采用不同膨胀机构的跨临界CO2循环性能分析

马娟丽 刘昌海 侯 予

(1西安交通大学动力工程多相流国家重点实验室 西安 710049)

(2西安交通大学能源与动力工程学院 西安 710049)

术 语

COP——性能系数

h——比焓，(kJ/kg)

p——压力，(MPa)

T——温度，K

w——比功，(kJ/kg)

x——干度

y——冷流体制冷份额

Q0——制冷量

ε——换热器效率

η——等熵效率(%)

S——比熵，(kJ/kg·K)

μ——喷射系数

下标:

com——压缩机

gas——气体冷却器

eva——蒸发器

vor——涡流管

des——降温器

noz——喷嘴

int——中间冷却器

0——环境

v——膨胀阀

sep、exp、eje——分离器、膨胀机、喷射器

r——目标温度

c——压缩机输入

e——膨胀机回收

water——降温器进口水

1 引 言

现代社会中广泛使用的制冷空调和热泵系统，由于本身耗能和传统制冷剂(CFCs)对环境的破坏，系统的节能和制冷剂的替代成为工程热物理学科的前沿课题。在蒸气压缩式制冷与热泵循环中，工质的热物性对循环有着重要作用。可以说制冷与热泵技术的进展就是循环装置的完善与工质的更新。制冷剂的替代也由仅要求无臭氧层破坏到同时满足臭氧层保护和阻止全球变暖的双重要求上来［1］。考虑环境的长期安全性，应尽量避免使用那些最终会排放到生物圈中并影响生态平衡的非自然工质，重新起用自然工质是一种非常安全的选择。从工质利用的历史来看，人类最初使用的是自然工质，如SO2、CO2等，随着科技的进步，制造出了CFC、HCFC等合成工质，提高了循环性能，却造成了人们原未预料到的环境问题，于是人们又把目光重新投到自然工质上来。自然工质被前国际制冷学会主席G.Lorentzen称为解决环境问题的最终方案［2］。美国、德国、挪威等国家学术研究和商业推广齐头并进，中国学者近年来也开始自然工质的研究［3］。由于氟里昂制冷剂对大气臭氧层有污染，根据蒙特利尔协议，要限制和逐步禁止使用CFCs工质，而替代制冷剂的温室效应也不能忽视，因此应用绿色天然工质的需求越来越迫切。跨临界CO2循环是氟利昂制冷剂替换研究中的一个重要方向［4］。由于CO2具有理想的环保特性，加之其很低的成本(不到R134a的5%)，容易获得且不需回收等优点，成为理想的自然工质。目前，CO2在部分制冷空调应用领域(包括汽车空调、热水热泵、低温复叠制冷等)具有非常好的发展前景［5］。

与传统制冷剂相比，因为CO2工质的临界温度常常低于空调和热泵的排热压力，空调和热泵系统一般都采用跨临界蒸汽压缩循环。然而，跨临界CO2循环的最大缺点是膨胀阀巨大能量损失所导致的COP较低。一般可通过两级压缩、回热技术以及用其它膨胀设备代替节流阀等措施来提高CO2循环的效率，替代节流阀的常用膨胀设备有:膨胀机、喷射器和涡流管等。文献［6］比较了采用不同膨胀设备的跨临界CO2循环，文中推荐使用膨胀机和涡流管回收膨胀损失。应用热力学第二定律分析制冷循环的主要目的是为了指导能量的有效利用［7－8］。文献［9］比较了涡流管、透平膨胀机及节流阀3种膨胀设备的不可逆损失。文献［10－18］分别对跨临界 CO2基本循环、膨胀机循环、喷射器循环和CO2两级循环进行了不可逆损失分析。

本文运用热力学第一定律和第二定律对跨临界CO2空调工况下的基本循环、膨胀机循环、喷射器循环和涡流管循环进行分析，比较了各循环性能系数，给出了循环各部件的损失，为跨临界CO2循环的优化提供理论基础。

2 跨临界CO2制冷循环

2.1 节流阀基本循环

图1为跨临界CO2节流阀基本循环的系统图，状态点2的高压CO2工质从压缩机出来后，经气体冷却器放热后进入节流阀膨胀。不同于传统的亚临界循环，工质在气体冷却器中的放热过程处于超临界区域，而不再是两相区。放热过程中，工质的温度变化相当大，除了气体冷却器的压力，冷却器出口温度对循环COP的影响也很大。对于自然工质CO2循环中，工质由超临界状态膨胀到两相区，循环的节流阀损失远大于传统循环的节流阀损失，由于循环参数和物性特点，循环效率明显低于传统氟利昂制冷系统10%—50%。

图1 节流阀基本循环系统图Fig.1 Layout of carbon dioxide transcritical cycle with throttling valve

2.2 膨胀机循环

通过膨胀机代替节流阀来回收膨胀功是提高CO2循环的最直接方法。对CO2跨临界循环来说，由于其循环压力高，虽然膨胀比小(2—4)，但是膨胀功大(占压缩功的25%—30%)，采用膨胀机替代节流阀后其循环效率提高的幅度远高于常规工质。图2是带膨胀机的跨临界CO2制冷循环的系统，其中膨胀机可回收一部分功以减少压缩机输入功。回收功时，带膨胀机的跨临界CO2制冷循环COP比基本节流阀循环要增加29.4%—35.3%［19］。

2.3 喷射器循环

使用喷射器代替节流阀也是提高CO2基本循环COP的有效方法，通过改变喷射器喷嘴的喉部截面积可控制冷却器压力，简化气体冷却器压力控制的过程。图3表示喷射循环的系统，状态点3的超临界制冷剂离气体冷却器进入喷射器后，在喷嘴中膨胀降压，制冷剂的流速迅速增大;同时状态点7的制冷剂也进入喷射器，两部分流体在混合段混合，并经喷射器中的扩散喷管段流出喷射器。

图2 膨胀机循环系统图Fig.2 Layout of carbon dioxide cycle with expander

图3 喷射循环系统图Fig.3 Layout of carbon dioxide cycle with ejector

2.4 涡流管循环

涡流管没有任何运动部件，流体进入涡流管后可膨胀分离成热流体和冷流体两部分，只要涡流管进出口有足够大的压差，流体膨胀后就可产生冷流体和热流体。采用涡流管的CO2循环有两种类型，一种基于Maurer模型，另一循环基于Keller模型。图4是Maurer模型的系统图，在涡流管中，超临界流体从冷却压力膨胀到蒸发压力并分为3部分:饱和液体(点4)、饱和气体(点C)和过热气体(点H)。饱和液体与饱和气体混合(点6)后流入蒸发器制冷。过热气体经换热器(降温器)冷却至状态点5与流出蒸发器的气体(点7)混合后(点1)流入压缩机。图5是Keller模型的系统图，制冷剂经中间换热器从状态点3冷却至状态点4，然后节流阀膨胀至中间压力，流入气液分离器分为两部分:饱和气体(点8)与饱和液体(点5)。饱和气体经中间换热器加热至状态点9，经涡流管膨胀后分为两部分:冷气体(点C)和热气体(点H)。热气体经降温器冷却至状态点10然后与涡流管的出流冷气体混合，然后再与蒸发器的出口气体(点7)混合后(点1)流入压缩机。

图4 Maurer模型系统图Fig.4 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Maurer model

图5 Keller模型系统图Fig.5 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Keller model

3 热力学分析

3.1 能量分析

跨临界CO2循环的COP均可由下式计算:

若循环中压缩机的质量流量为1 kg/s，则压缩机、气体冷却器、膨胀阀和蒸发器的计算公式为:

若循环中压缩机的质量流量为1 kg/s，喷射器、蒸发器和节流阀的计算公式为:

压缩机的质量流量为1 kg/s，则蒸发器、降温器和涡流管损失的计算公式为:

压缩机的质量流量为1 kg/s，蒸发器、膨胀阀1、膨胀阀2、降温器、中间冷却器和涡流管损失的计算公式为:

3.3 参数确定

［20－21］并考虑到研究对象为空调工况，确定循环中主要设备的效率和运行参数，见表1。

表1 分析计算所使用的参数条件Table 1 Parameters used in simulation

基于以上条件，本文使用Fortran语言编程确定跨临界CO2几种循环的运行状态参数，其中CO2物性通过调用NIST数据库得到。

4 性能计算

图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 时，各循环COP和总损失的关系。从图中可以看出，膨胀机循环的COP远大于其它跨临界CO2循环，其次为喷射循环和涡流管循环。循环的总损失与COP大小相反，减少循环的总损失可提高循环的COP。膨胀机循环的COP远大于其它循环，其值比基本循环大32.2%，比Maurer模型大27.7%，比Keller循环大30.8%，比喷射器循环大24.9%。膨胀机循环压缩机比功小于基本循环，单位质量制冷量大于基本循环，故其COP大于基本循环。涡流管循环的压缩机比功大于基本循环的压缩机比功，但两个循环制冷量相同时，涡流管循环中的压缩机质量流量小于基本循环压缩机质量流量;两个因素作用的结果使制冷量一定时，涡流管循环所需的压缩机输入功小于基本循环的压缩机输入功，涡流管循环的COP大于基本循环。对喷射器循环，循环的压缩机比功小于基本循环的压缩机比功，但制冷量与基本循环相同时，循环中的压缩机质量流量大于基本循环压缩机质量流量;两个因素作用的结果使制冷量一定时，喷射器循环所需的压缩机输入功也小于基本循环的压缩机输入功，喷射器循环的COP大于基本循环。

图6 循环COP和总损失比较Fig.6 COP and total exergy losses of cycles

图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时，5个循环各部件的损失占循环总损失的百分比。图中可见，膨胀机循环的压缩机损失占总损失的34%，其它循环压缩机损失占总损失的26%左右。膨胀机循环的气体冷却器损失占总损失的40%以上，其它循环的其它冷却器损失占总损失的30%到35%之间。基本循环中的节流阀、Maurer循环中的涡流管，喷射循环中的喷射器等膨胀设备的损失，占到总损失的35%左右，Keller模型中，虽然涡流管的膨胀损失较小，不到6%，但是两个节流阀分担了该循环所需的膨胀，两个节流阀损失较大，膨胀设备也占到总损失的32%，膨胀机循环中膨胀机的损失只占了总损失的17%，大约是其它几个膨胀设备的1/2。

图7 循环各部件损失百分比Fig.7 Component exergy loss as percentage for cycles

5 结 论

运用热力学第一定律和第二定律对典型空调工况下跨临界CO2基本循环、膨胀机循环、喷射器循环和涡流管循环进行分析，得出以下结论:

(1)膨胀机循环的COP远大于其它跨临界CO2循环，其次为喷射器循环和涡流管循环，膨胀阀基本循环的COP最小。膨胀机循环的COP比基本循环大32.2%，但跨临界CO2用膨胀机目前的问题是成本费用高、技术研发挑战较大。

(3)采用膨胀机、喷射器和涡流管等膨胀设备代替基本循环中的节流阀后，由于这些膨胀设备的损失小于基本循环节流阀的损失，同时循环中压缩机的损失小于基本循环的压缩机损失，从而减小了循环总损失，提高了COP。

参考文献

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