CO2跨临界双级压缩机械过冷循环的性能分析

杨俊兰，白 杨

（天津城建大学 能源与安全工程学院，天津 300384）

0 引言

为了减少臭氧消耗、减缓全球变暖，天然制冷剂CO2越来越受到研究人员的重视。CO2作为一种环境友好型制冷剂（ODP=0，GWP=1），具有无毒害和不易燃等特性，然而CO2临界温度31.1 ℃，临界压力为7.38 MPa，CO2制冷系统多为跨临界循环，排气压力高达10 MPa，导致了节流过程巨大的不可逆损失，造成CO2跨临界制冷循环的COP比传统制冷剂制冷循环要低得多，这限制了CO2跨临界系统的推广应用。

为了提高CO2跨临界循环的性能，一些学者对机械过冷循环和回热器循环用于CO2跨临界系统进行了理论和实验研究。代宝民等［1-2］对机械过冷循环进行了热力学分析，结果表明：在最优排气压力和最优过冷度2个参数条件下，循环存在最大COP；相对传统CO2制冷循环，增加辅助循环可显著提高循环COP，降低CO2排气压力和排气温度。SHE等［3］对机械过冷循环提出利用膨胀机替代节流装置，回收高压制冷剂的膨胀功，将回收的膨胀功用于驱动辅助循环中的压缩机，从而使整个机械过冷系统没有额外的耗能，计算结果表明COP提升了49%。文献［4-7］分析了带有R290机械过冷装置的CO2跨临界两级压缩系统的性能，通过改进CO2压缩机和气体冷却器可以提高系统性能。王洪利等［8］的研究表明，双级压缩CO2跨临界带回热器循环的性能，比不带回热器循环提高了5%～10%。DANIEL等［9］比较了不带回热器循环和回热器安装在循环中不同位置时，制冷量、压缩机耗功和COP的变化，结果表明，同时使用2个回热器可以在最优排气压力下使COP提高13%。姜云涛等［10-11］通过实验验证了对于跨临界CO2热泵系统，带回热器的热泵系统的制热效率高于不带回热器时的效率，制热量增加9%～13%，制热系数增加5%～10%。方健珉等［12］分析了回热量对系统制冷量和能效比的提升作用，以及对压缩机运行参数的影响。宁静红等［13］对3种辅助过冷循环带回热器的直接接触冷凝制冷循环进行热力学分析，探究辅助循环加回热器对直接接触冷凝制冷循环热力性能的影响。叶祖樑等［14］对不同气体冷却器出口温度、排气压力下回热器效率的影响进行了理论研究，结果表明气冷器出口温度较高时，回热器效率增大才能提高性能系数。

本文提出了一种双级压缩机械过冷带回热器（TSC+MS+RE）循环，并与双级压缩机械过冷（TSC+MS）循环和双级压缩带回热器（TSC+RE）循环进行热力学分析，研究了蒸发温度、环境温度、过冷度、制冷剂流量和排气压力等参数对系统性能的影响，旨在为提高CO2跨临界双级压缩机械过冷循环的效率提供理论支撑。

1 循环介绍

TSC+MS循环系统和T-s曲线分别如图1（a）和（b）所示。可以看到，图1中1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-1为双级压缩CO2跨临界制冷循环，即主循环，制冷剂为CO2；1'-2'-3'-4'-1'为辅助循环，制冷剂为R290。在过冷器中，辅助循环蒸发过程4'-1'所吸收的冷量来自于主循环冷却过程6-8所放出的热量，将这种采用蒸气压缩式过冷循环的方式称为CO2跨临界机械过冷循环。

图1 TSC+MS循环系统和T-s曲线Fig.1 Diagram of TSC+MS cycle system and T-s curve

TSC+RE循环系统和T-s曲线分别如图2（a）和（b）所示。

图2 TSC+RE循环系统和T-s曲线Fig.2 Diagram of TSC+RE cycle system and T-s curve

从蒸发器出来的低温低压饱和制冷剂蒸汽流过回热器进一步吸热变为过热蒸汽，经过压缩机1压缩，与来自中间冷却器的饱和气体混合，再次经过压缩机2变为高温高压的制冷剂气体，然后进入气体冷却器冷却放热。从气冷器出来的制冷剂分成两股，一股经过节流阀2节流降压变为中间压力下的两相态，另一股流过中间冷却器放热后进入回热器，与蒸发器出口的饱和制冷剂蒸汽进一步换热，以达到自身的过冷，然后经过节流阀1节流降压变为低温低压的制冷剂液体，最后进入蒸发器蒸发吸热，实现一个完整的制冷循环。

本文提出了一种TSC+MS+RE循环，它是基于双级压缩机械过冷而得到的一种循环方式。其主循环12-1-2-4-5-6-8-9-10-11-12与TSC+RE循环基本相同，气体冷却器出口的高温高压气态制冷剂在过冷器中被进一步冷却放热，其放出的热量被蒸气压缩式R290过冷循环所带走，以实现主循环制冷剂的过冷。图3（a）和（b）分别示出该循环的系统和T-s曲线。

图3 TSC+MS+RE循环系统和T-s曲线Fig.3 Diagram of TSC+MS+RE cycle system and T-s curve

2 计算模型

R290制冷剂具有优良的热力性能，既不损害臭氧层，也无温室效应，其价格低廉，单位容积制冷量较大，物理性质与R22非常相近，属于直接替代物。因此TSC+MS和TSC+MS+RE系统主循环制冷剂使用R744，过冷循环使用R290。

本研究中3种循环设计参数如下：蒸发温度范围-10～10 ℃，环境温度范围25～40 ℃，过冷度范围取5～15 ℃，排气压力范围8～12 MPa，压缩机等熵效率为0.7。循环基于以下假设条件：

（1）换热器和管路中压降和热损失忽略不计；

（2）蒸发器出口为饱和气态，辅助循环冷凝器出口为饱和液态；

（3）主循环气体冷却器出口温度与环境温差为 5 ℃；

（4）辅助循环冷凝温度与环境温度温差为10 ℃；

（5）过冷器最小换热温差为5 ℃。

表1 3种循环的理论计算公式Tab.1 Theoretical calculation formulas of three cycles

3 结果与讨论

图4示出3种循环COP随过冷度的变化曲线。随着过冷度的增加，TSC+RE循环的COP随之增大，且变化幅度最为明显。而TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环的COP随过冷度的增大先急剧上升后逐渐降低，循环存在一个最大COP，对应着一个最佳过冷度。虽然制冷量随着过冷度的升高不断提高，但制冷量的增长较慢，而压缩机耗功却在不断增加且增加较快，因此机械过冷系统COP先增大后减小。在过冷度为11 ℃时，TSC+MS+RE循环的COP最大为4.05；在最佳过冷度下，TSC+MS+RE循环比TSC+RE循环的COP增加了33.3%，比TSC+MS循环的COP增加了10.9%。

图4 COP随过冷度的变化曲线Fig.4 The variation curve of COP with subcooling temperature

图5示出3种循环COP随系统排气压力的变化曲线。随着排气压力的不断升高，3种循环的COP均先增大后减小，存在一个最大值，即存在一个最优排气压力。这是由于在排气压力过高时，主循环耗功急剧增加。虽然制冷量也有所增加，但在压力超过10 MPa之后，制冷量增加量减少，导致COP下降较快。当气体冷却器出口温度固定时，由于超临界区S形等温线与压缩过程之间的相互作用，使得系统存在最优排气压力。TSC+RE循环在排气压力为9.5 MPa时，取得最大COP为2.89；TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环都是在排气压力为10 MPa左右时，分别取得最大COP为3.6和4.05。

图5 COP随排气压力的变化曲线Fig.5 The variation curve of COP with discharge pressure

图6示出3种循环COP随系统中间压力的变化曲线，中间压力的计算式采用 Pm=（PePk'）1/2，其中Pe为蒸发压力，Pk为系统排气压力。当Pe取3.0 MPa时，随着排气压力Pk的不断增大，中间压力Pm随之增大，3种循环的COP先快速增大后缓慢减小，存在一个最大值，即存在一个最优中间压力。TSC+RE循环在中间压力取5.38 MPa时，取得最大COP为2.9；TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环都是在中间压力取5.52 MPa时，分别取得最大COP为3.6和 4.0。

图6 COP随中间压力的变化曲线Fig.6 The variation curve of COP with intermediate pressure

图7示出3种循环COP随环境温度的变化曲线。随着环境温度的升高，气体冷却器出口温度也随之增大，3种循环的COP均随之减小。TSC+MS+RE循环的COP明显高于TSC+RE循环，当环境温度为40 ℃时，TSC+MS+RE循环的COP为3.3，比TSC+RE循环的COP高28.2%，比TSC+MS循环的COP高11.7%。

图7 COP随环境温度的变化曲线Fig.7 The variation curve of COP with ambient temperature

图8示出3种循环的COP随流过蒸发器的制冷剂流量占比m1的变化曲线，由图可知，随着m1的不断增大，3种循环的COP均随之减小。这是由于随着m1的增大，单位制冷量增大，但对于压缩机而言，随着制冷剂流量增加，压缩机耗功迅速增大，其增大的程度大于制冷剂流量对于制冷量的影响，因此3种循环的COP均随之减小。对于TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环，其COP受m1的影响较为显著。在m1小于0.7时，机械过冷循环的COP明显优于回热器循环，但其下降速度较快；当m1大于0.65之后，TSC+RE循环的COP高于TSC+MS循环；在m1大于0.75之后，TSC+RE循环的COP高于TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环，但三者差别不大。

图8 COP随蒸发器流量比率的变化曲线Fig.8 The variation curve of COP with evaporator mass flow rate

图9示出3种循环的压缩机排气温度随蒸发温度的变化曲线，由图可知，压缩机排气温度随着蒸发温度的升高而降低，且机械过冷系统的排气温度下降幅度较为明显。随着蒸发温度升高，蒸发压力也变大，压缩机吸气压力变大，当排气压力不变的情况下，压缩机压差变小，导致排气温度降低。在环境温度为35 ℃时，蒸发温度越低，压缩机排气温度就越高，对于TSC+MS循环，当蒸发温度为-10 ℃时，压缩机排气温度可高达85 ℃；对于TSC+MS+RE循环，增设回热器导致了压缩机排气温度的升高。

图9 压缩机排气温度随蒸发温度的变化曲线Fig.9 The variation curve of compressor discharge temperature with evaporation temperature

图10示出TSC+MS+RE循环性能参数随过冷度变化曲线，制冷量Q和压缩机耗功W随着过冷度的升高而增大，虽然制冷量随着过冷度的升高不断增大，但压缩机耗功也在不断增加。对于TSC+MS+RE循环，随着过冷度的升高，主循环压缩机耗功不变，辅助循环压缩机耗功不断增加，使得循环总的压缩机耗功随过冷度的升高而增大，因此存在一个最佳过冷度以达到最大COP。由图可知，当过冷度为11 ℃左右时，TSC+MS+RE循环取得最大COP为4.05。

图10 TSC+MS+RE循环性能参数随过冷度的变化曲线Fig.10 The variation curve of TSC+MS+RE cycle performance parameters with subcooling temperature

图11示出不同蒸发温度下TSC+MS+RE循环COP随过冷度的变化曲线。如图所示，TSC+MS+RE循环COP随着蒸发温度的升高而增大，且最佳过冷度随着蒸发温度的升高而减小。随着蒸发温度的降低，主循环压缩机耗功逐渐增大，辅助循环的压缩机耗功随着过冷度的增加而增大，导致循环总的耗功增大。因此，TSC+MS+RE循环的最佳过冷度随着蒸发温度的升高而减小。在蒸发温度为-15，-5和5 ℃时，TSC+MS+RE循环的最佳过冷度分别是13，11和 8 ℃。

图11 TSC+MS+RE循环COP随过冷度的变化曲线Fig.11 The variation curve of TSC+MS+RE cycle COP with subcooling temperature

图12示出了TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环的压缩机耗功比随蒸发温度的变化曲线。

图12 压缩机耗功比随蒸发温度的变化曲线Fig.12 The variation curve of compressor power consumption ratio with evaporation temperature

其中耗功比定义为辅助循环压缩机耗功WR290与主循环压缩机耗功WR744的比值，即r=WR290/WR744。如图所示，压缩机耗功比随着蒸发温度的升高而增大，这是由于随着蒸发温度升高，主循环和辅助循环的压缩机耗功逐渐降低，但辅助循环的压缩机耗功下降幅度相对小于主循环，因此，辅助循环的压缩机耗功比随之增大。当蒸发温度从-15 ℃升高到5 ℃时，TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环压缩机耗功比分别增大了48.3%和46.4%。

4 结论

（1）TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环的COP随着过冷度的升高先增大后减小，在最佳过冷度下，TSC+MS+RE循环比TSC+RE循环的COP增加了33.3%，比TSC+MS循环的COP增加了10.9%。

（2）3种循环的COP随着排气压力的升高先增大后减小，系统都存在最优排气压力。且随着排气压力的不断增大，中间压力也随之增大，3种循环的COP先快速增大后缓慢减小，也存在最优中间压力。

（3）随着蒸发器流量占比的不断增大，3种循环的COP均随之减小，当蒸发器流量占比小于0.7时，机械过冷循环的COP明显优于回热器循环。

（4）3种循环的压缩机排气温度随蒸发温度的升高而降低，且TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环的排气温度的下降幅度较为明显。对于TSC+MS+RE循环，增设回热器导致了压缩机排气温度的升高。

（5）TSC+MS+RE循环COP随着蒸发温度的升高而增大，且最佳过冷度随着蒸发温度的升高而减小。TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环的压缩机耗功比随着蒸发温度的升高而逐渐增大，当蒸发温度从-15 ℃升高到5 ℃时，TSC+MS循环和TSC+MS+RE循环压缩机耗功比分别增大了48.3%和46.4%。