CO2跨臨界雙級壓縮機械過冷循環的性能分析

楊俊蘭，白 楊

（天津城建大學 能源與安全工程學院，天津 300384）

0 引言

為了減少臭氧消耗、減緩全球變暖，天然制冷劑CO2越來越受到研究人員的重視。CO2作為一種環境友好型制冷劑（ODP=0，GWP=1），具有無毒害和不易燃等特性，然而CO2臨界溫度31.1 ℃，臨界壓力為7.38 MPa，CO2制冷系統多為跨臨界循環，排氣壓力高達10 MPa，導致了節流過程巨大的不可逆損失，造成CO2跨臨界制冷循環的COP比傳統制冷劑制冷循環要低得多，這限制了CO2跨臨界系統的推廣應用。

為了提高CO2跨臨界循環的性能，一些學者對機械過冷循環和回熱器循環用于CO2跨臨界系統進行了理論和實驗研究。代寶民等［1-2］對機械過冷循環進行了熱力學分析，結果表明：在最優排氣壓力和最優過冷度2個參數條件下，循環存在最大COP；相對傳統CO2制冷循環，增加輔助循環可顯著提高循環COP，降低CO2排氣壓力和排氣溫度。SHE等［3］對機械過冷循環提出利用膨脹機替代節流裝置，回收高壓制冷劑的膨脹功，將回收的膨脹功用于驅動輔助循環中的壓縮機，從而使整個機械過冷系統沒有額外的耗能，計算結果表明COP提升了49%。文獻［4-7］分析了帶有R290機械過冷裝置的CO2跨臨界兩級壓縮系統的性能，通過改進CO2壓縮機和氣體冷卻器可以提高系統性能。王洪利等［8］的研究表明，雙級壓縮CO2跨臨界帶回熱器循環的性能，比不帶回熱器循環提高了5%～10%。DANIEL等［9］比較了不帶回熱器循環和回熱器安裝在循環中不同位置時，制冷量、壓縮機耗功和COP的變化，結果表明，同時使用2個回熱器可以在最優排氣壓力下使COP提高13%。姜云濤等［10-11］通過實驗驗證了對于跨臨界CO2熱泵系統，帶回熱器的熱泵系統的制熱效率高于不帶回熱器時的效率，制熱量增加9%～13%，制熱系數增加5%～10%。方健珉等［12］分析了回熱量對系統制冷量和能效比的提升作用，以及對壓縮機運行參數的影響。寧靜紅等［13］對3種輔助過冷循環帶回熱器的直接接觸冷凝制冷循環進行熱力學分析，探究輔助循環加回熱器對直接接觸冷凝制冷循環熱力性能的影響。葉祖樑等［14］對不同氣體冷卻器出口溫度、排氣壓力下回熱器效率的影響進行了理論研究，結果表明氣冷器出口溫度較高時，回熱器效率增大才能提高性能系數。

本文提出了一種雙級壓縮機械過冷帶回熱器（TSC+MS+RE）循環，并與雙級壓縮機械過冷（TSC+MS）循環和雙級壓縮帶回熱器（TSC+RE）循環進行熱力學分析，研究了蒸發溫度、環境溫度、過冷度、制冷劑流量和排氣壓力等參數對系統性能的影響，旨在為提高CO2跨臨界雙級壓縮機械過冷循環的效率提供理論支撐。

1 循環介紹

TSC+MS循環系統和T-s曲線分別如圖1（a）和（b）所示。可以看到，圖1中1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-1為雙級壓縮CO2跨臨界制冷循環，即主循環，制冷劑為CO2；1'-2'-3'-4'-1'為輔助循環，制冷劑為R290。在過冷器中，輔助循環蒸發過程4'-1'所吸收的冷量來自于主循環冷卻過程6-8所放出的熱量，將這種采用蒸氣壓縮式過冷循環的方式稱為CO2跨臨界機械過冷循環。

圖1 TSC+MS循環系統和T-s曲線Fig.1 Diagram of TSC+MS cycle system and T-s curve

TSC+RE循環系統和T-s曲線分別如圖2（a）和（b）所示。

圖2 TSC+RE循環系統和T-s曲線Fig.2 Diagram of TSC+RE cycle system and T-s curve

從蒸發器出來的低溫低壓飽和制冷劑蒸汽流過回熱器進一步吸熱變為過熱蒸汽，經過壓縮機1壓縮，與來自中間冷卻器的飽和氣體混合，再次經過壓縮機2變為高溫高壓的制冷劑氣體，然后進入氣體冷卻器冷卻放熱。從氣冷器出來的制冷劑分成兩股，一股經過節流閥2節流降壓變為中間壓力下的兩相態，另一股流過中間冷卻器放熱后進入回熱器，與蒸發器出口的飽和制冷劑蒸汽進一步換熱，以達到自身的過冷，然后經過節流閥1節流降壓變為低溫低壓的制冷劑液體，最后進入蒸發器蒸發吸熱，實現一個完整的制冷循環。

本文提出了一種TSC+MS+RE循環，它是基于雙級壓縮機械過冷而得到的一種循環方式。其主循環12-1-2-4-5-6-8-9-10-11-12與TSC+RE循環基本相同，氣體冷卻器出口的高溫高壓氣態制冷劑在過冷器中被進一步冷卻放熱，其放出的熱量被蒸氣壓縮式R290過冷循環所帶走，以實現主循環制冷劑的過冷。圖3（a）和（b）分別示出該循環的系統和T-s曲線。

圖3 TSC+MS+RE循環系統和T-s曲線Fig.3 Diagram of TSC+MS+RE cycle system and T-s curve

2 計算模型

R290制冷劑具有優良的熱力性能，既不損害臭氧層，也無溫室效應，其價格低廉，單位容積制冷量較大，物理性質與R22非常相近，屬于直接替代物。因此TSC+MS和TSC+MS+RE系統主循環制冷劑使用R744，過冷循環使用R290。

本研究中3種循環設計參數如下：蒸發溫度范圍-10～10 ℃，環境溫度范圍25～40 ℃，過冷度范圍取5～15 ℃，排氣壓力范圍8～12 MPa，壓縮機等熵效率為0.7。循環基于以下假設條件：

（1）換熱器和管路中壓降和熱損失忽略不計；

（2）蒸發器出口為飽和氣態，輔助循環冷凝器出口為飽和液態；

（3）主循環氣體冷卻器出口溫度與環境溫差為 5 ℃；

（4）輔助循環冷凝溫度與環境溫度溫差為10 ℃；

（5）過冷器最小換熱溫差為5 ℃。

表1 3種循環的理論計算公式Tab.1 Theoretical calculation formulas of three cycles

3 結果與討論

圖4示出3種循環COP隨過冷度的變化曲線。隨著過冷度的增加，TSC+RE循環的COP隨之增大，且變化幅度最為明顯。而TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環的COP隨過冷度的增大先急劇上升后逐漸降低，循環存在一個最大COP，對應著一個最佳過冷度。雖然制冷量隨著過冷度的升高不斷提高，但制冷量的增長較慢，而壓縮機耗功卻在不斷增加且增加較快，因此機械過冷系統COP先增大后減小。在過冷度為11 ℃時，TSC+MS+RE循環的COP最大為4.05；在最佳過冷度下，TSC+MS+RE循環比TSC+RE循環的COP增加了33.3%，比TSC+MS循環的COP增加了10.9%。

圖4 COP隨過冷度的變化曲線Fig.4 The variation curve of COP with subcooling temperature

圖5示出3種循環COP隨系統排氣壓力的變化曲線。隨著排氣壓力的不斷升高，3種循環的COP均先增大后減小，存在一個最大值，即存在一個最優排氣壓力。這是由于在排氣壓力過高時，主循環耗功急劇增加。雖然制冷量也有所增加，但在壓力超過10 MPa之后，制冷量增加量減少，導致COP下降較快。當氣體冷卻器出口溫度固定時，由于超臨界區S形等溫線與壓縮過程之間的相互作用，使得系統存在最優排氣壓力。TSC+RE循環在排氣壓力為9.5 MPa時，取得最大COP為2.89；TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環都是在排氣壓力為10 MPa左右時，分別取得最大COP為3.6和4.05。

圖5 COP隨排氣壓力的變化曲線Fig.5 The variation curve of COP with discharge pressure

圖6示出3種循環COP隨系統中間壓力的變化曲線，中間壓力的計算式采用 Pm=（PePk'）1/2，其中Pe為蒸發壓力，Pk為系統排氣壓力。當Pe取3.0 MPa時，隨著排氣壓力Pk的不斷增大，中間壓力Pm隨之增大，3種循環的COP先快速增大后緩慢減小，存在一個最大值，即存在一個最優中間壓力。TSC+RE循環在中間壓力取5.38 MPa時，取得最大COP為2.9；TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環都是在中間壓力取5.52 MPa時，分別取得最大COP為3.6和 4.0。

圖6 COP隨中間壓力的變化曲線Fig.6 The variation curve of COP with intermediate pressure

圖7示出3種循環COP隨環境溫度的變化曲線。隨著環境溫度的升高，氣體冷卻器出口溫度也隨之增大，3種循環的COP均隨之減小。TSC+MS+RE循環的COP明顯高于TSC+RE循環，當環境溫度為40 ℃時，TSC+MS+RE循環的COP為3.3，比TSC+RE循環的COP高28.2%，比TSC+MS循環的COP高11.7%。

圖7 COP隨環境溫度的變化曲線Fig.7 The variation curve of COP with ambient temperature

圖8示出3種循環的COP隨流過蒸發器的制冷劑流量占比m1的變化曲線，由圖可知，隨著m1的不斷增大，3種循環的COP均隨之減小。這是由于隨著m1的增大，單位制冷量增大，但對于壓縮機而言，隨著制冷劑流量增加，壓縮機耗功迅速增大，其增大的程度大于制冷劑流量對于制冷量的影響，因此3種循環的COP均隨之減小。對于TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環，其COP受m1的影響較為顯著。在m1小于0.7時，機械過冷循環的COP明顯優于回熱器循環，但其下降速度較快；當m1大于0.65之后，TSC+RE循環的COP高于TSC+MS循環；在m1大于0.75之后，TSC+RE循環的COP高于TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環，但三者差別不大。

圖8 COP隨蒸發器流量比率的變化曲線Fig.8 The variation curve of COP with evaporator mass flow rate

圖9示出3種循環的壓縮機排氣溫度隨蒸發溫度的變化曲線，由圖可知，壓縮機排氣溫度隨著蒸發溫度的升高而降低，且機械過冷系統的排氣溫度下降幅度較為明顯。隨著蒸發溫度升高，蒸發壓力也變大，壓縮機吸氣壓力變大，當排氣壓力不變的情況下，壓縮機壓差變小，導致排氣溫度降低。在環境溫度為35 ℃時，蒸發溫度越低，壓縮機排氣溫度就越高，對于TSC+MS循環，當蒸發溫度為-10 ℃時，壓縮機排氣溫度可高達85 ℃；對于TSC+MS+RE循環，增設回熱器導致了壓縮機排氣溫度的升高。

圖9 壓縮機排氣溫度隨蒸發溫度的變化曲線Fig.9 The variation curve of compressor discharge temperature with evaporation temperature

圖10示出TSC+MS+RE循環性能參數隨過冷度變化曲線，制冷量Q和壓縮機耗功W隨著過冷度的升高而增大，雖然制冷量隨著過冷度的升高不斷增大，但壓縮機耗功也在不斷增加。對于TSC+MS+RE循環，隨著過冷度的升高，主循環壓縮機耗功不變，輔助循環壓縮機耗功不斷增加，使得循環總的壓縮機耗功隨過冷度的升高而增大，因此存在一個最佳過冷度以達到最大COP。由圖可知，當過冷度為11 ℃左右時，TSC+MS+RE循環取得最大COP為4.05。

圖10 TSC+MS+RE循環性能參數隨過冷度的變化曲線Fig.10 The variation curve of TSC+MS+RE cycle performance parameters with subcooling temperature

圖11示出不同蒸發溫度下TSC+MS+RE循環COP隨過冷度的變化曲線。如圖所示，TSC+MS+RE循環COP隨著蒸發溫度的升高而增大，且最佳過冷度隨著蒸發溫度的升高而減小。隨著蒸發溫度的降低，主循環壓縮機耗功逐漸增大，輔助循環的壓縮機耗功隨著過冷度的增加而增大，導致循環總的耗功增大。因此，TSC+MS+RE循環的最佳過冷度隨著蒸發溫度的升高而減小。在蒸發溫度為-15，-5和5 ℃時，TSC+MS+RE循環的最佳過冷度分別是13，11和 8 ℃。

圖11 TSC+MS+RE循環COP隨過冷度的變化曲線Fig.11 The variation curve of TSC+MS+RE cycle COP with subcooling temperature

圖12示出了TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環的壓縮機耗功比隨蒸發溫度的變化曲線。

圖12 壓縮機耗功比隨蒸發溫度的變化曲線Fig.12 The variation curve of compressor power consumption ratio with evaporation temperature

其中耗功比定義為輔助循環壓縮機耗功WR290與主循環壓縮機耗功WR744的比值，即r=WR290/WR744。如圖所示，壓縮機耗功比隨著蒸發溫度的升高而增大，這是由于隨著蒸發溫度升高，主循環和輔助循環的壓縮機耗功逐漸降低，但輔助循環的壓縮機耗功下降幅度相對小于主循環，因此，輔助循環的壓縮機耗功比隨之增大。當蒸發溫度從-15 ℃升高到5 ℃時，TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環壓縮機耗功比分別增大了48.3%和46.4%。

4 結論

（1）TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環的COP隨著過冷度的升高先增大后減小，在最佳過冷度下，TSC+MS+RE循環比TSC+RE循環的COP增加了33.3%，比TSC+MS循環的COP增加了10.9%。

（2）3種循環的COP隨著排氣壓力的升高先增大后減小，系統都存在最優排氣壓力。且隨著排氣壓力的不斷增大，中間壓力也隨之增大，3種循環的COP先快速增大后緩慢減小，也存在最優中間壓力。

（3）隨著蒸發器流量占比的不斷增大，3種循環的COP均隨之減小，當蒸發器流量占比小于0.7時，機械過冷循環的COP明顯優于回熱器循環。

（4）3種循環的壓縮機排氣溫度隨蒸發溫度的升高而降低，且TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環的排氣溫度的下降幅度較為明顯。對于TSC+MS+RE循環，增設回熱器導致了壓縮機排氣溫度的升高。

（5）TSC+MS+RE循環COP隨著蒸發溫度的升高而增大，且最佳過冷度隨著蒸發溫度的升高而減小。TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環的壓縮機耗功比隨著蒸發溫度的升高而逐漸增大，當蒸發溫度從-15 ℃升高到5 ℃時，TSC+MS循環和TSC+MS+RE循環壓縮機耗功比分別增大了48.3%和46.4%。