīng)濟器運行，可看作氨準三級壓縮。復疊部分壓焓圖如圖2所示。

圖2 NH3/ CO2復疊系統(tǒng)壓焓圖Fig.2 The p-h digram of NH3/CO2 cascade system

復疊氨高溫級排氣進入氨高溫熱泵系統(tǒng)中間冷卻器，將過熱度降低后成為飽和蒸氣被熱泵壓縮機吸入，增壓后進入冷凝器放熱給循環(huán)水，用于產(chǎn)生熱水；冷卻后的氨一部分節(jié)流后進入復疊系統(tǒng)，另一部分節(jié)流后進入中間冷卻器降低復疊高溫機排氣過熱度。從而制冷系統(tǒng)冷凝熱得到全回收[13]。熱泵部分壓焓圖如圖3所示。

圖3 氨高溫熱泵等效循環(huán)壓焓圖Fig.3 The p-h digram of NH3 high temperature heat pump

B系統(tǒng)常規(guī)氨制冷機組與氨高溫熱泵匹配[6]，使得氨由常規(guī)制冷循環(huán)成為“氨雙級壓縮一次節(jié)流中間完全冷卻系統(tǒng)”。其制冷部分壓焓圖類似A系統(tǒng)復疊系統(tǒng)高溫級，制熱部分壓焓圖類似A系統(tǒng)高溫熱泵。

3 能效計算方法

針對冷熱互聯(lián)系統(tǒng)的特殊情況，本文提出3種能效計算方法。

第1種：

此種計算方法從熱泵角度考慮[14]，將制熱量作為收益能效，熱泵軸功率作為補償能量，不考慮與之結(jié)合的制冷系統(tǒng)的相關(guān)功耗和收益。

第2種：

該算法仍將熱泵制熱量作為收益，不同于第2種方法的是將整個系統(tǒng)的軸功作為補償能量，但忽略制冷收益。

第3種：

該計算方法綜合了制冷系統(tǒng)的制冷量和熱泵系統(tǒng)的制熱量，將其整體看作收益能量，而補償能量依舊采用第2種方式中整個系統(tǒng)的軸功率。

4 計算結(jié)果及分析

基于系統(tǒng)實測數(shù)據(jù)，根據(jù)能量守恒定理，結(jié)合Refprop軟件進行如下計算。

4.1 A系統(tǒng)計算

整體系統(tǒng)計算條件為機組滿載運行，耦合系統(tǒng)工況為-40 ℃/65 ℃，復疊系統(tǒng)運行工況-40 ℃/40 ℃，根據(jù)機組排量特性最優(yōu)中間溫度為-17 ℃，氨高溫熱泵系統(tǒng)運行工況40 ℃/65 ℃。

為方便計算，高溫熱泵系統(tǒng)數(shù)值上等效為常規(guī)制冷系統(tǒng)，等效計算模型為復疊高溫級與熱泵中間采用0 ℃換熱溫差的熱交換器進行換熱，熱泵看作復疊高溫級冷凝器。

4.1.1復疊系統(tǒng)低溫級性能計算

低溫級循環(huán)工質(zhì)為CO2，壓縮機選用RCH12S，理論排量V1=152 m3/h，實驗測得容積效率ηv=0.87、絕熱效率ηs=0.71，相關(guān)參數(shù)詳見表1。

4.1.2復疊系統(tǒng)高溫級性能計算

高溫級循環(huán)工質(zhì)為NH3，壓縮機選用LG16M，理論排量V1=598 m3/h，冷凝溫度與低溫級蒸發(fā)溫度有3 ℃的傳熱溫差，實驗測得容積效率ηv=0.86、絕熱效率ηs=0.71，相關(guān)參數(shù)見表2。

表1 復疊系統(tǒng)低溫級參數(shù)Tab.1 The parameters of cascade system in low temperature stage

表2 復疊系統(tǒng)高溫級參數(shù)Tab.2 The parameters of cascade system in high temperature stage

4.1.3氨高溫熱泵系統(tǒng)性能計算

氨高溫熱泵系統(tǒng)壓縮機選用RCH12S，其理論排量V1=152 m3/h，氨蒸發(fā)溫度與復疊系統(tǒng)高溫級NH3冷凝溫度相匹配，實驗測得容積效率ηv=0.87、絕熱效率ηs=0.65，相關(guān)參數(shù)見表3。

表3 A系統(tǒng)氨高溫熱泵參數(shù)Tab.3 The parameters of NH3 high temperature heat pump of system A

4.2 B系統(tǒng)相關(guān)計算

機組運行在-15 ℃/65 ℃工況下(即常規(guī)氨制冷蒸發(fā)溫度/氨高溫熱泵冷凝溫度)。

4.2.1常規(guī)制冷系統(tǒng)性能計算

常規(guī)氨制冷機組，壓縮機選用同A系統(tǒng)高溫級，為LG16M，實驗測得容積效率ηv=0.86、絕熱效率ηs=0.71，相關(guān)參數(shù)見表4。

4.2.2氨高溫熱泵系統(tǒng)性能計算

氨高溫泵蒸發(fā)溫度與制冷系統(tǒng)冷凝溫度相匹配。壓縮機選用RCH12S，理論排量V1=152 m3/h，實驗測得容積效率ηv=0.87、絕熱效率ηs=0.65，相關(guān)參數(shù)見表5。

表4 氨制冷機組參數(shù)

表5 B系統(tǒng)氨高溫熱泵系統(tǒng)參數(shù)

5 能效分析討論

A系統(tǒng)：在制冷蒸發(fā)溫度為-40 ℃，制冷冷凝溫度為40 ℃，熱泵冷凝溫度為65 ℃的工況下，系統(tǒng)能量參數(shù)見表6。

表6 A系統(tǒng)能量參數(shù)

第1種計算方法：氨高溫熱泵制熱效率應為系統(tǒng)總制熱量除以熱泵軸功率：

第2種計算方法：若考慮從-40 ℃蒸發(fā)溫度提取熱量，至65 ℃冷凝溫度制熱，則制熱效率為：

第3種計算方法：若考慮用-40 ℃蒸發(fā)溫度制冷，65 ℃冷凝溫度制熱，則綜合效率為：

B系統(tǒng)：蒸發(fā)溫度為常規(guī)空氣源熱泵運行點，制冷蒸發(fā)溫度為-15 ℃，制冷冷凝溫度為38.5 ℃，熱泵冷凝溫度為65 ℃，系統(tǒng)能量參數(shù)見表7。

表7 B系統(tǒng)能量參數(shù)Tab.7 The energy parameters of system B

第1種計算方法：氨高溫熱泵制熱效率應為系統(tǒng)總制冷量除以熱泵軸功率：

第2種計算方法：若考慮從-15 ℃蒸發(fā)溫度提取熱量，至65 ℃冷凝溫度制熱，則制熱效率為：

第3種計算方法：若考慮用-15 ℃蒸發(fā)溫度制冷，65 ℃冷凝溫度制熱，則綜合效率為：

6 結(jié)論

本文構(gòu)建冷熱互聯(lián)系統(tǒng)的兩種模型，進行實驗操作，分析對比A、B兩種系統(tǒng)，得出以下結(jié)論：

1)在熱泵系統(tǒng)和熱泵放熱溫度相同的情況下，NH3/CO2復疊機組(-40 ℃/65 ℃)可以比普通氨制冷機組(-15 ℃/65 ℃)使用溫度范圍廣。

2)第1種能效計算方法，雖然計算得到的系統(tǒng)COP較高，但由于僅考慮熱泵收益熱量忽略制冷系統(tǒng)制冷量，且僅考慮熱泵軸功率忽略制冷系統(tǒng)軸功率顯然不合理。

3)第2種能效計算方法雖然在軸功率方面按照整個系統(tǒng)來算，但沒有將制冷系統(tǒng)的制冷量看作收益，同樣值得商榷。

4)第3種能效計算方法，綜合考慮了制冷系統(tǒng)的制冷量和熱泵系統(tǒng)的制熱量，同時將整個系統(tǒng)的軸功率看作補償能量，充分體現(xiàn)了冷熱系統(tǒng)的特性，因此在3種計算方法中最為合理，更具有參考意義。