水冷冷水機組是大型公共建筑中常用的*空調供冷設備,而離心式冷水機組更是因其有較高的能效指標和較大的機組制冷能力而深受用戶的歡迎。由于空調系統耗能在建筑能耗中占有很大的比重,在能源危機、節(jié)能降耗呼聲很高的形勢下,降低空調系統的能耗成為制冷空調行業(yè)的熱門話題,為此,業(yè)內的專家提出了很多策略,溫濕 度獨立控制就是在系統優(yōu)化設計方面提出的一種新思路。該方法采用溫濕度獨立控制技術通過提高冷水機組的出水溫度來提高冷水機組的能效指標、采用干式末段換熱的方式改變整個空調系統 的工作模式,這些措施可以從系統的角度來降低 空調系統的能耗。在冷水機組本身,離心式冷水 機組與其他型式冷水機組不同,出水溫度提高需要較高的蒸發(fā)溫度,而高蒸發(fā)溫度對離心壓縮機 的影響是多方面的,按正常標準工況（7℃出水溫度）設計的壓縮機[1],在較高蒸發(fā)溫度工作時,由于系統流量和壓比的變化,可能會導致離心式冷水機組高能效的工作特性不能充分發(fā)揮出來,這就需要重新對產品進行研究。
    本文介紹了高溫離心冷水機組及其變工況的特性研究情況,為溫濕度獨立控制空調系統的設計者提供技術參考。
    2　高出水溫度時離心式冷水機組的特性
    以1臺4000kW冷媒為R134a的離心式冷水 機組的設計為例:當冷水出水溫度為16℃時,蒸 發(fā)溫度取14℃,冷凝溫度按37℃,過冷和過熱度 取2℃,壓縮機的效率和電機的效率分別取0. 8 和0. 94,用美國國家標準技術研究院循環(huán)分析軟 件NIST軟件進行計算分析,機組的COP值可以 達到8. 01。
    為了獲得按標準工況設計的產品在變化工作 條件下的數據,對現有離心式冷水機組進行了摸 底試驗,用1臺實際的4000kW冷媒為R134a的 離心式冷水機組分別在標準規(guī)定的測試工況（冷 水進水溫度12℃,出水溫度7℃;冷卻水進水溫度 30℃,出水溫度35℃）和高出水溫度工況下（冷水 進水溫度21℃,出水溫度16℃;冷卻水進水溫度 30℃,出水溫度35℃）進行測試[1],測試結果如表 1所示。
                
    從表中的測試數據不難看出,按照標準工況 下設計的離心式壓縮機組裝的冷水機組,當工作 在高出水溫度時,其制冷量并沒有顯著的增加,而 由于輸入功率的下降,使機組的COP值提高了 10%左右,這離理論計算的結果還相差甚遠。
造成這種情況出現的原因可以從離心式制冷 壓縮機的特性來分析。離心式壓縮機是由電動機 通過齒輪增速帶動轉子旋轉,自蒸發(fā)器出來的制 冷劑蒸汽經吸氣室進入葉輪,葉輪高速旋轉,葉輪 上的葉片即驅動氣體運動,并產生一定的離心力, 將氣體自葉輪中心向外周拋出,氣體經過這一運 動,速度增大,壓力得以提高,這是作用在葉輪上 的機械能轉化的結果。氣體離開葉輪進入擴壓 器,由于擴壓器通道面積逐漸增大,又使氣體減速 而增壓,將其動能轉變?yōu)閴毫δ堋１粔嚎s的制冷 蒸汽從擴壓器流出后,又由蝸室將起匯集起來,進 而通過排氣管道輸送至冷凝器,這樣就完成了對 制冷劑的壓縮[2]。
    當離心式制冷壓縮機運行在高蒸發(fā)溫度時, 壓縮機的壓縮比比標準設計工況時要小,冷水機 組在7℃出水時,機組的設計吸氣壓力為0. 35 MPa,排氣壓力為0. 937MPa,壓比為2. 70;而當機 組工作在16℃冷水出水溫度時（冷凝溫度不變）, 機組的吸氣壓力為0. 473MPa,排氣壓力為0. 937MPa,壓比近似為2. 00,壓縮比減小了25. 9%。 圖1為離心式制冷壓縮機的性能曲線。從圖中可 以看出在離心壓縮機的工作區(qū),當壓比減小25% 時,流量增加將近1倍左右。如此大的流量變化, 原機組的葉輪、擴壓器等流道設計必然會對流量 的增加產生阻塞,從而使流量無法達到額定值,機 組的性能也會受到影響。
               
    此外,在固定的轉速下,壓比與壓縮機的級效 率有著一定的對應關系,圖2為定轉速下離心壓 縮機的壓比與級效率之間的關系曲線。
                      
    從圖2的曲線可以看出,當壓縮機的壓比發(fā) 生變化時,壓縮機的級效率會隨之發(fā)生變化,壓比 從2. 7變化到2. 0之后,效率降到只有0. 7左右。 因此,當壓縮機的壓比發(fā)生變化時,如果不對壓縮 機的設計轉速進行調整,機組的性能提高也會受 到很大的影響。
    3　離心式冷水機組的改進
    3. 1　壓縮機設計的調整
    針對上述分析,對用于高出水溫度下的離心 式冷水機組中的壓縮機應當按新的設計條件進行 設計優(yōu)化,以使機組的能效得到進一步提高。
    （1）流通面積的改進
    流量阻塞是指流道出口處氣流達到臨界狀 態(tài),這時氣體的容積流量已是zui大值,任憑壓縮機 背壓再降低,流量也不可能再增加,這種情況稱為 “阻塞”工況。增大流道的面積可以提高冷媒的 流通能力,但對于*空調用冷水機組來說,大部 分時間機組都是運行在部分負荷狀態(tài)下,因此制 冷劑流量也會隨著機組運行的狀態(tài)不同而發(fā)生變 化,固定的流道面積也會影響機組的運行。為此, 機組設計中應設計可變流截面的擴壓器,適應流 量的變化,這樣可以滿足機組在不同負載情況下 的運行要求。圖3為設計的可變截面擴壓器示 意。
                 
    （2）設計轉速的調整
    為了使機組在變化后的壓比下仍具有較高的 效率,需要對壓縮機的設計轉速進行調整。從圖 2的曲線顯示可以看出,壓縮機的轉速與zui 率點有一定的對應關系,當轉速降低時,壓比對級 效率的曲線向逐漸向左移,曲線的形狀基本不變 但跨度開始壓縮。通過分析計算可以得到,當壓 比在2. 0時,壓縮機的轉速降低20%時會獲得較 高的效率。
    3. 2　性能測試
    按照上述的技術分析,珠海格力電器股份有 限公司設計并制造了一臺4000kW、冷媒為 R134a、冷水出水溫度為16℃的離心式高溫冷水 機組,并對該冷水機組按照高冷水出水溫度工況 （冷水進水溫度21℃,出水溫度16℃;冷卻水進水 溫度30℃,出水溫度35℃）和國標GB/T 18430. 1 中的IPLV測試工況進性能測試,測試結果如圖4 所示。
                  
    從測試數據可以看出,機組在滿負荷運行狀 態(tài)下,能效指標COP值達到7. 7,比7℃出水的離 心式冷水機組能效指標提高了33. 2%,基本接近 設計軟件的計算指標;在冷水的出水溫度為16℃ 時,按照國家標準GB/T18430. 1計算的IPLV值 為8. 1[1]。表2為部分負荷測試的結果。
                  
    測試結果表明,改進后的高出水溫度冷水機 組,其能效指標與標準機組相比有大幅度的提高, 基本接近前述軟件的理論計算值,當其被用于溫 濕度獨立控制的空調系統時,必將顯著降低系統 的能耗。
    4　COP值的變化趨勢
    *空調系統由于設計時是按照zui大負荷設 計的,而在實際運行時,冷水機組基本都是處在不 同的工作條件和部分負荷狀態(tài)下運行的,因此,需 要對產品的變工況和卸載運行進行試驗。
    冷水機組的變工況包括冷卻水進水溫度條件 的改變、冷水出口溫度設定值的改變和由于空調 負荷本身的變化而導致機組在部分負荷下運行等 情況。實際應用場合,可能是上述條件中的一種 或多種情況的綜合,冷水機組的變工況和部分負 荷的特性就能反應出機組的產品適應能力和 COP值的變化趨勢。
    4 . 1　變冷卻水條件試驗
    離心式冷水機組在運行過程中,如果冷卻水 的溫度發(fā)生變化,將直接影響到機組的制冷量和 能效特性。當冷卻水溫度降低時,由于冷卻效果 好,將使機組獲得更低的冷凝溫度,從而增加機組 的制冷量,提高機組的效率[4]。試驗過程中,保持 冷水的進口溫度為21℃,出水溫度為16℃;冷卻 水的進口溫度從26℃逐漸增加到35℃,測試出來 的COP值變化情況如圖5所示。
                 
    4. 2　變冷水出水溫度試驗
    冷水出口溫度的升高,對機組的制冷量和能 效特性也有很大的影響。當冷水溫度升高時,由 于更有利于蒸發(fā),將使機組獲得更高的蒸發(fā)溫度 從而使機組的制冷量增加[4]。試驗過程中,保持 冷卻水的進口溫度為30℃,出水溫度為35℃;冷 水出口溫度從12℃升到20℃,測試出的冷水機組 的性能參數變化情況如圖6。出水溫度低于12℃ 時,由于制冷劑的流量變小,可能會使機組工作在 接近喘振的臨界點,從而導致機組出現異常,這是 在實際運行中應該注意的。
               
    4. 3　部分負荷試驗
    冷水出口溫度恒定時機組的性能參數隨負荷 變化而變化的特性是指保持水冷冷水機組的出水 溫度為16℃,人工調整機組的負荷從100%開始 逐漸下降,測試機組COP值和制冷量的變化情 況。測試過程中保持冷卻水的溫度為30℃進水 試驗的結果如圖7所示。
    從圖中可以看出,在冷水機組恒定16℃出水 情況下,當冷水機組壓縮機運行負荷從100%降 低到25%時,冷水機組的COP值下降了42. 6%。 在實際應用過程中,通常冷水機組的控制系 統都是設定成固定的出水溫度,當實際空調負荷 減小時,機組的自動控制系統將自動卸載,降低壓 縮機的負荷比,成為部分負荷運行狀況,從而導致 COP的下降。這說明在開展節(jié)能降耗的工作中, 僅關注機組本身滿負荷條件下的COP值是不夠 的,需要關注整個空調系統的運行總能耗。
                  
    值得注意的是,由于離心式壓縮機的工作特性,當冷水機組運行時因運行條件的變化導致制 冷劑流量減少時,有可能使機組的工作點接近壓縮機的喘振臨界點[3],從而影響到機組運行的安全性,這就需要在機組的設計時考慮到防喘振控制。
    離心式制冷機組工作時一旦進入喘振工況, 應立即采取調節(jié)措施,降低出口壓力或增加入口流量。壓力比和負荷是影響喘振的兩大因素,當負荷越來越小,小到某一極限點時,便會發(fā)生喘振,或者當壓力比大到某一極限點時,也會發(fā)生喘振。一般可以通過在控制系統中設定安全工作區(qū),當機組運行工作點接近臨界區(qū)域時,通過調整 流量或壓力來使機組工作點遠離臨界區(qū)域,達到保護的目的。
    5　結論
    （1）當離心式冷水機組運行在高冷水出水溫度時,需要對壓縮機本身重新進行優(yōu)化設計;
    （2）離心式冷水機組工作在部分負荷狀態(tài)下,其能效指標將有明顯下降,在空調系統設計時,應注意系統的負荷配置和控制的優(yōu)化,以盡可能降低整個空調系統的能耗;
    （3）在空調系統設計時應盡量避免空調系統運行在較低的負荷比例下,而由于*空調系統在運行過程中,冷水機組的部分負荷運行勢在難免,因此,通過改善冷水機組在部分負荷運行時的性能和優(yōu)化空調系統的控制策略也有著非常重要的意義。
參考文獻