R1234ze(E)在R134a離心式制冷壓縮機(jī)中的直接替代研究

衣可心 俞國(guó)新 趙遠(yuǎn)揚(yáng)

（1.青島科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 青島 266061；2.青島海爾智能技術(shù)研發(fā)有限公司 青島 266000）

0 引言

R134a 是一種常用的HFCs（氫氟烴）制冷劑，其ODP（臭氧消耗潛能值）為0，但是具有較高的GWP（全球變暖潛能值），大量使用會(huì)加速全球變暖[1,2]。隨著全球?qū)Νh(huán)保要求的日益提高，R134a已被要求削減使用[3,4]。HFOs（氫氟烯烴）制冷劑是一種較好的替代制冷劑，該類制冷劑因ODP 為0 且GWP 較低，受到了廣泛的關(guān)注并被逐步應(yīng)用，其中的代表有R1234yf、R1234ze(E)和R1233zd(E)等[5-7]。

R1234yf 目前主要在汽車空調(diào)中用來(lái)替代R134a，而R134a 離心式冷水機(jī)組的可用替代制冷劑主要有R1234ze(E)和R1233zd(E)[8,9]。目前，已有多家公司研發(fā)出了以R1234ze(E)、R1233zd(E)為制冷劑的離心式冷水機(jī)組，如：丹佛斯、英國(guó)Klima-Therm 公司、開(kāi)利、三菱重工、特靈和格力等[10,11]。

Du Guoliang[12]分別將R1234ze(E)與R134a 在螺桿式冷水機(jī)組上開(kāi)展制冷循環(huán)性能試驗(yàn)，進(jìn)行了制冷量及COP 等方面的測(cè)試。A Mota-Babiloni 等[13]對(duì)R134a、R1234yf 和R1234ze(E)進(jìn)行了性能對(duì)比研究，并在一個(gè)采用往復(fù)式壓縮機(jī)的蒸氣壓縮系統(tǒng)中進(jìn)行了容積效率、制冷量和COP 等方面的測(cè)試。

由于與容積式（螺桿、往復(fù)等）制冷壓縮機(jī)的工作原理不同，離心式制冷壓縮機(jī)對(duì)制冷劑的物性較為敏感。目前，還未見(jiàn)針對(duì)R134a 離心式冷水機(jī)組的制冷劑直接替代的研究。因此，本文以離心式制冷壓縮機(jī)為研究對(duì)象，采用CFD 數(shù)值方法對(duì)R1234ze(E)直接替代的R134a 制冷壓縮機(jī)進(jìn)行模擬分析，比較分析機(jī)組的制冷性能。

1 制冷劑物性比較

表1 對(duì)比了R134a 和R1234ze(E)的主要物性參數(shù)[14-16]，相對(duì)于R134a，R1234ze(E)具有極低的GWP。R134a 和R1234ze(E)兩種制冷劑在壓焓圖上的飽和線如圖1（a）中實(shí)線所示。從圖中可以看出，R1234ze(E)的飽和線與R134a 的飽和線在壓焓圖上較為相似。

表1 制冷劑主要物性參數(shù)Table 1 Main physical property parameters of refrigerants

兩種制冷劑在壓焓圖上的理論制冷循環(huán)（蒸發(fā)溫度5.5℃、冷凝溫度37℃）如圖1（a）中虛線所示?？梢钥闯觯琑1234ze(E)的焓值與R134a 的較為接近，但其壓力比R134a 的小。圖1（b）為兩種制冷劑在不同溫度下對(duì)應(yīng)的飽和壓力，R1234ze(E)的飽和壓力低于R134a 的飽和壓力，且隨著溫度的上升差值逐漸增大。

圖1 兩種制冷劑熱力學(xué)圖比較Fig.1 Thermodynamic figure comparison of 2 refrigerants

對(duì)于離心式制冷壓縮機(jī)，替換制冷劑的單位容積制冷量與原制冷劑的單位容積制冷量不應(yīng)相差過(guò)大。在標(biāo)準(zhǔn)制冷工況下，兩種制冷劑的單位容積制冷量如表2所示?？梢钥闯觯琑1234ze(E)的單位容積制冷量是R134a 的0.75 倍。

表2 兩種制冷劑機(jī)組的單位容積制冷量Table 2 Cooling capacity per unit volume of 2 refrigerant units

2 離心式冷水機(jī)組

本文采用的雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)的工作回路如圖2所示。由蒸發(fā)器出來(lái)的低壓制冷劑氣體被壓縮機(jī)一級(jí)葉輪吸入，壓縮至中間壓力后與從中間冷卻器出來(lái)的飽和制冷劑蒸氣混合，然后被壓縮機(jī)二級(jí)葉輪吸入，壓縮到冷凝壓力，并進(jìn)入冷凝器中冷凝成為制冷劑液體，然后進(jìn)入儲(chǔ)液器。從儲(chǔ)液器出來(lái)的液體分成兩路：一路進(jìn)入中間冷卻器的盤(pán)管中降低溫度，變成過(guò)冷液體，經(jīng)節(jié)流閥降壓后到蒸發(fā)器中蒸發(fā)制冷。另一路經(jīng)節(jié)流閥降壓后進(jìn)入中間冷卻器蒸發(fā)，為冷卻壓縮機(jī)一級(jí)葉輪排送到中間冷卻器的過(guò)熱蒸汽和盤(pán)管內(nèi)的制冷劑提供冷量。所產(chǎn)生的制冷劑飽和蒸汽隨即被壓縮機(jī)二級(jí)葉輪吸入。此回路所對(duì)應(yīng)的壓焓圖如圖3所示。

圖2 雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)圖Fig.2 Figure of two-stage compression refrigeration cycle system

圖3 雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)壓-焓圖Fig.3 Pressure-enthalpy figure of two-stage compression refrigeration cycle

本文采用的離心式冷水機(jī)組系統(tǒng)的工況如表3所示。

表3 離心式冷水機(jī)組系統(tǒng)工況Table 3 Working conditions of centrifugal chiller system

3 數(shù)值方法

3.1 幾何模型

抽取離心壓縮機(jī)的流體域作為幾何模型，主要包含葉輪模型、擴(kuò)壓器模型和蝸殼模型（見(jiàn)圖4）。葉輪主要參數(shù)如表4所示。

圖4 葉輪、擴(kuò)壓器和蝸殼的物理模型Fig.4 Model of impeller,diffuser and volute

表4 葉輪主要設(shè)計(jì)參數(shù)表Table 4 Main design parameters of impeller

3.2 網(wǎng)格劃分

對(duì)葉輪和擴(kuò)壓器單流道進(jìn)行六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，對(duì)蝸殼進(jìn)行四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，通過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，一級(jí)葉輪、擴(kuò)壓器和蝸殼的網(wǎng)格總數(shù)為946364，二級(jí)葉輪、擴(kuò)壓器和蝸殼的網(wǎng)格總數(shù)為872912，網(wǎng)格如圖5所示。

圖5 葉輪、擴(kuò)壓器和蝸殼的網(wǎng)格Fig.5 Mesh of impeller,diffuser and volute

3.3 計(jì)算模型與邊界條件

設(shè)置葉輪流道為旋轉(zhuǎn)計(jì)算域，擴(kuò)壓器和蝸殼流道為靜止計(jì)算域。葉輪周期和擴(kuò)壓器周期均采用周期性交界面，葉輪和擴(kuò)壓器之間以及擴(kuò)壓器與蝸殼之間的交界面采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子模型。葉輪輪蓋、輪盤(pán)和葉片表面以及擴(kuò)壓器和蝸殼表面均設(shè)置為無(wú)滑移、光滑、絕熱壁面，設(shè)置殘差為1.0E-5。

熱量傳輸模型為T(mén)otal Energy，湍流模型采用Shear Stress Transport 模型。流體分別設(shè)置為R134a和R1234ze(E)。利用NIST 物性軟件，將制冷劑物性數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換為含有物性的表格（rgp 文件），導(dǎo)入求解器中進(jìn)行求解，物性表格以壓力和溫度為自變量。采用總溫總壓入口和流量出口邊界條件，兩種流體的入口總壓分別設(shè)置為355.78kPa 和263.96kPa，入口總溫為8.5℃，出口流量根據(jù)不同的工況設(shè)置。

4 結(jié)果分析

4.1 壓力分布

在21000r/min 轉(zhuǎn)速下，流量為1.583kg/s 時(shí)，制冷劑在一級(jí)壓縮機(jī)內(nèi)的壓力分布如圖6所示。從圖中可以看出，兩者的壓力變化趨勢(shì)基本相同，都是在葉輪出口處總壓達(dá)到最大，但此工況下R1234ze(E)的壓力變化范圍比R134a 的大。

4.2 仿真與試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證

搭建了離心式冷水機(jī)組試驗(yàn)臺(tái)并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。在21000r/min 的轉(zhuǎn)速下，實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果與CFD 結(jié)果的比較如圖7所示。從圖中可以看出，兩者的變化趨勢(shì)基本相同，CFD 計(jì)算壓比在大部分區(qū)域大于實(shí)驗(yàn)壓比，平均高4.3%，這是由于試驗(yàn)中存在泄漏和一些流動(dòng)損失，而在CFD 計(jì)算時(shí)并未考慮這部分損失。實(shí)驗(yàn)對(duì)比結(jié)果表明，CFD數(shù)值仿真能基本準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)離心式壓縮機(jī)性能。

4.3 離心壓縮機(jī)性能分析

為了反映不同工況下壓縮機(jī)的性能，通常把在一定進(jìn)氣狀態(tài)下對(duì)應(yīng)各種轉(zhuǎn)速、進(jìn)氣流量與壓縮機(jī)的排氣壓力（或壓比）、功率及效率的關(guān)系用曲線形式表示出來(lái)，這些曲線稱為壓縮機(jī)的流量特性線或性能曲線[17]。

本文采用CFD 數(shù)值方法分別計(jì)算了R134a 和R1234ze(E)這兩種制冷劑在轉(zhuǎn)速18000r/min、21000r/min 和24000r/min 下的離心式制冷壓縮機(jī)的性能曲線，如圖8-圖10所示。

圖8 離心壓縮機(jī)流量-壓比性能曲線Fig.8 Flow-pressure ratio performance curve of centrifugal compressor

圖8 為離心壓縮機(jī)流量—壓比性能曲線。從圖中可以看出，R1234ze(E)穩(wěn)定工況的流量范圍比R134a 的左移且稍小，并且R1234ze(E)的壓比范圍變大，即R1234ze(E)曲線的斜率大于R134a 曲線。這是因?yàn)镽1234ze(E)的分子量大于134a的分子量，而氣體分子量增加，壓比曲線會(huì)上移[18]。當(dāng)轉(zhuǎn)速為21000r/min 時(shí)，R134a 壓縮機(jī)穩(wěn)定工況的流量范圍為1.17kg/s～2.64kg/s，R1234ze(E)壓縮機(jī)穩(wěn)定工況的流量范圍為1.0kg/s～2.2kg/s，范圍小了約18.4%；R134a 壓縮機(jī)的壓比范圍為1.9～2.8，R1234ze(E)壓縮機(jī)的壓比范圍為2.1～3.2，范圍大了約22.2%。

在小流量區(qū)域，R1234ze(E)的壓比大于R134a的壓比；在大流量區(qū)域，R1234ze(E)的壓比小于R134a 的壓比。轉(zhuǎn)速為21000r/min，當(dāng)流量小于2kg/s 時(shí)，R1234ze(E)壓縮機(jī)的壓比大于R134a 壓縮機(jī)的壓比，當(dāng)流量大于2kg/s 時(shí)，R1234ze(E)壓縮機(jī)的壓比小于R134a 壓縮機(jī)的壓比。

圖9 為離心壓縮機(jī)流量—功率性能曲線。可以看出，在流量和轉(zhuǎn)速相同時(shí)，R1234ze(E)壓縮機(jī)的功率小于R134a 壓縮機(jī)的功率，且隨著流量的增大兩者的差值逐漸增大，這是由于R1234ze(E)的分子量大于134a 的分子量造成的。在計(jì)算轉(zhuǎn)速下，最小流量時(shí)的功率約小1.7%，最大流量時(shí)約小10.6%。

圖9 離心壓縮機(jī)流量-功率性能曲線Fig.9 Flow-power performance curve of centrifugal compressor

通常用制冷壓縮機(jī)的等熵效率表示其的性能，其定義為壓縮機(jī)等熵功率與實(shí)際壓縮功率之比，也可用公式（1）計(jì)算[19]：

式中：h1為壓縮機(jī)入口工質(zhì)焓值，kJ/kg；h2為實(shí)際壓縮過(guò)程出口工質(zhì)焓值，kJ/kg；h2s為等熵壓縮出口工質(zhì)焓值，kJ/kg。

CFD 計(jì)算所得到的離心壓縮機(jī)的流量—效率性能曲線如圖10所示，等熵效率隨流量的增大呈先增大后減小的趨勢(shì)。R1234ze(E)、R134a 壓縮機(jī)的最大等熵效率均在86%～87%，這說(shuō)明在替換制冷劑后，壓縮機(jī)葉輪內(nèi)的流動(dòng)狀況仍保持較好狀態(tài)。

圖10 離心壓縮機(jī)的流量-效率性能曲線Fig.10 Flow-efficiency performance curve of centrifugal compressor

4.4 制冷量比較

冷水機(jī)組的制冷量通過(guò)式（2）算得[20]：

式中：qm為制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s；q0為單位制冷量，kJ/kg；h1為壓縮機(jī)入口工質(zhì)焓值，kJ/kg；h8為蒸發(fā)器入口工質(zhì)焓值，kJ/kg。

制冷劑分別為R134a 和R1234ze(E)的離心式冷水機(jī)組在3 種轉(zhuǎn)速和相同蒸發(fā)溫度下，不同冷凝溫度下的制冷量如圖11所示?？梢钥闯觯谕晦D(zhuǎn)速下，當(dāng)冷凝溫度較小時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量小于R134a 機(jī)組的制冷量，當(dāng)冷凝溫度較大時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量大于R134a 機(jī)組的制冷量。如：在轉(zhuǎn)速為21000r/min 時(shí)，當(dāng)冷凝溫度小于310K 時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量小于R134a機(jī)組的制冷量；當(dāng)冷凝溫度大于310K 時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量大于R134a 機(jī)組的制冷量。

圖11 不同冷凝溫度下的制冷量Fig.11 Cooling capacity at different condensation temperatures

4.5 COP 比較

系統(tǒng)的性能系數(shù)COP 通過(guò)式（3）算得：

式中：Ped為低壓級(jí)壓縮機(jī)的輸入功率，kW；Peg為高壓級(jí)壓縮機(jī)的輸入功率，kW。

制冷劑分別為R134a 和R1234ze(E)的離心式冷水機(jī)組在三種轉(zhuǎn)速下，不同冷凝溫度下的COP如圖12所示。可以看出，在同一轉(zhuǎn)速下，當(dāng)冷凝溫度較小時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的COP 小于R134a機(jī)組的COP，當(dāng)冷凝溫度較大時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的COP 大于R134a 機(jī)組的COP。如：在轉(zhuǎn)速為21000r/min 時(shí)，當(dāng)冷凝溫度小于312K 時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的COP 小于R134a 機(jī)組的COP，約小7.0%，當(dāng)冷凝溫度大于312K 時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的COP 大于R134a 機(jī)組的COP。

圖12 不同冷凝溫度下的COPFig.12 COP at different condensation temperatures

4.6 同工況同制冷量下的COP 比較

當(dāng)R134a 機(jī)組和R1234ze(E)機(jī)組的蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、制冷量都相同時(shí)，即圖11 中曲線的交點(diǎn)處，兩個(gè)機(jī)組的COP 對(duì)比如表5所示，在這3個(gè)工況下，R1234ze(E)機(jī)組的COP 比R134a 機(jī)組的COP 平均降低了約5.14%。

表5 R1234ze(E)機(jī)組與R134a 機(jī)組的COP 對(duì)比Table 5 COP comparison of R1234ze(E)unit and R134a unit

5 結(jié)論

本文采用CFD 數(shù)值方法對(duì)采用R1234ze(E)直接替代的R134a 離心式制冷壓縮機(jī)進(jìn)行了模擬，對(duì)機(jī)組的制冷性能進(jìn)行了比較分析，得到如下主要結(jié)論：

（1）當(dāng)采用R1234ze(E)直接替代R134a 后，離心制冷壓縮機(jī)的流量范圍左移且變小，并且R1234ze(E)的壓比范圍變大；在小流量區(qū)域，R1234ze(E)的壓比大于R134a 的壓比；在大流量區(qū)域，R1234ze(E)的壓比小于R134a 的壓比。

（2）在流量和轉(zhuǎn)速相同時(shí)，R1234ze(E)壓縮機(jī)的功率小于R134a 壓縮機(jī)的功率，且隨著流量的增大兩者的差值逐漸增大。

（3）在同一轉(zhuǎn)速下，當(dāng)冷凝溫度較小時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量和COP 都小于R134a 機(jī)組的，當(dāng)冷凝溫度較大時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的制冷量和COP 都大于R134a 機(jī)組的。

（4）當(dāng)R134a 機(jī)組和R1234ze(E)機(jī)組的蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、制冷量都相同時(shí)，R1234ze(E)機(jī)組的COP 比R134a 機(jī)組的COP 平均降低了約5.14%。

本文僅針對(duì)制冷劑R1234ze(E)在R134a 離心式冷水機(jī)組中離心壓縮機(jī)的直接替代進(jìn)行了研究，而系統(tǒng)中的換熱器的影響沒(méi)有考慮，有待進(jìn)一步研究。