采用不同膨脹機構的跨臨界CO2循環性能分析

馬娟麗 劉昌海 侯 予

(1西安交通大學動力工程多相流國家重點實驗室 西安 710049)

(2西安交通大學能源與動力工程學院 西安 710049)

術 語

COP——性能系數

h——比焓，(kJ/kg)

p——壓力，(MPa)

T——溫度，K

w——比功，(kJ/kg)

x——干度

y——冷流體制冷份額

Q0——制冷量

ε——換熱器效率

η——等熵效率(%)

S——比熵，(kJ/kg·K)

μ——噴射系數

下標:

com——壓縮機

gas——氣體冷卻器

eva——蒸發器

vor——渦流管

des——降溫器

noz——噴嘴

int——中間冷卻器

0——環境

v——膨脹閥

sep、exp、eje——分離器、膨脹機、噴射器

r——目標溫度

c——壓縮機輸入

e——膨脹機回收

water——降溫器進口水

1 引 言

現代社會中廣泛使用的制冷空調和熱泵系統，由于本身耗能和傳統制冷劑(CFCs)對環境的破壞，系統的節能和制冷劑的替代成為工程熱物理學科的前沿課題。在蒸氣壓縮式制冷與熱泵循環中，工質的熱物性對循環有著重要作用?？梢哉f制冷與熱泵技術的進展就是循環裝置的完善與工質的更新。制冷劑的替代也由僅要求無臭氧層破壞到同時滿足臭氧層保護和阻止全球變暖的雙重要求上來［1］?？紤]環境的長期安全性，應盡量避免使用那些最終會排放到生物圈中并影響生態平衡的非自然工質，重新起用自然工質是一種非常安全的選擇。從工質利用的歷史來看，人類最初使用的是自然工質，如SO2、CO2等，隨著科技的進步，制造出了CFC、HCFC等合成工質，提高了循環性能，卻造成了人們原未預料到的環境問題，于是人們又把目光重新投到自然工質上來。自然工質被前國際制冷學會主席G.Lorentzen稱為解決環境問題的最終方案［2］。美國、德國、挪威等國家學術研究和商業推廣齊頭并進，中國學者近年來也開始自然工質的研究［3］。由于氟里昂制冷劑對大氣臭氧層有污染，根據蒙特利爾協議，要限制和逐步禁止使用CFCs工質，而替代制冷劑的溫室效應也不能忽視，因此應用綠色天然工質的需求越來越迫切?？缗R界CO2循環是氟利昂制冷劑替換研究中的一個重要方向［4］。由于CO2具有理想的環保特性，加之其很低的成本(不到R134a的5%)，容易獲得且不需回收等優點，成為理想的自然工質。目前，CO2在部分制冷空調應用領域(包括汽車空調、熱水熱泵、低溫復疊制冷等)具有非常好的發展前景［5］。

與傳統制冷劑相比，因為CO2工質的臨界溫度常常低于空調和熱泵的排熱壓力，空調和熱泵系統一般都采用跨臨界蒸汽壓縮循環。然而，跨臨界CO2循環的最大缺點是膨脹閥巨大能量損失所導致的COP較低。一般可通過兩級壓縮、回熱技術以及用其它膨脹設備代替節流閥等措施來提高CO2循環的效率，替代節流閥的常用膨脹設備有:膨脹機、噴射器和渦流管等。文獻［6］比較了采用不同膨脹設備的跨臨界CO2循環，文中推薦使用膨脹機和渦流管回收膨脹損失。應用熱力學第二定律分析制冷循環的主要目的是為了指導能量的有效利用［7－8］。文獻［9］比較了渦流管、透平膨脹機及節流閥3種膨脹設備的不可逆損失。文獻［10－18］分別對跨臨界 CO2基本循環、膨脹機循環、噴射器循環和CO2兩級循環進行了不可逆損失分析。

本文運用熱力學第一定律和第二定律對跨臨界CO2空調工況下的基本循環、膨脹機循環、噴射器循環和渦流管循環進行分析，比較了各循環性能系數，給出了循環各部件的損失，為跨臨界CO2循環的優化提供理論基礎。

2 跨臨界CO2制冷循環

2.1 節流閥基本循環

圖1為跨臨界CO2節流閥基本循環的系統圖，狀態點2的高壓CO2工質從壓縮機出來后，經氣體冷卻器放熱后進入節流閥膨脹。不同于傳統的亞臨界循環，工質在氣體冷卻器中的放熱過程處于超臨界區域，而不再是兩相區。放熱過程中，工質的溫度變化相當大，除了氣體冷卻器的壓力，冷卻器出口溫度對循環COP的影響也很大。對于自然工質CO2循環中，工質由超臨界狀態膨脹到兩相區，循環的節流閥損失遠大于傳統循環的節流閥損失，由于循環參數和物性特點，循環效率明顯低于傳統氟利昂制冷系統10%—50%。

圖1 節流閥基本循環系統圖Fig.1 Layout of carbon dioxide transcritical cycle with throttling valve

2.2 膨脹機循環

通過膨脹機代替節流閥來回收膨脹功是提高CO2循環的最直接方法。對CO2跨臨界循環來說，由于其循環壓力高，雖然膨脹比小(2—4)，但是膨脹功大(占壓縮功的25%—30%)，采用膨脹機替代節流閥后其循環效率提高的幅度遠高于常規工質。圖2是帶膨脹機的跨臨界CO2制冷循環的系統，其中膨脹機可回收一部分功以減少壓縮機輸入功?；厥展r，帶膨脹機的跨臨界CO2制冷循環COP比基本節流閥循環要增加29.4%—35.3%［19］。

2.3 噴射器循環

使用噴射器代替節流閥也是提高CO2基本循環COP的有效方法，通過改變噴射器噴嘴的喉部截面積可控制冷卻器壓力，簡化氣體冷卻器壓力控制的過程。圖3表示噴射循環的系統，狀態點3的超臨界制冷劑離氣體冷卻器進入噴射器后，在噴嘴中膨脹降壓，制冷劑的流速迅速增大;同時狀態點7的制冷劑也進入噴射器，兩部分流體在混合段混合，并經噴射器中的擴散噴管段流出噴射器。

圖2 膨脹機循環系統圖Fig.2 Layout of carbon dioxide cycle with expander

圖3 噴射循環系統圖Fig.3 Layout of carbon dioxide cycle with ejector

2.4 渦流管循環

渦流管沒有任何運動部件，流體進入渦流管后可膨脹分離成熱流體和冷流體兩部分，只要渦流管進出口有足夠大的壓差，流體膨脹后就可產生冷流體和熱流體。采用渦流管的CO2循環有兩種類型，一種基于Maurer模型，另一循環基于Keller模型。圖4是Maurer模型的系統圖，在渦流管中，超臨界流體從冷卻壓力膨脹到蒸發壓力并分為3部分:飽和液體(點4)、飽和氣體(點C)和過熱氣體(點H)。飽和液體與飽和氣體混合(點6)后流入蒸發器制冷。過熱氣體經換熱器(降溫器)冷卻至狀態點5與流出蒸發器的氣體(點7)混合后(點1)流入壓縮機。圖5是Keller模型的系統圖，制冷劑經中間換熱器從狀態點3冷卻至狀態點4，然后節流閥膨脹至中間壓力，流入氣液分離器分為兩部分:飽和氣體(點8)與飽和液體(點5)。飽和氣體經中間換熱器加熱至狀態點9，經渦流管膨脹后分為兩部分:冷氣體(點C)和熱氣體(點H)。熱氣體經降溫器冷卻至狀態點10然后與渦流管的出流冷氣體混合，然后再與蒸發器的出口氣體(點7)混合后(點1)流入壓縮機。

圖4 Maurer模型系統圖Fig.4 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Maurer model

圖5 Keller模型系統圖Fig.5 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Keller model

3 熱力學分析

3.1 能量分析

跨臨界CO2循環的COP均可由下式計算:

若循環中壓縮機的質量流量為1 kg/s，則壓縮機、氣體冷卻器、膨脹閥和蒸發器的計算公式為:

若循環中壓縮機的質量流量為1 kg/s，噴射器、蒸發器和節流閥的計算公式為:

壓縮機的質量流量為1 kg/s，則蒸發器、降溫器和渦流管損失的計算公式為:

壓縮機的質量流量為1 kg/s，蒸發器、膨脹閥1、膨脹閥2、降溫器、中間冷卻器和渦流管損失的計算公式為:

3.3 參數確定

［20－21］并考慮到研究對象為空調工況，確定循環中主要設備的效率和運行參數，見表1。

表1 分析計算所使用的參數條件Table 1 Parameters used in simulation

基于以上條件，本文使用Fortran語言編程確定跨臨界CO2幾種循環的運行狀態參數，其中CO2物性通過調用NIST數據庫得到。

4 性能計算

圖6表示 y=0.5，T3=313.15 K，pgas=10.0 MPa，Twater=300.15 K，Tr=278.15 K，Te=278.15 K，pint=5.7 MPa，Q0=15 kW 時，各循環COP和總損失的關系。從圖中可以看出，膨脹機循環的COP遠大于其它跨臨界CO2循環，其次為噴射循環和渦流管循環。循環的總損失與COP大小相反，減少循環的總損失可提高循環的COP。膨脹機循環的COP遠大于其它循環，其值比基本循環大32.2%，比Maurer模型大27.7%，比Keller循環大30.8%，比噴射器循環大24.9%。膨脹機循環壓縮機比功小于基本循環，單位質量制冷量大于基本循環，故其COP大于基本循環。渦流管循環的壓縮機比功大于基本循環的壓縮機比功，但兩個循環制冷量相同時，渦流管循環中的壓縮機質量流量小于基本循環壓縮機質量流量;兩個因素作用的結果使制冷量一定時，渦流管循環所需的壓縮機輸入功小于基本循環的壓縮機輸入功，渦流管循環的COP大于基本循環。對噴射器循環，循環的壓縮機比功小于基本循環的壓縮機比功，但制冷量與基本循環相同時，循環中的壓縮機質量流量大于基本循環壓縮機質量流量;兩個因素作用的結果使制冷量一定時，噴射器循環所需的壓縮機輸入功也小于基本循環的壓縮機輸入功，噴射器循環的COP大于基本循環。

圖6 循環COP和總損失比較Fig.6 COP and total exergy losses of cycles

圖7 表示 y=0.5，T3=313.15 K，pgas=10.0 MPa，Twater=300.15K，Tr=278.15 K，Te=278.15 K，pint=5.7 MPa，Q0=15 kW時，5個循環各部件的損失占循環總損失的百分比。圖中可見，膨脹機循環的壓縮機損失占總損失的34%，其它循環壓縮機損失占總損失的26%左右。膨脹機循環的氣體冷卻器損失占總損失的40%以上，其它循環的其它冷卻器損失占總損失的30%到35%之間?；狙h中的節流閥、Maurer循環中的渦流管，噴射循環中的噴射器等膨脹設備的損失，占到總損失的35%左右，Keller模型中，雖然渦流管的膨脹損失較小，不到6%，但是兩個節流閥分擔了該循環所需的膨脹，兩個節流閥損失較大，膨脹設備也占到總損失的32%，膨脹機循環中膨脹機的損失只占了總損失的17%，大約是其它幾個膨脹設備的1/2。

圖7 循環各部件損失百分比Fig.7 Component exergy loss as percentage for cycles

5 結 論

運用熱力學第一定律和第二定律對典型空調工況下跨臨界CO2基本循環、膨脹機循環、噴射器循環和渦流管循環進行分析，得出以下結論:

(1)膨脹機循環的COP遠大于其它跨臨界CO2循環，其次為噴射器循環和渦流管循環，膨脹閥基本循環的COP最小。膨脹機循環的COP比基本循環大32.2%，但跨臨界CO2用膨脹機目前的問題是成本費用高、技術研發挑戰較大。

(3)采用膨脹機、噴射器和渦流管等膨脹設備代替基本循環中的節流閥后，由于這些膨脹設備的損失小于基本循環節流閥的損失，同時循環中壓縮機的損失小于基本循環的壓縮機損失，從而減小了循環總損失，提高了COP。

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