R290CO2 复叠式低温制冷系统冷凝蒸发器的设计研究 二氧化碳空调 co2空调

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=
0.79*(ρL -ρv )ρLgλL3hqr (μLΔTdo )0.25
(14)
由已知量和已经计算出的R290的换热系数和CO2的换热系数可以进行换热套管的相关参数的计算,包 括管子内外径,管子长度以及总的换热管的内表面面积和外表面面积等。计算公式如下:
3
dout = d + 2Δd
K out
个最佳值。当冷凝温度为45℃,蒸发温度为-40
1.122 -14 -12 -10 -8 -6 -4 -2 0 2
℃,中间冷凝温度为-6℃时得到最大的COP值。
中间冷凝温度(℃)
图3 蒸发温度-40℃,冷凝温度45℃时,循环
3. R290/CO2 复叠式低温制冷系统冷凝蒸发器的计算
的COP随中间冷凝温度的变化关系
传热系数(w/m2K)
L(m)
2000 1500 1000
500 0
0.01
0.015
0.02
管径(m)
0.03
60 40 20 0
0 2 4 6 8 10 Q0(kW)
-40℃ -30℃ -20℃
图4 传热系数随管径变化
5.结论
图 5 不同 CO2 蒸发温度情况下,冷凝蒸发器 管长与 CO2 制冷量的变化关系
参数表
4
F——强化因子 S——抑制因子 hl——R290的单相对流换热系数 (w/m2k) hp——R290的池沸腾换热系数(w/m2k) ReL——液相雷诺数 xR290——R290的干度 PrL——R290的饱和液态普朗特数 ρL——R290的饱和液态密度(kg/m3) ρv——R290的饱和气态密度(kg/m3) λL——R290的饱和液态导热系数(w/mk) CpL——R290的饱和液态比热(kJ/kg.K) ΔT——R290的过热度(oC)
冷凝蒸发器采用套管式换热器,R290在小管内沸腾流动,CO2在小管外冷凝流动,逆流换热。采用此 形式主要考虑R290有可燃性,在内管流动,如果泄漏,也会泄漏到CO2侧,避免直接泄漏至环境中,而虽
然CO2 运行压力比较高,但考虑是在亚临界循环,压力在临界点以下,同时采用套管式,管径越小,承压 能力越强。
图5表示了不同CO2蒸发温度情况下,冷凝蒸发器管长与CO2制冷量的变化关系。由图中的计算结果可 以看出,在设定的结构参数下,当CO2的蒸发温度为定值时,冷凝蒸发器管长与CO2的制冷量大致成线性 正比关系,当CO2的制冷量为定值时,冷凝蒸发器管长与CO2的蒸发温度也大致成线性正比关系。当CO2 的蒸发温度为-40℃,CO2的冷凝温度为-6℃时,即1kWCO2制冷量对应的换热面积约为1.05m2,单位换 热面积对应的CO2制冷量为0.95kW。
冷凝蒸发器的热负荷
高温循环R290的质量流量 高温循环消耗的功率 压缩机总耗功
QkL
=
Q0
h2 − h4 h1 − h4
m = QkL = Q0 h2 − h4 H h6 − h9 h6 − h9 h1 − h4
WH
=
mH (h7 − h6 )
ηH
W = WL + WH
R290/CO2复叠式制冷循环的性能系数
1 引言 对于复叠式制冷循环,早在 1932 年 W.R.Kitzmiller[1]就曾经提出过 NH3/CO2 复叠式低温制冷循环的方
案,在高压级采用 NH3 作为制冷剂,低压级采用 CO2 作为制冷剂,但 NH3 会对环境和食品造成污染。后 来 Kim[2]与 Park[3]又对 R134a/CO2 的低温复叠式制冷循环进行了实验与模拟研究。J.Pettersen 和 A.Jakobsen[4] 的研究表明,与 NH3 两级系统相比,低温级采用 CO2,其压缩机体积减小到原来的 1/10,CO2 环路可达到 -45℃~50℃的低温,而且通过干冰的粉末作用可降低到-80℃。目前,欧洲在超市中已建立了几个这种 用 CO2 做低温制冷剂的复叠式制冷系统。如 1995 年,瑞典 lund 超市中 NH3/CO2 复叠式制冷系统可提供- 5℃和-30℃的冷藏,冷量为 80kW,载冷剂为丙二醇[5]。
λl
d
(10) (11)
( ) hp
=
0.00122λ0l .79
C
p
L0.45
ρ
0.49 l
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱΔT
0.24
ΔP
0.75
σ μ ρ h − h 0.25 0.29
l
v
0.24 0.24
l)
v
(12)
Re l
=
dGR290 (1 − xR290 ) μl
(13)
CO2的换热系数计算式[15]为:
hco2
R134a 等的 GWP 值偏高,对环境也有不利影响,因此考虑用自然工质 R290 作为它们的替代品。对 于 R290/CO2 复叠式制冷循环,由于 R290 的循环量小,即使全部泄漏也不会达到极限浓度,如果对产品结 构和生产工艺改进并采用新型密封材料,会极大地减少泄漏的可能性,同时由于 R290/CO2 复叠式制冷循 环的高、低压部分的压缩比均很小,而且 R290 与 R22 接近,所以 R290/CO2 在小型制冷系统中具有很大 的优势。2004 年,在荷兰的某超市中就开始使用 R290/CO2 制冷系统[6],R290 的蒸发温度为-16℃,CO2 的冷凝温度为-12℃。目前,R290/CO2 复叠式制冷系统在超市等中小型制冷系统的应用研究已经逐渐成为 人们关注的热点方向。本文对对 R290/CO2 复叠式低温制冷的冷凝蒸发器的设计进行了初步研究。
低温循环CO2的质量流量
m = Q0 L h1 − h4
(1)
低温循环消耗功率
WL
=
mL (h2 − h1 ) ηL
(2)
1
冷凝器
9
8
7
冷凝蒸发器
6
10
4
3
2
5
1
蒸发器
图 1 R290/CO2 复叠式低温制冷循环流程图
7
9 Tk
T
8
T
ΔT
4
32
1
6
5
1
T0
R290
CO2
S
S
图2 R290/CO2复叠式制冷循环的T-s图
参考文献
[1]Kitzmiler W R. Advantages of CO2—Ammonia system for low-temperature refrigeration [J]. Power,1932(1):92—94 [2]Kim S G, Kim M S. Experiment and simulation on the performance of an auto cascade refrigeration system using carbon dioxide
2 R290/CO2 复叠式低温制冷循环的理论分析 R290/CO2复叠式低温制冷循环由2个单级循环叠加而成,CO2用作低温级制冷剂,R290用作高温级制
冷剂,其循环流程如图1所示。图2为该制冷循环的T-s图,1—2—3—4—5—l为低温部分(CO2)的循环,6 —7—8—9—10—6为高温部分(R290)的循环。由于R290的蒸发和CO2的冷凝在同一个冷凝蒸发器中完成, 并且这一设备与环境是用绝热材料隔热的,因此R290的蒸发吸热量等于CO2的冷凝放热量。
=
(1 hR 290
+ rin )
d out d
+
1
d out 2λCu
ln
d out d
+ rout
+
1) hCO 2
K in
=
(1 hCO 2
+
rout )
d d out
+
1 d 2λCu
ln
d out d
+ rin
+
1) hR 290
Aout
=
Q0 Kout Δt
L = Aout π dout
在冷凝蒸发器中,CO2与R290进行热量交换。因此冷凝蒸发器的设计应以蒸发器的设计计算为基础。 通过蒸发器的设计,可以得到中间换热量(即冷凝蒸发器的总换热量)Qm,中间蒸发温度T0H,中间冷凝 温度TkL采用系统最优中间冷凝温度,CO2的质量流量mco2,R290的质量流量mR290,可求得所需管子的长 度L以及总的换热面积等。
[4]J.Pettersen, A.Jakobsen. A dry ice slurry system for low temperature refrigeration. International Symposium on Refrigeration in Sea Transport Today and in the Future. Gdansk, Poland, Sep/Oct. 1994
[5]http://www.egi.kth.se/users/thermo/samer/www/annex27 [6]宁静红,彭苗,李慧宇.新型环保超市制冷系统.制冷,2006,25(1):57—59 [7]周杰,辛明道.流动沸腾中Chen模型抑制因子的确定.重庆大学学报,2001,24(6):88—90 [8]宁静红.R290/CO2自然工质复叠式制冷循环系统的理论分析与实验研究.天津大学博士论文,2006
ΔP——过热度对应的压力差(Pa) σ——R290的表面张力(N/m) μL——R290的饱和液态动力粘度(kg/m.s) hL——R290的饱和液态焓值(kJ/kg) hv——R290的饱和气态焓值(kJ/kg) ρL——CO2的饱和液态密度(kg/m3) ρL——CO2的饱和汽态密度(kg/m3) g——重力加速度 λL——CO2的饱和液态导热系数(w/mk) hqr——CO2的汽化潜热(kJ/kg) μL——CO2的饱和液态动力粘度(kg/m.s)
(3) (4)
(5) (6)
2
COP = Q0 W
(7)
经过计算可知,在一定的蒸发温度和冷凝
1.136
1.134
温度下,循环的COP随低温循环的冷凝温度t4的 1.132 变化而变化,且存在一个最大值,如图3所示。 COP 1.13
这是由于冷凝蒸发器在温度低时低温循环COP
1.128 1.12
升高,而高温级COP降低,反之亦然,故存在一 1.124
5
计算采用的R290的换热系数关联式为[14]:
hR290 = F ⋅ hl + S ⋅ hp
(8)
F
=
⎡ ⎢1 + ⎣
9360 x r 290
Prl ⎜⎜⎝⎛
ρl ρv
⎟⎟⎠⎞⎥⎦⎤ 0.11
(9)
S
=
1 1 + 1.62 ×10−6
F
0.69
Re1l .11
hl
=
0.023
Re
0.8 l
Prl0.4
as a refrigerant[ J].International Journal of Refrigeration, 2002,25(11):1093—1101 [3]Park S N ,Kim M S .Performance of auto cascade refrigeration
System using carbon dioxide and R134a[C]//Natural Working Fluids 1998,Proceedings of the IIR-Gustav Lorentzen Conference. Oslo, Norway, 1998:311—320.
1)对R290/CO2复叠式低温制冷系统的进行了热力学分析,系统存在最佳冷凝中间温度使系统效率最大。 2) 在在最佳冷凝中间温度基础上,对冷凝蒸发器进行了设计,给出了相关的计算公式,在设计条件下,当
CO2的蒸发温度为-40℃,CO2的冷凝温度为-6℃时, 1kWCO2制冷量对应的换热面积约为1.05m2,单位 换热面积对应的CO2制冷量为0.95kW。
R290/CO2 复叠式低温制冷系统冷凝蒸发器的设计研究
李敏霞 赵国伟 龚文瑾 宁静红 天津大学热能研究所 300072
摘要:本通过对 R290/CO2 复叠式低温制冷系统循环热力计算,得到了 R290/CO2 复叠式低温制冷系统存在 最佳中间冷凝温度,并在最佳冷凝温度基础上进行冷凝蒸发器的设计。通过计算得到推荐的管径,当 CO2 的蒸发温度为定值时,冷凝蒸发器管长与 CO2 的制冷量大致成线性关系变化,根据计算的参数,得到计算 条件下单位制冷量的所需的冷凝蒸发器的换热面积。 关键词:R290/CO2,复叠式循环,冷凝蒸发器
Ain=π dL
(15) (16) (17) (18) (19) (20)
4.结果与讨论 图4为蒸发温度为-40oC,制冷量为1kW时,不同管径下,换热器传热系数的变化,管径越小,传热系
数越大,所需的换热面积越少,但管径小也会造成压降过大,因此,针对计算工况,单管则采用管径为 12~18mm的管,如果采用多管,则管径可进一步降低。
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