采用非共沸混合工质机械过冷的跨临界CO2制冷循环性能分析

(1 天津商业大学天津市制冷技术重点实验室 天津 300134； 2 天津三电汽车空调有限公司 天津 300385； 3 天津大学热能研究所 天津 300072)

制冷空调行业常用的HCFCs和HFCs类物质具有较高的温室效应将逐渐被禁用或替代，自然工质逐渐成为当今制冷空调行业的研究热点。其中自然工质CO2由于安全环保的优势最具代表性和竞争力。然而，由于CO2的临界温度仅为31.1 ℃，而临界压力高达7.38 MPa，运行压力较高、节流损失大，造成CO2跨临界循环效率低于常规制冷剂系统，是限制其推广应用的最主要原因。

通过对气体冷却器出口的CO2流体进行过冷，可减小节流损失，增加循环制冷量，提升循环COP。CO2制冷循环可通过内部换热器、机械、热电冷却等方式实现过冷。一些学者对热电过冷的方法进行了研究，J. Schoenfield等[1-2]加工并测试了一台CO2热电过冷器的性能，结果表明在7.2 ℃的蒸发温度下，COP和冷却能力分别提高了3.3%和7.9%。K. Yazawa等[3]对用于数据中心冷却的CO2蒸气压缩系统中热电过冷器的性能进行了研究，冷却能力提高了12%～13%。S. Jamali等[4]提出了一种热电温差发电和热电过冷耦合CO2跨临界制冷循环，分析表明COP可以提高约18.9%。Dai Baomin等[5]理论分析了热电过冷和膨胀机耦合跨临界CO2制冷循环，结果表明循环存在最佳高压和过冷度，与基准循环相比，COP提高了37.8%。

机械过冷即通过小型的蒸气压缩制冷循环对CO2跨临界制冷循环气体冷却器出口的CO2进行冷却。She Xiaohui等[6]提出在CO2循环设置膨胀机，输出的膨胀功驱动机械过冷循环压缩机对CO2进行过冷，结果显示COP提升49.2%。R. Llopis等[7-8]对CO2跨临界机械过冷循环进行了热力学分析和实验研究，理论分析结果表明，COP和制冷量最高分别提升20%和28.8%，并且降低了高压压力。虽然机械过冷循环需要一套机械过冷制冷循环，增加了成本，但机械过冷制冷循环的容量明显小于主循环[9]，并且机械过冷循环压缩机的功耗小于主循环的20%；结果表明，制冷量和COP最高分别提升了55.7%和30.3%[8]。J. Bush等[10]实验研究了增压CO2制冷系统采用R134a进行机械过冷，结果显示系统性能得到显著提升。B. A. Qureshi等[11]认为投资回报期的长短取决于制冷系统的容量大小，对于制冷量大于100 kW的系统，安装机械过冷循环的回报期小于3年。代宝民等[12]的分析表明，过冷区域机械过冷循环可显著降低CO2跨临界循环的排气压力和温度，当环境温度为40 ℃，蒸发温度为-15 ℃时，排气压力和温度分别降低了2.01 MPa和17.5 ℃。因此机械过冷不仅能够增加制冷量，还可以降低主循环的运行高压，延长压缩机的使用寿命[9]。

相对其它几种过冷方式，机械过冷更容易实现，是提高CO2跨临界制冷循环能效、拓宽其使用范围的可行措施。然而，其最优过冷度较高，导致在冷却蒸发器中制冷剂与CO2流体的温差较大，造成显著的换热不可逆损失，影响了循环效率。本文提出机械过冷循环采用非共沸混合制冷剂，基于Lorenz循环的概念，利用其相变过程中的温度滑移与CO2冷却过程形成很好的温度匹配，从而提高CO2制冷循环能效。

1 模型建立

图1所示为机械过冷CO2制冷循环原理。循环1-2-3″-4″-1为CO2跨临界制冷循环，循环1′-2′-3′-4′-1′为机械过冷循环，制冷工质可选择常规制冷剂。受环境温度的限制(设为35 ℃)，CO2气体冷却器的出口温度较高，为降低节流前CO2的温度，可通过机械过冷循环的蒸发过程(4′-1′)将CO2过冷过程放出的热量转移至冷却水或大气环境，实现CO2过冷。该换热过程发生在过冷器中，类似于复叠制冷循环中的冷凝蒸发器。因此，文中将该过冷器称为CO2冷却蒸发器。

图1 机械过冷CO2制冷循环原理Fig.1 The principle of CO2 transcritical refrigeration cycle with mechanical subcooling

图2所示为混合工质机械过冷跨临界CO2制冷循环T-s图。对模型进行如下假设：1)循环在稳态工况下运行；2)换热器和管路中压降和热损失忽略不计，所涉及的换热器均假定为逆流换热器；3)蒸发器出口为饱和气态，机械过冷循环冷凝器出口为饱和液态；4)气体冷却器出口CO2温度与环境温差为5 ℃；5)冷凝温度与换热流体(空气)窄点温差为8 ℃，冷却蒸发器窄点温差为5 ℃；6)蒸发温度低于-15 ℃时，CO2循环采用双级压缩中间冷却，高压级吸气温度比环境温度高5 ℃。

图2 混合工质机械过冷跨临界CO2制冷循环T-s图Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 refrigeration cycle with mechanical subcooling using zeotropic working fluid

主循环(CO2循环)：

单级压缩：

WCom,CO2=mCO2(h2-h1)/(ηm，coηe,co)

(1)

式中：ηm, CO2和ηe, CO2分别为CO2压缩机的机械效率和电机效率，均取0.9。

ηs,CO2=(h2s-h1)/(h2-h1)

(2)

式中：ηs, CO2为CO2压缩机的等熵效率，为压比的函数，可通过式(3)进行计算[13]：

(3)

表1 所选制冷剂的物理、安全和环保特性(按标准沸点排序)[15]Tab.1 The physical properties, safety and environmental characteristics of refrigerant

双级压缩：

WCom,CO2,L=mCO2(hCom,CO2,L,out-h1)/(ηm,CO2ηe,CO2,L)

(4)

WCom,CO2,H=mCO2(h2-hCom,CO2,H,in)/

(ηm,CO2,Hηe,CO2,H)

(5)

WCom,CO2=WCom,CO2,L+WCom,CO2,H

(6)

QC,CO2=mCO2(h1-h4)

(7)

COPCO2=QC,CO2/WCom,CO2

(8)

hCom, CO2, L, out和h2通过式(2)计算确定。

机械过冷循环：

WCom,MS=mMS(h2′-h1′)/(ηm,MSηe,MS)

(9)

ηs,MS=(h2s′-h1′)/(h2′-h1′)

(10)

式中：ηs, MS为机械过冷循环压缩机的等熵效率，可通过式(11)计算[14]：

(11)

mMS(h1′-h4′)=mCO2(h3-h3″)

(12)

QC,MS=mMS(h1′-h4′)

(13)

COPMS=QC,MS/WCom,MS

(14)

总循环：

QC=mCO2(h1-h4″)

(15)

WCom=WCom,CO2+WCom,MS

(16)

COP=QC/WCom

(17)

由于GWP较高的HCFCs和HFCs等制冷剂将逐渐消减和替代，因此本文选取了几种GWP较低的制冷剂作为非共沸工质的组元，其物理、安全及环保特性如表1所示。由表1可知，除了CO2以外，R32的沸点最低。R32通常用作混合制冷剂的重要组元，如R410A和R407C，并且在近年也被用作替代R22的制冷剂之一。因此，本文选取R32作为非共沸制冷剂的低沸点组元。

图3所示为R32和其它6种制冷剂混合物在不同R32质量分数(XR32)下的温度滑移。可以看到除了R32/R290，其它几种工质对的温度滑移随XR32先增大后减小，存在最大值。而R32/R290在XR32=20%和XR32=90%处存在两个最大值，R32/R600a和R32/R1234ze(Z)的最大温度滑移约为40 ℃，而其它4种工质对的最大温度滑移均在15 ℃以下。这是由于温度滑移与工质对组元的沸点差有关，沸点差越大，对应的温度滑移相对越明显。在本文中，将R32/R600a和R32/R1234ze(Z)归为高温度滑移工质对，其它4种为低温度滑移工质对。

图3 混合制冷剂温度滑移随R32质量分数(XR32)的变化Fig.3 Temperature glide of mixture refrigerant variation with mass fraction of R32 (XR32)

2 结果与讨论

图4所示为R32/R1234yf(50/50)总COP随排气压力(p2)和过冷度(dTSC)的变化特性(50/50表示两种组分质量分数分别为50%和50%，下同)。可知总COP随排气压力和过冷度均呈先急剧增加后缓慢减小的趋势，在排气压力为9.331 MPa、过冷度为19.63 ℃时取得最大COP为2.244 6，相应的压力和温度称为最优排气压力(最优高压)和最优过冷度。对于最优高压，F. Kauf[16]的研究中解释为，主要由于CO2超临界区的等温线在lgp-h图上呈S形导致。而对于最优过冷度，可通过图5进行解释，由图5可知随着过冷度的增加，制冷量(QC)和压缩机总功耗(WCom)均随过冷度的增加而增大，而制冷量呈逐步放缓的趋势。过冷度增加，CO2压缩机功耗变化不明显，而机械过冷循环压缩机功耗迅速增加，导致总功耗急剧增加。制冷量和压缩机功耗的综合结果表现为在某一过冷度循环存在最大COP，称为最优过冷度。

图4 总COP随排气压力和过冷度的变化Fig.4 Overall COP variation with discharge pressure and subcooling temperature

图5 循环特性随过冷度的变化Fig.5 Cycle performance changing with the subcooling temperature

由上述分析可知采用非共沸混合制冷剂的机械过冷CO2制冷循环在最优排气压力和过冷度工况下存在最大COP。因此，下述结果和分析均基于最优工况展开讨论。

总COP随XR32的变化如图6所示，可知6组混合工质对随着XR32的变化均存在最高COP，但曲线的变化趋势各不相同。对于R32/R1234yf、R32/R152a、R32/R1234ze(E)和R32/R1234ze(Z)，COP呈先升高后降低的变化趋势；对于R32/R290，其COP表现为类似正弦曲线的变化趋势；对于R32/R600a，其曲线呈现马鞍形。此外，对于温度滑移较小的混合制冷剂(R32/R290、R32/R1234yf、R32/R152a和R32/R1234ze(E))，其COP曲线形状和图3中的温度滑移曲线相似，COP的最高值也出现在对应的最大温度滑移的位置。然而温度滑移较高的混合制冷剂其COP变化趋势与对应的温度滑移差异较大。

图6 总COP随R32质量分数(XR32)的变化Fig.6 Overall COP variation with mass fraction of R32 (XR32)

对于除了R32/R290的其它5组工质对，总COP均比相应纯质组元的高，比如在所有混合制冷剂中，R32/R1234ze(Z)在XR32=55%时对应的COP最高，为2.305 5，与纯R32和R1234ze(Z)相比(COP分别为2.197 5和2.168 7)，COP分别提升了4.91%和6.31%。然而对于R32/R290，当XR32=55%～90%时，COP比采用R32和R290时都要低，最低值出现在XR32=70%。

图7 最优排气压力随组分R32质量分数(XR32)的变化Fig.7 Optimum discharge pressure variation with mass fraction of R32 (XR32)

最大COP受最优排气压力和过冷度的影响显著，对应的最优排气压力和过冷度如图7和图8所示。对于4种低温度滑移的工质对(R32/R290、R32/R1234yf、R32/R152a和R32/R1234ze(E))，最优过冷度的曲线形状和图3中温度滑移的趋势非常接近，但最优高压的变化趋势和最优过冷度的恰恰相反。然而对于两种温度滑移较高的工质对(R32/R600a和R32/R1234ze(Z))，最优高压表现为M形曲线变化，可以看到对于R32/R600a在XR32=10%～55%和R32/R1234ze(Z)在XR32=10%～60%处有明显凸起。并且对于图8中这两种工质对的过冷度，同样在XR32=10%～55%和XR32=5%～60%附近出现了两个明显凸起，对于R32/R1234ze(Z)(30/70)，最优过冷度高达29.16 ℃。

图8 最优过冷度随R32质量分数(XR32)的变化Fig.8 Optimum subcooling temperature variation with mass fraction of R32 (XR32)

同样可以发现对于本文中所列的所有混合制冷剂，最优高压的变化范围较小(9.274～9.459 MPa)，然而对于高温度滑移的混合工质，最优过冷度的变化范围较广(15.88～29.16 ℃)，对于低温度滑移的工质对，最优过冷度仅在一个很小的范围内变化(16.95～20.70 ℃)。

为了进一步解释组分含量对循环整体性能的影响，分别以R32/R1234ze(E)和R32/R1234ze(Z)为例，对低温度滑移和高温度滑移两类非共沸混合物作为机械过冷循环制冷剂进行讨论，相应的总COP、机械过冷循环COP(COPMS)和CO2循环COP(COPCO2)如图9所示。COPCO2的变化趋势同图7中的最优排气压力一致。对于图9(a)中代表低温度滑移的R32/R1234ze(E)，总COP变化趋势与COPMS一致，但与COPCO2相反。R. Llopis等[7]提出如果COPMS>COPCO2，则机械过冷的技术措施为有效，并且COPMS越大，总COP的提升越显著。由图9(a)可以发现COPMS分布在4.439 7～5.548 2，而COPCO2在1.540 2～1.585 0变化，前者远大于后者。并且此时过冷度较高，机械过冷循环对总循环影响更加显著。因此，对于低温度滑移的制冷剂，总COP与机械过冷循环非共沸工质的温度滑移呈正相关，由图9(a)可直观地看到总COP和温度滑移在XR32=15%～30%明显高于其它区域。

图9 总循环、机械过冷循环和CO2循环的COP随R32质量分数(XR32)的变化Fig.9 COP of the overall, mechanical subcooling and CO2 cycles variation with mass fraction of R32 (XR32)

如图9(b)所示，对温度滑移较高的混合工质R32/R1234ze(Z)，在XR32=0～10%和XR32=60%～100%区间，COPMS与温度滑移的变化趋势一致。但在XR32=10%～60%区间，虽然温度滑移高达22.46～37.50 ℃，但COPMS急剧减小，虽然最优高压在这一区域呈现如图7所示的凸起，导致COPCO2明显升高，但总COP是CO2循环和机械过冷循环综合作用的结果，最终在XR32=10%～60%区间，总COP变化平缓，总COP的最高点出现在XR32=55%，而不是出现在对应温度滑移最高时的XR32=20%。

为了对机械过冷循环的功耗进行评价，引入了相对功耗(WCom, r)的概念，定义为机械过冷循环压缩机的功耗和CO2循环压缩机的功耗的比值：

(18)

相对功耗随XR32的变化如图10所示。对于低温度滑移的混合制冷剂，其相对功耗为0.226～0.257，变化范围较窄，并且在温度滑移相对较高的区域(如图3所示)，相对功耗偏小，但其COP提升明显。表明通过引入机械过冷循环，仅需消耗少量的压缩功即可达到显著提升循环效率的目的。而对于温度滑移较高的混合制冷剂，机械过冷循环需要消耗较高的压缩功才能满足最优工况条件的要求。这主要是由于此时最优过冷度较高，导致机械过冷循环的冷量提升，使机械过冷循环压缩机功耗增加，所需的传热面积也相应增加。虽然高温度滑移的制冷剂可提升系统能效，但机械过冷循环的设备体积较大，造成初投资增加。因此推荐机械过冷循环使用温度滑移合理的混合制冷剂，如R32/R152a和R32/R1234ze(E)。

图10 相对功耗随R32质量分数(XR32)的变化Fig.10 Relative energy consumption variation with mass fraction of R32 (XR32)

相对体积流量定义：

(19)

图11 相对体积流量随R32质量分数(XR32)的变化Fig.11 Relative volume flow rate variation with mass fraction of R32 (XR32)

相对体积流量随XR32的变化如图11所示，可以看到对于大多数混合工质，其相对体积流量均大于1，表明机械过冷循环压缩机的体积与CO2压缩机的体积相同或者更大，这主要是由于CO2蒸气密度远大于常规制冷剂，饱和温度为0 ℃时R1234ze(Z)的密度仅为3.57 kg/m3，而CO2的密度却高达97.65 kg/m3。在6种工质对中，R32/R290的相对体积流量最小，R32/R600a和R32/R1234ze(Z)的相对体积流量最大。混合制冷剂的相对容积流量越低，其压缩机的体积越小、设备初投资越低，综合性能更显著。

图12 最大COP在不同工况条件下的变化Fig.12 Variation of maximum COP under different working conditions

为了分析混合制冷剂机械过冷跨临界CO2制冷循环在变工况下的性能，选出了6种温度滑移合理的混合制冷剂及7种纯质制冷剂，其最大COP和最优高压在环境温度为20～40 ℃、蒸发温度为-40～10 ℃时的变化规律如图12～图13所示。由图12可知，当TE=-5 ℃，T0=20～40 ℃时，R32/R152a(40/60)的COP与基本CO2循环相比提高了13.70%～44.19%。因此，机械过冷循环在环境温度较高和蒸发温度较低的工况条件下发挥的作用更显著。并且从图中还可以看到采用混合工质的循环的COP明显高于采用纯质的COP。

图13 最优排气压力在不同工况条件下的变化Fig.13 Variation of optimum discharge pressure under different working conditions

图13所示为在不同工况条件下最优排气压力的变化。由图13(a)可知，随着环境温度的增加，最优排气压力近似线性变化，通过引入机械过冷循环，降压效果随着环境温度的升高越来越显著，以R32/R152a(40/60)为例，当环境温度为40 ℃时，与基本CO2循环相比，排气压力降低了1.725 MPa，但当环境温度低于22 ℃时，压力与基本循环基本相等。并且当环境温度低于25 ℃时，最优排气压力低于临界压力，CO2循环工作在亚临界模式。

由图13(b)可知，当蒸发温度为-15 ℃时，曲线出现了阶跃，这是由于CO2循环在单级和双级压缩之间进行了切换。对于基本CO2循环，最优排气压力随蒸发温度变化显著，但增加机械过冷循环后，最优排气压力变化平缓，且远远低于基本CO2循环的排气压力。降压效果在较低蒸发温度工况下更加明显，在蒸发温度为-40 ℃工况下，压力降低了2.758 MPa。由图13(c)可知，采用混合工质作为机械过冷循环制冷剂的CO2排气压力显著低于采用纯质制冷剂的CO2排气压力。

3 结论

本文提出了采用非共沸混合制冷剂作为机械过冷循环工质对气体冷却器出口的CO2流体进行过冷的新型CO2制冷循环。根据Lorenz循环的概念，机械过冷循环制冷剂在蒸发冷凝过程中存在温度滑移，与超临界CO2和换热流体形成温度匹配，提高CO2制冷循环的性能。对该新型热力循环的性能进行了详细分析，得到如下结论：

1)循环存在最优排气压力和最优过冷度对应最大循环COP。最优排气压力、最优过冷度和最大COP与机械过冷循环工质的温度滑移大小密切相关。

2)当机械过冷循环选用温度滑移合适的混合制冷剂时，相对于使用纯质制冷剂循环总COP明显提升，排气压力显著降低。与基本CO2循环对比，采用R32/R152a(40/60)在蒸发温度为-40 ℃、环境温度为35 ℃的工况条件下，总COP提升了46.53%，排气压力降低了2.758 MPa。

3)推荐温度滑移合理的混合制冷剂用于机械过冷循环。

4)COP的提升及降低高压的效果在环境温度较高和蒸发温度较低的工况下更为显著。推荐本文提出的新型制冷循环用于温暖和炎热的气候地区以及冷冻冷藏等低温应用领域。

本文受天津市高等学校自然科学研究(160018)项目资助。(The project was supported by the Natural Science Research Project of Tianjin Higher Learning Institution (No.160018).)