适用于不同农产品贮藏的CO2多温区复叠制冷系统性能分析

何 庆，杨俊玲，王有栋,3，张海伦，章学来，张振涛，李晓琼

适用于不同农产品贮藏的CO2多温区复叠制冷系统性能分析

何 庆1,2，杨俊玲2，王有栋2,3，张海伦2，章学来1，张振涛2，李晓琼2※

（1. 上海海事大学商船学院，上海 201306；2. 中国科学院理化技术研究所，北京 100190；3. 天津科技大学机械工程学院，天津 300222）

为评估多温区制冷系统性能，探究其在农产品冷库贮藏中应用的可行性，设计了低碳环保型多温区复叠制冷系统。该研究以CO2双温区与三温区复叠制冷系统为研究对象，通过设置压力调节阀（简称节流系统）和增压压缩机（简称增压系统）解决不同并联温区间的压差问题，建立两类制冷系统的热力学模型，分析了双温区和三温区复叠制冷系统运行参数对其性能系数（coefficient of performance，OP）与㶲效率的影响，并在参考工况下对双温区和三温区复叠制冷系统的两种运行模式进行了对比。结果表明：增压系统性能系数与㶲效率均高于节流系统，参考工况下双温区与三温区增压系统相对于节流系统性能系数分别提升30.4%和23.4%；双温区与三温区复叠制冷系统各部件中，冷凝器具有最大的㶲损，采用压力调节阀给节流系统带来了更大的能量损失；同工况下，该研究所设计的双温区和三温区增压系统性能系数是CO2/R134a单温区复叠系统的1.5和2.3倍；经济性对比发现，双温区与三温区复叠制冷循环增压系统年度总成本比节流系统分别节省6 554和8 156美元。因此，多温区增压系统在热力性能与经济性上均优于节流系统，研究结果可为CO2多温区复叠制冷系统的开发与应用提供理论基础。

农产品；贮藏；CO2多温区复叠制冷；节流系统；增压系统；热力性能；经济分析

0 引 言

中国作为农业大国，每年生鲜农产品腐损率高，冷链物流需求日益旺盛[1]。2021年国务院办公厅印发《“十四五”冷链物流发展规划的通知》，在国家碳达峰碳中和战略目标背景下，对冷链物流低碳发展提出了新任务，要加快推进低碳冷链技术发展，促进冷链设备减排降耗[2]。冷库作为农产品冷链物流中的重要贮藏场所，对保持农产品新鲜度、延长其保质期具有重要意义[3]。制冷系统作为冷库的核心，为冷库提供冷量，当前国内大多数冷库系统仍采用人工合成的氟利昂制冷剂，制冷运行能耗及制冷剂泄漏会带来大量碳排放[4]。为助力实现国家双碳目标，《冷库低碳评价指标》团体标准明确表示将在2025年国内冷库实现碳减排20%左右，力争到2030年减碳约70%。冷库系统减碳面临巨大压力，目前主要通过提升系统能效或采用环保型制冷剂来降低冷库碳排放。自然工质CO2被称为双碳目标下制冷技术发展的最优途径，该工质对臭氧层没有破坏作用、还能缓解温室效应，因其优良的流动和传热特性、安全性及化学稳定性等特性被广泛应用于制冷循环系统中[5-6]。由于核心部件的限制，国内CO2制冷技术发展起步较晚，当前主要集中在理论和试验研究方面[7-8]。在国家双碳目标下，加快推进CO2制冷应用，对低碳冷链技术的发展具有显著意义。

此外，针对不同种类农产品，其保鲜贮藏过程品质受温度影响较大，农产品在其最佳贮藏条件下能够有效延长保质期[9-10]。当前的冷库设计大多数仅提供单一的温度环境，只能满足相同贮藏环境的农产品保鲜需求[11]。随着冷链技术的发展，多温区制冷系统也有着广泛需求。目前，多温区制冷系统的研究主要集中在CO2跨临界增压系统，通常为双温区模式，并在低温级蒸发器后设置压缩机以提升低压压力，其应用场合主要为商超领域中的冷柜。GULLO[12]采用㶲分析方法对比了CO2跨临界常规模式和带有平行压缩两种结构的增压系统的不可逆性，并通过㶲效率与㶲损进行了量化。曹锋等[13]采用热力学方法评估了传统CO2跨临界制冷系统和双温区增压系统性能，研究表明增压系统较传统跨临界系统能够有效提升效率10%以上。LIU等[14-15]对带有双蒸发温度的超市CO2跨临界增压系统进行了热力学分析，通过建立数值模型对比了常规增压系统和带有回热器的增压系统的热力学性能，并评估了系统在中国不同气候区的全年性能。CO2双温区增压系统主要以跨临界方式运行，高压侧运行压力高，蒸发温度较低时，压缩机较高的压比会使系统运行效率下降。复叠制冷系统由2个单级制冷循环耦合而成，克服了单级循环高压缩比时系统性能恶化的问题，且CO2在亚临界条件下运行，在农产品冷库贮藏方面具有良好的应用前景。但在复叠制冷系统中采用多温区运行模式的研究鲜有报道，多温区复叠制冷系统运行特性尚不清楚。

基于此，本文根据复叠制冷系统宽温区特性设计了双温区和三温区复叠制冷循环，通过一个制冷系统便可提供多种农产品适宜的冷却环境。由于制冷工况的差异，分别在高蒸发温度蒸发器后设置压力调节阀（简称节流系统）和低蒸发温度蒸发器出口设置压缩机（简称增压系统）调节不同温区间的压差，对比分析多温区复叠制冷两种系统的热力学性能与经济特性，并与常规的单温区CO2复叠制冷系统性能进行比较，为CO2多温区复叠制冷系统在农产品冷冻、冷藏中的应用可行性提供理论研究基础。

1 系统分析

针对所研究的多温区复叠制冷系统，低温级以自然工质CO2作为制冷剂，高温级采用环保型过渡工质HFC/HFO混合物R513A为制冷剂，表1为2种制冷剂的热物性参数[16-17]。

表1 制冷剂物性参数

1.1 双温区复叠制冷系统

图1为双温区复叠制冷系统示意图，两并联蒸发器经其前的膨胀阀Ⅰ和膨胀阀Ⅱ调节至不同的蒸发温度。假设蒸发器Ⅰ蒸发温度低于蒸发器Ⅱ，节流系统中，如图1a所示，流过蒸发器Ⅱ的制冷剂经压力调节阀降压至蒸发器Ⅰ的压力水平，与蒸发器Ⅰ出来的制冷剂混合进入低温级压缩机，压缩后的高压蒸汽在冷凝蒸发器中被冷凝成液体进入储液器，通过膨胀阀分配至各回路的蒸发器进行制冷。高温级制冷剂在冷凝蒸发器中吸收低温级释放的冷凝热，经高温级压缩机压缩后在冷凝器中排放热量，节流后再次回到冷凝蒸发器，完成一个循环。增压系统高温级与节流系统高温级循环过程相同，而低温级则是利用增压压缩机将蒸发器Ⅰ流出的制冷剂压力提升至蒸发器Ⅱ所处压力水平，双温区复叠制冷增压系统如图1b所示。

注：1～8为双温区复叠制冷系统低温循环对应位置状态点，1'～4'为双温区复叠制冷系统高温循环对应位置状态点。

Note: 1-8 are the corresponding position status points of the low temperature cycle and 1'-4' are the corresponding position status points of the high temperature cycle of the double temperature zone cascade refrigeration system.

图1 双温区复叠制冷系统流程图

Fig.1 Flow charts of double temperature zone cascade refrigeration system

1.2 三温区复叠制冷系统

三温区复叠制冷系统流程见图2所示，其同样在CO2低温级设置了2个温区，分别提供农产品冷冻与冻藏所需温度，与双温区有所不同的是在R513A高温级增设一个冷藏温区，新增的蒸发器Ⅲ与冷凝蒸发器并联，用于提供农产品冷藏所需冷量。图2a所示为三温区节流系统，在高温级与低温级均设置压力调节阀，分别使高温级与低温级蒸发压力高的一侧节流至低蒸发压力，在同等压力下混合后进入压缩机。增压系统流程如图2b所示，高低温级均在低蒸发温度的蒸发器出口设置压缩机，使低蒸发压力侧经压缩后升至高蒸发压力。

注：1～8为三温区复叠制冷系统低温循环对应位置状态点，1'～8'为三温区复叠制冷系统高温循环对应位置状态点。

Note: 1-8 are the corresponding position status points of the low temperature cycle and 1'-8' are the corresponding position status points of the high temperature cycle of the three temperature zone cascade refrigeration system.

图2 三温区复叠制冷系统流程图

Fig.2 Flow charts of three temperature zone cascade refrigeration system

1.3 农产品贮藏温度分布

根据CO2制冷剂特性，其蒸发温度可达-55 ℃，能满足大多数果蔬、食用菌和肉类等农产品的贮藏温度范围。制冷系统采用多温区的运行模式，通过在冷库中设置不同的隔间，并联蒸发器冷风机依次置于隔间内，其温度可通过蒸发器前的膨胀阀进行调节，其优势在于根据温区数量，多种农产品可同时进行低温速冻、冻藏和冷藏，表2给出了多温区复叠制冷系统中不同农产品的适宜贮藏温区。

表2 不同农产品适宜贮藏温区

1.4 系统运行控制策略

针对并联温区，节流系统通过执行压力调节阀的PID控制或其他控制方式，以低温侧蒸发压力为目标压力，调节阀后压力为反馈压力，实时调控阀门开度实现反馈压力达到目标压力。增压系统通过执行增压压缩机的PID控制或其他控制方式，以高温侧蒸发压力为目标压力，增压压缩机后的压力为反馈压力，实时调控压缩机运行频率实现反馈压力达到目标压力。

2 系统热力性能分析

2.1 参数设定

为简化研究过程，在进行热力学循环特性分析前，对系统作如下假设[26-27]：

1）系统处于稳定流动状态，各部件及管道中的压损忽略不计；

2）高低循环中节流过程为等焓节流；

3）压缩过程为绝热压缩，系统循环无过冷。

表3为双温区和三温区复叠制冷系统热力计算参考工况。

2.2 数学模型

图3和图4分别为双温区和三温区复叠制冷循环压焓图，图中的状态点与图1和图2中流程图的状态点一一对应。基于热力学第一定律和热力学第二定律，采用能量分析方法和㶲分析方法对系统热力性能进行评估，其中能量分析能够有效反映系统能量在转换、传递和利用过程中的数量变化，而㶲分析方法能够表现出该过程能量质量的变化情况[28]。系统的㶲主要由物理㶲、化学㶲、动能㶲和势能㶲组成，在制冷系统中，速度和高度的变化可忽略不计，系统不存在化学反应，因此在进行㶲分析时仅需考虑物理㶲的变化。状态点的比物理㶲可表示为

式中e为状态点的比物理㶲，kJ/kg；h为状态点的比焓，kJ/kg；s为状态点的比熵，kJ/(kg·K)；0为环境温度，℃；0为工质在环境状态下的比焓，kJ/kg；0为工质在环境状态下的比熵，kJ/(kg·K)。

双温区和三温区复叠制冷系统热力学分析过程所涉及的能量平衡及㶲平衡方程分别见表4和表5。

表3 双温区和三温区复叠制冷系统计算参考工况

注：ΔTcas为冷凝蒸发器中的传热温差，℃；图中数字含义同图1。

注：ΔTcas为冷凝蒸发器中的传热温差，℃；图中数字含义同图2。

复叠制冷系统评价指标主要有性能系数（coefficient of performance，OP）和㶲效率（exergy efficiency，η），性能系数为系统制冷量与压缩机耗功的比值，反应能量利用在数量上的变化；㶲效率是指系统的有效利用㶲与输入㶲的比值，体现了系统能量转换效果与有效利用程度。

基于表3中双温区系统参数设定值与表4中热力学分析模型，计算双温区复叠制冷循环节流系统和增压系统性能系数与㶲效率。

节流系统性能系数和㶲效率为：

增压系统性能系数和㶲效率为：

式中OP,dt为双温区复叠制冷循环节流系统性能系数；e,dt为节流系统㶲效率，%；OP,db为双温区复叠制冷循环增压系统性能系数；e,db为增压系统㶲效率，%；D,total为总㶲损（相应系统所有部件㶲损之和），kW。

表4 双温区复叠制冷系统能量与㶲平衡方程

表5 三温区复叠制冷系统部件能量与㶲平衡方程

注：表4和表5中，L1、L2和H2分别为蒸发器Ⅰ、蒸发器Ⅱ和蒸发器Ⅲ的制冷量，kW；LTC,comp、HTC,comp、LTC,zy和HTC,zy分别为低温级压缩机、高温级压缩机、低温级增压压缩机和高温级增压压缩机的耗功，kW；h为状态点的比焓，kJ·kg-1；e为状态点的比物理㶲，kJ·kg-1；Ex为表4和表5中对应部件的㶲损，kW；L1、L2、H1和H2分别为流经蒸发器I、蒸发器Ⅱ、冷凝蒸发器和蒸发器Ⅲ的质量流量，kg·s-1；Q为系统高温级冷凝热，kW；ev1、ev2和ev3分别为蒸发器I、蒸发器Ⅱ和蒸发器Ⅲ的蒸发温度，℃；cas为冷凝蒸发器换热效率，%；0为环境温度，℃；Δ0为蒸发器换热温差，℃。

Note: in the table 4 and table 5,L1,L2andH2are the cooling capacity of evaporator I, evaporator Ⅱ and evaporator Ⅲrespectively, kW;LTC,comp、HTC,comp、LTC,zyandHTC,zyare the power consumption of low temperature stage compressor, high temperature stage compressor, low temperature stage booster compressor and high temperature stage booster compressor respectively, kW;his the specific enthalpy of state point, kJ·kg-1;eis the specific physical exergy of state point, kJ·kg-1;Dis the exergy destruction rate of corresponding parts in the table 4 and table 5, kW;L1、L2、H1andH2are the mass flow through evaporator I, evaporator Ⅱ, condensation evaporator and evaporator Ⅲ respectively, kg·s-1;Qis the condensation heat at the high temperature stage of the system, kW;ev1、ev2和ev3are the evaporation temperature of evaporator Ⅰ, evaporator Ⅱ and evaporator Ⅲ respectively, ℃;casis the heat exchange efficiency of condensation evaporator, %;0is the ambient temperature, ℃; Δ0is the evaporator heat transfer temperature difference, ℃.

基于表3中三温区系统参数设定值与表5中热力学分析模型，计算三温区复叠制冷循环节流系统和增压系统性能系数与㶲效率。

节流系统性能系数和㶲效率为

增压系统性能系数和㶲效率为

式中OP,tt为三温区复叠制冷循环节流系统性能系数；e,tt为节流系统㶲效率，%；OP,tb为三温区复叠制冷循环增压系统性能系数；e,tb为增压系统㶲效率，%。

2.3 结果与分析

为了探究多温区复叠制冷系统的运行特性，获得最佳的设计与运行参数，分别研究双温区和三温区复叠制冷系统在节流和增压模式下低温级冷凝温度、冷凝蒸发器内2种工质传热温差及高温级冷凝温度对系统热力学性能的影响。

双温区复叠制冷循环节流模式和增压模式的性能系数和㶲效率对比结果如图5所示。图5a为CO2低温级冷凝温度对双温区制冷系统性能系数与㶲效率的影响，节流系统和增压系统的性能系数和㶲效率均先增大后减小，而增压系统性能系数和㶲效率大于节流系统，这是因为增压压缩机提高了低温级CO2压缩机的吸气压力，减小了压缩比。在表3所示双温区参考工况下，节流系统和增压系统性能系数分别为1.25和1.63，增压系统相较于节流系统性能系数提高了30.4%。两类系统的性能系数和㶲效率随低温级冷凝温度升高变化幅度较小，节流系统与增压系统性能系数变化率分别为1.5%和1.7%。

图5b和图5c分别为冷凝蒸发器传热温差及高温级冷凝温度对双温区制冷系统的影响。从图中可以看出，传热温差和冷凝温度增大均会造成系统性能系数和㶲效率下降，当冷凝蒸发器传热温差从2 ℃增大到10 ℃时，增压系统性能系数从1.72降至1.49，㶲效率从35.9%下降到30.9%。高温级冷凝温度对双温区复叠制冷系统的影响也较大。

图5d描述了蒸发温度对双温区制冷系统的影响，随着蒸发温度ev1增大，节流系统和增压系统的性能系数都有所提高。ev1相同时，蒸发温度ev2增大对节流系统性能系数几乎无影响，但其㶲效率下降，这是因为采用节流模式后蒸发温度ev2的增大增加了蒸发器Ⅱ出口压力调节阀的节流损失；蒸发温度ev2对增压系统性能系数与㶲效率的影响相反，ev2增大会使增压系统性能系数增大，而㶲效率反而下降。根据系统根据分析结果，在进行双温区复叠制冷系统设计时，应尽可能减小冷凝蒸发器内换热温差和高温级冷凝温度，适当提升系统蒸发温度，以此改善系统性能，减小系统的不可逆损失。

图5 运行参数对双温区复叠制冷系统性能的影响

图6反映了三温区复叠制冷系统性能系数和㶲效率随循环参数的变化规律，该系统不仅在低温级设置了两个温区，在高温级也设置了一个同冷凝蒸发器并联的温区，同时提供3个不同的蒸发温度。随着循环参数的变化，增压系统性能系数和㶲效率始终高于节流系统，对于三温区复叠制冷循环，采用增压形式也体现了性能的优越性。在表3所示三温区系统计算工况下，三温区复叠制冷循环节流系统与增压系统性能系数分别为1.88和2.32，采用增压形式系统性能系数提升了23.4%。如图6a所示，低温级冷凝温度在-9～5 ℃范围变化时，增压系统性能系数和㶲效率与双温区复叠系统变化趋势一致，低温级冷凝温度为-5 ℃时性能系数和㶲效率同时达到最大值，分别为2.33和28.9%，其性能系数变化范围不超过0.02，㶲效率波动范围不超过0.26%。而对于三温区复叠制冷节流系统却有不同的变化情况，性能系数和㶲效率随着CO2低温级冷凝温度的升高均增大，意味着在该系统中，若要提升系统性能，则尽可能增大低温级冷凝温度。

冷凝蒸发器传热温差与高温级冷凝温度对三温区复叠制冷系统的性能系数和㶲效率的影响如图6b和6c所示，传热温差和冷凝温度增大同样导致了两种系统性能下降，高温级冷凝温度为40 ℃时性能系数最大，此时两系统性能系数相差0.63。传热温差增大和高温级冷凝温度越远离环境温度水平，均会增大系统的不可逆性损失，造成㶲效率下降。对于三温区复叠制冷循环，各温区蒸发温度的变化对系统性能系数均有影响，分析结果发现蒸发温度ev1和ev2对三温区复叠制冷循环节流和增压系统性能系数和㶲效率的影响与双温区复叠制冷循的影响趋势一致，因此在此仅研究蒸发温度ev3对三温区复叠制冷循环的影响，结果如图6d所示。蒸发温度ev3增大使三温区增压系统性能系数快速增大，而节流系统因制冷剂在压力调节阀中节流后温度与冷凝蒸发器出口温度接近，所以系统性能系数基本保持不变，而压力调节阀节流损失增大导致节流系统㶲效率急剧下降。

图6 运行参数对三温区复叠制冷系统性能的影响

根据上述研究结果，双温区和三温区复叠制冷循环的增压系统在性能上具有较大优势，表6对本文所研究的双温区和三温区复叠制冷循环增压系统同常规的CO2单温区复叠制冷系统性能系数进行了比较，多温区复叠制冷系统的蒸发温度以最低蒸发温度为对比工况。结果发现本文所研究的增压系统在相同工况下具有较高的性能，在蒸发温度为-50 ℃、冷凝温度为40 ℃时，双温区和三温区增压系统性能系数为CO2/R134a复叠制冷系统的1.5和2.3倍，增压系统利用增压压缩机提升了并联蒸发器中蒸发压力低的一侧制冷剂回气压力，降低了压缩功率，因此系统性能得到改善。

表6 本研究的多温区复叠制冷系统性能系数同其他文献对比结果

为减小系统各部件的不可逆损失，提高㶲效率，在特定工况下对双温区和三温区复叠制冷循环的节流系统和增压系统各部件进行㶲损（Ex）分析，为系统节能优化提供指导。图7和图8分别反映了双温区和三温区复叠制冷两类系统在表3所示工况下各部件的㶲损。

图7 双温区复叠制冷系统各部件㶲损

在双温区和三温区复叠制冷系统中，冷凝器都具有最高㶲损，双温区节流系统、增压系统、三温区节流系统和增压系统冷凝器㶲损分别为3.65、3.28、8.53和7.92 kW。对比节流系统和增压系统，压力调节阀的㶲损远高于增压压缩机，就复叠系统低温级而言，压力调节阀与增压压缩机的㶲损分别为2.86和0.15 kW，采用压力调节阀的节流系统带来了更大的能量损失，因此节流系统性能系数低于增压系统。此外，各系统中R513A压缩机也具有较高的㶲损。从性能角度考虑，对于双温区和三温区复叠制冷循环，采用增压系统具有明显优越性。

图8 三温区复叠制冷系统各部件㶲损

3 经济性分析

通过上述的研究发现增压系统比节流系统在性能上更有优势，但增压系统采用增压压缩机的成本远大于压力调节阀，此外，增压压缩机在运行过程中还会产生额外的功耗，增加运行成本。因此，对双温区和三温区复叠制冷的两类系统分别进行经济性分析，主要包括初投资与维护成本、运行成本以及环境成本（电能消耗产生的CO2排放导致的罚款），膨胀阀和压力调节阀等节流装置由于成本远低于其他主要设备，可忽略其投资成本。

3.1 初投资及维护成本

设备的投资成本可由以下公式进行计算[33-34]：

式中ev、cas和c分别为蒸发器、冷凝蒸发器和冷凝器的换热面积，m2；ev、LTC,comp、cas、HTC,comp、Z、LTC,zy,comp和HTC,zy,comp分别蒸发器、低温级压缩机、冷凝蒸发器、高温级压缩机、冷凝器、低温级增压压缩机与高温级增压压缩机的初投资，美元。

系统换热器换热面积由下式计算：

式中为换热量，kW；代表换热器换热面积，m2；为换热器传热系数，W/(m2·K)；ΔT为换热器传热温差，℃。

本文所研究的多温区冷库制冷系统冷凝器侧采用风冷式换热器，总结参考文献，相应的换热器传热系数见表7。

表7 系统换热器传热系数

系统总的初投资成本为各部件初投资成本之和：

式中total为系统总的初投资，美元；Z为上述部件初投资，美元。

资本成本的评估选取的时间间隔为1 a，设备的年度资本成本可由资本回收系数（capital recovery factor，RF）获得：

式中和分别代表年利率和系统运行寿命，根据参考文献，=10%，=15 a[37-38]。

考虑系统维护成本，并将资本成本换算成年度成本

3.2 系统运行成本

系统的运行成本主要为高低温级的压缩机所消耗的电能，对于增压压缩系统，还需要考虑增压压缩机所输入功耗，运行总成本：

3.3 环境成本

温室气体的大量排放导致全球变暖，环境问题变得越来越严重。目前全球大多数国家已出台有关CO2排放的罚款政策[40]。制冷系统的环境成本主要包括制冷剂泄漏以及系统运行电力消耗所产生的CO2排放，对于环保型制冷工质，制冷剂泄漏所产生的CO2排放远小于电力消耗产生的间接排放，因此可忽略制冷剂泄漏产生环境成本[27]。

式中CO2为电力碳排放因子，取0.581 kg/(kW·h)[41]；CO2为单位间内CO2排放量，kg/h；env为系统环境成本，美元；CO2为单位CO2排放成本，取90美元/t[37]。

3.4 结果分析

图9a和9b分别为双温区和三温区复叠制冷循环节流系统与增压系统在表3所示工况下的年度成本对比。对比节流系统和增压系统的初投资及维护成本、系统运行成本、环境成本及系统年度总成本，结果发现双温区复叠制冷循环增压系统的投资成本、运行成本及环境成本均低于节流系统，其原因是增压系统性能系数高于节流系统，相同制冷量下能耗更少，可有效减少压缩机投资成本、系统运行成本以及CO2排放量。

图9 多温区复叠制冷系统经济性对比

而三温区复叠制冷循环增压系统的年度初投资及维护成本虽然略高于节流系统，但系统年度总成本仍小于节流系统。尽管增压系统相对于节流系统增加了增压压缩机设备，但性能上的优势地弥补了这部分成本，双温区与三温区节流系统比增压系统年度总成本分别增加了6 554和8 156美元，由此可见，增压系统相较于节流系统体现了更好的经济性。

4 结 论

1）本文设计了应用于农产品贮藏的CO2/R513A多温区复叠制冷系统，该系统可同时提供多个贮藏温度，其温区可满足农产品在-50～15 ℃的贮藏温度范围。对比多温区两种系统的性能，增压系统性能系数和㶲效率均高于节流系统，参考工况下双温区和三温区的增压系统比节流系统性能系数分别提升了30.4%和23.4%。

2）低温级冷凝温度升高，双温区和三温区复叠制冷循环增压系统性能系数与㶲效率先增大后减小；三温区节流系统性能系数与㶲效率随低温级冷凝温度升高而增大。冷凝蒸发器传热温差和高温级冷凝温度升高会导致双温区和三温区复叠制冷循环两种系统性能系数与㶲效率下降。增压系统中蒸发温度增大有利于提升系统性能系数，而在节流系统中，蒸发温度ev2和ev3增大对系统性能系数无明显影响。

3）节流系统采用压力调节阀造成了更大的能量损失，因此其性能不如增压系统；同文献中的CO2/R134a单温区复叠制冷系统相比，双温区和三温区增压系统性能系数为CO2/R134a系统的1.5和2.3倍。

4）对比节流系统和增压系统年度成本，由于性能上的优势，增压系统的年度总成本低于节流系统，双温区与三温区复叠制冷循环节流系统比增压系统年度总成本分别增加了6 554和8 156美元。

本文研究的CO2多温区复叠制冷循环增压系统有较高的性能，运用于冷链装备时对农产品多温区贮藏和实现节能减碳具有重要意义，但装置的运行特性还有待研究，后续将对多温区复叠制冷循环增压系统开展试验研究，进一步探索该系统在农产品贮藏中应用的可行性。

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Performance analysis of CO2multi-temperature zone cascade refrigeration system for the storage of different agricultural products

HE Qing1,2, YANG Junling2, WANG Youdong2,3, ZHANG Hailun2, ZHANG Xuelai1, ZHANG Zhentao2, LI Xiaoqiong2※

(1.,,,201306,;2.,,100190,;3.,,300222,)

Low-carbon refrigeration is a promising trend in cold chain logistics under carbon peaking and carbon neutrality. Among them, CO2refrigeration has offered broad application prospects in freezing and cold storage of agricultural products. In addition, the different agricultural products vary greatly in the temperature requirement of the storage. The single temperature zone in the current storage systems cannot fully meet the high-quality storage in the various agricultural products. Fortunately, the cascade refrigeration system can be expected to utilize in cold storage, due to the wide temperature range and high performance. Different temperature zones can be set in the high and low-temperature cycle of the cascade refrigeration system, in order to achieve accurate temperature control of materials, according to the storage characteristics of different agricultural products. In this study, the double- and three-temperature zones were applied to the cascade refrigeration system in cold storage. The natural CO2was selected as the refrigerant in the low-temperature cycle, while the potential environment-friendly fluid R513A was used in the high-temperature cycle of the systems. The pressure difference was reduced in the different temperature zones, where a booster compressor (booster system for short) was set behind the evaporator with the low evaporation temperature, and a pressure regulating valve (throttling system for short) behind the evaporator with the high evaporation temperature. Furthermore, a thermodynamic model was established for the double- and three-temperature zone cascade refrigeration system, and then to carry out the energy and exergy analysis. A systematic investigation was made to clarify the effects of condensation temperature in the low and high-temperature cycle, temperature difference of cascade heat transfer on the coefficient of performance (OP) and exergy efficiency (η) of cascade refrigeration systems. TheOPand exergy efficiency of the multi-temperature zone refrigeration system decreased both in the booster and throttling mode, particularly with the increase of the condensation temperature in the high-temperature cycle and the temperature difference of the cascade heat exchanger. The performance of the double-temperature zone cascade refrigeration and the booster system of the three-temperature zone cascade refrigeration cycle increased firstly and then decreased with the increase of the condensation temperature in the low-temperature cycle. The performance of the throttling system increased gradually for three temperature zone. The results also showed that the coefficient of performance and exergy efficiency of the booster system was higher than those of the throttling system, at the reference working conditions, the coefficient of performance of double temperature zone and three temperature zone booster system was increased by 30.4% and 23.4% respectively. The exergy destruction analysis found that the condenser had the largest exergy destruction, and the exergy destruction of the pressure regulating valve was much higher than that of the booster compressor. Under the same operating conditions, coefficients of performance of the double and three temperature zone booster systems designed in this study institute are 1.5 and 2.3 times that of the CO2/R134a single temperature zone cascade system. A higher performance was achieved in the multi-temperature cascade refrigeration system. The initial investment and maintenance cost, system operation cost, and environmental cost were lower in the double temperature zone cascade refrigeration cycle booster system, compared with the throttling system. The total annual cost of the system was still far less than that of the throttling system, even the initial investment and maintenance cost was higher in the three-temperature zone cascade refrigeration cycle booster system. Although the initial investment and maintenance cost of the three temperature zone cascade refrigeration cycle booster system was higher, the annual total cost of the double- and three-temperature zone cascade refrigeration cycle throttling system was 6 554 and 8 156 ＄ higher than that of the booster system, respectively. The total annual cost of the booster system was lower than that of the throttling system, due to the performance advantages.Therefore, the multi-temperature zone booster system was superior to the throttling system in terms of thermal performance and economy.

agricultural products; storage; CO2multi-temperature zone cascade refrigeration; throttling system; booster system; thermodynamic performance; economic analysis

10.11975/j.issn.1002-6819.202211106

S218

A

1002-6819(2023)-06-0247-12

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2022-11-11

2023-03-12

国家重点研发计划项目（2018YFD0401305）

何庆，研究方向为食品冷冻冷藏技术。Email：307837820@qq.com

李晓琼，博士，助理研究员，研究方向为农产品低碳贮藏加工技术。Email：lixiaoqiong@mail.ipc.ac.cn