王燕江， 陶樂仁， 劉銀燕， 王 超

(上海理工大學(xué)，上海 200093)

CO2跨臨界壓縮式制冷循環(huán)理論分析

王燕江， 陶樂仁*， 劉銀燕， 王 超

(上海理工大學(xué)，上海 200093)

目前，制冷行業(yè)由于面臨能源消耗和環(huán)保兩大難題，探索節(jié)能和環(huán)保型替代制冷劑已成為該領(lǐng)域內(nèi)的熱門課題[1-2]。從19世紀(jì)80年代至20世紀(jì)初，CO2和氨是空調(diào)制冷領(lǐng)域最常用的制冷劑[3]。但受當(dāng)時(shí)技術(shù)水平限制，CO2制冷系統(tǒng)制冷效率低，而且設(shè)備非常笨重，只在船用冷藏裝置中推廣應(yīng)用。氟利昂制冷劑出現(xiàn)后，CO2被迅速取代。如今，在全球變暖和臭氧層破壞的背景下，由于CO2的ODP=0，GWP=1，是一種無污染純的自然工質(zhì)，并且具有良好的熱力性能，被科學(xué)家稱為21世紀(jì)最具有前景的制冷劑[4-5]。

跨臨界制冷目前是二氧化碳壓縮式制冷應(yīng)用最常用的一種制冷形式[6]，與普通蒸汽壓縮制冷循環(huán)相比，蒸發(fā)過程主要依靠CO2相變釋放的潛熱完成吸熱過程，蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力比臨界的溫度和壓力要低，處于亞臨界區(qū)；而冷凝過程只依靠CO2氣體釋放的顯熱完成放熱過程，冷凝溫度和冷凝壓力比臨界的溫度和壓力要高，處于超臨界區(qū)。

Calsonic Kansei公司對CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)的相關(guān)研究表明：CO2應(yīng)用于汽車空調(diào)系統(tǒng)時(shí)系統(tǒng)性能與R134a系統(tǒng)性能相當(dāng)，并且CO2溫度差高于R134a系統(tǒng)的[7]。J.Pettersen[8]和P.Neksa[9]對CO2熱泵熱水器系統(tǒng)的系統(tǒng)性能進(jìn)行了理論分析和實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明：在超臨界狀態(tài)下，CO2熱泵熱水器的氣體冷卻器中放熱過程有一個(gè)較大的溫度滑移，有利于加熱熱水到較高的溫度，并且有實(shí)驗(yàn)表明，相比天然氣燃燒或者電能加熱的熱水器，采用CO2熱泵熱水器能節(jié)能約75%，并且水溫可從8 ℃升到60 ℃。日本的M.Saikawa等[10]對CO2熱泵進(jìn)行過基礎(chǔ)性研究，得出了CO2熱泵的系統(tǒng)性能要高于傳統(tǒng)工質(zhì)熱泵的結(jié)論。

本文通過對跨臨界CO2單級壓縮制冷循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行理論分析，并對相關(guān)的實(shí)驗(yàn)臺和產(chǎn)品提供一些指導(dǎo)性的結(jié)論。

1 CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)

常用的CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)主要包括如下幾部分：壓縮機(jī)、氣體冷卻器、回?zé)崞?、?jié)流閥和蒸發(fā)器。氣體冷卻器的作用和傳統(tǒng)壓縮制冷循環(huán)中的冷凝器是一樣的，都是用來釋放工質(zhì)的熱量，在其內(nèi)部為超臨界CO2放出熱量，外部利用水或空氣來吸收CO2釋放的熱量。只不過，在氣體冷卻器中，超臨界CO2放熱時(shí)不發(fā)生相變，而冷凝器中一般是通過工質(zhì)相變來換熱的。蒸發(fā)器流出的亞臨界CO2進(jìn)入回?zé)崞髦羞M(jìn)一步冷卻來自氣體冷卻器的超臨界二氧化碳?xì)怏w，以降低節(jié)流閥前的溫度，提高系統(tǒng)的循環(huán)效率。圖1和圖2分別為CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)的流程圖和lgP-h圖。f-a-b-c-d-e-f為一個(gè)完整的循環(huán)過程，CO2經(jīng)壓縮機(jī)壓縮后變成高溫高壓氣體，流入氣體冷卻器被冷卻成高壓低溫氣體，再經(jīng)過節(jié)流裝置變成低溫低壓CO2，然后在蒸發(fā)器中吸收熱量變成飽和氣體或過熱氣體進(jìn)入壓縮機(jī)。

圖1 跨臨界CO2循環(huán)系統(tǒng)流程圖

圖2 跨臨界CO2循環(huán)的lgP-h圖

為了便于計(jì)算，對CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)的熱力學(xué)模型做了以下的假設(shè)：

(1)系統(tǒng)循環(huán)處于穩(wěn)定狀態(tài)；

(2)壓縮機(jī)壓縮過程為可逆絕熱過程；

(3)管路與環(huán)境之間的換熱忽略不計(jì)；

(4)節(jié)流過程沒有焓損失；

(5)系統(tǒng)循環(huán)過程中蒸發(fā)器、氣體冷卻器、回?zé)崞骱瓦B接管沒有壓降損失。

2、計(jì)算公式

單位質(zhì)量制冷量：

q0=he-hd=he-hc

(1)

式中，h代表各點(diǎn)的比焓，單位：kJ/kg。

回?zé)崞髦袩o熱量和冷流損失，所以：

hf-he=hb-hc

(2)

單位質(zhì)量制冷量：

q0=hf-hb

(3)

單位質(zhì)量耗功：

w0=ha-hf

(4)

系統(tǒng)性能系數(shù)：

COP=q0/w0

(5)

Δecom=T0*(sa-sf)

(6)

式中，T0為環(huán)境溫度，單位：℃；s為各點(diǎn)的比熵，單位：kJ/(kg·℃)。

Δecd=ha-hb-T0*(sa-sb)

(7)

Δeval=T0*(sd-sc)

(8)

Δeeva=(he-hd)*T0/Te-T0*(se-sd)

(9)

式中，Te為蒸發(fā)溫度，單位：℃。

Δe=Δecom+Δecd+Δeval+Δeeva

(10)

η=1-Δe/w0

(11)

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 熱平衡分析

由圖3(a)可知，隨著冷凝壓力Pk的升高，單位質(zhì)量制冷量q0先快速升高后緩慢增加，而耗功則隨著冷凝壓力的上升呈現(xiàn)小幅的線性增加。這是由于蒸發(fā)溫度Te和氣體冷卻器出口溫度Tc不變時(shí)，冷卻壓力Pk升高，即排氣溫度升高，圖2中壓縮機(jī)排氣點(diǎn)a在等熵線上向上移動，氣體冷卻器b點(diǎn)沿著等溫線也上移，根據(jù)公式(3)和(4)得，單位質(zhì)量制冷量和耗功增加。由圖3(a)還可知，相同冷卻壓力Pk下，隨著蒸發(fā)溫度的上升，單位質(zhì)量制冷量和耗功均有減小，但耗功減小幅度更大，由于COP=q0/ω0，因此系統(tǒng)的循環(huán)效率COP增大。故在實(shí)際運(yùn)行中，應(yīng)適當(dāng)提高系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度，以提高系統(tǒng)COP。

由圖3(b)可看出，相同工況下，蒸發(fā)溫度越高，系統(tǒng)COP越大；定蒸發(fā)溫度下，隨著冷卻壓力的升高，系統(tǒng)COP先增大后減小，最后趨于平緩， 這是因?yàn)镃OP等于圖3(a)中單位質(zhì)量制冷量和耗功比值。

從圖3(c)可看出，隨著氣體冷卻器出口溫度Tc的升高，COP迅速下降，這說明了Tc對系統(tǒng)的COP影響很大，所以在實(shí)際運(yùn)行過程中，盡可能的降低氣體冷卻器的出口溫度。

(a)不同蒸發(fā)溫度時(shí)單位質(zhì)量制冷量和耗功隨冷卻壓力的變化

(b)不同蒸發(fā)溫度時(shí)COP隨冷卻壓力的變化

(c)不同氣冷器出口溫度時(shí)COP隨冷卻壓力的變化圖3 熱平衡分析系統(tǒng)參數(shù)隨冷卻壓力的變化

(a)冷卻壓力對各部件損失占總損失比率的影響

(b)冷卻壓力對系統(tǒng)效率的影響圖4 效率隨冷卻壓力的變化

(a)蒸發(fā)溫度對各部件占總損失比率的影響

(b)蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)效率的影響圖5 效率隨蒸發(fā)溫度的變化

(a)氣體冷卻器出口溫度對各部件占總損失比率的影響

(b)氣體冷卻器出口溫度對系統(tǒng)用效率的影響圖6 效率隨氣體冷卻器出口溫度的變化

4 結(jié) 論

通過對CO2跨臨界制冷循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行理論計(jì)算分析，得出以下幾點(diǎn)主要結(jié)論：

[1] 劉萬福，馬一太.地球生命系統(tǒng)與可持續(xù)發(fā)張[J].天津大學(xué)學(xué)報(bào)，2004,37(4)：336-340.

[2] 周海鷗.哥本哈根談判催生低碳時(shí)代[J].資本市場，2010(01):72-75.

[3] G. Lorentzen.The Use of Natural Refrigerants: a Complete Solution to the CFC/HCFC Predicament.Int[J].J.Refrig,1995,18(3):190-197.

[4] Lorentzen G.Revival of Carbon Dioxide as a Refrigerant[J].Int.J.Refrig,1994,17(5):292-301.

[5] 馬一太,王景剛,魏東.自然工質(zhì)在制冷空調(diào)領(lǐng)域里的應(yīng)用分析[J].制冷學(xué)報(bào),2002(1)：1-5.

[6] 舒歡.水合物蓄冷式CO2跨臨界制冷循環(huán)實(shí)驗(yàn)研究[D].上海：上海理工大學(xué),2013.

[7] Preissner M.,Cutler B.,Singanamalla S.,et al.Comparison of Automotive Air-conditioning Systems Operating with CO2and R134a.IIF-IIR Commission[M].Purdue University,USA,2000.

[8] Neksa P.,Rekstad H.,A.CO2Heat Pump Water Heater Characteristics,System Design and Experimental Results[M].Int.J.Refrig.,1994: 172-179.

[9] Neksa P.CO2Heat Pump Systems[J].Int.J.Refrig.,2002: 421-427.

[10] 呂靜.二氧化碳跨臨界循環(huán)及換熱特性的研究[D].天津：天津大學(xué)，2005.

Theory Analysis on the CO2Trans-critical Compression Refrigeration Cycle

WANG Yan-jiang,TAO Le-ren,LIU Yin-yan,WANG Chao

(University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093)

As an environment-friendly refrigerant,CO2has been paid a lot of attention again in the area of air-conditioning nowadays.In this paper,the CO2trans-critical refrigeration cycle was analyzed thermodynamically.It was found: there is an optimal discharge pressure at which COP reaches maximum；It is useful to enhance COP for cycles by increasing the evaporation temperature or decreasing the cooling pressure,though the exergy efficiency is reduced；In the practical working system,the outlet temperature of the gas cooler should be decreased as much as possible,or increase the evaporator temperature.

thermodynamics；CO2trans-critical cycle；exergy efficiency；theory analysis

2016-08-15

上海市動力工程多相流動與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室項(xiàng)目(13DZ2260900)

1007-2934(2016)06-0004-05

TK 124

A

10.14139/j.cnki.cn22-1228.2016.006.002

*通訊聯(lián)系人