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

=
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。