带热回收的室内冰场CO2制冷系统设计与分析

姚 瑶 李敏霞 党超镔 董丽玮 马一太 田 华 王 派

（1 天津大学中低温热能高效利用教育部重点实验室 天津 300350；
2 福井大学 福井 9100017）

根据《〈蒙特利尔议定书〉基加利修正案》要求，制冷剂逐步向零臭氧损耗潜值（ozone depletion potential，ODP），零（或低）全球变暖潜值（Global Warming Potential，GWP）的自然工质过渡[1]。CO2作为自然工质，ODP为零，GWP为1，与氟利昂相比更易获得，且成本更低[2]，是制冷剂的未来发展方向[3]。我国为实践“绿色、共享、开放、廉洁”的理念，2022年举办的冬季奥林匹克运动会选择以CO2作为人工冰场的制冷剂。

根据瑞典100多个冰场的运行数据可知，单个冰场能耗每年约1 000 MW·h，其中制冷系统能耗占冰场总能耗的35%～75%，平均为43%[4]。冰场会向大气中排放大量的废热，加大城市的“热岛效应”[5]，造成巨大的热污染。

P. Gummesson[6]提出将热泵的相关概念引入冰场的能源系统，充分利用排放的高温热量，以满足场馆对热水的各种需求，从而达到较高的冷热能源综合利用率。

L. Reinholdt等[7]2010年提出在跨临界CO2制冷系统中使用热回收系统。加拿大魁北克冰场采用CO2跨临界直接蒸发制冷系统，并加入热回收系统,该热回收系统将产生的废热用于制备75 ℃的热水，在满足全部热水需求后，通过乙二醇管路回收剩余热量，为大门、更衣室和新风机房等各处的风机盘管提供45～55 ℃热水，返回的低温乙二醇的热量用于融冰池和地面防冻[8]。由文献[9]运行结果可知，该冰场的CO2直接制冷系统与传统制冷系统相比COP提高4.6%，与本地区NH3/盐水间接系统冰场相比，系统节能25%。瑞典GIMO冰场同样采用CO2直接制冷系统，并设计了完整的热回收系统用于冰场的热需求，经过6个月的运行，表明系统节能60%[10]。

CO2冰场制冷系统研究表明，冰场所需的热量基本可以自给自足，整体能源效率提高至新水平[11]，但目前冰场热回收系统领域仍需更多成熟的产品和应用经验，缺乏更多的数据支持，还需深入研究[12]。本文以天津某CO2冰球场为研究对象，对带热回收冰场的单级压缩和双级压缩制冷系统运行进行分析，根据冰球场的实际用热量需求设计了4种不同形式带热回收的制冷系统，并对比了在不同季节的系统性能。

该冰场为60 m×30 m的人工冰场，制冷形式为CO2制冷剂直接在冰面下的管路中蒸发为冰面供冷，系统形式为单级压缩系统或双级压缩系统。

单级压缩时系统中的过热CO2气体在压缩机内被压缩为高温高压的超临界状态，再进入气体冷却器进行降温；
被冷却的CO2气体节流至低温低压液体状态后，进入冰场地下排管中吸收热量变为气体，回到压缩机内重新被压缩，压焓图如图1所示。双级压缩与单级压缩相比压缩过程不同，CO2气体先后通过低压级、高压级压缩机将CO2气体压缩为超临界状态，两级压缩机之间设置气体冷却器对CO2气体进行降温。

图1 CO2单级压缩跨临界制冷循环p-h图Fig.1 p-h diagram of CO2 single-stage compression transcritical refrigeration cycle

对于传统制冷系统，气体冷却器相当于冷凝器向环境放热，区别是制冷剂气体在此放热过程中无相变，利用显热完成换热过程[13]，温度滑移较大，可将此处排放至外界环境的热量加以利用，并基于气体冷却器设计热回收系统。

双级压缩系统的两个气体冷却器均可用于供热，但两个气体冷却器运行压力不同，换热量差异较大，换热回路可采用并联形式[14]。

为计算和分析制冷系统热回收量的变化，需对实际制冷系统进行如下简化：1）系统在稳定状态下运行，忽略系统在运行过程中的一切压力损失和热量损失；
2）蒸发器出口CO2为饱和气态，所有压缩机入口具有5 ℃吸气过热；
3）系统中各换热器的最小温差均为5 ℃；
4）忽略泵的功耗及各部件的动能和势能。

2.1 冰场热负荷

场馆内的设计参数：夏季室内温度为26 ℃，相对湿度为60%；
冬季室内温度为18 ℃，相对湿度为40%；
过渡季室内温度为22 ℃，相对湿度为50%。由分项计算法[15]可知，制冷系统所需负担的制冷负荷为空气与冰面的对流换热及对流传质换热、围护结构与冰面的辐射、室内照明设备热负荷、室内人员活动热负荷的总和。

图2所示为分项计算所得冰场冬季和夏季制冷负荷占比，由图2可知，冰场主要散热方式为热辐射，其次为对流换热。辐射、对流、传质均随环境温度的升高而增加。为保证冰球场馆全年运行的冰面温度一致，夏季环境温度较高使场馆制冷负荷较高，因此需根据夏季负荷确定压缩机容量。

制冷负荷中热辐射占比最大，冰场不营业时，工作人员会在冰面上铺设毯子来减少冷量的散失，此时冰场无人员活动且室内照明设备也处于关闭状态，冰场所需制冷负荷减少，冰场的压缩机无需全部运行。

2.2 压缩机选型

选用Dorin压缩机作为热力计算样本，对压缩机等熵效率ηs和容积效率ηv进行拟合[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为气冷器运行压力，kPa；
pe为蒸发压力，kPa；
pr为气冷器运行压力与蒸发压力之比；
te为蒸发温度，℃。

根据计算的标准工况冷负荷，单级压缩制冷系统运行参数如表1所示。

图2 冰场制冷负荷占比Fig.2 Proportion of ice rink refrigeration load

表1 单级压缩制冷循环运行参数Tab.1 Operating parameters of single-stage compression refrigeration cycle

双级压缩制冷系统的中间压力（即低压级排气压力pm,kPa）为低压级压缩机吸气压力pd（kPa）与高压级压缩机排气压力pg（kPa）的几何平均值，即：

（4）

根据计算的标准工况冷负荷，双级压缩制冷系统运行参数如表2所示。

表2 双级压缩制冷循环运行参数Tab.2 Operating parameters of double-stage compression refrigeration cycle

根据总制冷负荷，单级压缩制冷系统选择9台CD5201M压缩机，理论输气量为35.47 m3/h；
双级压缩制冷系统选择16台CD2S3500双级压缩机，低压级理论输气量为15.11 m3/h，高压级理论输气量为8.98 m3/h。不同季节不同时段的压缩机选型，如表3所示。

表3 制冷负荷与压缩机运行台数Tab.3 Refrigeration load and number of compressors in operation

2.3 系统能效计算

在计算系统实际能效时，要明确制冷系统的制冷剂流量qm（kg/s），根据2.2压缩机型号确定理论输气量，并通过式（5）计算：

qm=qvηvρ/3 600

（5）

式中：qv为压缩机理论输气量，m3/h；
ρ为压缩机吸气密度，kg/m3。

计算不同系统不同季节的COPhc，反映系统动态运行的性能，需要综合考虑室外的气候条件以及系统所需热负荷的影响。

综合利用系数：

（6）

全年综合利用系数：

（7）

式中：Qc为制冷量，kW；
Quh为被利用的热量，kW；
W为压缩机功耗，kW；
τ为某一效率下系统运行时长，h；
i为第i个运行效率，取1、2、3……

该场馆主要用热需求包括生活热水、浇冰、地面防冻、供暖和室内除湿。冰场选用转轮除湿将室内空气含湿量控制在4.2～6.6 g/（kg干空气）[17]，转轮除湿的再生温度高于80 ℃。就生活热水而言，体育馆热水配水点温度不低于50 ℃[18]。冰场用于修整冰面的热水温度范围一般在60～71 ℃最佳[19]。该冰场采用外径为32 mm、厚度为3 mm的PE管对场地基层进行加热来防止冻胀，供液温度为10 ℃[20]。冬季时还要考虑采暖负荷，采暖系统运行时所要求的供水温度区间一般为30～50 ℃[21]。设计热回收系统时要考虑不同热量需求的换热器之间的联结形式，保证上级热交换器出口温度大于下级换热器的用热量需求温度。根据用热温度要求的不同进行分配，结果如图3所示。

图3 热回收系统热量分配Fig.3 Heat distribution of heat recovery system

本文基于天津的气候温度来构建场馆的热回收系统模型，通过DeST提取的气象参数可知，天津是典型的夏热冬冷城市，冬季为1—3月、11—12月，夏季为6—8月，其余时间为过渡季。场馆全年运营，每日营业时间为10∶00—21∶00。由于冰场环境的特殊性，为保证场馆使用者的舒适度，全年取供暖季5个月（11月1日至次年3月31日）。

在此基础上设计了利用压缩机排气热量的热回收系统，目前人工冰场采用的制冷系统分为单级压缩制冷系统和双级压缩制冷系统，热回收系统分为两种热回收形式：1）直接热回收系统，压缩机排气直接与用热单元换热，实现温度的梯级利用；
2）二次热回收系统，压缩机排气先与循环水进行热量交换，循环水再与用热单元换热。

人工冰场热回收系统分配形式如图4所示，图4（a）～（d）分别为单级压缩制冷系统直接热回收（single-stage compression refrigeration system direct heat recovery, SDR）、单级压缩制冷系统二次热回收（single-stage compression refrigeration system secondary heat recovery, SSR）、双级压缩制冷系统直接热回收（double-stage compression refrigeration system direct heat recovery, DDR）、双级压缩制冷系统二次热回收（double-stage compression refrigeration system secondary heat recovery, DSR）。

图4 人工冰场制冷系统热回收原理Fig.4 Principle of heat recovery of artificial ice rink refrigeration system

4.1 冰场热负荷

不同季节不同时段冰场对热量需求的变化如图5所示。由图5可知，生活用水与浇冰用水占比较高且全年均需要，而供暖仅冬季需要且供暖需求热量大于制冷系统所提供的热量，因此在系统满足生活用水、浇冰、防冻的基础上，将剩余可利用的能量全部供给供暖设备。非营业期间热量主要用于地面防冻及除湿和供暖预加热，无需高温热源，此时可降低压缩机运行压力，提高整体运行效率。

图5 不同季节冰场用热需求Fig.5 Heat demand for ice rink in different seasons

本研究中冰场营业期间的运行压力为9.5 MPa，非营业期间运行压力为7.6 MPa。根据表3中压缩机台数及运行压力，计算冰场制冷机组在不考虑热回收时单日的运行情况。机组制冷量、制热量变化如图6（a）所示，由图6（a）可知，由于14∶00时温度最高，气冷器出口温度受环境温度影响，机组提供的制冷量降低。3个典型季节全天运行情况如图6（b）所示，由图6（b）可知，冬季环境温度低，气冷器出口温度降低使机组运行效率提高，即使运行台数降低，冬季机组供冷量也与过渡季供冷量相差较小。单日人工冰场满足用热需求时的实际制冷机组运行情况如图6（c）所示，由图6（c）可知，由于热量利用使得不同时刻气冷器出口温度一致，在机组功率、运行台数不变时机组制冷量相同。当制冷系统加入热回收时，气体冷却器出口温度变化较小，也使机组整体运行效率更加平稳。

图6 机组以及冰场负荷变化Fig.6 Variation of unit and ice field load

4.2 热回收系统综合利用

根据2.1节分析可知，人工冰场营业期间与非营业期间维持冰面温度所需制冷量、用户热需求量及运行压力存在差异，在此基础上分析SDR、SSR、DDR、DSR四种系统的冷热综合效率。图7所示为不同季节运行时营业期间与非营业期间的COPhc。由图7可知，非营业期间的COPhc高于营业期间，即使非营业期间的热量需求有所减少，但仍大于其系统所能提供的热量，主要原因是在非营业时间所需热量需求品质要求较低，系统运行压力可以降低，非营业期间提供的低品位热量仍可被充分利用。

图7 不同季节运行时营业期间与非营业期间的COPhcFig.7 COPhc during operation and non-operation during operation in different seasons

图8 不同系统不同季节COPhcFig.8 COPhc in different seasons in different systems

图8所示为不同系统在不同季节运行时的COPhc。由图8可知，设计的4种系统冬季运行时的COPhc显著高于夏季运行时，这是由于冬季热需求量大且所需制冷负荷小。当冰场采用双级制冷系统时，综合利用效率高于单级系统，双级压缩增加了中间级的热回收，使冰场压缩机功耗降低，同时冰场所能利用的热量增加。直接热回收形式优于二次热回收形式，减少热交换的次数，避免了多次热交换造成的热损失。SSR的ACOPhc最小，为5.69，DDR的ACOPhc最大，为6.77。冬季运行时，DDR的COPhc可高达7.38。

将上述4个系统与简单的单级压缩制冷跨临界循环进行对比，不同系统不同季节COP提升量如图9所示。4种系统COP相比基本系统均提升一倍以上，说明将CO2跨临界循环的冷量和热量进行充分利用会较大程度提高制冷系统能效。其中DDR提升最大，ACOPhc提升量约为140.3%，SSR提升最小，提升量约为101.9%。这是由于二次热回收系统要通过载热介质与实际热量需求的设备进行换热，换热过程中的损失增加导致提升量偏低，因此在实际条件允许的情况下尽量采用直接回热的形式即热用户直接与压缩机排气换热。

图9 不同系统不同季节COP提升量Fig.9 COP enhancement of different systems in different seasons

本文以天津某1 800 m2的冰球场为研究对象，根据实际用热需求设计了4种不同带热回收的制冷系统，分析了4种系统在天津气候条件下的冷热综合利用效率，得出如下结论：

1）当制冷系统加入热回收时，系统几乎不受外界气候影响，机组整体运行效率更加平稳。

2）在非营业时间由于冰场制冷负荷低，对热量需求的品质不高且需求量少，可降低压缩机运行压力，系统运行效率高于营业时间的效率，使系统整体的冷热综合利用效率升高。

3）4种热回收系统中，DDR全年综合利用系数最大，为6.77，冬季运行时，其综合利用系数可达7.38。

4）实际应用中，建议人工冰场采用双级压缩跨临界循环制冷系统，在设计人工冰场的热回收系统时，应尽量将压缩机排气直接与用热设备进行热量交换，避免多次换热。

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