A-07010-CO2循环系统中回热器作用分析

式中，pop代表最优高压侧压力，单位bar；TGC代表气体冷却器出口温度，单位℃。
Δε / ε / %
10
9
制冷
8
制热
7
T0＝－5℃
T ＝－10℃ 0
T ＝－15℃ 0
6
5
4
T ＝－5℃
0
3
T0＝－10℃
2
T0＝－15℃
1
0 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
t/℃
图 5 过热 5℃时不同蒸发温度下系统性能随冷凝温度的变化 图 5 和图 6 分别列出了压缩机吸气过热度 5℃和 10℃情况下，不同蒸发温度时系统 性能改变随冷凝温度的变化曲线。通过比较可以看到，制冷性能的改善随着蒸发温度和 冷凝温度的升高而升高；制热性能的改善随着蒸发温度的升高而略有升高，随着冷凝温 度的升高基本保持不变。压缩机吸气过热度为 5℃时，制冷系数和单位容积制冷量的改 善小于 10％；制热系数和单位容积制热量的改善小于 3％。压缩机吸气过热度为 10℃时， 制热系数和单位容积制热量的改善小于 6％；当气体冷却器出口温度小于 40℃时，制冷 系数和单位容积制冷量的改善小于 10％；当气体冷却器出口温度介于 40℃和 70℃之间 时，制冷系数和单位容积制冷量的改善介于 10％和 20％之间。随着冷凝温度的升高， 制冷性能的改善明显优于制热性能的改善。
当CO2气体冷却器出口温度高于其临界温度时，气体冷却器内的CO2不再处于两相状 态，而是处于超临界状态，此时CO2的温度和压力可以独立变化，并且不同的气体冷却 器出口温度对应一个最优的高压侧压力。本文采用文献[11]确定的最优高压侧压力作为 计算冷凝压力：
pop = 2.56TGC − 4.2
(20)
联系人：范晓伟（1966-），男，教授，博士生导师. 基金项目：河南省高校新世纪优秀 人才支持计划项目；河南省科技攻关项目(批准号：0524440040）
如果CO2的冷凝温度在临界温度以上，4-4’是高压气体进一步冷却的过程。过热和过冷 是在回热器内进行的。
在计算中，假设换热器（气体冷却器、回热器、蒸发器）与环境无热交换，没有能 量损失和压力损失，忽略管路连接件中的热损失和压力降。压缩机的等熵效率按下式计
为了保护大气臭氧层以及缓解全球日益变暖的气候环境，采用自然工质作为制冷剂 是彻底解决该问题的最佳方法。其中，采用CO2作为制冷剂在空调及热泵研究中备受关注， 并取得了一定的研究成果12。目前，针对CO2循环的研究重点主要集中在换热器及压缩机 的研究方面，在CO2循环流程选择上，一些研究中设置了回热器，如文献345；但是，也 有一些研究中没有设置回热器，如文献678。回热器是否能够提高循环的性能取决于制 冷剂的性质和运行工况。例如，R12 及R502 采用回热循环可以提高制冷系数，氨制冷循 环中设置回热器却会使制冷系数降低，而R22 采用回热循环后制冷系数变化不大。具体 到CO2循环系统，增加回热器是否能够提高循环性能需要加以具体分析，但是，文献调查 中并没有发现相关报道。
=
Δqh
/ qh
=
(q0
T0cp1 − q0
+
w0 )(1 +
T0 Δ t1
)
（18）
由公式 17、18 可知，要使回热循环的单位容积制冷量、单位容积制热量，制冷系数、
制热系数比无回热循环的高，其条件应是：
T0cp1 > q0
（19）
2 计算结果与讨论
由于CO2的临界温度为 31.1℃，对于CO2制冷或热泵循环，其冷凝温度可能低于或 高于其临界温度，下面分两种情况进行讨论。
+
w0 T0
q0 + w0
1 + Δt1 T0
Δt1
(16)
由公式 13－16 可知，回热循环的制冷系数、单位容积制冷量较无回热循环的改变 为：
Δε r
/εr
=
Δqr
/
qr
=
T0cp1 − q0
q0(1 +
T0 Δ t1
)
回热循环的制热系数、单位容积制热量较无回热循环的改变为：
（17）
Δε h
/εh
本文旨在利用热力学原理，对CO2循环系统中，回热器对循环性能的影响进行分析计 算，为系统设计提供参考。
1 热力学模型建立
计算所采用的CO2循环系统流程图和压焓图如图 1 和图 2 所示。其中 1-2-3-4-5 为无回热 循环，1’-2’-3-4-4’-5’-1-1’为有回热循环。1-1’为蒸汽过热过程，4-4’为液体过冷过程，
算9：η = −0.26 + 0.7952r − 0.2803r2 + 0.0414r3 − 0.0022r4
(1)
上式中，r=P2/P1，代表压缩机的压比。
图 1 回热循环的流程图
图 2 回热循环的 lgp-h 图 根据图 1 和图 2 对系统进行热力学计算。对于无回热循环，其性能指标如下，qr＝h1-h4； qh=h2-h4；w0=h2-h1；εr=(h1-h4)/(h2-h1)；εh=(h2-h4)/(h2-h1)。 对于回热循环，设回热器内低压侧流体的进出口温差为△t1，高压侧流体的进出口
Δε / ε / %
20
18
制冷
16
制热
14
12
T0＝－5℃
T ＝－10℃ 0
T0＝－15℃
10
8
T ＝－5℃ 0
6
T0＝－10℃
4
T ＝－15℃ 0
2
0 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
t/℃
图 6 过热 10℃时不同蒸发温度下系统性能随冷凝温度的变化
3 结论
本文对压缩机吸气过热度分别为 5、10℃下，蒸发温度为－15、－10、－5℃时，冷 凝温度 15～70℃情况下，回热器对CO2系统的制冷系数、单位容积制冷量、制热系数、 单位容积制热量带来的影响进行了分析计算。计算结果表明：
Δε / ε / %
10
9
制冷
制热
8
7
6
5
4
T ＝－5℃ 0
T ＝－10℃ 0
T ＝－15℃ T0＝－5℃
0
T ＝－10℃ 0
T ＝－15℃ 0
3
2
1
0 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36
t/℃
图 4 过热 10℃时不同蒸发温度下系统性能随冷凝温度的变化
2.2 冷凝温度高于临界温度（跨临界循环）
1． 对于CO2热泵系统，增加回热器后，系统的制热系数和单位容积制热量均有所 增大，其增量随着蒸发温度、冷凝温度和过热度的升高而略有升高，其最大增量小于 6 ％。
2． 对于CO2制冷系统，增加回热器后，系统的制冷系数和单位容积制冷量随着蒸
发温度、冷凝温度和过热度的升高而升高。当冷凝温度低于 40℃时，制冷性能的改善小 于 10％；当冷凝温度介于 40℃和 70℃之间时，制冷性能的改善介于 10～20％，此时回 热器作用显著。
Δε / ε / %
5.0
4.5
制冷
制热
4.0
3.5
3.0
2.5
2.0
T0＝－5℃
T0＝－10℃ TT0＝＝－－155℃℃
0
T0＝－10℃ T ＝－15℃
0
1.5
1.0
0.5
0.0 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36
t/℃
图 3 过热 5℃时不同蒸发温度下系统性能随冷凝温度的变化
2.1 冷凝温度低于临界温度（亚临界循环）
图 3 和图 4 分别列出了压缩机吸气过热度 5℃和 10℃情况下，不同蒸发温度时系统 性能改变随冷凝温度的变化曲线。通过比较可以看到，这种情况下系统性能随着蒸发温 度和冷凝温度的升高而升高，但是性能改善较小。压缩机吸气过热度为 5℃时，制冷系 数和单位容积制冷量的改善小于 5％；制热系数和单位容积制热量的改善小于 3％。压 缩机吸气过热度为 10℃时，制冷系数和单位容积制冷量的改善小于 9％；制热系数和单 位容积制热量的改善小于 6％。在两种情况下，制冷效果的改善均略好于制热效果的改 善。
Δw = (h2' − h1' ) − (h2 − h1)
(9)
回热循环的单位制冷量、单位制热量也增大了
Δqr = h5 − h5' = h1' − h1 = cp1Δt1
(10)
Δqh = h2' − h2 = (h2' − h1' ) − (h2 − h1) + (h1' − h1) = Δw + cp1Δt1
中国教育学会工程热物理专业委员会第十三届全国学术会议
编号：A-07010
CO2循环回热器作用分析
王凤坤，范晓伟
（中原工学院能源与环境学院，450007，郑州） （联系电话：0371-67698961，E－mail：xwfan@）
摘 要：对CO2循环中回热器的作用进行了热力学分析计算。计算结果表明，对于CO2热泵系统，回热循 环制热系数和容积制热量的改善小于 6％；对于CO2制冷系统，当冷凝温度低于 40℃时，回热循环制冷 系数和容积制冷量的改善小于 10％，当冷凝温度介于 40℃和 70℃时，回热循环制冷系数和容积制冷 量的改善 10~20％。 关键词：CO2；回热器；容积制冷（热）量；COP
(11)
由于回热循环的单位循环功、制冷量、制热量、吸气比容都增大了，因此，回热循
环的制冷系数、制热系数，单位容积制冷量、单位容积制热量是否提高需要具体分析。
设蒸发温度为T0，压缩机吸气温度为T1’，单位功可近似为：
w' =
w0