CO2换热器与二氧化碳制冷技术

• 通道数目
通道增加→流速降低→α减小→换热量减小（影响由小到大） 换热面积增加→换热量增大（影响由大到小）
定体积的条件下，通道数增加，换热器体积与通道体积之比减小，质量减轻→ 单位体积换热量增大
定体积条件下通道数不 能过多，否则管壁过薄 没有足够的承压能力。
• 换热器质量不变时扁平管的数量 当扁平管有三个流程时，扁平管数量的增加是3的倍数。
空气流向
• 测量改进之后的壁面温度
提高系统的运行效率的途径：降低 出口温度，并尽可能接近进口温度
冷却器迎面风速2.5m/s----1.0m/s 时逼近温度增加10~20% （1600r/min行驶----200r/min怠速)
改进前温差12.2℃ 改进后温差3.7℃
●第二种翅片管换热器 1994年设计，考虑了最小爆裂压力要求。 换热管外径3.2mm、内径2.0mm、壁厚0.6mm、铝质。 减小管径能够改善换热器性能。
说明效率高、结构紧凑
最大
较大
最小
⊙微通道蒸发器
外径/内径
几乎所有CO2数据都比R134a好，其中微通道型具有最高的换热效率
• 微通道换热器的结构敏感性 改变微通道直径
微通道直径减小换热量增大
微通Βιβλιοθήκη Baidu直径小雨0.8mm直径减小， 换热量亦减小
是流速（换热系数）和换 热面积之间的矛盾关系 微通道直径减小单位质量换热量 减小，大于1mm时减小的更快 设计原则： 只增大换热量直径在0.8mm左右合适。 减小质量应加大直径。但承压问题就必 须加大管的壁厚，又使质量增加。 考虑到直径过小加工问题，直径适中比 较合适。
• 使COP最大的高压压力与环境温度的关系
低压储液器
CO2液体
• 根据环境温度控制高压压力的控制结果
润滑油
对于有低压储液器的系统要注 意液体与润滑油的相溶性，在 低压条件下不溶时，在液体密 度变化的影响下(10℃时密度 860kg/m3、 -20℃时密度 1030kg/m3）油所处的位置会 发生变化。
• 换热器材料的承压能力
名目 冷却器 蒸发器
名目
冷却器 蒸发器
最小的爆破压力应是系统最大承受压力的2.5~3倍 ●翅片管换热器 1990~1991研制的产品 铝管铝片，管外径49mm，内径34，壁厚 7.5mm。叉排，深度34mm 存在问题：通过翅片有热量从高温管传 向低温管（气体冷却器进口温度较出口 温度高很多）。 翅片裂缝（改进后） 空气进口位置（改进后）
安全性
• 工作区安装CO2传感器（有1%的浓度 对呼吸产生影响 ） • 高压安全（安装安全阀） • 零部件要满足爆破要求，管路出现裂 缝时由于制冷剂泄漏裂缝可被冻住， 应注意维修安全。 • CO2制冷系统的爆破能量与CFC系统 相当。
各种跨临界CO2系统仿真结果
• 各种循环
一级节流两级压缩中 级冷却制冷循环 5.7cm3/15cm3
带增速膨胀机的两级 压缩中级冷却制冷循 环5.7cm3/15cm3
• 稳态仿真结果
只有f 没有cop最大的高压侧压力。 a~d最佳高压侧压力依次减小。 工况1，cop由大到小f-d-e-b-c-a 工况2，cop由大到小f-e-d-b-c-a F的cop是其他的2~4倍，性能最好
b,e的性能相差很小，单 级压缩回收膨胀功效果 一般。 比较d,e可知，加入膨胀 机（d）,高压低时性能 好，高压高时对性能没 影响。 工况2 最佳高 压比工况1大
工况c,d冷量相当且最大，f其次，a最小， 工况2d,f颠倒。
C,a,d压缩功率相当，且最大。f 最小。b,e适中。 f的cop高主要是压缩机功率是其他循环的1/2~1/4。 与e相比高压级的压缩机功率为总压缩功的1/2~2/3， 回收后可大大提高性能。 C,d,f在冷量上差别不大，如果主要考虑冷量则采用 c设备成本最低；当主要考虑经济性f 是最佳选择。
• 换热器质量不变时流程的数量
条件：扁平管数、长度、换热面积、结构不变。 流程数增加→每流程的扁平管数量减少 →制冷剂流速降低→换热量减少。 突缩、突扩压降减小压降引起 的温降减小→传热温差增大→换热量增大 综合结果
换热量存在最大值 流程数在2~4之间较好
• 改进形式和性能 逆流换热、多排结构 （气体冷却器温降很大 逆流换热效率提高明显） 美国伊利诺斯大学设计的 三排式气体冷却器： 冷却器长607mm、高355mm、深18mm. 与多程相比，多排可使最小温差减小50% 预计可使COP提高5%。
工况1：气体冷却器空气进口温度43.3℃、流量26.7 m3/min、蒸发器空气进口温度 26.7 ℃、相对湿度40%、流量7.08 m3/min、压缩机转速1800r/min.
工况2：气体冷却器空气进口温度54.4℃、流量 22.7m3/min、蒸发器空气进口温度32.2℃、相对湿 度40%、流量7.08 m3/min、压缩机转速950 r/min.
文杜里型分配器
●微通道换热器
• 结构和和特点
⊙平行流式微通道气体冷却器 Co2α高、Cp变化大（在临界区较高）、 λρμ在临界区显异常---K高 ΔP较低、压力高ΔP的影响 小、流动性好。 积液管 因此，系统制冷剂体积流量小 微通道 允许采用小管径，也有好的换热。 折叠翅片
15~20mm
外经/内径
辅助设备及其对系统控制特性的影响
• 系统参数控制及其特性
1、高压压力
控制高压压力可以获得最大的COP， 高压压力主要依赖于环境温度（热汇 温度），通过调节压力得到不同环境 温度下的最大COP。
气体CO2出口温度
控制高压装储液 器是必要的 气动或电动节流阀如电子膨胀阀，根据压缩 机排气压力调节开度。
提高系统的运行效率的途径： 降低出口温度，并尽可能接 近进口温度
计算条件：蒸发温度3.9℃、蒸发器效率：0.8、忽略压降。
• CO2比定压比热容随温度在跨临界区域变化曲线
比定压热容在近临界区急剧增加 超过临界区域急剧减小，逐步恢复 到一般水平 气体CO2压力
在气体冷却器入口，气 体温度高，比热容小， 被冷却CO2气体与冷却 空气之间温差大，所以 冷却速度很快；在临界 区域（可能在冷却器中 部或尾部）比定压热容 大，温度降低很慢。
代替翅片裂缝的是一排百叶窗。 从工艺和制造成本考虑，机械涨管——铜焊全铝。
●蒸发器 机械胀管肋片式---有足够爆裂压力的小管径圆管肋片式---铜 焊微通道蒸发器。 1990~1991圆管蒸发器 翅片蛇管蒸发器的优点是 小而轻。缺点是有大的承 压平面，不适合高压工作 存在制冷剂分配问题。
目前倾向于采用 微通道蒸发器
数量增加→管长缩短→制冷剂流 速降低→α减小→换热量减少 扁平管2根 压降减小很多→压降引起的 温降减小→传热温差增大→换热 量增加。 在扁平管数少于24时，综合结果 是随管数的增加换热量增加很快
扁平管3根
在扁平管数多于24时，综合结果是 随管数的增加换热量不再增加。
扁平管不宜太多，同时换 热器也会受到尺寸的限制
CO2换热器
• 气体冷却器、蒸发器、内部热交换器 • 设计要求：符合CO2物性和跨临界制冷循环特点 • 美国空调与制冷技术中心计算获得的COP与排气压力的关 系： 出口温度升高COP出现最大值所对应的压力也升高，最大的
COP是减小的趋势
气体CO2出口温度
出口温度升高COP曲线变的平缓 COP在低压部分随压力升高急剧 上升，在高压部分缓慢下降 当出口温度低于临界温度没有最大COP
2、过热度控制 在外界参数变化不很大的情况下，也可以采用控制回汽过热 度的办法。
高压控制
当蒸发器进风温度小于7℃时高于最佳排气压力，大于7℃时低于 最佳排气压力，温度越低差值越大，但对COP的影响不大。
• 联合控制 可以集中两种控制的优点。 要确保第一次节流使得制冷剂达 到饱和状态。 由于制冷剂液体的密度随着温度 的变化有很大的密度改变，中间 容器要有足够的体积，系统要有 足够的制冷剂充注量。 如果第二次节流是两相进入则不 能提供足够的制冷剂。 当发生制冷剂泄漏 时（在汽车空调中经常会发生）系统的效 率就会有明显的下降。