提高CO_2跨临界循环效率的方法
CO2跨临界制冷循环原理及新技术
二氧化碳跨临界循环制冷CO 2作为制冷剂的应用历史•CO 2作为最早的制冷剂之一，在19世纪末到20世纪30年代得到了普遍的应用，到1930年，80%的船舶采用CO 2制冷。
•但由于当时采用的CO 2亚临界循环制冷效率低，特别是当环境温度稍高时，CO 2的制冷能力急剧下降，且功耗增大。
•同时，以R12为代表的CFC 或氟氯烃制冷剂的出现，以其无毒、不可燃、不爆炸、无刺激性、适中的压力和较高的制冷效率等特点，很快取代了CO 2在安全制冷剂方面的位置。
•近年来，制冷剂对臭氧层的破坏和全球温室效应等环保问题日益突出，而CO 2跨临界制冷循环的提出，CO 2作为制冷剂开始重新得到重视•该循环系统的最大特点就是工质的吸、放热过程分别在亚临界区和超临界区进行。
压缩机的吸气压力低于临界压力，蒸发温度也低于临界温度，循环的吸热过程仍在亚临界条件下进行，换热过程主要是依靠潜热来完成。
但是压缩机的排气压力高于临界压力，工质的冷凝过程与在亚临界状态下完全不同，换热过程依靠显热来完成。
CO作为制冷工质的优缺点2优点•良好的安全性和化学稳定性•具有与制冷循环和设备相适应的热物理性质•CO2优良的流动和传热特性•CO2制冷循环的压缩比较常规工质制冷循环低缺点•运行压力高•循环效率低带回热器和不带回热器的CO 2跨临界单级循环进行理论分析和实验性能测试2•典型的CO 2跨临界单级循环主要由压缩机、气体冷却器、节流阀和蒸发器组成．图1和图2分别给出了CO 2跨临界单级循环原理图和细图．图l 中：低压气态制冷剂经压缩机被压缩成高压气态制冷剂(过程l 一2)，经气体冷却器进行定压放热(过程2—3)，然后经节流阀进行节流降压(过程3—4)，低压液态制冷剂在蒸发器内进行定压吸热(过程4一1)，最后回到压缩机，从而完成一个循环．2•制冷循环增设回热器，可以减小节流损失、增大制冷量，从而提高系统性能．图3和图4分别给出了带回热器的CO 2跨临界单级循环原理图和细图．两个循环性能对比分析•图5给出了两个循环COP随蒸发温度的变化．随着蒸发温度的增加，两个循环COP均呈增加趋势，蒸发温度越高，系统性能越优；•在整个蒸发温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高4．55％左右；•对于理想压缩机循环，系统性能要比实际循环性能高33．3％以上，但这种理想循环是不存在的．•图6给出了两个循环COP 随气体冷却器出口温度的变化．•随着气体冷却器出门温度的增加，两个循环COP均呈下降趋势，温度越高，系统性能越差；•在气体冷却器出口温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高5．23％左右．•两个循环COP 随压缩机排气温度的变化，见图7．•在排气温度变化范围内，相同对比条件下，带回热器CO 2跨临界单级循环系统COP 要高于不带回热器循环，且带回热器单级循环排气温度要稍高些．•无论带回热器还是不带回热器循环，随着压缩机效率提高，系统COP 均变大，压缩机排气温度均有所降低，不带回热器循环降低幅度较大．•由图7还可以看出，两个单级循环都存在一个最优排气温度，使得在此温度下系统COP 最大，带回热器循环对应最优排气温度要高于不带回热器循环最优排气温度．结论•(1)在蒸发温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高约4．55％；在气体冷却器出口温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高约5．23％；相同对比条件下，带回热器CO跨临界单级循环系统COP高于不2带回热器循环的，且带回热器单级循环最优排气温度稍高些．•(2)两种单级循环的制热量、制冷量、制热COP和制冷COP，均随压缩机排气压力增加存在极值；随冷却水流量、冷冻水流量以及冷冻水进口温度增加而增加，随冷却水进口温度增加而下降．•(3)相同测试工况下，带回热器循环系统具有较高的性能．其中，制热量和制冷量分别比不带回热器的单级循环平均高约3．33％和5．35％，制热COP和制冷COP分别提高约11．36％和14．29％．CO2跨临界循环的应用前景与研究进展•1、汽车空调•2、热泵•3、食品冷藏•4、循环系统关键设备的研究进展•1、汽车空调•过去汽车空调中一般使用CFC12作为制冷工质，这使得汽车空调制冷剂的排放量在所有氟利昂的排放中占有相当大的比例。
跨临界CO_2汽车空调系统的有效能分析
纳米技术与纳米材料。 国防工业出版社 PBCCC EB 张志琨 P 崔作林。 （ 编辑 吴英捷） ・
30 ,-2+/09:;-0+/42+/09 20< 2/1 =30</+/30/09$
清华大学出版社， >>???@?A.$ 北京， BCCD 年
， 国家知识产权局知识产权出 ? 发明专利公报（ =0E.FDAEG2 ） 版社 : 0’)CG BCC.)B
N%>;A<B OP 5%Q:(B%( 与 7FKR<&= 6P S&%AA 模拟分析了带膨胀机
与不带膨胀机的跨临界 ./+ 制冷系统的 ./T 随高压侧压力、 蒸 发温度的变化， 以及 5++ 与 ./+ 的热力学第二定律效率随着蒸 发温度的变化 。 IPOP $:<% 等人通过建立模型， 模拟了跨 临 界
A 朱明善， BE 世 纪 制 冷 空 调 行 业 绿 色 环 保 制 冷 剂 的 趋 势 与 展
跨临界CO2热泵热水器的研究现状及性能提高方案
代末 ， 由挪威 ＳＮＴ Ｆ￣源 研 究所Ｇ．ｏｅ ｔｅ Ｉ Ｅ Ｌ ｒｎｚｎ
达Ｎ４ ；三菱 电机推 出 了９ ． ８ 种新 产品 ，Ｃ Ｐ Ｏ 达 ４９ ． ，由于储 水箱 采用 了新 的保温 材料 ，其保 温性 能提高 了１ ％； 罗那推 出Ｙ４ ５ 柯 种新产 品，
热水 ，有 效地抑制热水 中军团病菌等细 菌的繁
殖 ，解决 了健康和环 保 问题 ；研 究表 明ｃ ， ０ 热 泵 热水器在 蒸发温 度０ｃ ，水温可 以从 １ 口 。时 ＯＣ 加 热￣ ６ 。 Ｊ １０ ｃ，其ｃ Ｐ 达到４ ３ ｏ 可 ＿，比电热 器和 燃气 热水器 能耗 降低７ ％以上 。ｃ ， ５ ｏ 热泵 热水 器 不仅 在环保方面 具有优势 ，而 且具有较大 的 节 能潜力 ，因此ｃ ， ｏ 热泵热水器 具有广 阔的市
泵热水器 的性能高于传统 工质热泵热水器 的结
论 。２ ０ 年 ，Ｃ ｒｎ 公 司和Ｄ ｎｏ ０１ ｏｏ ａ ｅ ｓ 公司联 合开 发 的第 一个Ｃ ， Ｏ 热泵热 水器 问世 ，与传统 工质 热泵 的出水温度相 比，可 以在较 高能效 比下提 供６ 。 的热水 。随着Ｃ ， 缩／ 制冷循环系 ５Ｃ Ｏ 压 喷射
关键词 ：Ｃ Ｏ ；跨临界；热泵；系统性能
１前 言
节 能环保 是当今国 内外热 门话题 ，空调、
非常紧 凑； ｆｆ ， 泵系统在 跨临 界状态 下运 ｉ ３Ｃ ９９ ＂ Ｏ 热
泵热水 器的 实验台进 行性能测 试 ，得 出Ｃ 。 Ｏ 热
场 前景。
全球 首 台带 喷射器 的Ｃ ， Ｏ 热泵热 水器 ，其 制热
系 数达４２ ＿ ，最大制热量 为６Ｗ 。 日本Ｃ ２ ｋ Ｏ 热泵 热 水器 各品牌在市场 上竞争激烈 ，２ ０ 年有十 ０６ 几个新 机型 推 出 ，它 们都 具有 较高 的Ｃ Ｐ ， Ｏ 值
中间完全冷却CO_2跨临界双级压缩节流循环
第６ １卷 第 ３期 ２１ Ｏ Ｏ年 ３月
． ．３ Ｍ ａｒ ｈ ２０ ｃ １０
Ｃ１ ＥＳＣ Ｊ ｕ ｎ １ ｏ ｒ ａ
中间完 全冷 却 Ｃ Ｏ２跨 临界双 级 压 缩 节流 循环
谢英 柏 ，刘迎 福 ，汤建成 ，孙 刚磊
（ 北 电力 大学 电站 设 备 状 态监 测 与控 制教 育部 重 点 实验 室 ，河 北 保 定 ０ １０ ） 华 ７ ０ ３
Ｅｄｕ ａ ｉ ｎ Ｎ ｏ ｔ ｉ ａ Ｅｌｃ ｒ ｃ Ｐｏ ｒ Ｕｎ ｖ ｒ ｉｙ， Ｂａ ｄｉ ｇ ０ １ ０ ， Ｈｅ ｅ ， Ｃｈ ｎ ） ｃｔ ， ｏ ｒｈ Ｃｈ ｎ ｅ ｔ ｉ ｗｅ ｉ ｅ ｓｔ ｏ ｎ ７ ０ ３ ｂｉ ｉａ
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｔｗｏ ｓ ａ ｅ ｃ ｍ ｐ ｅ ｓｏ ｓ ａ ｆｅ ｔ ｅ ｍｅ ｈ ｄ ｔ ｍｐ ｏ ｅ ｔ ｅ ｃ ｅ ｆ ｉｎ ｆ ｐ ｒｏ ｍａ ｃ （ ｓｒ ｃ ： — ｔ ｇ ｏ ｒ ｓ ｉ ｎ ｉ ｎ ｅ ｆ ｃ ｉ ｔ ｏ ｏ ｉ ｒ ｖ ｈ ｏ ｆ ｉ ｅ ｔｏ ｅ ｆ ｒ ｎ ｅ ＣＯＰ ｖ ｃ ）
ａ ｎ ｏ ｌｔ ｄ ． ｏ ｈ ｒ ｎ — ｒｔ ａ ｈ ｏ ｔｉ ｇ ｃ ｃ ｅｏ ｎ ｉ ｃ ｍｐ ｅ ｅ ｍｏ ｅ Ｆ ｒｔ ｅ ｔ ａ ｓ ｃ ｉｉ ｌ ｒ ｔｌ ｙ ｌ ｆＣＯ２ ｎ ａ ｔ — ｔ ｇ ｏ ｒ ｓ ｉ ｎ ｗｉｈ ｃ ｍ ｐ ｅ ｅ ｃ ｔ ｎ ｗｏ ｓ ａ ｅｃ ｍｐ ｅ ｓｏ ｔ ｏ ｌ ｔ ｉ ｉ ｔ ｒｃ ｏ ｉ ｇ ｔ ｅ ｔ ｒ ｔ ｌ ｇ ｃ ｃｅ ｃ ｎ ｂ ｉ ｉ ｅ ｎ ｏ ｔ ｙ ｅ ， ｓｎ ｌ— ｈ ｏ ｔｉ ｇ （ ＴＤＣ） ｃ ｃ ｅ ａ ｄ ｎ ｅ — ｏ ｌ ， ｈ ｈ ｏ ｔｉ ｙ ｌ ａ ｅ ｄ ｖ ｄ ｄ ｉ ｔ ｗｏ ｔ ｐ ｓ ｎ ｎ ｉｇ ｅｔ ｒ ｔｌ ｎ Ｓ ｙ ｌ ｎ ｄ ｕ ｌ— ｈ ｏ ｔ ｎ （ ｏ ｂ ｅ ｔ ｒ ｔｌ ｇ ＤＴＤＣ） ｃ ｃｅ Ｆｏ ｈ ｓ ｗｏ ｃ ｃｅ ， ｔ ｅｅ ｆ ｃ ｓ ｏ ｕ ｌ ｔｔ ｍｐ ｒ ｔ ｒ ｆｇ ｓｃ ｏ ｅ ｎ ｉ ｙ ｌ ． ｒｔ ｅ ｅ ｔ ｙ ｌ ｓ ｈ ｆｅ ｔ ｆｏ ｔｅ ｅ ｅ ａ ｕ ｅ ｏ ａ — ｏ ｌ ｒａ ｄ
CO2跨临界双级压缩制冷系统的
基金项目:上海市科委科技创新行动计划(编号:１９D Z １２０７５０３);上海市科委公共服务平台建设项目(编号:２０D Z ２２９２２００)作者简介:徐好,女,上海海洋大学在读硕士研究生.通信作者:谢晶(１９６８ ),女,上海海洋大学教授,博士.E Ｇm a i l :jx i e ＠s h o u ．e d u ．c n 收稿日期:２０２２Ｇ０８Ｇ２９㊀㊀改回日期:２０２３Ｇ０５Ｇ２６D O I :１０．１３６５２/j ．s p jx ．１００３．５７８８．２０２２．８０７３８[文章编号]１００３Ｇ５７８８(２０２３)０７Ｇ００７７Ｇ０８C O ２跨临界双级压缩制冷系统的火用分析E x e r g y a n a l y s i s o f t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O ２r e f r i g e r a t i o n s ys t e m 徐㊀好１,２X U H a o１,２㊀高建业１,２G A OJ i a n Ｇy e １,２㊀王金锋１,２,３WA N GJ i n Ｇf e n g １,２,３㊀谢㊀晶１,２,３,４X I EJ i n g１,２,３,４(１．上海海洋大学食品学院,上海㊀２０１３０６;２．上海冷链装备性能与节能评价专业技术服务平台,上海㊀２０１３０６;３．上海水产品加工及贮藏工程技术中心,上海㊀２０１３０６;４．食品科学与工程国家级实验教学示范中心,上海㊀２０１３０６)(１．C o l l e g e o f F o o dS c i e n c e a n dT e c h n o l o g y ,S h a n g h a iO c e a nU n i v e r s i t y ,S h a n gh a i ２０１３０６,C h i n a ;２．S h a n g h a iP r o f e s s i o n a lT e c h n o l o g y S e r v i c eP l a t f o r mo nC o l dC h a i nE q u i p m e n tP e r fo r m a n c e a n d E n e r g y S a v i n g E v a l u a t i o n ,S h a n g h a i ２０１３０６,C h i n a ;３．S h a n g h a iE n g i n e e r i n g R e s e a r c hC e n t e r o fA q u a t i cP r o d u c tP r o c e s s i n g a n dP r e s e r v a t i o n ,S h a n g h a i ２０１３０６,C h i n a ;４．N a t i o n a lE x p e r i m e n t a l T e a c h i n g D e m o n s t r a t i o nC e n t e r f o rF o o dS c i e n c e a n dE n g i n e e r i n g ,S h a n gh a i ２０１３０６,C h i n a )摘要:目的:提升C O ２跨临界双级压缩制冷系统性能.方法:对该系统进行了常规火用分析与高级火用分析,围绕内源可避免火用损失㊁内源不可避免火用损失㊁外源可避免火用损和外源不可避免火用损失这４个方面进行各部件火用损失计算.结果:C O ２跨临界双级压缩制冷系统有很大提升效率的潜力.常规火用分析与高级火用分析所得优化部件的优先级不同.高㊁低压级压缩机和蒸发器的性能优化是提高系统能效的重点.结论:高㊁低压级压缩机和蒸发器的内源可避免火用损失分别占系统总内源可避免火用损失的２０．９％,１５．２％,３６．５％,且通过改进高㊁低压级压缩机和蒸发器可分别减少其５８．８％,４９．３％,９０．２％的火用损失,常规火用分析无法提供此类建议.关键词:二氧化碳;高级火用分析;压缩机;热力学;火用损失A b s t r a c t :O b je c t i v e :I no r d e r t o i m p r o v e t h e e n e r g y ef f i c i e n c y o f t h e t r a n s c r i t i c a l t w o s t ag e C O ２r e f r i g e r a t i o n s y s t e m ,th e c o n v e n ti o n a l e x e r g y a n a l y s i s a n da d v a n c e de x e r g y a n a l y s i so f t h e s y s t e m w e r e c o n d u c t e d ．M e t h o d s :A d v a n c e d e x e r g y a n a l y s i s pr o v i d e sm o r ev a l u a b l ei n f o r m a t i o no nt h ei n t e r a c t i o n b e t w e e n s y s t e mc o m p o n e n t s a n d t h e p o t e n t i a l f o r c o m p o n e n t i m p r o v e m e n t b y s p l i t t i n g t h ee x e r g y d e s t r u c t i o ni n t oe n d o g e n o u s /e x o ge n o u s a n du n a v o i d a b l e /a v o i d a b l e p a r t s ．R e s u l t s :T h er e s u l t si n d i c a t e d t h a tt h et r a n s c r i t i c a lt w os t a g e C O ２r ef r ig e r a t i o n s y s t e mh a d si g n i f i c a n t p o t e n t i a l f o re f f i c i e n c y i m p r o v e m e n t ．T h e p r i o r i t y o f t h e o p t i m i z e d c o m p o n e n t s f r o mc o n v e n t i o n a l a n d a d v a n c e d e x e r g ya n a l y s i sw a s d i f f e r e n t ．T h e a d v a n c e d e x e r g y a n a l ys i s s h o w e d t h a t p e r f o r m a n c e o p t i m i z a t i o no f t h eh i g h Ｇp r e s s u r e s t a g e c o m pr e s s o r ,l o w Ｇp r e s s u r e s t a g e c o m p r e s s o r a n de v a po r a t o rw e r e t h e f o c u so f i m p r o v i n g s y s t e me n e r g y e f f i c i e n c y ．C o n c l u s i o n :T h e e n d o g e n o u s a v o i d a b l e e x e r g y d e s t r u c t i o n o f t h e h i g h Ｇp r e s s u r e s t a ge c o m p r e s s o r ,l o w Ｇp r e s s u r e s t a g e c o m p r e s s o r a n d e v a p o r a t o r a c c o u n t e df o r２０．９％,１５．２％a n d３６．５％o ft h ee n d og e n o u s a v o i d a b l ee x e r g y d e s t r u c t i o n o fth es y s t e m ,r e s p e c ti v e l y．T h e i m p r o v e m e n t o f t h e h i g h Ｇp r e s s u r e s t a g e c o m p r e s s o r ,l o w Ｇp r e s s u r e s t a g e c o m p r e s s o r a n d e v a po r a t o r a r e a b l e t o r e d u c e t h e i r e x e r g y d e s t r u c t i o nb y ５８．８％,４９．３％a n d９０．２％,r e s p e c t i v e l y ．T h e c o n v e n t i o n a l e x e r g y a n a l y s i s c a n n o t p r o v i d e s u c h r e c o mm e n d a t i o n s ．K e yw o r d s :c a r b o n d i o x i d e ;a d v a n c e d e x e r g y a n a l y s i s ;c o m p r e s s o r ;t h e r m o d y n a m i c s ;e x e r g y de s t r u c t i o n 随着«‹蒙特利尔议定书›基加利修正案»的落实,制冷剂的替代成为了目前要解决的首要问题[１－２].C O ２作为自然界中广泛存在的物质,以其良好的热物性㊁高密度㊁低黏度㊁臭氧消耗潜能值(O D P )为０与全球变暖潜能值(GW P )为１等优点而被广泛关注,成为最有希望的制冷剂替代工质[３].C O ２跨临界制冷循环方式则因其低环境温度适应性㊁全工况范围高效性等优势成为制冷领域的热门研究课题之一[４].作为优化系统效率评估系统性能的工具,常规火用分７７F O O D &MA C H I N E R Y 第３９卷第７期总第２６１期|２０２３年７月|Copyright ©博看网. All Rights Reserved.析既考虑了能量的数量也考虑了能量的质量,赖艳华等[５]对R４０４A/C O２复叠式制冷系统进行了常规火用分析,得到高温级膨胀阀㊁压缩机㊁冷凝蒸发器和低温级压缩机的火用损约占总火用损的８０％,应尽量减小以上４个过程的能耗.S u n等[６]对C O２两级压缩制冷系统进行了常规火用分析,研究了不同工况下系统火用效率的变化情况.常规火用分析可以确定系统中火用损失最高的部件[７－９],但并未揭示系统部件间的热力学相互作用[１０].高级火用分析的概念最初由T s a t s a r o n i s提出.区别于常规火用分析,高级火用分析进一步评估火用损失的来源,将系统内的火用损失分为可避免/不可避免和内源/外源部分,揭示了系统部件间的相互关系和系统的改进潜力.运用高级火用分析能够得出较常规火用分析更为准确的结论[１１－１３].目前有多位学者利用高级火用分析方法进行了各种研究,如S a r k a r等[１４]对采用不同制冷剂的制冷系统进行高级火用分析,表明对于以C O２和R４０４a为制冷剂的制冷系统,压缩机是需改进的首选部件,而以N H３为制冷剂的制冷系统,蒸发器是需要改进的首选部件;M o h a mm a d i等[１５]对再压缩超临界C O２循环进行高级火用分析,表明系统可通过改进部件从而使总火用损失减少４９．５８％.目前尚未有将常规火用分析和高级火用分析同时应用到C O２跨临界双级压缩制冷系统的研究报告.研究拟建立C O２跨临界双级压缩制冷系统热力模型,并进行验证.针对C O２跨临界双级压缩制冷系统进行常规火用分析和高级火用分析,确定系统部件不可逆性的主要来源.以期为提高系统的运行效率和性能改进提供依据.１㊀C O２跨临界双级压缩制冷系统由于C O２跨临界系统在运行时高低压差较大且一般大于６M P a,故为防止压缩机实际压缩过程太过偏离等熵过程以及过高的排气温度,一般采用双级压缩机来提高压缩机的工作效率[１６].且与C O２单级压缩制冷循环相比,C O２双级压缩制冷循环可以降低排气温度㊁提高容积效率并避免制冷剂泄漏[１７],因此采用C O２跨临界双级压缩制冷系统进行研究.该C O２跨临界双级压缩制冷系统用于－１８ħ冻藏食品的储存.设计工况如表１所示,循环流程及设备组成如图１所示.㊀㊀制冷系统主要部件由低压级压缩机㊁高压级压缩机㊁电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁蒸发器㊁中间冷却器组成,系统制冷循环在压焓图上的表示见图２.表１㊀系统运行的设计工况T a b l e１㊀D e s i g n c o n d i t i o nv a l u e s f o r s y s t e mo p e r a t i o n系统制冷量/k W 气体冷却器出口温度/ħ蒸发温度/ħ环境温度/ħ气体冷却器压力/k P a０．５７３７－２３３２９０００图１㊀C O２跨临界双级制冷循环流程示意图F i g u r e１㊀D i a g r a mo f t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O２r e f r i g e r a t i o n s y s t em１－２－３－４－５－６－７－１为完整的C O２制冷循环,其中５－８－９－３为制冷剂流经中间冷却器辅路的过程图２㊀C O２跨临界双级制冷循环pＧh示意图F i g u r e２㊀T h e pＧh d i a g r a mo f t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O２r e f r i g e r a t i o n s y s t e m２㊀热力学分析基于热力学第一定律和第二定律对系统进行热力学建模,在表１所示系统运行设计工况下进行火用分析.为了简化系统的热力学模型,作出以下假设:(１)系统各部件在稳定状态下运行,制冷剂为稳定流动状态.(２)部件进出口的动能和势能变化忽略不计.(３)连接各部件间的管内压降和热损失忽略不计,中间冷却器无热损失.(４)蒸发器出口为饱和状态,无过热现象.(５)压缩机压缩过程不可逆,考虑压缩机等熵效率.(６)制冷剂的参考状态条件为T０＝２９８K㊁P０＝１０１３２５P a.２．１㊀热力学模型对系统和各部件应用质量守恒和能量守恒原理及火用平衡方程来计算火用分析所需的热力学数据,具体的计算公式:８７食品装备与智能制造F O O DE Q U I P M E N T&I N T E L L I G E N T MA N U F A C T U R I N G总第２６１期|２０２３年７月|Copyright©博看网. All Rights Reserved.q ＝h １－h ７,(１)m l ＝Q０q.(２)m h 可由中间换热器的能量守恒公式[式(３)]获得:m l (h ５－h ６)＝(m h －m l )(h ９－h ８),(３)Q c ＝m h (h ４－h ５).(４)状态点３的制冷剂由状态点９与状态点２的制冷剂混合得到,状态点３的焓值通过式(５)求得:(m h －m l )h ９＋m l h ２＝m h h ３.(５)压缩机的等熵效率和功耗表示为[１８－１９]:ηs ,l ＝１－０．０４ˑp ２p １(),(６)W c o m p,l ＝m l (h ２s －h １)ηs ,l ＝m l (h ２－h １),(７)ηs ,h ＝１－０．０４ˑp ４p ３(),(８)W c o m p,h ＝m h (h ４s －h ３)ηs ,h ＝m h (h ４－h ３).(９)电子膨胀阀的能量平衡方程为:h i n ＝h o u t .(１０)制冷系统性能系数(C O P )的方程为:C O P ＝Q ０W c o m p ,l ＋W c o m p ,h ,(１１)式中:C O P制冷系统性能系数;q蒸发器单位制冷量,k J /k g ;Q ０ 系统制冷量,k W ;h １㊁h ２㊁h ３㊁h ４㊁h ５㊁h ６㊁h ７㊁h ８㊁h ９ 制冷剂在状态点１㊁２㊁３㊁４㊁５㊁６㊁７㊁８和９的比焓,k J /k g;m l 流经蒸发器制冷剂的质量流量,k g/s ;m h 流经气体冷却器制冷剂的质量流量,k g/s ;Q c 气体冷却器中制冷剂的传热量,k W ;p １㊁p ２㊁p ３㊁p ４制冷剂在状态点１㊁２㊁３和４的压力,k P a ;h ２s ㊁h ４s低压级压缩机㊁高压级压缩机理论出口比焓,k J /k g;ηs ,l ,ηs ,h 低压级压缩机㊁高压级压缩机等熵效率;W c o m p ,l ㊁W c o m p,h 低压级压缩机㊁高压级压缩机功耗,k W ;h i n ㊁h o u t电子膨胀阀入口㊁出口比焓,k J /k g .火用可分为两个组成部分:物理火用和化学火用[２０],物理火用可由式(１２)获得,系统在运行过程中并无化学变化,只考虑物理火用部分:e ＝e ph ＋e c h ,(１２)e p h ＝(h －T ０S )－(h ０－T ０S ０),(１３)即e ＝(h －T ０S )－(h ０－T ０S ０),(１４)式中:e p h ㊁e c h 制冷剂单位物理火用㊁单位化学火用,k J /k g ;h ０ 制冷剂参考点的比焓,k J /k g ;T ０ 制冷剂参考点的温度,K ;S ０ 制冷剂参考点的比熵,k J /(k gK ).火用平衡的表达式为:E D ＝ðEi n－ðE o u t ,(１５)式中:E i n ㊁E o u t 系统入口和出口处的火用,k W ;E D 系统的总火用损失,k W .式(１５)在稳态过程中的火用平衡可写为:E D ＝ði n m e －ðo u tm e ＋ðQ １－T ０T b()[]i n－ðQ １－T ０T b()[]o u t＋ðW i n －ðW o u t ,(１６)式中:e 制冷剂单位火用值,k J /k g ;Q 换热量,k W ;T b 热量通过的边界温度,K ;W 系统的功率,k W .２．２㊀火用分析根据火用平衡方程可得系统每个部件的火用损失表达式如下:低压级压缩机:E c o m p,l ＝m l T ０(S ２－S １),(１７)高压级压缩机:E c o m p,h ＝m h T ０(S ４－S ３),(１８)气体冷却器:E g c ＝m hT ０(S ５－S ４)＋T ０Q CT b ．g c ,(１９)蒸发器:E e v a p ＝ml T ０(S １－S ７)－T ０Q ０T b ．e v a p ,(２０)辅路电子膨胀阀:E T X V １＝(m h －m l )(e ５－e ８),(２１)主路电子膨胀阀:E T X V ２＝m l (e ６－e ７),(２２)中间冷却器:E I C ＝(m h －m l ) (e ８－e ９)＋m l (e ５－e ６),(２３)系统的火用效率表达式为:ηe ＝E o u tE i n＝１－E DW c o m p ,l ＋W c o m p,h ,(２４)式中:e ５㊁e ６㊁e ７㊁e ８㊁e ９ 制冷剂对应状态点的单位火用值,k J /k g;S １㊁S ２㊁S ３㊁S ４㊁S ５㊁S ７ 制冷剂对应状态点的比熵,k J /(k gK );T b ．e v a p蒸发器传热边界温度,K ;T b ．gc 气体冷却器传热边界温度,K ;ηe 火用效率.将每个部件的火用损失分为内源火用损失和外源火用损失[１０]:E D ,k ＝E E N D ,k ＋E E X D ,k ,(２５)式中:９７|V o l ．３９,N o ．７徐㊀好等:C O ２跨临界双级压缩制冷系统的火用分析Copyright ©博看网. All Rights Reserved.E D ,k部件k 的火用损失,k W .内源火用损失E E ND ,k 是指由部件本身的不可逆性而产生的火用损失,其只与部件本身有关,通过使所研究部件为真实情况运行,系统其余部件为理想情况运行计算得到该部件的内源火用损失,外源火用损失E E XD ,k 则是指由系统其他部件的不可逆性而导致该部件的火用损失,通过这种划分方法能够更加清晰地确定造成火用损失的原因[１３].将每个部件的火用损失分为可避免火用损失和不可避免火用损失[７]:E D ,k ＝E U N D ,k ＋E A VD ,k .(２６)不可避免火用损失E U ND ,k 指由于材料或制作工艺等技术限制而在近期不能通过技术手段消除的部分,通过使系统部件在不可避免损失情况下运行计算获得,可避免火用损失E A VD ,k 则指可以减少的火用损失.将内源火用损失与外源火用损失分为可避免火用损失和不可避免火用损失可得到[２１]:E D ,k ＝E E N ,A V D ,k ＋E E N ,U N D ,k ＋E E X ,A V D ,k ＋E E X ,U ND ,k,(２７)式中:E E N ,A VD ,k 部件k 的内源可避免火用损失,k W ;E E N ,U N D ,k 部件k 的内源不可避免火用损失,k W ;E E X ,A V D ,k部件k 的外源可避免火用损失,k W ;EE X ,U N D ,k部件k 的外源不可避免火用损失,k W .内源不可避免火用损失E E N ,U N D ,k可通过使所研究部件为不可避免条件下运行,系统其余部件为理想情况下运行计算获得,式(２５)~式(２７)的未知部分结合式(２８)~式(３１)求出.E E X D ,k＝E D ,k －E E ND ,k,(２８)EE N ,A VD ,k＝EE ND ,k－EE N ,U ND ,k,(２９)E E X ,U N D ,k ＝E U N D ,k －E E N ,U ND ,k,(３０)E E X ,A V D ,k ＝E E X D ,k －E E X ,U N D ,k.(３１)高级火用分析将火用损失分为内源可避免部分㊁内源不可避免部分㊁外源可避免部分㊁外源不可避免部分,通过这种区分方式可以确定系统每个部件的各类火用损失占比从而获得部件改进潜力和改进部件的优先级,这是常规火用分析不能得到的.为了更加清晰地阐明高级火用分析方法,引入真实循环:指系统所有部件均处于实际运行状态下工作;不可避免状态循环:指系统所有部件均处于不可避免状态下工作.表２为高级火用分析所做假设,区分部件以真实情况㊁理想情况㊁不可避免情况运行.２．３㊀模型验证在E E S 软件中建立火用分析仿真模型[１９,２３].为了验证文中热力学模型的可靠性,使用该仿真模型进行C O P 与总火用损失计算,并与文献[６]中的数值结果进行比较.如图３所示,当气体冷却器排气压力分别在７７００,７９００,８０００,８１００,８３００,８６００k P a 时,系统C O P 与总火用损失的相对误差均小于７％,表明数据的一致性较好,模型的可靠性得到了验证.３㊀结果与分析３．１㊀系统常规火用分析基于热力学第二定律提出火用的概念,能量在进行转化过程中,可有限转换的部分即称为火用.火用能够从能量 质 的角度对制冷系统进行性能评估.如图４所示,气体冷却器的火用损失占比最高,为３１．３％,具有较大的优化潜力.而低压级压缩机的火用损失占比最小,仅为５．１％.在C O ２跨临界制冷系统中,制冷剂在气体冷却器中处于超临界区,有较大的温度滑移,因此有较高的不可逆损失.其次火用损失最高的为主路电子膨胀阀和辅路电子膨胀阀,分别占比２１．５％,１５．４％.主路电子膨胀阀与辅路电子膨胀阀入口处均为超临界流体,其有较强的流动性且对温度变化更为敏感,故节流过程不可逆损失很大.主路电子膨胀阀的制冷剂流量较辅路电子膨胀阀制冷剂的更多,且主路电子膨胀阀的压降更大,不可逆损失也相应增加.剩余系统部件的火用损失占比分别为中间冷却器(占比１０．４％)㊁高压级压缩机(占比８．４％)和蒸发器(占比８％).表２㊀真实㊁理想㊁不可避免情况所做假设T a b l e ２㊀M a i nd a t a n e e d e d t o s o l v e t h e r e a l ,i d e a l a n du n a v o i d a b l e c o n d i t i o n s部件真实情况理想情况不可避免情况低压级压缩机ηs ,l ＝１－０．０４ˑp ２p １()ηs ,l ＝１ηs ,l ＝１－０．０１ˑp ２p １()[１８]高压级压缩机ηs ,h ＝１－０．０４ˑp ４p ３()ηs ,h ＝１ηs ,h ＝１－０．０１ˑp ４p ３()[１８]气体冷却器әT m i n ＝５әT m i n ＝０әT m i n ＝０．５[２２]辅路电子膨胀阀－ηs ,１＝１ηs ,１＝０．９６[１８]主路电子膨胀阀－ηs ,２＝１ηs ,２＝０．９６[１８]蒸发器әT m i n ＝５әT m i n ＝０әT m i n ＝０．５[２２]中间冷却器әT m i n ＝５әT m i n ＝０әT m i n ＝０．５[２２]０８食品装备与智能制造F O O DE Q U I P M E N T &I N T E L L I G E N T MA N U F A C T U R I N G 总第２６１期|２０２３年７月|Copyright ©博看网. All Rights Reserved.图３㊀与文献[６C O P 和总火用损失的比较F i g u r e ３㊀C o m p a r i s o no f p r e s e n t s t u d y a n dS u n s t u d yf o r t h eC O Pa n d t o t a l e x e rg y de s t r u c t i o n ㊀㊀根据各部件火用损失的占比,排名由高到低为:气体冷却器㊁主路电子膨胀阀㊁辅路电子膨胀阀㊁中间冷却器㊁高压级压缩机㊁蒸发器㊁低压级压缩机.由火用效率的表达式(２４)可知,减小系统部件火用损失可提高火用效率,火用损失占比越高则说明该部件的改进潜力越大.综上所述,根据常规火用分析,为了减少部件火用损失㊁提高系统火用效率,改进部件的优先级应为气体冷却器㊁主路电子膨胀阀和辅路电子膨胀阀.３．２㊀系统高级火用分析系统在表１设计工况下运行,进行高级火用分析,得到系统部件的各类火用损失,具体结果见表３~表５.３．３㊀系统各部件内源火用损失与外源火用损失由表５可知,系统中气体冷却器㊁主路电子膨胀阀㊁蒸发器㊁辅路电子膨胀阀㊁高压级压缩机㊁中间冷却器和低压级压缩机的内源火用损失逐次减少.内源火用损失只与部件本身有关,而部件的外源火用损失则是由系统其余部件的不可逆过程导致该部件的火用损失,表明在改进部件图４㊀系统部件火用损失的相对比重F i g u r e ４㊀T h e r e l a t i v e e x e r g y d e s t r u c t i o no f s ys t e m c o m po n e n t s 时应该将更多注意力放在内源火用损失较多的部件上,而其他部件的外源火用损失也会由于该部件的改进而得到减少[１８].㊀㊀系统各部件外源火用损失由大到小的排列顺序为:辅路电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁中间冷却器㊁主路电子膨胀阀㊁高压级压缩机和低压级压缩机,在减少上述部件火用损失时不能只关注其本身性能的提升,也要关注部件与部件之间的影响,以减少该部件的外源火用损失.由表５可知,系统中的气体冷却器㊁主路电子膨胀阀㊁高压级压缩机㊁低压级压缩机和蒸发器,其内源火用损失均大于其外源火用损失,表明上述部件由其自身的不可逆性导致的火用损失占其总火用损失的大部分.而辅路电子膨胀阀和中间冷却器因其外源火用损失占比较大,分别为５９．８％,５５．２％,表明上述两部件除改进自身性能减少内源火用损失外,还可通过改进除本身外部件的性能以减少自身占比较大的外源火用损失从而使系统获得更大的性能提升.值得注意的是蒸发器所有的火用损失都为内源火用损失,全部由自身不可逆性产生,且蒸发器的性能影响着其余部件的外源可避免火用损失,说明改进蒸发器对于优化系统来说是极其必要的.表３㊀实际状态下C O ２跨临界双级制冷循环中不同状态点的热力学性质和质量流量T a b l e ３㊀T h e r m o d y n a m i c p r o p e r t i e s a n dm a s s f l o wr a t e o f t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O ２re f r i g e r a t i o n c y c l e a t d i f f e r e n t s t a t e p o i n t su n d e r r e a l c o n d i t i o n s状态点T /K P /k P ah /(k J k g －１)s /(k J k g －１ K －１)m /(k g s －１)e /(k J k g－１)E /k W１２５０．０１７８５－６９．７４－０．７７４９０．００２６２４１６１．５０．４２３７７２３０８．６４００８－３２．６０－０．７６４１０．００２６２４１９５．４０．５１２７３３２９３．６４００８－５３．１９－０．８３２５０．００４６６９１９５．２０．９１１３９４３６０．７９０００－１３．１０－０．８２２５０．００４６６９２３２．３１．０８４６１５３１０．０９０００－１９６．１０－１．３８５００．００４６６９２１７．０１．０１３１７６２８３．５９０００－２８７．００－１．６８９００．００２６２４２１６．７０．５６８６２７２５０．０１７８５－２８７．００－１．６４４００．００２６２４２０３．２０．５３３２０８２７８．５４００８－１９６．１０－１．３４３００．００２０４５２０４．５０．４１８２０９２７８．５４００８－７９．６０－０．９２５００．００２０４５１９６．３０．４０１４３０２９８．０１０１．３－１．０６７－０．００２６－－－１８|V o l ．３９,N o ．７徐㊀好等:C O ２跨临界双级压缩制冷系统的火用分析Copyright ©博看网. All Rights Reserved.表４㊀不可避免状态下C O２跨临界双级制冷循环中不同状态点的热力学性质和质量流量T a b l e４㊀T h e r m o d y n a m i c p r o p e r t i e s a n dm a s s f l o wr a t e o f t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O２r e f r i g e r a t i o n c y c l ea t d i f f e r e n t s t a t e p o i n t su n d e r u n a v o i d ab l ec o nd i t i o n s状态点T/K P/k P a h/(k J k g－１)s/(k J k g－１ K－１)m/(k g s－１)e/(k J k g－１)E/k W１２５４．５２０５３－７０．０１－０．７９７０．００２４７５１６７．８０．４１５３１２３０６．７４２９８－３８．９４－０．７９５０．００２４７５１９８．２０．４９０５５３２９７．２４２９８－５２．８３－０．８４１０．００３６５１１９８．１０．７２３２６４３５６．９９０００－１９．０４－０．８３９０．００３６５１２３１．３０．８４４４８５３０５．５９０００－２２１．１０－１．４６６０．００３６５１２１６．２０．７８９３５６２８１．８９０００－２９１．００－１．７０４０．００２４７５２１７．００．５３７０８７２５４．５２０５３－３００．３０－１．７０２０．００２４７５２０７．２０．５１２８２８２８１．３４２９８－２２９．１０－１．４６５０．００１１７６２０７．８０．２４４３７９２８１．３４２９８－８２．０２－０．９４２０．００１１７６１９９．００．２３４０２０２９８．０１０１－１．０７－０．００３－－－表５㊀C O２跨临界双级压缩制冷系统高级火用分析结果T a b l e５㊀R e s u l t s o f a d v a n c e de x e r g y a n a l y s i s f o r t h e t r a n s c r i t i c a l t w o s t a g eC O２r e f r i g e r a t i o n s y s t e m㊀W 部件E D,k E E N D,k E E X D,k E A V D,k E U N D,k E E N,A VD,k E E N,U ND,k E E X,A VD,k E E X,U ND,k 低压级压缩机８．４９６．５２１．９７６．９２１．５７４．９９１．５３１．９３０．０４高压级压缩机１３．９３８．９５４．９８１１．７７２．１６６．８６２．０９４．９１０．０７气体冷却器５１．８９４０．０７１１．８２１３．６０３８．２３２．９５３７．１２１０．７１１．１１辅路电子膨胀阀２５．５５１０．２７１５．２８１５．６７９．８２１．０５９．２２１４．６２０．６６主路电子膨胀阀３５．６１２８．７０６．９１１１．４１２４．２０４．９６２３．７４６．４５０．４６蒸发器１３．３２１３．３２０．００１２．０１１．３１１２．０１１．３１０．０００．００中间冷却器１７．２２７．７１９．５１８．９４８．２８０．０５７．６６８．８９０．６２合计１６６．０１１１５．５４５０．４７８０．３２８５．５７３２．８７８２．６７４７．５１２．９６３．４㊀系统各部件可避免火用损失系统总部件可避免火用损失为０．０８０３８３k W,这意味着系统有很大改进潜力,可通过改进系统部件减少系统总火用损失４８．４％.由表５可以看出:辅路电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁蒸发器㊁高压级压缩机㊁主路电子膨胀阀㊁中间冷却器和低压级压缩机,上述部件可避免火用损失依次减少,值得注意的是其中低压级压缩机和高压级压缩机可通过改进自身和其余部件分别减少其８１．５％,８４．５％的火用损失,蒸发器可通过改进自身减少其９０．２％的火用损失.３．５㊀系统各部件内源可避免火用损失由表５可知,低压级压缩机㊁高压级压缩机和蒸发器的内源可避免火用损失大于其外源可避免火用损失,而系统其他部件的内源可避免火用损失均小于其外源可避免火用损失,表明优化高㊁低压级压缩机和蒸发器是减少其火用损失的主要方式,且由于气体冷却器㊁辅路电子膨胀阀㊁主路电子膨胀阀和中间冷却器的外源可避免火用损失均高于其内源可避免火用损失,故在改进高㊁低压级压缩机和蒸发器减少其内源火用损失的同时上述部件的外源火用损失也随之减少[１２],系统效率得到提升.由图５可知,内源可避免火用损失由大到小排列为:蒸发器㊁高压级压缩机㊁低压级压缩机㊁主路电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁辅路电子膨胀阀㊁中间冷却器.观察表５可知,通过改进低压级压缩机和高压级压缩机可分别减少５８．８％,４９．３％的内源可避免火用损失,而气体冷却器㊁辅路电子膨胀阀㊁主路电子膨胀阀㊁中间冷却器则可通过改进其自身性能而分别减少其５．７％,４．１％,１３．９％,０．３％的内源可避免火用损失.高㊁低压级压缩机和蒸发器的内源可避免火用损失大于其内源不可避免火用损失,且高㊁低压级压缩机和蒸发器的内源可避免火用损失的数值相对其他部件较高,分别占系统内源可避免火用损失的２０．９％,１５．２％,３６．５％,表明改进该部件不仅能使自身火用损失减少㊁效率提高,也能对系统总火用损失的减少起到较大作用.对于外源可避免火用损失而言可通过改进除该部件外的部件来减少这部分火用损失,值得注意的是辅路电子膨胀阀和中间冷却器其外源可避免火用损失较其他部件的外源可避免火用损失占比更大,分别占其总火用损失的５７．２％,５１．６％,说２８食品装备与智能制造F O O DE Q U I P M E N T&I N T E L L I G E N T MA N U F A C T U R I N G总第２６１期|２０２３年７月|Copyright©博看网. All Rights Reserved.图５㊀系统部件内源可避免火用损失的相对比重F i g u r e ５㊀T h e p e r c e n t a g e o f e n d o g e n o u s a v o i d a b l e e x e r g yd e s t r u c t i o no f s y s t e mc o m po n e n t s 明对辅路电子膨胀阀和中间冷却器而言减少除本身之外部件的不可逆损失是减少这两个部件火用损失的重要措施,而不是一味改进自身来减少其火用损失.另外值得注意的是主路电子膨胀阀与辅路电子膨胀阀的火用损失分布并不相同,这可能是制冷剂状态与膨胀阀压降不同所导致,应对主路电子膨胀阀与辅路电子膨胀阀采取不同的改进措施,如分别采用喷射器㊁膨胀机或涡流管等装置代替膨胀阀从而减少节流损失.㊀㊀综上所述,常规火用分析的优化顺序:气体冷却器㊁主路电子膨胀阀㊁辅路电子膨胀阀㊁中间冷却器㊁高压级压缩机㊁蒸发器㊁低压级压缩机.高级火用分析在常规火用分析基础上进行划分,对火用损失的产生原因进行定位,提高了火用分析的准确性.区别于常规火用分析,应用高级火用分析得出了部件优化的优先级为蒸发器㊁高压级压缩机㊁低压级压缩机㊁主路电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁辅路电子膨胀阀㊁中间冷却器.４㊀结论(１)常规火用分析可以确定系统部件火用损失的相对比重:气体冷却器的火用损失占比最高,为３１．３％,低压级压缩机的火用损失占比最小,为５．１％.根据常规火用分析,为了减少部件火用损失㊁提高系统火用效率,改进部件的优先级应为气体冷却器㊁主路电子膨胀阀和辅路电子膨胀阀.(２)高级火用分析将系统内的火用损失分为可避免/不可避免和内源/外源部分,得出的部件优化的优先级为蒸发器㊁高压级压缩机㊁低压级压缩机㊁主路电子膨胀阀㊁气体冷却器㊁辅路电子膨胀阀㊁中间冷却器.(３)蒸发器所有的火用损失都为内源火用损失,全部由本身不可逆性所产生,且蒸发器的性能影响着其余部件的外源可避免火用损失,改进蒸发器对于优化系统来说是极其必要的.(４)主路电子膨胀阀与辅路电子膨胀阀的火用损失分布并不相同,应对主路电子膨胀阀与辅路电子膨胀阀采取不同的改进措施,如分别采用喷射器㊁膨胀机或涡流管等装置代替膨胀阀从而减少节流损失,降低火用损失.(５)常规火用分析无法揭示系统部件间的热力学相互作用,而高级火用分析进一步评估火用损失的来源,揭示了系统部件间的相互关系,可以确定系统每个部件的各类火用损失占比从而获得部件改进潜力和改进部件的优先级,这是常规火用分析不能得到的.高级火用分析在常规火用分析基础上进行划分,对火用损失的产生原因进行定位,提高了火用分析的准确性.(６)C O ２跨临界双级压缩制冷系统有很大提升效率的潜力,高㊁低压级压缩机和蒸发器的性能优化是提高系统能效的重点.高㊁低压级压缩机和蒸发器的内源可避免火用损失分别占系统总内源可避免火用损失的２０．９％,１５．２％,３６．５％,且通过改进高㊁低压级压缩机和蒸发器可分别减少其５８．８％,４９．３％,９０．２％的火用损失,常规火用分析无法提供此类建议.参考文献[1]SONG X,LU D X,LEI Q,et al.Energy and exergy analyses of a transcritical CO 2air conditioning system for an electric bus [J ].Applied Thermal Engineering,2021,190:116819.[2]轩福臣,谢晶.跨临界CO 2制冷循环系统与应用研究进展[J].食品与机械,2019,35(8):226Ｇ231.XUAN F C,XIE J.Research progress of trans Ｇcritical CO 2refrigeration cycle system and application [J].Food &Machinery,2019,35(8):226Ｇ231.[3]GULLO P,ELMEGAARD B,CORTELLA G.Advanced exergy analysis of a R744booster refrigeration system with parallel compression[J].Energy,2016,107:562Ｇ571.[4]宋昱龙,王海丹,殷翔,等.跨临界CO 2蒸气压缩式制冷与热泵技术综述[J].制冷学报,2021,42(2):1Ｇ24.SONG Y L,WANG H D,YIN X,et al.Review of transcritical CO 2vapor compression technology in refrigeration and heat pump [J].Journal of Refrigeration,2021,42(2):1Ｇ24.[5]赖艳华,王庆为,吕明新,等.R404A/CO 2复叠式制冷系统的火用分析[J].山东大学学报(工学版),2011,41(6):115ＧI Y H,WANG Q W,LU M X,et al.Exergy analysis of the R404A /CO 2cascade refrigeration system[J].Journal of Shandong University (Engineering Science ),2011,41(6):115Ｇ121.[6]SUN Y Y ,WANG J F,XIE J.Performance optimizations of the transcritical CO 2two Ｇstage compression refrigeration system and influences of the auxiliary gas cooler [J].Energies,2021,14(17):5578.[7]KELLY S,TSATSARONIS G,MOROSUK T.Advanced exergeticanalysis:Approaches for splitting the exergy destruction into endogenous and exogenous parts[J].Energy,2008,34(3):384Ｇ391.３８|V o l ．３９,N o ．７徐㊀好等:C O ２跨临界双级压缩制冷系统的火用分析Copyright ©博看网. 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二氧化碳及其混合工质跨临界朗肯循环热力学研究
第52卷第1期2021年1月中南大学学报(自然科学版)Journal of Central South University (Science and Technology)V ol.52No.1Jan.2021二氧化碳及其混合工质跨临界朗肯循环热力学研究谢昊源，杨雨缘，饶政华(中南大学能源科学与工程学院，湖南长沙，410083)摘要：利用热力学仿真的方法，研究纯CO 2及其与R32，R1270，R290，R161，R152a ，R1234yf 和R1234ze 共7种有机工质组成的二元混合工质下循环的热效率和㶲效率。
研究结果表明：有机工质添加比上限为70%，超过该比例时回热器热侧出口温度过高，导致循环变为朗肯循环；大部分混合工质热效率随一级透平入口压力p 4增大而升高，其最佳再热入口压力p 5在10~13MPa 范围内；研究工质中，CO 2-R152a 的回热再热循环热效率和㶲效率最高，较纯CO 2循环分别提升16.16%和28.46%，这是因为其临界温度最高、临界压力最低导致系统做功更多、热损更少。
关键词：跨临界CO 2朗肯循环；混合工质；热力学模拟中图分类号：TK11文献标志码：A开放科学(资源服务)标识码(OSID)文章编号：1672-7207（2021）01-0160-08Thermodynamic research on transcritical rankine cycle usingCO 2and CO 2-based mixturesXIE Haoyuan,YANG Yuyuan,RAO Zhenghua(School of Energy Science and Engineering,Central South University,Changsha 410083,China)Abstract:The thermodynamic simulation methods were used to study thermal/exergy efficiency of pure CO 2and its mixed working fluids composed of R32,R1270,R290,R161,R152a,R1234yf and R1234ze,which were organic working fluids.The results show the proportion of organic working fluids are 70%,because the outlet temperature of the hot side of the regenerator is too high when this ratio is exceeded,causing the cycle become Rankine cycle.Most of mixed working fluids increase the thermal efficiency with the increase of the inlet pressure p 4,and the optimal inlet pressure p 5is in the range of 10−13MPa.Among the working fluids,CO 2-R152a has the highest thermal efficiency/exergy efficiency,which is 16.16%and 28.46%higher than that of the pure CO 2cycle.This is because the highest critical temperature and the lowest critical pressure lead to more system work and less heat loss.DOI:10.11817/j.issn.1672-7207.2021.01.016收稿日期：2020−07−16；修回日期：2020−09−11基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目(51606225)；湖南省自然科学基金资助项目(2020JJ4722)(Project(51606225)supported by the National Natural Science Foundation of China;Project(2020JJ4722)supported by the Natural Science Foundation of Hunan Province)通信作者：饶政华，博士，副教授，从事太阳能热利用研究；E-mail ：************.cn引用格式：谢昊源,杨雨缘,饶政华.二氧化碳及其混合工质跨临界朗肯循环热力学研究[J].中南大学学报(自然科学版),2021,52(1):160−167.Citation:XIE Haoyuan,YANG Yuyuan,RAO Zhenghua.Thermodynamic research on transcritical rankine cycle using CO 2and CO 2-based mixtures[J].Journal of Central South University(Science and Technology),2021,52(1):160−167.第1期谢昊源，等：二氧化碳及其混合工质跨临界朗肯循环热力学研究Key words:transcritical CO2Rankine cycle;mixed working fluids;thermodynamic simulation二氧化碳(CO2)具有无毒、不燃、热稳定性强、热性能优良等特点，可作为替代工质用于动力循环，在太阳能热发电、核能发电等领域具有广阔的应用前景[1]。
跨临界CO_2制冷系统采用透平膨胀机的可行性分析
低 温பைடு நூலகம் 工 程
ＣＲＹＯＧＥＮＩ ＣＳ
Ｎｏ ５ ２ ０ ． ０１
总第 １ ７期 ７
Ｓ ｍ ＮＯ ７ ｕ ．１ ７
跨 临界 Ｃ Ｏ２制 冷 系 统 采 用 透 平 膨 胀 机 的 可 行 性 分 析
马 娟 丽 赵 叶 侯 予
７０ ４ ） １０９
循 环 中采 用 透 平 膨 胀 机 的 可 行 性 进 行 了 分 析 。 研 究表 明 透 平 膨 胀 机 完 全 适 用 于 家 用 及 商 用 的跨 临界
Ｃ 制冷／ Ｏ 热泵 系统 ， 并通过 计 算 实例 给 出了采 用 不 同方 案 和效 率 的透 平 膨 胀机 替代 节流 阀对 Ｃ Ｏ
Ｍａ Ｊ ａ ｌ ’ Ｚ ａ ｅ Ｈｏ ｕ ｎ ｉ ｈｏＹ ｕ Ｙｕ ，
（ ＳａｅＫ ｙＬ ｂ ｒｔ ｙｏ ｈｐ ａｅＦ ｏ ｏ ｅ ｎ ｉｅ ｒ ｇ Ｘ ’ ｎ Ｊ ｏ ｎ ｉｅｓ ｙ ｉ ａ １ ０ ９ Ｃ ｉａ ｔｔ ｅ ａ ｏ ｏ ｆ ａｒ Ｍｕ ｉｈ ｓ ｌ ｉ Ｐ ｗ ｒ ｇ ｅｉ ， ｉ ａ ｉ ｔ ｇＵｎｖｒｉ ，Ｘ ’ ｎ７ ０ ４ ， ｈｎ ） ｗｎ Ｅ ｎ ｎ ａｏ ｔ
制 冷 系统 性 能 的 提 升 效 果 。 关 键 词 ： 临界 Ｃ ， 环 跨 Ｏ 循 制 冷 系统 透 平 膨 胀 机 文 章 编 号 ：０ ０ １ （ ０ ０ ０ －０ ６０ １０ ￣５ ６ ２ １ ）５ ２ －３ ０ 中 图 分 类 号 ： Ｂ １ ， Ｂ ５ Ｔ ６ ５Ｔ ６３ 文献标 识码 ： Ａ
其 它膨 胀设备 代替 节 流 阀等措 施 来 提高 Ｃ 循 环 的 Ｏ 制冷效 率 。其 中 ， 用膨 胀机 替代节 流 阀并 回收膨胀 采 功是 提 高 Ｃ ，制 冷 效 率 最 根 本 、 有 潜 力 的 措 施 。 Ｏ 最
CO_2跨临界循环地源热泵的研究
收稿日期:2002201210基金项目:国家自然科学基金资助项目(59876028);教育部高等学校博士学科点专项科研基金项目(D0200105);天津大学“211工程”重点学科建设项目(TD21129520106)文章编号:025420096(2003)0120041205CO 2跨临界循环地源热泵的研究马一太,王景刚,李敏霞,查世彤(天津大学热能研究所,天津300072)摘 要:给出了CO 2跨临界循环地源热泵的系统流程,并在考虑输气系数和绝热效率的基础上,与R22和R134a 等进行了循环性能比较。
结果表明,用于需要较高供水温度的空调系统或热水供应系统时,CO 2可具有和常规工质相当的性能。
同时对于一特定的CO 2地源热泵,分析了在热水流量和热水温度变化时的运行特性,并讨论了CO 2地源热泵容量调节的方法。
关键词:CO 2循环;地源热泵;循环性能;运行特性中图分类号:TU83 文献标识码:A0 前 言地源热泵技术是一项高效节能、有利于环境保护和可持续发展的空调冷热源技术。
近年来,随着能源和环境问题的日益突出,地源热泵的研究和应用发展迅速。
Cane 等(2000)[1]、Martin 等(2000)[2]对美国、加拿大等国已建成的地源热泵系统的运行情况进行了调查和总结。
据相关文献分析,地源热泵中大部分采用的是垂直埋管系统,建筑面积范围从1394m 2到33444m 2不等,热泵装机容量从25ton (88kW )到1400ton (4924kW ),大部分热泵机组的单台容量为12kW 左右,与末端空调系统的耦合既有水2水方式,也有水2空气方式,而且大部分系统均设有空气热回收装置。
地源热泵系统不仅运行能耗低,而且与常规空调系统冷热源相比,维护维修费用也较低。
地源热泵系统用于建筑空调系统时,一般需要较高的冷凝温度和较大的温度变化,这也是合成制冷剂应用于中高温热泵中的一个主要困难。
人工合成制冷工质,如R22、R134a ,其容积制冷量随温度的增加而减小,且不能与传统的矿物油共用,专门合成的脂类油容易分解,危及压缩机安全。
跨临界CO_2引射制冷循环临界背压分析
ｔｅｅｅｔｒ ａｋｐｅｓ ｒ ｎ ｕｌ ｅ ｃ ｙｏ ｅｓ ｓｅ ｐ ｒｏｍａ ｃ ｒ ｎ ｌｚｄｔ ｐ ｉ ｚ ｈ ｊｃ ｃ ｒｓｕ ｅ ｄｏ ｔ ｔ ｌ ｉ ｎｔ ｙ ｔｍ ｅｆｒ ｎ ｅｗｅｅａ ａｙ ｅ ｏ ｔ ｅ ｏ ｂ ａ ｅｖ ｏ ｔ ｈ ｏ ｍｉ
ｄ ｓ ｎｏ ｏ ｔｏ ｅｅ ｃｏ ｙｔｍ ｐ ｒｏｍａ ｃ．Ｔ ｅｒｓ ｌ ｈ ｗ ｔａ ｅｅ ｔａ ｍｅ ｔ ａｉ ｃ ｎ ｅｉ ｒ ｎｒ ｌｈ ｔｒ ｓｅ ｅｆｒ ｎ ｅ ｈ ｅｕｔ ｓ ｏ ｔ ｈ ｎｒｉ ｎ ｔ ａ ｇ ｃ ｔ ｊ ｅ ｓ ｓ ｈ ｔ ｎ ｒ ｏ
ｍａ ｔｉ ｃ ｎ ｔｎ ｅ ｅ ｊｃｏ ａｋｐｅ ｓｒ ｗｅ ａ ｒ ｉ １ ａｕ ｔ ｉ ｅｅ ｔ ｉｈｓ ｅ ｉ ａ ｏ ｓａ ｔ ｎ ｎ ｗｈ ｎｔ ｔｒ ｃ ｒｓｕ ｅ ｓｌ ｒｔ ｎｃｉｃ ｌｅａ ｆ ｒｎ ｇ －ｉ ｈ ｅｅ ｂ ｉ ｏ ｈ ｔａｖ ｄｆ ｈ ｄ
王 菲 ，邓 建强
（ 安交通大学能源与动力工程学院 ， １０９ 西安 ） 西 ７０４ ，
摘 要 ：为 了优 化设 计或控 制 引射 系统 的性能 ， 建立 了跨 临界 Ｃ 。引射 制 冷循 环 中引射 器性 能 的设 ０
定 背压 模 型 ， 义 引射 器 临界 背压 为 忽略 引射 器 出１动 能 时的 引射 器迭代 背压 ， 定 ２ 分析 了引射 器背压
造成 系统 的热 力学损 失 ， 背压选取 不 当会 造 成较 大的 引射 器 出 １速 度 ， 随 着背பைடு நூலகம் 降低 ， １速 度 ２ 且 出２ 增 大 ， 着 系统 高压侧 压力 升 高， 随 出口速 度先 急剧 降低 ， 再缓慢 变化．
关键词 ：二 氧化碳 ； 临界循 环 ； 跨 引射 器 ； 临界 背压 中 图分 类号 ：Ｔ ６ 文献 标志 码 ：Ａ Ｂ１ 文章 编号 ： ２ ３９ ７ ２ １ ） ９０ ６ —５ ０ ５ —８ Ｘ（ ０ ２ ０ —０ ６０
跨临界CO_2热泵系统性能的试验性研究
统的 Ｃ Ｐ存在一个最大值 ， Ｏ 即存 在一个最优高压侧压力 Ｐ 蒸 发温度 越高 ， 。 系统 的 Ｃ Ｐ越 高 ； Ｏ 同轴套 管式换 热器 的内
管用 螺旋 管代替圆管后 ， 系统运行更加 稳定 ， Ｏ Ｃ Ｐ也有提高 。 关键 词 ： Ｃ 热泵 系统 ； Ｏ； 试验 ； 效率
中 图 分 类 号 ： Ｔ ６ Ｂ９ 文 献标 识 码 ： Ａ ｄ ｉ１ ．９９ ｊｉ ｎ １０ ０ ２ ．０ １０ ． １ ｏ：０３ ６ ／．ｓ ．０ ５— ３９ ２ １ ．９０ ５ ｓ
Ｅｘ ｒ ｍｅ ａ ｓ ａ ｃ ｏ ａ ｓ ｃ ｉｉ ａ ｐｅ ｉ ｎｔ ｌＲｅ ｅ ｒ ｈ ｆＴｒ ｎ － ｒｔｃ ｌＣＯ２Ｈｅ ｔ Ｐｕｍｐ Ｓ ｓ ｅ Ｐｅ ｆ ｍ ａ ｅ ａ ｙ ｔ ｍ ｒｏｒ ｎｃ ห้องสมุดไป่ตู้
ＧＯＮＧ ， Ｉ Ｙｉ Ｌ ＡＮＧ ｉｌ Ｚｈ —ｉ
（ ｈｎｚｏ ｎ ｅｓｙｏ Ｌｇ ｔｎ ｕｔ ，ｈ ｎｚｏ ５ ０ ２ Ｃ ｉ ） Ｚ ｅ ｇｈｕＵ ｉ ｒｉ ｆ ｉ ｄ ｓ ｙＺ ｅｇｈ ｕ４０ ０ ，ｈｎ ｖ ｔ ｈＩ ｒ ａ
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｉ ｒ ｅ ｏ ｐ ｏ ｔ ｈ ｆ ｃｅ ｃ ｆｔａ ｓ ｃｉ ｃ ｌＣ ｅ ｔｐ ｍｐ ｗ ｔｒｈ ａｅ ， ｙ ｂ ｉ ｉ ｇ ａ ｔ ｎ — ｒ ｉａ Ｏ２ｈ ａ ｓｒ ｃ ： ｎ ｏ ｄ ｒ ｔ ｒｍｏ ｅ ｔ ｅ ｅｆ ｉｎ ｙ ｏ ｎ —ｒｔ ａ Ｏ２ｈ ａ ｕ ａｅ ｅ ｔ ｒ ｂ ｕ ｌ ｎ ａ ｓｃ ｔ ｌＣ ｅ ｔ ｉ ｒ ｉ ｄ ｒ ｉ ｃ ｐ ｍｐ ｓ ｓｅ ｅ ｐ ｒ ｎａ ｎ ｔ ， ｔ ｄ ｔ ｐ ｒｏ ｍａ ｃ ｎ ｎ ｔ ｐ ｒ ｔ ｇ ｒｇ ｌｒ ｐ ｔ ｒ ． ｈ ｅ ｕ ｔ ｓ ｏ ｈ ｔ ｗｈ ｎ ｔ ｅ ｕ ｙ ｔｍ ｘ ｅ ｍｅ ｔｌｕ ｉ ｔ ｓｕ ｙ ｉ ｅ ｒ ｎ ｅ ａ ｄ ｆ ｄ ｉ ｏ ｅ ａｉ ｅ ｕ ａ ａｔ ｎ Ｔ ｅ ｒ ｓ ｌ ｈ ｗ ｔ ａ ： ｅ ｈ ｉ ｓ ｏ ｓ ｆ ｉ ｓ ｎ ｅ ｓ ｔｒ ｉ ａｉ ｎ ｔ ｍｐ ｒ ｔ ｒ ｆ ｔｒｉ ｃ ｎ ｔｎ ， ｅ ｈ ａ ｆｃ ｏｉ ｇ ｗ ｔｒ ａ ｓ ｒ ｓ ｆ ｍ ｈ ａ ｏ ｌｒｉ ｃ ｅ ｓ ｓｆ ｓ ｎ ｈ ｎ ｒｄ ｃ ｅ ｎ ｔ ｅ ｅ ａ ｕ ｅ ｏ ｅ ｓ ｏ ｓ ｔ ｔ ｅ ｔ ｏ ｌ ａ ｅ ｂ ｏ ｂ ｒ ｍ ｏ ｗａ ａ ｈ ｏ ｎ ｏ ｔ ｅ ｇ ｓ ｃ ｏｅ ｎ ｒ ａ ｅ ｒ ｔ ｄ ｔ ｅ ｅ ｕ ｅ ｉ ａ ａ ｈ ｉ ｈ ｐ ｅ ｓ ｒ ｎ ａ ｖ ｐ ｒｔ ｎ ｔｍｐ ｒ ｔ ｒ ；ｈ Ｐ ｆｓ ｓｅ ｅ ｓｓｓａ ｍａ ｉ ｍ ａｕ ，ｈ ｔ ｓ，ｈ ｒ ｓａ ｐ ｉ ｌｈ ｇ — ｓｔ ｅ ｈ ｇ — ｒ ｓｕ ｅ ｉ ｎ ｅ ａ ｏ ａｉ ｅ ｅａ ｕ ｅ ｔ ｅ ＣＯ ｏ ｙ ｔ ｍ ｘ ｉｔ ｘｍｕ ｖ ｌ ｅ ｔ ａ ｔ ｅ ｅ ｉ ｎ ｏ ｔ ｏ ｉ ｍａ ｉｈ
CO_2跨临界循环和氟利昂制冷剂循环性能分析
Ｐｅ ｆ ｒ ａ ｃ ａ ｙ ｉ ｆＣＯ２Ｔｒ ｎ ｃ ｉ ｃ ｌＣ ｍｐ ｅ ｓｏ ｃｅ ａ ｄ Ｆｒ ｏ ｆ ｉ ｅ ａ ｉ ｎ Ｃｙ ｌ ｒｏ ｍ ｎ ｅ Ａｎ ｌ ｓ ｏ ｓ ａ ｓ ｒ ｔ ａ ｏ ｉ ｒ ｓ ｉ ｎ Ｃｙ ｌ ｎ ｅ ｎ Ｒｅ ｒｇ ｒ 和冷凝 器出 口温度降低 ， 所有循 环性 能均 提高 ， 单级 Ｃ Ｏ 循环存 在最优排气压力 ； 用膨胀机代 替节流阀可以显著提高 Ｃ 临界 循环 Ｃ Ｐ； Ｏ跨 Ｏ 低压级 压缩 机 的效率 比高压 级压缩 机对 系统性 能影 响 明显。双级循 环 中 ，Ｏ 循环最优 中间压 力远 高于其它两种循环 。本研究为高效 、 Ｃ 节能的空调和热泵产品开发提供基础资料 。
ｅ ， ｅ ｐ ｓ ｕ ｅ Ｒ ｐ ａ ｅ ｔ ｅ ｔｒ ｔ ｅ ｔ ｎ ｅ ｐ ｎ ｅ ａ ｉｎ ｆ ａ ｔ ｍｐ ｏ ｅ ｔ ｅ ｓ ｓｅ ｃ ｅ ｉｉｎ ｅ ｏ ａ ｃ ｆＣＯ ｈ ￣ ｒ ｓ ｒ ． ｅ ｌｃ ｈ ｏｔ ｈ ａ ｘ ａ ｄ ｒ Ｃ ｓ ｉ ｃ ｎ ｌ ｉ ｒ ｖ ｈ ｙ ｔｍ ｏ ｆ ｃｅ ｔ ｏ ｐ ｒ ｒ ｎ ｅ ｏ ２ ｅ ｈ ｌ ｎ ｇ ｉ ｙ ｆ ｆ ｍ ｔ ｎ ｃｉ ｅ ｙ ｌ ．Ｔ ｅ ｌｗ ｔｇ ｏ ｒ ｓ ｏ ｆ ｃｅ ｃ ａ ｎ ｉ ｏ ｔ ｔ ｆ ｃ ｎ ｔ ｅ ｐ ｒ ｒ ａ ｃ ｆ ｗ ｔｇ ｏ ｒ ｓｉ ｎ ｃ ｃｅ ｒ ｓ ｒｔ ａ ｃ ｃｅ ａ ｉｌ ｈ ｏ ｓ ｅ ｃ ｍｐ ｓ ｒｅ ｉｎ ｙ ｈ ａ ｍｐ ｒ ｅ ｔｏ ｅ ｏ ｎ ｅ ｏ ｏ ｓａ ｅ ｃ ｍｐ ｅ ｓｏ ｙ ｌ ａ ｅ ｉ ｓ ｎ ａ ｅ ｈ ｆｍ ｔ ｔ ａ ｅ ｈ ｇ ｔ ｅ ｃ ｍｐ ｓ ｏ ｆ ｃｅ ｃ ｄ ｔ ｅ Ｃ ａ ｓ ｒ ｉａ ｙ ｌ ａ ｉｈ ｒ ｐ ｉ ｌ ｎ ｅ ｅ ｉｔ ｒ ｓ ｕ ｅ ｔ ａ ｔ ｅ ｙ ｈ ｎ ｔ ｉｈ ｓａ ｏ ｒ ｓ ｒｅ ｉ ｉ ｎ ｙ ａ ｈ Ｏ２ｔ ｎ ｃｉ ｃ ｌ ｃ ｅｈ ａ ｈ ｇ ｅ ｔ ｈ ｇ ｅ ｎ ｒ ｔ ｃ ｓ ｏ ｍａ ｔｒ ｄ ａｅ ｐ ｅ ｓ ｒ ｎ ｏｈ ｒｃ — ｉ ｍ ｈ ｃｅ ． Ｓ ｍｅ ｆ ｎ ａ ｎａ ａａ ｗ ｒ ｂａ ｎ ｄ ｆ ｒｉ ｒｖ ｎ ｙ ｌ ｅｆ ｒ ａ ｃ ｄ ｄ ｖ ｌｐ ｎ ｅ Ｃ ｅｒ ｅ ａ ｏ ｉ— ｏ ｄ ｔ ｎ ｎ ｌ ｓ ｏ ｕ ｄ ｍｅ ｔ ｌ ｔ ｅ ｅ ｏ ｔｉ ｅ ｏ ｄ ｍｐ ｏ ｉ ｇ ｃ ｃｅ ｐ ｒｏ ｎ ｅ ａ ｅ ｅｏ ｉ ｇ ｔ Ｏ２ ｆ ｇ ｒ ｔ ｎ ａｒｃ ｎ ｉ ｏ ｉ ｇ ｍ ｎ ｈ ｒ ｉ ｉ ｉ ａ ｄ ｈ ａ ｕ ａｅ ｅ ｔｒｐ ｏ ｕ ｔ． ｎ ｅ ｔｐ ｍｐ ｗ ｔｒｈ ａｅ ｒ ｄ ｃｓ
CO_2跨临界喷射制冷循环计算分析
Ｃ ａ ｌ ｃ ｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｎ ｔ ｒ ａ ｎ ｓ ｃ ｒ ｉ ｔ ｉ ｃ ａ ｌ ｅ ｊ ｅ ｃ ｔ ｏ ｒ ｒ ｅ ｆ ｒ ｉ ｇ ｅ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｃ ｙ ｃ ｌ ｅ ｗｉ ｔ ｈ Ｃ Ｏ２
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摘 要 ： 目前 还 很 少 有关 于 Ｃ Ｏ ｚ跨 临界 喷射 式 制 冷 循 环 的研 究 。本 文对 Ｃ Ｏ 跨 临界 喷射 制 冷 循 环 建 立 了热 力 学 模 型 ，计 算 了 在 不 同 的冷 却 压 力 、冷 却 器 出 口温 度 、加 热 器 压 力 、加 热 器 出 Ｖ Ｉ 温 度 及 蒸 发 温 度 下 ，喷 射 器 的 喷 射
关键 词 ：喷 射 制 冷 ；Ｃ Ｏ 。 ；跨 ｌ 临界
ＤＯＩ ：１ ０ ． ３ ９ ６ ９ ／ ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． ０ ４ ３ ８ — １ １ ５ ７ ． ２ ０ １ ３ ． ０ ７ ． ０ １ ３
二氧化碳跨临界循环换热与膨胀机理的研究共3篇
二氧化碳跨临界循环换热与膨胀机理的研究共3篇二氧化碳跨临界循环换热与膨胀机理的研究1随着全球能源需求的不断增加，人类对能源资源的需求日益加剧。
同时，随着二氧化碳排放量的不断增加，全球温室效应日益加剧，环境污染问题已经成为世界面临的重要问题之一。
为解决这些问题，相应的环保措施已经受到了越来越多的关注。
近年来，二氧化碳跨临界循环技术已经成为一种重要的环保节能技术。
作为一种新型的加工和能源转换技术，它已经得到了广泛的研究和应用。
该技术利用二氧化碳工作介质的特殊性质，实现了二氧化碳的高效回收和能量利用。
在二氧化碳跨临界循环过程中，热交换是其中一个重要的环节。
在该过程中，热能的差异通过换热器进行转移，以实现二氧化碳的冷却和加热。
因此，热交换器的设计和性能对二氧化碳跨临界循环的效率和稳定性具有关键作用。
传统的热交换器设计往往难以满足二氧化碳跨临界循环的实际需求，因此需要开发出新的设计思路和设计方法。
在二氧化碳跨临界循环中，膨胀过程也是其中一个重要的环节。
通过使用高效的膨胀器件，可以将工作介质的压力能够转化成动能和有用的功。
因此，膨胀器件的设计和性能也是二氧化碳跨临界循环效率的关键因素。
目前，常见的膨胀器件主要包括节流阀、透平等。
在选择膨胀器件时，需要综合考虑工作介质性质、压力差、流量等多个因素。
总之，二氧化碳跨临界循环技术是一种向低排放、高效率、安全环保的方向发展的能源转换技术。
在该技术的实现过程中，热交换和膨胀是其中两个重要的环节。
通过合理的设计和优化，可以提高二氧化碳跨临界循环的整体效率和稳定性，推动该技术进一步发展和应用总之，二氧化碳跨临界循环技术在能源转换和减排方面具有广泛的应用前景。
在热交换和膨胀等关键环节上，通过新的设计思路和优化方法，可以进一步提高技术的效率和稳定性。
该技术有望成为未来能源领域的重要方向，促进低碳经济和可持续发展二氧化碳跨临界循环换热与膨胀机理的研究2二氧化碳跨临界循环换热与膨胀机理的研究随着能源消费的不断增加，传统能源逐渐减少，环境问题日益严重，绿色能源逐渐成为人们关注的焦点。
co2跨临界 -回复
co2跨临界-回复什么是CO2跨临界？CO2跨临界是指利用二氧化碳（CO2）作为传热介质来实现能源的高效利用。
传统上，水和有机溶剂被广泛应用于能源系统中的传热和传质过程。
然而，随着环境问题的日益严峻和能源效率的追求，CO2跨临界技术已经引起了广泛关注。
CO2跨临界技术的基本原理是利用碳氧化物在临界点附近的特性，使其能够同时具备传热和传质的能力。
在跨临界条件下，CO2的密度和粘度变化较大，因此它可以更有效地转移热量和质量。
另外，CO2的临界压力和温度相对较低，使得跨临界技术在更广泛的条件下可行。
CO2跨临界技术在能源系统中的应用CO2跨临界技术已经在多个领域得到了应用，包括供热、供冷、能量回收和化学过程。
在供热系统中，CO2跨临界传热可以显著提高能源效率。
例如，CO2跨临界热泵可以利用低温热能来提供高温热能，实现能源的有效转换。
在供冷系统中，CO2跨临界制冷可以节约能源，并减少对臭氧层的破坏性影响。
此外，CO2跨临界技术还可以应用于能量回收系统，通过回收废热或废水中的能量，来提供额外的电力或热能。
在化学过程中，CO2跨临界技术可以提高反应速率和选择性，降低反应温度和催化剂的需求量。
CO2跨临界技术的优势和挑战CO2跨临界技术相对于传统的传热介质具有许多优势。
首先，CO2是一种环保的介质，具有天然可再生的特性。
与其他传热介质相比，CO2的全球变暖潜势和臭氧破坏潜势较低。
其次，CO2的临界点较低，使得跨临界技术可以在更广泛的条件下实现。
此外，CO2具有较高的相对介电常数，可以在电场的作用下实现电场敏感材料的传热和传质。
最后，CO2的相对溶解度与温度呈相反的关系，这意味着可以通过控制温度来控制传质速率，从而实现对化学反应的精确控制。
然而，CO2跨临界技术也面临一些挑战。
首先，由于CO2的低临界压力和温度，需要高压和低温条件下操作，这对设备的安全性和成本提出了要求。
其次，CO2的高粘度和高密度使得跨临界传热和传质过程与传统介质不同，需要开发适用于CO2的新型传热管和传质器件。
利用喷射提高跨临界二氧化碳系统的性能word精品文档6页
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第 40 卷第5期2019 年 5 月西安交通大学学报 JOURNAL OF XI AN JIAOTONG UNIVERSITY ′Vol . 40№5May 2019利用喷射提高跨临界二氧化碳系统的性能李涛,孙民,李强 , 陈蕴光 , 袁秀玲(西安交通大学能源与动力工程学院 ,710049 ,西安)摘要 : 建立了跨临界二氧化碳蒸气压缩/喷射制冷循环中喷射器的数学模型 , 讨论了系统稳定运行时的蒸发温度、气体冷却器内压力及其出口温度、过热度等因素对系统性能的影响 . 结果表明 ,当工作流流量同扩压段出口蒸气流量相等时系统能够稳定运行 .同时 , 升高蒸发温度能提高系统性能 , 但蒸气压缩/喷射循环相对简单循环性能系数的提高程度变小 ; 气体冷却器内压力存在最优值 , 但降低压力能够增大系统性能的改善程度 ; 升高气体冷却器出口温度会降低系统性能 , 但蒸气压缩/喷射循环相对简单循环性能系数的提高程度将先增大 , 然后迅速减小 . 与上述因素相比 , 过热度的影响很小 . 关键词 : 二氧化碳 ; 跨临界 ;喷射 ; 系统性能 ;工作流中图分类号 : TB657. 5 文献标识码 : A 文章编号 : 0253?987X(2019)05?0553?05Performance of Trans critical Carbon Dioxide System with Eje ctorLi Tao , Sun Min , Li Qiang , Chen Yunguang , Yuan Xiuling( School of Energy and Power Engineering ,Xi an Jiaotong University , Xi an 710 049 ,China) ′′Abstract : The mathematical model of the ejector in the transcritical carbon dioxide vapor-compression/ejection refrigeration cycle was established ,and the effects of evaporating temperature , heat rejection pressure ,gas cooler outlet temperature and the superheat on the system performance were discussed as the system works in steady status .The results show that the system runs steadily when the driving flow mass flow rate equals to the diffuser outlet vapor flow mass flow rate . And the increasing evaporating temperature enhances the system performance , but reduces the improvement of the system performance compared with the conventional cycle .An optimum heat rejection pressure exists , and decreasing heat rejection pressure improves system performance .A higher gas cooler outlet temperature worsens the system performance , the improvement of system performance increases firstly , and then reduces rapidly . The effect of the superheat is much slighter than that of above mentioned factors . Keywords : carbon dioxide ; transcritical ; ejection ;system performance ;driving flow 符号表 s p m v ρ wmb η比熵 , J/(kg·K) 压力 , Pa 质量流量 kg/s 比容 , /kg m 密度 , kg/m 喷射系数工作流膨胀效率压缩机绝热效率3 3h u T A x εOP Csb η比焓 , J/kg 速度 , m/s 温度 ,℃截面面积 , m 干度性能系数引射流膨胀效率扩压段效率2下标 is gc e sh eje 等熵过程气体冷却器蒸发器过热度蒸气 /压缩喷射循环gc , 气体冷却器出口处 oη cη dcom 简单蒸气压缩循环收稿日期 : 2019?09?14 . 作者简介 :李涛(1982～) , 男 , 硕士生 ; 袁秀玲(联系人) , 女 , 教授 , 博士生导师 .5 54西安交通大学学报第 40 卷氟利昂工质的替代是环保中的重要问题 .近年来, 自然工质的使用正重新受到重视 ,其中对跨临界 CO2 系统的研究正逐渐成为国内外研究的热点 .跨临界 CO2 系统的高压侧压力在 10 MPa 左右 ,低压侧压力在 3 ～ 4 MPa ,通过节流元件的压差约达节流损失极大 .因此 ,如何减少节流损失 ,成 7 MPa , 为提高跨临界CO2 系统性能的关键 .目前 ,提出的解决方案主要有膨胀机[1]机输入功 ; ②通过降低膨胀阀的入口压力来降低膨胀过程的节流损失 .和喷射器[ 2 ,3 ]两种 . 膨胀机通过与压缩机相连的轴来助推压缩机 ,以回收膨胀能, 因此它同压缩机的体积流量很难独立控制 ,并且其成本较高 ,一般用于大型 CO2 制冷系统 .喷射器是一种非容积型的节流机构 ,它将工作流的膨胀能转换成动能 , 再将动能转换成制冷剂的加压能回收 . 与膨胀机相比 , 具有结构简单、它成本低、运动部无件、冷媒流量容易控制等优点 .文献 [2] 将喷射器用于超临界 CO2 循环 ,并分析了喷射系数对系统性能的影响 . 文献[3] 提出当工作流流量同扩压段出口蒸气流流量相等时 ,系统性能系数最大 .但是 ,以上文献均未对系统稳定运行时的性能进行分析 .本文通过建立喷射器的数学模型 ,分析了系统稳定运行的条件 , 并讨论了蒸发温度、气体冷却器内压力及其出口温度、过热度等因素对系统性能的影响 .图2 蒸气压缩/喷射循环压焓图图11 :主喷嘴进口 ;2 :主喷嘴出口 ; :引射喷嘴进口 ; : 射34 引喷嘴出口 ; :混合段出口 ;6 :扩压段出口 ;7 :压缩机5 进口 ; :气体冷却器进口 ; :节流阀进口 ; 8 9 10 :蒸发器进口蒸气压缩/喷射循环工作原理图1工作原理图 1 为蒸气压缩/喷射循环的工作原理图 ,图 222. 1数学模型模型假设为了简化跨临界 CO2 蒸气压缩/ 喷射制冷循环为蒸气压缩/喷射循环的 p 图 ,其中状态点 1～ 10 ?h 与图 1 中的位置 1～10 相对应 ,超临界 CO2 经过气体冷却器冷却后流入主喷嘴变为低压高速流体 ,从而吸引蒸发器中的低压冷媒蒸气流入引射喷嘴 .然后, 工作流和引射流在混合段混合 ,再经扩压段变为低速高压流体排出 .喷射器出口的制冷剂为气液两相混合物 , 通过气液分离器分为两路 :一路是饱和蒸气, 经一段管路过热后进入压缩机 ,被压缩后排入气体冷却器冷却 , 然后作为工作流供给到喷射器 ;另一路是饱和液体 , 经节流后流入蒸发器 ,然后作为引射流进入喷射器 . 喷射器是蒸气压缩/喷射制冷系统的关键部件 , 它通常由 4 部分组成 :喷嘴及吸收室、混合段、部喉和扩压段 . 在喷射器中 ,高温、压的工作流经主喷高嘴降压升速 , 实现势能向动能的转化 ,主喷嘴出口的高速工作流体不断地卷吸携带走引射流体 .混合流体进入扩压段后 ,动能又被转化为压力势能 .因此 , 喷射器的作用是 : ①回收一部分膨胀过程的动能 ,利用它提高压缩机入口压力 , 降低压比 ,从而节省压缩的理论模型 , 需作以下假设 :①忽略气体冷却器、蒸发器及连接管路中的压降 ; ②除了气体冷却器 ,忽略系统对环境的放热 ;③制冷剂在节流阀中的节流是等焓过程 ; ④制冷剂在主喷嘴和引射喷嘴的降压过程是等熵过程 ; 喷射器中制冷剂流动为一维稳定⑤流动 ; ⑥压缩机绝热效率、作流和引射流膨胀效工率、扩压段效率为定值 . 2. 2 计算公式为了分析方便 , 设工作流质量流量为 1 kg/s 假时, 引射流质量流量 m 的值为 w.喷射器各段中制 sb 冷剂状态按以下公式计算 : 主喷嘴η b = ( h1 - h )/(h1 - h2 ,is ) m 2 u2 = [2(h1 - h2 )] 引射喷嘴η= (h3 - h4 )/( h - h4 ,is ) sb 3 u4 = [2(h3 - h4 )]1/2 1/2(1) (2) (3) (4)第5 期李涛 , :利用喷射提高跨临界二氧化碳系统的性能等55 5对混合段运用质量、能量、动量守恒方程 m + m = ρ A5 u 2 4 5 5 m h + m h = (m2 + m )( h + u5 /2) 2 1 4 3 4 5 m2 u2 + p2 A2 + m u4 + p4 A = 4 45 5 (m2 + m4 ) u + p5 A 2图 5 可知 , 随着气体冷却器内压力的升高 ,蒸气压缩 (5) (6) (7) (8) (9) (10) /喷射循环和简单循环的性能系数先升高再降低 ,但蒸气压缩/喷射循环相对简单循环性能系数的提高程度变小 ,尤其是压力由 8. 5 MPa 提高到 10 MPa 时 , 能系数的提高程度由 26. 64 % 迅速降低到性 13. 69 % .这是因为等温线在近临界区附近随压力变扩压段 (1 + w)h6 = h1 + w h3 η = ( h ,is - h5 )/( h - h5 ) d 6 67 ε P = ( h3 - h1 0 )w/(h8 - h ) CO33. 1计算结果讨论系统稳定运行的条件基于以上理论模型 , 对该循环进行性能分析 ,运行工况如下 :pgc = 10 MPa ;Tgc ,o = 40 ℃ ;Te = 5 ℃ ; Tsh = 5 ℃ ;pe - pb = 0.03 MPa ; c = 0. 75 ; m b = ηηη sb = 0. 9 ; d = 0. 8 . η由图 3 可知 , 随着引射流流量的增大 ,工作流流量同扩压段出口蒸气流流量相等的点是存在的 ,即(1 + w)x6 = 1 .在以上工况下 ,引射流质量流量大约为 0. 6 kg/s 时 ,系统能够稳定运行 .下文在其他参数不变的情况下 , 详细分析系统稳定运行时 ,蒸发温度、气体冷却器内压力及其出口温度、过热度等因素对系统性能的影响 .(b)蒸发温度对系统性能提高程度的影响图 4 蒸发温度对系统性能及提高程度的影响(a)蒸发温度对系统性能的影响图3扩压段出口蒸气流流量随引射流流量的变化3. 2 3. 2. 1系统性能分析蒸发温度对系统性能的影响由图 4 可知 ,(a)气体冷却器内压力对系统性能的影响随着蒸发温度升高 , 蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的制冷系数升高 , 但蒸气压缩/ 喷射循环相对简单循环性能系数的提高程度近似成线性减小 ,当蒸发温度由 - 20 ℃提高到 10 ℃时 ,性能系数的提高程度由 16. 82 % 降低到 12. 66 % .这是因为蒸发温度越低膨胀过程中的节流损失就越大 ,喷射器回收的膨胀功就越多 . 因此 ,喷射器在低温的冷冻机或冰蓄热场合能发挥较大的效果 . 3. 2. 2 气体冷却器内压力对系统性能的影响由(b)气体冷却器内压力对系统性能提高程度的影响图 5 气体冷却器内压力对系统性能及其提高程度的影响5 56西安交通大学学报第 40 卷化的趋势较平缓 , 之后当压力继续升高时 ,等温线变得陡直 . 与之相对应的是 ,在近临界区附近 ,当压力升高时蒸发器吸热量增加较快 , 压力继续升高 ,吸热量增加的趋势减缓 ,而压缩机耗功随压力的升高基本上呈线性增加的趋势 . 因此 ,气体冷却器内压力都存在一个最优值 ,并且喷射器在气体冷却器内压力较低的场合能发挥较大的效果 . 3. 2. 3 气体冷却器出口温度对系统性能的影响由图 6 可知 , 随着气体冷却器出口温度的升高 ,蒸气压缩/喷射循环和简单循环的性能系数都降低 ,但蒸气压缩/喷射循环相对简单循环性能系数的提高程度当在出口温度为 51 ℃时 ,存在一个最优值 . 出口温(a)过热度对系统性能的影响(b)过热度对系统性能提高程度的影响图7 过热度对系统性能及其提高程度的影响简单循环性能系数的提高程度也会降低 ,但是降低的程度都很小 .当过热度由 0 ℃提高到 10 ℃(a)气体冷却器出口温度对系统性能的影响时 ,性能系数的提高程度仅从 1 2. 7 7 % 降低到 11. 3 % .因此 ,过热度与前面其他因素相比 ,对系统性能的影响不大 .4结论本文建立了跨临界 CO2 蒸气压缩/喷射制冷循环中喷射器的数学模型 ,分析了系统稳定运行的条件, 讨论了蒸发温度、气体冷却器内压力及其出口温(b)气体冷却器出口温度对系统性能提高程度的影响图 6 气体冷却器出口温度对系统性能及其提高程度的影响度、过热度等因素对系统性能的影响 ,并得到以下结果. (1)工作流流量同扩压段出口蒸气流量相等的点是存在的 , 此时系统能够稳定运行 . (2)蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的系统性能随蒸发温度的升高而提高 ,但系统性能的提高程度随蒸发温度的升高而减小 . (3)随着气体冷却器内压力的升高 ,蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的性能系数先升高再降低 ,但对系统性能的改善程度变小 . (4)蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的系统性能随气体冷却器出口温度的升高而降低 ,但系统性能的提高程度将先增大 , 然后迅速减小 . (5)随着过热度的增大 ,蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的性能系数降低 ,系统性能的改善程度也会降低 , 但变化程度与前面其他因素的影响程度相度由 30 ℃提高到 55 ℃时 ,性能系数的提高程度由 8. 88 % 升高到 18. 77 % , 然后迅速降低到 7. 99 % .降低气体冷却器出口温度可以提高蒸发器的换热量 , 从而提高系统性能 .但是 ,与简单循环相比 ,蒸气压缩/喷射循环中蒸发器内制冷剂流量较小 ,蒸发器换热量的提高程度就低于简单循环 . 因此 ,降低气体冷却器出口温度可以提高简单循环和蒸气压缩/喷射循环的性能系数 ,并且喷射器在气体冷却器出口温度较高的场合能发挥较大的效果 ,但出口温度不能过高 .3. 2. 4 过热度对系统性能的影响由图 7 可知 ,随着过热度的增大 , 蒸气压缩/ 喷射循环和简单循环的性能系数都降低 ,并且蒸气压缩 /喷射循环相对第5 期李涛 , :利用喷射提高跨临界二氧化碳系统的性能等55 7比都很小 . 参考文献 :[1] obinson D M ,Groll E A . Efficiencies of transcritical CO2 cycles with and without an expansion turbine [J] . International Journal of Refrigeration , 2019 , 21 (7 ) : 577?589 .[2] [3]刘军朴 ,陈江平 . 跨临界二氧化碳蒸气压缩/喷射制冷 273?275 . 循环 [J] . 上海交通大学学报 , 2019 , 38(2) : Li Daqing ,Groll E A . Transcritical CO2 refrigeration cycle with ejector-expansion device [A] . International Refrigeration Conference at Purdue [ C ] . Indiana , USA : Purdue Univ ,2019 . 1377?1477 .(编辑荆树蓉王焕雪)(上接第 538 页) 循环 . 船舶三温冷库可以更好地满足不同食物对于储存温度的要求 , 在这方面比双温冷库具有优势 ,对于其组分和参数的确定有待于我们进一步的研究 .3A :压缩机 ;B :冷凝器 ; 、 :气液分离器 1 、 ; C1 C2 2 D1～D3 :节流阀 1～ 3 ; E1 : 温库蒸发器 ; 高 E2 :中温库蒸发器 ; E3 :低温库蒸发器 ; F1、 : 凝蒸发器 1 、 F2 冷 2结论(1)针对现有船舶一机多库冷藏系统中由于高、低温冷库蒸发压力不同所造成的大能耗、压力比高的问题 , 本文提出了将自复叠制冷循环应用于船舶一机多库系统 , 以在相同的蒸发压力下提供不同可的蒸发温度 . (2)进行了自复叠双温冷库的流程设计 ,通过程 - 26 ℃)作为自复叠三温冷库系统的制冷剂 .制冷剂流程为 : 从压缩机出来的气态高温高压混合工质 R600a/R134a/R32 经冷凝器向冷却介质 ( 水或空气)放热 ,其中大部分 R600a 冷凝成液体 ,制冷剂R134a 和 R32 少量冷凝 , 气液分离器 1 中混合工在质分离成 2 路流出 ,从气液分离器 1 下部出来的液体(R600a 占主要成分)经过节流阀 1 节流进入高温库蒸发器 , 为高温库提供冷量 ;从气液分离器 1 上部出来的气体 (R134a 和 R32 占主要成分) 进入冷凝蒸发器 1 被从高温库蒸发器出来的制冷剂冷凝 ,其中 R134a 大部分冷凝成液态制冷剂并进入下一级的气液分离器 2 中进行分离 ,富R134a 液体经节流阀 2 节流后进入中温库蒸发器 , 为中温库提供冷量 ; 从气液分离器2 出来的气体(R32 占主要成分 )进入冷凝蒸发器 2 被冷凝成液态制冷剂 ,经节流后进入低温库蒸发器 ; 从低温库蒸发器出来的富 R32 工质与从中温库蒸发器出来的富 R134a 工质混合后 ,经过冷凝蒸发器 2 吸热成为气体 ,再与从冷凝蒸发器 1 出来的富 R600a 工质混合进入压缩机 ,完成整个 (编辑王焕雪)[4]图7自复叠三温冷库系统流程图序计算 , 得到了 R600a/R32 不同质量配比时系统参数变化的曲线 , 由此确定R600a/R32 的质量分数为 0. 7/0. 3 ,由 R600a/R32(0. 7/0. 3) 系统各状态点的参数可以看出此时高、低温库的温度和冷量都达到了设计要求 , 具有可行性 . (3)为了使冷库温度更好地与食物储存温度相匹配 , 设计了自复叠三温冷库系统流程 ,为进一步研究三温冷库打下了基础 . 参考文献 :[1] [2] [3] 张慧 ,徐茂堂 . 从一机多库的使用要求展望我国舰船冷藏装置的发展[J] .船舶 ,2019(4) :42?44 . 徐合力 , 胡甫才 .船舶高、温冷库制冷新循环理论分低析与实验[J] .中国航海 ,2019(4) : 74?76 . 晏刚. 一种单机多温蒸气压缩式制冷装置[P] .中国 , 实用新型 ,03262516. 2 .2019?07 . 吴业正 . 制冷与低温技术原理 [M] .北京 :高等教育出版社 ,2019.。
提高CO2跨临界循环效率的方法
提高CO2跨临界循环效率的方法
徐明仿;杜维明;宋飞;成耀龙
【期刊名称】《制冷与空调》
【年(卷),期】2005(005)004
【摘要】针对CO2跨临界循环的特征,阐述了几种提高循环效率的方法,其中包括采用涡流管或者膨胀机代替膨胀阀,采用两级压缩、中间冷却技术等等.论述了涡流管代替膨胀阀提高系统效率的方法、原理,并介绍了一种适合小型制冷系统的新型气缸活塞式膨胀机.另外,还叙述了CO2跨临界循环系统采用两级压缩、中间冷却时,最佳中间压力的确定原理以及方法.
【总页数】4页(P40-43)
【作者】徐明仿;杜维明;宋飞;成耀龙
【作者单位】西安交通大学制冷与低温工程系;西安交通大学制冷与低温工程系;西安交通大学制冷与低温工程系;西安交通大学制冷与低温工程系
【正文语种】中文
【中图分类】TB6
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CO_2跨临界双级循环理论分析与试验研究
CO_2跨临界双级循环理论分析与试验研究基于节能减排的背景和发展趋势,CO<sub>2</sub>制冷空调和热泵具有很好的应用前景。
通过理论分析与试验测试相结合,本文重点对CO<sub>2</sub>跨临界双级循环进行研究与分析,为探寻高效、稳定运行的CO<sub>2</sub>跨临界循环方式提供基础资料。
运用热力学方法,在三种CO<sub>2</sub>跨临界单级循环基准上,分别对六种双级循环进行了理论分析。
结果表明,带膨胀机双级循环性能普遍优于带节流阀循环,双级循环优于单级循环,中间冷却器和回热器对循环效率的提高都有贡献。
考虑膨胀机设计和加工因素,作为应用基础研究的第一步,CO<sub>2</sub>跨临界双级中间冷却器带节流阀循环TSCV+IC是一种有发展前景的CO<sub>2</sub>跨临界循环方式。
在现有条件下改制了一台CO<sub>2</sub>双级活塞压缩机,并以其为对象进行了热力学和运动学计算,并就压缩过程的各种不可逆损失进行了计算。
由于采用了双级压缩,在各种损失中,流动损失和摩擦损失所占比例较大,而泄漏损失和传热损失所占比例较小。
基于双级循环系统及超临界和亚临界CO<sub>2</sub>传热和流动过程分析,分别对CO<sub>2</sub>跨临界双级循环高、低压级气体冷却器和中间冷却器进行了分析与结构设计,可为CO<sub>2</sub>相关换热器的设计提供依据。
对CO<sub>2</sub>跨临界单级带回热器循环SCV+IHX和CO<sub>2</sub>跨临界单级带节流阀循环SCV两种基准试验分别进行了性能对比测试,同时测试了气体冷却器、回热器和套管式蒸发器的性能,为CO<sub>2</sub>跨临界双级循环设计和优化提供对比试验数据。
CO2跨临界制冷循环原理及新技术
二氧化碳跨临界循环制冷CO 2作为制冷剂的应用历史•CO 2作为最早的制冷剂之一，在19世纪末到20世纪30年代得到了普遍的应用，到1930年，80%的船舶采用CO 2制冷。
•但由于当时采用的CO 2亚临界循环制冷效率低，特别是当环境温度稍高时，CO 2的制冷能力急剧下降，且功耗增大。
•同时，以R12为代表的CFC 或氟氯烃制冷剂的出现，以其无毒、不可燃、不爆炸、无刺激性、适中的压力和较高的制冷效率等特点，很快取代了CO 2在安全制冷剂方面的位置。
•近年来，制冷剂对臭氧层的破坏和全球温室效应等环保问题日益突出，而CO 2跨临界制冷循环的提出，CO 2作为制冷剂开始重新得到重视•该循环系统的最大特点就是工质的吸、放热过程分别在亚临界区和超临界区进行。
压缩机的吸气压力低于临界压力，蒸发温度也低于临界温度，循环的吸热过程仍在亚临界条件下进行，换热过程主要是依靠潜热来完成。
但是压缩机的排气压力高于临界压力，工质的冷凝过程与在亚临界状态下完全不同，换热过程依靠显热来完成。
CO作为制冷工质的优缺点2优点•良好的安全性和化学稳定性•具有与制冷循环和设备相适应的热物理性质•CO2优良的流动和传热特性•CO2制冷循环的压缩比较常规工质制冷循环低缺点•运行压力高•循环效率低带回热器和不带回热器的CO 2跨临界单级循环进行理论分析和实验性能测试2•典型的CO 2跨临界单级循环主要由压缩机、气体冷却器、节流阀和蒸发器组成．图1和图2分别给出了CO 2跨临界单级循环原理图和细图．图l 中：低压气态制冷剂经压缩机被压缩成高压气态制冷剂(过程l 一2)，经气体冷却器进行定压放热(过程2—3)，然后经节流阀进行节流降压(过程3—4)，低压液态制冷剂在蒸发器内进行定压吸热(过程4一1)，最后回到压缩机，从而完成一个循环．2•制冷循环增设回热器，可以减小节流损失、增大制冷量，从而提高系统性能．图3和图4分别给出了带回热器的CO 2跨临界单级循环原理图和细图．两个循环性能对比分析•图5给出了两个循环COP随蒸发温度的变化．随着蒸发温度的增加，两个循环COP均呈增加趋势，蒸发温度越高，系统性能越优；•在整个蒸发温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高4．55％左右；•对于理想压缩机循环，系统性能要比实际循环性能高33．3％以上，但这种理想循环是不存在的．•图6给出了两个循环COP 随气体冷却器出口温度的变化．•随着气体冷却器出门温度的增加，两个循环COP均呈下降趋势，温度越高，系统性能越差；•在气体冷却器出口温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高5．23％左右．•两个循环COP 随压缩机排气温度的变化，见图7．•在排气温度变化范围内，相同对比条件下，带回热器CO 2跨临界单级循环系统COP 要高于不带回热器循环，且带回热器单级循环排气温度要稍高些．•无论带回热器还是不带回热器循环，随着压缩机效率提高，系统COP 均变大，压缩机排气温度均有所降低，不带回热器循环降低幅度较大．•由图7还可以看出，两个单级循环都存在一个最优排气温度，使得在此温度下系统COP 最大，带回热器循环对应最优排气温度要高于不带回热器循环最优排气温度．结论•(1)在蒸发温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高约4．55％；在气体冷却器出口温度变化范围内，带回热器循环平均性能要比不带回热器循环提高约5．23％；相同对比条件下，带回热器CO跨临界单级循环系统COP高于不2带回热器循环的，且带回热器单级循环最优排气温度稍高些．•(2)两种单级循环的制热量、制冷量、制热COP和制冷COP，均随压缩机排气压力增加存在极值；随冷却水流量、冷冻水流量以及冷冻水进口温度增加而增加，随冷却水进口温度增加而下降．•(3)相同测试工况下，带回热器循环系统具有较高的性能．其中，制热量和制冷量分别比不带回热器的单级循环平均高约3．33％和5．35％，制热COP和制冷COP分别提高约11．36％和14．29％．CO2跨临界循环的应用前景与研究进展•1、汽车空调•2、热泵•3、食品冷藏•4、循环系统关键设备的研究进展•1、汽车空调•过去汽车空调中一般使用CFC12作为制冷工质，这使得汽车空调制冷剂的排放量在所有氟利昂的排放中占有相当大的比例。
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提高CO2跨临界循环效率的方法徐明仿 杜维明 宋 飞 成耀龙(西安交通大学制冷与低温工程系)摘 要 针对CO2跨临界循环的特征,阐述了几种提高循环效率的方法,其中包括采用涡流管或者膨胀机代替膨胀阀,采用两级压缩、中间冷却技术等等。
论述了涡流管代替膨胀阀提高系统效率的方法、原理,并介绍了一种适合小型制冷系统的新型气缸活塞式膨胀机。
另外,还叙述了CO2跨临界循环系统采用两级压缩、中间冷却时,最佳中间压力的确定原理以及方法。
关键词 CO2跨临界循环 涡流管 气缸活塞膨胀机 两级压缩 最佳中间压力METH ODS OF ENHANCING EFFICIENCY OF TRANSCRITICALCARBON DIOXIDE CYC L EXu Mingfang Du Weiming Song Fei Cheng Yaolong (Department of Refrigeration and Cryogenics Engineering,Xi’an Jiaotong University)ABSTRACT According to the characteristics of the transcritical carbon dioxide cycle,several methods to enhance the efficiency are presented.These methods include using vortex tube or expansion machine instead of expansion valve and utilizing two2stage compression and intercool2 ing technology.The method and principle replacing the expansion valve with a vortex tube to enhance the efficiency are presented.A new kind of piston2cylinder expansion machine appro2 priate for small capacity refrigeration application is also introduced.In addition,the determina2 tion principle and method of optimum intermediate pressure of transcritical carbon dioxide cycle with two2stage compression and intercooling are presented.KE Y WOR DS Transcritical carbon dioxide cycle Vortex tube Piston2cylinder expander Two2stage compression Optimum intermediate pressure引言随着人们环保意识的逐渐增强,在制冷和空调工业中,自然制冷剂越来越受到人们的关注。
在这些自然制冷剂中,CO2是一种很有前途的制冷剂,它没有毒性,不可燃,价格低廉,对大气臭氧层没有破坏,而且全球变暖潜势值几乎为0。
CO2的基本跨临界循环(图1)的循环效率比原有的CFCs和HCFCs蒸气压缩式制冷系统低,提高CO2跨临界循环的效率,是用CO2跨临界循环替代CFCs和HCFCs制冷循环的一个关键问题。
近年来有不少研究者对提高CO2跨临界制冷循环效率的方法进行了研究。
Robinson[1]等人的研究表明,在CO2基本跨临界循环系统中加入回图1 CO2基本跨临界循环系统图热器,用蒸发器出口的冷蒸气冷却气体冷却器出口的制冷剂,制冷系统的COP可以提高大约7%。
Friedrich K auf[2]发现CO2跨临界制冷循环存在一个第5卷 第4期 2005年8月 制冷与空调 REFRIGERA TION AND AIR-CONDITION IN G Vol.5,No.4 August2005最佳高压压力,这个高压压力下的循环效率比其它压力下高。
采用了上述这些措施之后,CO2跨临界循环制冷系统的CO P仍然比CFCs和HCFCs蒸气压缩式系统低很多。
本文阐述了近年来国内外一些提高CO2跨临界循环效率的方法,这些方法与上述措施相比,能够更好地提高系统的效率。
1 提高CO2跨临界循环效率的有效方法提高CO2跨临界循环的效率有两个途径:①制冷量不变时,减小压缩机的耗功;②压缩机耗功不变时,增大制冷量。
为了减小压缩机的耗功,可以采用高效压缩机来减小压缩过程中的不可逆损失;也可以采用两级压缩、中间冷却等技术来减小压缩机所需的理论压缩功。
要增大制冷量,可以通过减小膨胀过程的不可逆损失来实现。
与传统的蒸气压缩式制冷循环不同,CO2跨临界制冷循环系统中节流过程的不可逆损失很大,Robinson[1]的仿真计算结果表明,节流过程的不可逆损失是CO2跨临界循环各个环节的最大不可逆损失(在此仿真计算中,压缩机的效率较高)。
1.1 减小膨胀过程的不可逆损失为了减小膨胀过程的不可逆损失,可以用涡流管或者膨胀机来代替基本跨临界循环中的膨胀阀。
1.1.1 涡流管膨胀涡流管中存在着能量分离效应,又称为Ranque2Hilsch效应,如图2所示。
高压中温气体从进口喷嘴进入涡流管,在紧邻入口的出口端,低压低温的流体从一个中心孔板中流出;而在另一出口端,紧靠壁面处流出的是低压高温气体。
利用涡流管的Ranque2Hilsch效应,用涡流管代替膨胀阀,可以提高CO2跨临界循环的效率。
采用涡流管膨胀装置的CO2跨临界循环系统如图3所示。
如图3所示,从气体冷却器出来的制冷剂气体经过回热器之后,进入涡流管,由于Ranque2Hilsch 图2 涡流管Ranque2Hilsch效应图3 采用涡流管膨胀的CO2跨临界循环系统效应,蒸发压力下的CO2饱和液体从涡流管的冷端7流出,过热的CO2蒸气从涡流管的热端8流出,然后进入辅助热交换器,向环境放热后与来自冷端7的CO2饱和液体混合,进入蒸发器吸收热量。
在蒸发压力、冷凝压力、制冷剂流量及压缩机的功耗相同时,要使采用涡流管的CO2跨临界循环的效率比采用膨胀阀的高,前者蒸发器入口处制冷剂的干度必须比后者低。
涡流管的能量守恒方程为:q m6h6=q m7h7+q m8h8 如果7点和8点的CO2绝热混合,则混合结果与膨胀阀的膨胀结果相同。
但是如图所示,8点的气体在辅助热交换器中放热后,再与7点的二氧化碳饱和液体混合,所得到的两相流混合物的干度就比通过膨胀阀的低。
在相同的制冷剂流量下,采用涡流管的CO2跨临界循环具有更大的制冷量,性能系数更高。
因此,要采用涡流管来提高CO2跨临界循环的效率,必须保证图3中8点的温度高于环境温度,这就要求涡流管具有一定的效率(涡流管效率为ηvortex=1-χvortex/χisenthalpic)。
D Li[3]等人的仿真计算表明,在所选定的工况下,当涡流管的效率为0.5时(热力学第二定律所限定的最高效率),与采用膨胀阀的CO2跨临界制冷循环相比,性能系数提高了37%,可见采用涡流管代替膨胀阀,制冷系统的效率可以得到很大的提高。
1.1.2 膨胀机膨胀采用膨胀机膨胀,除了可以减小蒸发器入口处的干度,还可以回收膨胀功,因而可以提高制冷系统的效率。
D Li[3]等人的研究中发现在与上述的涡流管相同的运行工况下,膨胀机的等熵效率为0.9时,CO2跨临界制冷循环的性能系数也提高了37%。
常用的膨胀机有两种:气缸活塞式膨胀机和透・14・ 第4期 徐明仿等:提高CO2跨临界循环效率的方法 平膨胀机。
据已有的研究表明,系统的制冷量为10kW 时,透平膨胀机的转子直径小于1cm ,转速达到150万r/min 。
对于如此小的尺寸,尺寸公差对膨胀机的效率的影响是很大的,但要保证小公差是困难的,并且会增加膨胀机的制造费用。
因此,气缸活塞式膨胀机更适合于应用广泛、冷量较小的制冷系统。
J S Baek [4]等人设计了一套气缸活塞式膨胀装置,如图4所示。
这套装置采用双气缸、双活塞结构,两活塞曲轴的转角相隔180°,处于进气或膨胀过程的活塞给另一个反向运动的活塞提供动力。
该装置采用快速响应电磁阀作为进、排气阀,根据膨胀机中各过程起始点、终点的位置以及电磁阀的滞后时间来确定发出阀开启、截止信号的时间。
另图4 气缸活塞式膨胀机装置图外,由于膨胀机中CO 2的压力很高,可以预见膨胀装置中的泄漏是比较严重的。
为了减小泄漏,将这个装置安装在一个密封的壳体内是很有必要的,此壳体内的压力保持为排气压力。
在测试实验中发现,采用这套膨胀装置,不回收膨胀功时,制冷系统的性能系数可以提高5%左右;回收膨胀功时,制冷系统的性能系数可提高10%以上(膨胀功利用实验数据计算出来,计算值比实际值小,实际的CO P 应该提高更多)。
可见,利用膨胀机代替膨胀阀,制冷系统效率的提高还是比较大的。
1.2 减小压缩功采用两级压缩、中间冷却是减小压缩机功耗、提高系统效率的常用方法,这种制冷系统存在着一个最佳中间压力。
对于采用HCFC 作为制冷剂的典型的两级压缩、中间冷却系统(两级压缩机的入口温度相同),最佳中间压力大致为p inter =p high /p low即对于上述制冷系统,制冷系统的制冷量不变时,两级压缩机的压力比接近相同时,压缩机的功耗最小。
但对于CO 2跨临界循环来说,由于从亚临界区过渡到超临界区的一段范围内CO 2的等温线独有的特征,要保证在相同制冷量下压缩机的总功耗最小,两级压缩机的压力比是不同的,第一级压缩机的压力比远远大于第二级压缩机的。
J S Baek [5]对两级压缩、中间冷却的CO 2跨临界循环进行了仿真计算。
如图5所示是低压压力为3.5MPa 、高压压力为10MPa 、第一级压缩机的吸气温度20℃、环境温度为35℃时的理想循环的性能系数和第一级压缩机的压力比的关系图,其中中间冷却器采用环境空气冷却。
如图所示,当第一级的压缩机的压力比从1开始增加时,系统的性能系数和HCFC 系统一样,性能系数开始增加。
但是第一级压缩机的压力比超过平均压力比时,压缩机的性能系数仍然继续增加;在最大CO P 出现的地方,出现一个尖峰;第一级压缩机的压力比大于最大CO P 值对应的压力比之后,CO P 值开始迅速下降。
另外,当第一级压缩机的压力比在1到1.25之间时,性能系数曲线的斜率为0,此时该循环的性能系数与基本CO 2跨临界循环相同。