姚 瑤 李敏霞 黨超鑌 董麗瑋 馬一太 田 華 王 派

（1 天津大學(xué)中低溫?zé)崮芨咝Ю媒逃恐攸c(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300350；2 福井大學(xué) 福井 9100017）

根據(jù)《〈蒙特利爾議定書〉基加利修正案》要求，制冷劑逐步向零臭氧損耗潛值（ozone depletion potential，ODP），零（或低）全球變暖潛值（Global Warming Potential，GWP）的自然工質(zhì)過(guò)渡[1]。CO2作為自然工質(zhì)，ODP為零，GWP為1，與氟利昂相比更易獲得，且成本更低[2]，是制冷劑的未來(lái)發(fā)展方向[3]。我國(guó)為實(shí)踐“綠色、共享、開放、廉潔”的理念，2022年舉辦的冬季奧林匹克運(yùn)動(dòng)會(huì)選擇以CO2作為人工冰場(chǎng)的制冷劑。

根據(jù)瑞典100多個(gè)冰場(chǎng)的運(yùn)行數(shù)據(jù)可知，單個(gè)冰場(chǎng)能耗每年約1 000 MW·h，其中制冷系統(tǒng)能耗占冰場(chǎng)總能耗的35%～75%，平均為43%[4]。冰場(chǎng)會(huì)向大氣中排放大量的廢熱，加大城市的“熱島效應(yīng)”[5]，造成巨大的熱污染。

P. Gummesson[6]提出將熱泵的相關(guān)概念引入冰場(chǎng)的能源系統(tǒng)，充分利用排放的高溫?zé)崃浚詽M足場(chǎng)館對(duì)熱水的各種需求，從而達(dá)到較高的冷熱能源綜合利用率。

L. Reinholdt等[7]2010年提出在跨臨界CO2制冷系統(tǒng)中使用熱回收系統(tǒng)。加拿大魁北克冰場(chǎng)采用CO2跨臨界直接蒸發(fā)制冷系統(tǒng)，并加入熱回收系統(tǒng),該熱回收系統(tǒng)將產(chǎn)生的廢熱用于制備75 ℃的熱水，在滿足全部熱水需求后，通過(guò)乙二醇管路回收剩余熱量，為大門、更衣室和新風(fēng)機(jī)房等各處的風(fēng)機(jī)盤管提供45～55 ℃熱水，返回的低溫乙二醇的熱量用于融冰池和地面防凍[8]。由文獻(xiàn)[9]運(yùn)行結(jié)果可知，該冰場(chǎng)的CO2直接制冷系統(tǒng)與傳統(tǒng)制冷系統(tǒng)相比COP提高4.6%，與本地區(qū)NH3/鹽水間接系統(tǒng)冰場(chǎng)相比，系統(tǒng)節(jié)能25%。瑞典GIMO冰場(chǎng)同樣采用CO2直接制冷系統(tǒng)，并設(shè)計(jì)了完整的熱回收系統(tǒng)用于冰場(chǎng)的熱需求，經(jīng)過(guò)6個(gè)月的運(yùn)行，表明系統(tǒng)節(jié)能60%[10]。

CO2冰場(chǎng)制冷系統(tǒng)研究表明，冰場(chǎng)所需的熱量基本可以自給自足，整體能源效率提高至新水平[11]，但目前冰場(chǎng)熱回收系統(tǒng)領(lǐng)域仍需更多成熟的產(chǎn)品和應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)，缺乏更多的數(shù)據(jù)支持，還需深入研究[12]。本文以天津某CO2冰球場(chǎng)為研究對(duì)象，對(duì)帶熱回收冰場(chǎng)的單級(jí)壓縮和雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)運(yùn)行進(jìn)行分析，根據(jù)冰球場(chǎng)的實(shí)際用熱量需求設(shè)計(jì)了4種不同形式帶熱回收的制冷系統(tǒng)，并對(duì)比了在不同季節(jié)的系統(tǒng)性能。

1 系統(tǒng)介紹

該冰場(chǎng)為60 m×30 m的人工冰場(chǎng)，制冷形式為CO2制冷劑直接在冰面下的管路中蒸發(fā)為冰面供冷，系統(tǒng)形式為單級(jí)壓縮系統(tǒng)或雙級(jí)壓縮系統(tǒng)。

單級(jí)壓縮時(shí)系統(tǒng)中的過(guò)熱CO2氣體在壓縮機(jī)內(nèi)被壓縮為高溫高壓的超臨界狀態(tài)，再進(jìn)入氣體冷卻器進(jìn)行降溫；被冷卻的CO2氣體節(jié)流至低溫低壓液體狀態(tài)后，進(jìn)入冰場(chǎng)地下排管中吸收熱量變?yōu)闅怏w，回到壓縮機(jī)內(nèi)重新被壓縮，壓焓圖如圖1所示。雙級(jí)壓縮與單級(jí)壓縮相比壓縮過(guò)程不同，CO2氣體先后通過(guò)低壓級(jí)、高壓級(jí)壓縮機(jī)將CO2氣體壓縮為超臨界狀態(tài)，兩級(jí)壓縮機(jī)之間設(shè)置氣體冷卻器對(duì)CO2氣體進(jìn)行降溫。

圖1 CO2單級(jí)壓縮跨臨界制冷循環(huán)p-h圖Fig.1 p-h diagram of CO2 single-stage compression transcritical refrigeration cycle

對(duì)于傳統(tǒng)制冷系統(tǒng)，氣體冷卻器相當(dāng)于冷凝器向環(huán)境放熱，區(qū)別是制冷劑氣體在此放熱過(guò)程中無(wú)相變，利用顯熱完成換熱過(guò)程[13]，溫度滑移較大，可將此處排放至外界環(huán)境的熱量加以利用，并基于氣體冷卻器設(shè)計(jì)熱回收系統(tǒng)。

雙級(jí)壓縮系統(tǒng)的兩個(gè)氣體冷卻器均可用于供熱，但兩個(gè)氣體冷卻器運(yùn)行壓力不同，換熱量差異較大，換熱回路可采用并聯(lián)形式[14]。

2 系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算方法

為計(jì)算和分析制冷系統(tǒng)熱回收量的變化，需對(duì)實(shí)際制冷系統(tǒng)進(jìn)行如下簡(jiǎn)化：1）系統(tǒng)在穩(wěn)定狀態(tài)下運(yùn)行，忽略系統(tǒng)在運(yùn)行過(guò)程中的一切壓力損失和熱量損失；2）蒸發(fā)器出口CO2為飽和氣態(tài)，所有壓縮機(jī)入口具有5 ℃吸氣過(guò)熱；3）系統(tǒng)中各換熱器的最小溫差均為5 ℃；4）忽略泵的功耗及各部件的動(dòng)能和勢(shì)能。

2.1 冰場(chǎng)熱負(fù)荷

場(chǎng)館內(nèi)的設(shè)計(jì)參數(shù)：夏季室內(nèi)溫度為26 ℃，相對(duì)濕度為60%；冬季室內(nèi)溫度為18 ℃，相對(duì)濕度為40%；過(guò)渡季室內(nèi)溫度為22 ℃，相對(duì)濕度為50%。由分項(xiàng)計(jì)算法[15]可知，制冷系統(tǒng)所需負(fù)擔(dān)的制冷負(fù)荷為空氣與冰面的對(duì)流換熱及對(duì)流傳質(zhì)換熱、圍護(hù)結(jié)構(gòu)與冰面的輻射、室內(nèi)照明設(shè)備熱負(fù)荷、室內(nèi)人員活動(dòng)熱負(fù)荷的總和。

圖2所示為分項(xiàng)計(jì)算所得冰場(chǎng)冬季和夏季制冷負(fù)荷占比，由圖2可知，冰場(chǎng)主要散熱方式為熱輻射，其次為對(duì)流換熱。輻射、對(duì)流、傳質(zhì)均隨環(huán)境溫度的升高而增加。為保證冰球場(chǎng)館全年運(yùn)行的冰面溫度一致，夏季環(huán)境溫度較高使場(chǎng)館制冷負(fù)荷較高，因此需根據(jù)夏季負(fù)荷確定壓縮機(jī)容量。

制冷負(fù)荷中熱輻射占比最大，冰場(chǎng)不營(yíng)業(yè)時(shí)，工作人員會(huì)在冰面上鋪設(shè)毯子來(lái)減少冷量的散失，此時(shí)冰場(chǎng)無(wú)人員活動(dòng)且室內(nèi)照明設(shè)備也處于關(guān)閉狀態(tài)，冰場(chǎng)所需制冷負(fù)荷減少，冰場(chǎng)的壓縮機(jī)無(wú)需全部運(yùn)行。

2.2 壓縮機(jī)選型

選用Dorin壓縮機(jī)作為熱力計(jì)算樣本，對(duì)壓縮機(jī)等熵效率ηs和容積效率ηv進(jìn)行擬合[16]：

pr=pc/pe

（1）

ηv=-0.021pr2+0.097pr+0.67

（2）

ηs=0.001（-0.067pr2-0.147te2-1.328prte+8.91pr+3.357te）+0.789

（3）

式中：pc為氣冷器運(yùn)行壓力，kPa；pe為蒸發(fā)壓力，kPa；pr為氣冷器運(yùn)行壓力與蒸發(fā)壓力之比；te為蒸發(fā)溫度，℃。

根據(jù)計(jì)算的標(biāo)準(zhǔn)工況冷負(fù)荷，單級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)如表1所示。

圖2 冰場(chǎng)制冷負(fù)荷占比Fig.2 Proportion of ice rink refrigeration load

表1 單級(jí)壓縮制冷循環(huán)運(yùn)行參數(shù)Tab.1 Operating parameters of single-stage compression refrigeration cycle

雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)的中間壓力（即低壓級(jí)排氣壓力pm,kPa）為低壓級(jí)壓縮機(jī)吸氣壓力pd（kPa）與高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣壓力pg（kPa）的幾何平均值，即：

（4）

根據(jù)計(jì)算的標(biāo)準(zhǔn)工況冷負(fù)荷，雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)如表2所示。

表2 雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)運(yùn)行參數(shù)Tab.2 Operating parameters of double-stage compression refrigeration cycle

根據(jù)總制冷負(fù)荷，單級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)選擇9臺(tái)CD5201M壓縮機(jī)，理論輸氣量為35.47 m3/h；雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)選擇16臺(tái)CD2S3500雙級(jí)壓縮機(jī)，低壓級(jí)理論輸氣量為15.11 m3/h，高壓級(jí)理論輸氣量為8.98 m3/h。不同季節(jié)不同時(shí)段的壓縮機(jī)選型，如表3所示。

表3 制冷負(fù)荷與壓縮機(jī)運(yùn)行臺(tái)數(shù)Tab.3 Refrigeration load and number of compressors in operation

2.3 系統(tǒng)能效計(jì)算

在計(jì)算系統(tǒng)實(shí)際能效時(shí)，要明確制冷系統(tǒng)的制冷劑流量qm（kg/s），根據(jù)2.2壓縮機(jī)型號(hào)確定理論輸氣量，并通過(guò)式（5）計(jì)算：

qm=qvηvρ/3 600

（5）

式中：qv為壓縮機(jī)理論輸氣量，m3/h；ρ為壓縮機(jī)吸氣密度，kg/m3。

計(jì)算不同系統(tǒng)不同季節(jié)的COPhc，反映系統(tǒng)動(dòng)態(tài)運(yùn)行的性能，需要綜合考慮室外的氣候條件以及系統(tǒng)所需熱負(fù)荷的影響。

綜合利用系數(shù)：

（6）

全年綜合利用系數(shù)：

（7）

式中：Qc為制冷量，kW；Quh為被利用的熱量，kW；W為壓縮機(jī)功耗，kW；τ為某一效率下系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)長(zhǎng)，h；i為第i個(gè)運(yùn)行效率，取1、2、3……

3 冰場(chǎng)熱回收系統(tǒng)設(shè)計(jì)

該場(chǎng)館主要用熱需求包括生活熱水、澆冰、地面防凍、供暖和室內(nèi)除濕。冰場(chǎng)選用轉(zhuǎn)輪除濕將室內(nèi)空氣含濕量控制在4.2～6.6 g/（kg干空氣）[17]，轉(zhuǎn)輪除濕的再生溫度高于80 ℃。就生活熱水而言，體育館熱水配水點(diǎn)溫度不低于50 ℃[18]。冰場(chǎng)用于修整冰面的熱水溫度范圍一般在60～71 ℃最佳[19]。該冰場(chǎng)采用外徑為32 mm、厚度為3 mm的PE管對(duì)場(chǎng)地基層進(jìn)行加熱來(lái)防止凍脹，供液溫度為10 ℃[20]。冬季時(shí)還要考慮采暖負(fù)荷，采暖系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)所要求的供水溫度區(qū)間一般為30～50 ℃[21]。設(shè)計(jì)熱回收系統(tǒng)時(shí)要考慮不同熱量需求的換熱器之間的聯(lián)結(jié)形式，保證上級(jí)熱交換器出口溫度大于下級(jí)換熱器的用熱量需求溫度。根據(jù)用熱溫度要求的不同進(jìn)行分配，結(jié)果如圖3所示。

圖3 熱回收系統(tǒng)熱量分配Fig.3 Heat distribution of heat recovery system

本文基于天津的氣候溫度來(lái)構(gòu)建場(chǎng)館的熱回收系統(tǒng)模型，通過(guò)DeST提取的氣象參數(shù)可知，天津是典型的夏熱冬冷城市，冬季為1—3月、11—12月，夏季為6—8月，其余時(shí)間為過(guò)渡季。場(chǎng)館全年運(yùn)營(yíng)，每日營(yíng)業(yè)時(shí)間為10∶00—21∶00。由于冰場(chǎng)環(huán)境的特殊性，為保證場(chǎng)館使用者的舒適度，全年取供暖季5個(gè)月（11月1日至次年3月31日）。

在此基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了利用壓縮機(jī)排氣熱量的熱回收系統(tǒng)，目前人工冰場(chǎng)采用的制冷系統(tǒng)分為單級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)和雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)，熱回收系統(tǒng)分為兩種熱回收形式：1）直接熱回收系統(tǒng)，壓縮機(jī)排氣直接與用熱單元換熱，實(shí)現(xiàn)溫度的梯級(jí)利用；2）二次熱回收系統(tǒng)，壓縮機(jī)排氣先與循環(huán)水進(jìn)行熱量交換，循環(huán)水再與用熱單元換熱。

人工冰場(chǎng)熱回收系統(tǒng)分配形式如圖4所示，圖4（a）～（d）分別為單級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)直接熱回收（single-stage compression refrigeration system direct heat recovery, SDR）、單級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)二次熱回收（single-stage compression refrigeration system secondary heat recovery, SSR）、雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)直接熱回收（double-stage compression refrigeration system direct heat recovery, DDR）、雙級(jí)壓縮制冷系統(tǒng)二次熱回收（double-stage compression refrigeration system secondary heat recovery, DSR）。

圖4 人工冰場(chǎng)制冷系統(tǒng)熱回收原理Fig.4 Principle of heat recovery of artificial ice rink refrigeration system

4 四種熱回收系統(tǒng)的對(duì)比與分析

4.1 冰場(chǎng)熱負(fù)荷

不同季節(jié)不同時(shí)段冰場(chǎng)對(duì)熱量需求的變化如圖5所示。由圖5可知，生活用水與澆冰用水占比較高且全年均需要，而供暖僅冬季需要且供暖需求熱量大于制冷系統(tǒng)所提供的熱量，因此在系統(tǒng)滿足生活用水、澆冰、防凍的基礎(chǔ)上，將剩余可利用的能量全部供給供暖設(shè)備。非營(yíng)業(yè)期間熱量主要用于地面防凍及除濕和供暖預(yù)加熱，無(wú)需高溫?zé)嵩?，此時(shí)可降低壓縮機(jī)運(yùn)行壓力，提高整體運(yùn)行效率。

圖5 不同季節(jié)冰場(chǎng)用熱需求Fig.5 Heat demand for ice rink in different seasons

本研究中冰場(chǎng)營(yíng)業(yè)期間的運(yùn)行壓力為9.5 MPa，非營(yíng)業(yè)期間運(yùn)行壓力為7.6 MPa。根據(jù)表3中壓縮機(jī)臺(tái)數(shù)及運(yùn)行壓力，計(jì)算冰場(chǎng)制冷機(jī)組在不考慮熱回收時(shí)單日的運(yùn)行情況。機(jī)組制冷量、制熱量變化如圖6（a）所示，由圖6（a）可知，由于14∶00時(shí)溫度最高，氣冷器出口溫度受環(huán)境溫度影響，機(jī)組提供的制冷量降低。3個(gè)典型季節(jié)全天運(yùn)行情況如圖6（b）所示，由圖6（b）可知，冬季環(huán)境溫度低，氣冷器出口溫度降低使機(jī)組運(yùn)行效率提高，即使運(yùn)行臺(tái)數(shù)降低，冬季機(jī)組供冷量也與過(guò)渡季供冷量相差較小。單日人工冰場(chǎng)滿足用熱需求時(shí)的實(shí)際制冷機(jī)組運(yùn)行情況如圖6（c）所示，由圖6（c）可知，由于熱量利用使得不同時(shí)刻氣冷器出口溫度一致，在機(jī)組功率、運(yùn)行臺(tái)數(shù)不變時(shí)機(jī)組制冷量相同。當(dāng)制冷系統(tǒng)加入熱回收時(shí)，氣體冷卻器出口溫度變化較小，也使機(jī)組整體運(yùn)行效率更加平穩(wěn)。

圖6 機(jī)組以及冰場(chǎng)負(fù)荷變化Fig.6 Variation of unit and ice field load

4.2 熱回收系統(tǒng)綜合利用

根據(jù)2.1節(jié)分析可知，人工冰場(chǎng)營(yíng)業(yè)期間與非營(yíng)業(yè)期間維持冰面溫度所需制冷量、用戶熱需求量及運(yùn)行壓力存在差異，在此基礎(chǔ)上分析SDR、SSR、DDR、DSR四種系統(tǒng)的冷熱綜合效率。圖7所示為不同季節(jié)運(yùn)行時(shí)營(yíng)業(yè)期間與非營(yíng)業(yè)期間的COPhc。由圖7可知，非營(yíng)業(yè)期間的COPhc高于營(yíng)業(yè)期間，即使非營(yíng)業(yè)期間的熱量需求有所減少，但仍大于其系統(tǒng)所能提供的熱量，主要原因是在非營(yíng)業(yè)時(shí)間所需熱量需求品質(zhì)要求較低，系統(tǒng)運(yùn)行壓力可以降低，非營(yíng)業(yè)期間提供的低品位熱量仍可被充分利用。

圖7 不同季節(jié)運(yùn)行時(shí)營(yíng)業(yè)期間與非營(yíng)業(yè)期間的COPhcFig.7 COPhc during operation and non-operation during operation in different seasons

圖8 不同系統(tǒng)不同季節(jié)COPhcFig.8 COPhc in different seasons in different systems

圖8所示為不同系統(tǒng)在不同季節(jié)運(yùn)行時(shí)的COPhc。由圖8可知，設(shè)計(jì)的4種系統(tǒng)冬季運(yùn)行時(shí)的COPhc顯著高于夏季運(yùn)行時(shí)，這是由于冬季熱需求量大且所需制冷負(fù)荷小。當(dāng)冰場(chǎng)采用雙級(jí)制冷系統(tǒng)時(shí)，綜合利用效率高于單級(jí)系統(tǒng)，雙級(jí)壓縮增加了中間級(jí)的熱回收，使冰場(chǎng)壓縮機(jī)功耗降低，同時(shí)冰場(chǎng)所能利用的熱量增加。直接熱回收形式優(yōu)于二次熱回收形式，減少熱交換的次數(shù)，避免了多次熱交換造成的熱損失。SSR的ACOPhc最小，為5.69，DDR的ACOPhc最大，為6.77。冬季運(yùn)行時(shí)，DDR的COPhc可高達(dá)7.38。

將上述4個(gè)系統(tǒng)與簡(jiǎn)單的單級(jí)壓縮制冷跨臨界循環(huán)進(jìn)行對(duì)比，不同系統(tǒng)不同季節(jié)COP提升量如圖9所示。4種系統(tǒng)COP相比基本系統(tǒng)均提升一倍以上，說(shuō)明將CO2跨臨界循環(huán)的冷量和熱量進(jìn)行充分利用會(huì)較大程度提高制冷系統(tǒng)能效。其中DDR提升最大，ACOPhc提升量約為140.3%，SSR提升最小，提升量約為101.9%。這是由于二次熱回收系統(tǒng)要通過(guò)載熱介質(zhì)與實(shí)際熱量需求的設(shè)備進(jìn)行換熱，換熱過(guò)程中的損失增加導(dǎo)致提升量偏低，因此在實(shí)際條件允許的情況下盡量采用直接回?zé)岬男问郊礋嵊脩糁苯优c壓縮機(jī)排氣換熱。

圖9 不同系統(tǒng)不同季節(jié)COP提升量Fig.9 COP enhancement of different systems in different seasons

5 結(jié)論

本文以天津某1 800 m2的冰球場(chǎng)為研究對(duì)象，根據(jù)實(shí)際用熱需求設(shè)計(jì)了4種不同帶熱回收的制冷系統(tǒng)，分析了4種系統(tǒng)在天津氣候條件下的冷熱綜合利用效率，得出如下結(jié)論：

1）當(dāng)制冷系統(tǒng)加入熱回收時(shí)，系統(tǒng)幾乎不受外界氣候影響，機(jī)組整體運(yùn)行效率更加平穩(wěn)。

2）在非營(yíng)業(yè)時(shí)間由于冰場(chǎng)制冷負(fù)荷低，對(duì)熱量需求的品質(zhì)不高且需求量少，可降低壓縮機(jī)運(yùn)行壓力，系統(tǒng)運(yùn)行效率高于營(yíng)業(yè)時(shí)間的效率，使系統(tǒng)整體的冷熱綜合利用效率升高。

3）4種熱回收系統(tǒng)中，DDR全年綜合利用系數(shù)最大，為6.77，冬季運(yùn)行時(shí)，其綜合利用系數(shù)可達(dá)7.38。

4）實(shí)際應(yīng)用中，建議人工冰場(chǎng)采用雙級(jí)壓縮跨臨界循環(huán)制冷系統(tǒng)，在設(shè)計(jì)人工冰場(chǎng)的熱回收系統(tǒng)時(shí)，應(yīng)盡量將壓縮機(jī)排氣直接與用熱設(shè)備進(jìn)行熱量交換，避免多次換熱。