采用非共沸混合工質機械過冷的跨臨界CO2制冷循環性能分析

(1 天津商業大學天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134； 2 天津三電汽車空調有限公司 天津 300385； 3 天津大學熱能研究所 天津 300072)

制冷空調行業常用的HCFCs和HFCs類物質具有較高的溫室效應將逐漸被禁用或替代，自然工質逐漸成為當今制冷空調行業的研究熱點。其中自然工質CO2由于安全環保的優勢最具代表性和競爭力。然而，由于CO2的臨界溫度僅為31.1 ℃，而臨界壓力高達7.38 MPa，運行壓力較高、節流損失大，造成CO2跨臨界循環效率低于常規制冷劑系統，是限制其推廣應用的最主要原因。

通過對氣體冷卻器出口的CO2流體進行過冷，可減小節流損失，增加循環制冷量，提升循環COP。CO2制冷循環可通過內部換熱器、機械、熱電冷卻等方式實現過冷。一些學者對熱電過冷的方法進行了研究，J. Schoenfield等[1-2]加工并測試了一臺CO2熱電過冷器的性能，結果表明在7.2 ℃的蒸發溫度下，COP和冷卻能力分別提高了3.3%和7.9%。K. Yazawa等[3]對用于數據中心冷卻的CO2蒸氣壓縮系統中熱電過冷器的性能進行了研究，冷卻能力提高了12%～13%。S. Jamali等[4]提出了一種熱電溫差發電和熱電過冷耦合CO2跨臨界制冷循環，分析表明COP可以提高約18.9%。Dai Baomin等[5]理論分析了熱電過冷和膨脹機耦合跨臨界CO2制冷循環，結果表明循環存在最佳高壓和過冷度，與基準循環相比，COP提高了37.8%。

機械過冷即通過小型的蒸氣壓縮制冷循環對CO2跨臨界制冷循環氣體冷卻器出口的CO2進行冷卻。She Xiaohui等[6]提出在CO2循環設置膨脹機，輸出的膨脹功驅動機械過冷循環壓縮機對CO2進行過冷，結果顯示COP提升49.2%。R. Llopis等[7-8]對CO2跨臨界機械過冷循環進行了熱力學分析和實驗研究，理論分析結果表明，COP和制冷量最高分別提升20%和28.8%，并且降低了高壓壓力。雖然機械過冷循環需要一套機械過冷制冷循環，增加了成本，但機械過冷制冷循環的容量明顯小于主循環[9]，并且機械過冷循環壓縮機的功耗小于主循環的20%；結果表明，制冷量和COP最高分別提升了55.7%和30.3%[8]。J. Bush等[10]實驗研究了增壓CO2制冷系統采用R134a進行機械過冷，結果顯示系統性能得到顯著提升。B. A. Qureshi等[11]認為投資回報期的長短取決于制冷系統的容量大小，對于制冷量大于100 kW的系統，安裝機械過冷循環的回報期小于3年。代寶民等[12]的分析表明，過冷區域機械過冷循環可顯著降低CO2跨臨界循環的排氣壓力和溫度，當環境溫度為40 ℃，蒸發溫度為-15 ℃時，排氣壓力和溫度分別降低了2.01 MPa和17.5 ℃。因此機械過冷不僅能夠增加制冷量，還可以降低主循環的運行高壓，延長壓縮機的使用壽命[9]。

相對其它幾種過冷方式，機械過冷更容易實現，是提高CO2跨臨界制冷循環能效、拓寬其使用范圍的可行措施。然而，其最優過冷度較高，導致在冷卻蒸發器中制冷劑與CO2流體的溫差較大，造成顯著的換熱不可逆損失，影響了循環效率。本文提出機械過冷循環采用非共沸混合制冷劑，基于Lorenz循環的概念，利用其相變過程中的溫度滑移與CO2冷卻過程形成很好的溫度匹配，從而提高CO2制冷循環能效。

1 模型建立

圖1所示為機械過冷CO2制冷循環原理。循環1-2-3″-4″-1為CO2跨臨界制冷循環，循環1′-2′-3′-4′-1′為機械過冷循環，制冷工質可選擇常規制冷劑。受環境溫度的限制(設為35 ℃)，CO2氣體冷卻器的出口溫度較高，為降低節流前CO2的溫度，可通過機械過冷循環的蒸發過程(4′-1′)將CO2過冷過程放出的熱量轉移至冷卻水或大氣環境，實現CO2過冷。該換熱過程發生在過冷器中，類似于復疊制冷循環中的冷凝蒸發器。因此，文中將該過冷器稱為CO2冷卻蒸發器。

圖1 機械過冷CO2制冷循環原理Fig.1 The principle of CO2 transcritical refrigeration cycle with mechanical subcooling

圖2所示為混合工質機械過冷跨臨界CO2制冷循環T-s圖。對模型進行如下假設：1)循環在穩態工況下運行；2)換熱器和管路中壓降和熱損失忽略不計，所涉及的換熱器均假定為逆流換熱器；3)蒸發器出口為飽和氣態，機械過冷循環冷凝器出口為飽和液態；4)氣體冷卻器出口CO2溫度與環境溫差為5 ℃；5)冷凝溫度與換熱流體(空氣)窄點溫差為8 ℃，冷卻蒸發器窄點溫差為5 ℃；6)蒸發溫度低于-15 ℃時，CO2循環采用雙級壓縮中間冷卻，高壓級吸氣溫度比環境溫度高5 ℃。

圖2 混合工質機械過冷跨臨界CO2制冷循環T-s圖Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 refrigeration cycle with mechanical subcooling using zeotropic working fluid

主循環(CO2循環)：

單級壓縮：

WCom,CO2=mCO2(h2-h1)/(ηm，coηe,co)

(1)

式中：ηm, CO2和ηe, CO2分別為CO2壓縮機的機械效率和電機效率，均取0.9。

ηs,CO2=(h2s-h1)/(h2-h1)

(2)

式中：ηs, CO2為CO2壓縮機的等熵效率，為壓比的函數，可通過式(3)進行計算[13]：

(3)

表1 所選制冷劑的物理、安全和環保特性(按標準沸點排序)[15]Tab.1 The physical properties, safety and environmental characteristics of refrigerant

雙級壓縮：

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通過式(2)計算確定。

機械過冷循環：

WCom,MS=mMS(h2′-h1′)/(ηm,MSηe,MS)

(9)

ηs,MS=(h2s′-h1′)/(h2′-h1′)

(10)

式中：ηs, MS為機械過冷循環壓縮機的等熵效率，可通過式(11)計算[14]：

(11)

mMS(h1′-h4′)=mCO2(h3-h3″)

(12)

QC,MS=mMS(h1′-h4′)

(13)

COPMS=QC,MS/WCom,MS

(14)

總循環：

QC=mCO2(h1-h4″)

(15)

WCom=WCom,CO2+WCom,MS

(16)

COP=QC/WCom

(17)

由于GWP較高的HCFCs和HFCs等制冷劑將逐漸消減和替代，因此本文選取了幾種GWP較低的制冷劑作為非共沸工質的組元，其物理、安全及環保特性如表1所示。由表1可知，除了CO2以外，R32的沸點最低。R32通常用作混合制冷劑的重要組元，如R410A和R407C，并且在近年也被用作替代R22的制冷劑之一。因此，本文選取R32作為非共沸制冷劑的低沸點組元。

圖3所示為R32和其它6種制冷劑混合物在不同R32質量分數(XR32)下的溫度滑移。可以看到除了R32/R290，其它幾種工質對的溫度滑移隨XR32先增大后減小，存在最大值。而R32/R290在XR32=20%和XR32=90%處存在兩個最大值，R32/R600a和R32/R1234ze(Z)的最大溫度滑移約為40 ℃，而其它4種工質對的最大溫度滑移均在15 ℃以下。這是由于溫度滑移與工質對組元的沸點差有關，沸點差越大，對應的溫度滑移相對越明顯。在本文中，將R32/R600a和R32/R1234ze(Z)歸為高溫度滑移工質對，其它4種為低溫度滑移工質對。

圖3 混合制冷劑溫度滑移隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.3 Temperature glide of mixture refrigerant variation with mass fraction of R32 (XR32)

2 結果與討論

圖4所示為R32/R1234yf(50/50)總COP隨排氣壓力(p2)和過冷度(dTSC)的變化特性(50/50表示兩種組分質量分數分別為50%和50%，下同)。可知總COP隨排氣壓力和過冷度均呈先急劇增加后緩慢減小的趨勢，在排氣壓力為9.331 MPa、過冷度為19.63 ℃時取得最大COP為2.244 6，相應的壓力和溫度稱為最優排氣壓力(最優高壓)和最優過冷度。對于最優高壓，F. Kauf[16]的研究中解釋為，主要由于CO2超臨界區的等溫線在lgp-h圖上呈S形導致。而對于最優過冷度，可通過圖5進行解釋，由圖5可知隨著過冷度的增加，制冷量(QC)和壓縮機總功耗(WCom)均隨過冷度的增加而增大，而制冷量呈逐步放緩的趨勢。過冷度增加，CO2壓縮機功耗變化不明顯，而機械過冷循環壓縮機功耗迅速增加，導致總功耗急劇增加。制冷量和壓縮機功耗的綜合結果表現為在某一過冷度循環存在最大COP，稱為最優過冷度。

圖4 總COP隨排氣壓力和過冷度的變化Fig.4 Overall COP variation with discharge pressure and subcooling temperature

圖5 循環特性隨過冷度的變化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劑的機械過冷CO2制冷循環在最優排氣壓力和過冷度工況下存在最大COP。因此，下述結果和分析均基于最優工況展開討論。

總COP隨XR32的變化如圖6所示，可知6組混合工質對隨著XR32的變化均存在最高COP，但曲線的變化趨勢各不相同。對于R32/R1234yf、R32/R152a、R32/R1234ze(E)和R32/R1234ze(Z)，COP呈先升高后降低的變化趨勢；對于R32/R290，其COP表現為類似正弦曲線的變化趨勢；對于R32/R600a，其曲線呈現馬鞍形。此外，對于溫度滑移較小的混合制冷劑(R32/R290、R32/R1234yf、R32/R152a和R32/R1234ze(E))，其COP曲線形狀和圖3中的溫度滑移曲線相似，COP的最高值也出現在對應的最大溫度滑移的位置。然而溫度滑移較高的混合制冷劑其COP變化趨勢與對應的溫度滑移差異較大。

圖6 總COP隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.6 Overall COP variation with mass fraction of R32 (XR32)

對于除了R32/R290的其它5組工質對，總COP均比相應純質組元的高，比如在所有混合制冷劑中，R32/R1234ze(Z)在XR32=55%時對應的COP最高，為2.305 5，與純R32和R1234ze(Z)相比(COP分別為2.197 5和2.168 7)，COP分別提升了4.91%和6.31%。然而對于R32/R290，當XR32=55%～90%時，COP比采用R32和R290時都要低，最低值出現在XR32=70%。

圖7 最優排氣壓力隨組分R32質量分數(XR32)的變化Fig.7 Optimum discharge pressure variation with mass fraction of R32 (XR32)

最大COP受最優排氣壓力和過冷度的影響顯著，對應的最優排氣壓力和過冷度如圖7和圖8所示。對于4種低溫度滑移的工質對(R32/R290、R32/R1234yf、R32/R152a和R32/R1234ze(E))，最優過冷度的曲線形狀和圖3中溫度滑移的趨勢非常接近，但最優高壓的變化趨勢和最優過冷度的恰恰相反。然而對于兩種溫度滑移較高的工質對(R32/R600a和R32/R1234ze(Z))，最優高壓表現為M形曲線變化，可以看到對于R32/R600a在XR32=10%～55%和R32/R1234ze(Z)在XR32=10%～60%處有明顯凸起。并且對于圖8中這兩種工質對的過冷度，同樣在XR32=10%～55%和XR32=5%～60%附近出現了兩個明顯凸起，對于R32/R1234ze(Z)(30/70)，最優過冷度高達29.16 ℃。

圖8 最優過冷度隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.8 Optimum subcooling temperature variation with mass fraction of R32 (XR32)

同樣可以發現對于本文中所列的所有混合制冷劑，最優高壓的變化范圍較小(9.274～9.459 MPa)，然而對于高溫度滑移的混合工質，最優過冷度的變化范圍較廣(15.88～29.16 ℃)，對于低溫度滑移的工質對，最優過冷度僅在一個很小的范圍內變化(16.95～20.70 ℃)。

為了進一步解釋組分含量對循環整體性能的影響，分別以R32/R1234ze(E)和R32/R1234ze(Z)為例，對低溫度滑移和高溫度滑移兩類非共沸混合物作為機械過冷循環制冷劑進行討論，相應的總COP、機械過冷循環COP(COPMS)和CO2循環COP(COPCO2)如圖9所示。COPCO2的變化趨勢同圖7中的最優排氣壓力一致。對于圖9(a)中代表低溫度滑移的R32/R1234ze(E)，總COP變化趨勢與COPMS一致，但與COPCO2相反。R. Llopis等[7]提出如果COPMS>COPCO2，則機械過冷的技術措施為有效，并且COPMS越大，總COP的提升越顯著。由圖9(a)可以發現COPMS分布在4.439 7～5.548 2，而COPCO2在1.540 2～1.585 0變化，前者遠大于后者。并且此時過冷度較高，機械過冷循環對總循環影響更加顯著。因此，對于低溫度滑移的制冷劑，總COP與機械過冷循環非共沸工質的溫度滑移呈正相關，由圖9(a)可直觀地看到總COP和溫度滑移在XR32=15%～30%明顯高于其它區域。

圖9 總循環、機械過冷循環和CO2循環的COP隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.9 COP of the overall, mechanical subcooling and CO2 cycles variation with mass fraction of R32 (XR32)

如圖9(b)所示，對溫度滑移較高的混合工質R32/R1234ze(Z)，在XR32=0～10%和XR32=60%～100%區間，COPMS與溫度滑移的變化趨勢一致。但在XR32=10%～60%區間，雖然溫度滑移高達22.46～37.50 ℃，但COPMS急劇減小，雖然最優高壓在這一區域呈現如圖7所示的凸起，導致COPCO2明顯升高，但總COP是CO2循環和機械過冷循環綜合作用的結果，最終在XR32=10%～60%區間，總COP變化平緩，總COP的最高點出現在XR32=55%，而不是出現在對應溫度滑移最高時的XR32=20%。

為了對機械過冷循環的功耗進行評價，引入了相對功耗(WCom, r)的概念，定義為機械過冷循環壓縮機的功耗和CO2循環壓縮機的功耗的比值：

(18)

相對功耗隨XR32的變化如圖10所示。對于低溫度滑移的混合制冷劑，其相對功耗為0.226～0.257，變化范圍較窄，并且在溫度滑移相對較高的區域(如圖3所示)，相對功耗偏小，但其COP提升明顯。表明通過引入機械過冷循環，僅需消耗少量的壓縮功即可達到顯著提升循環效率的目的。而對于溫度滑移較高的混合制冷劑，機械過冷循環需要消耗較高的壓縮功才能滿足最優工況條件的要求。這主要是由于此時最優過冷度較高，導致機械過冷循環的冷量提升，使機械過冷循環壓縮機功耗增加，所需的傳熱面積也相應增加。雖然高溫度滑移的制冷劑可提升系統能效，但機械過冷循環的設備體積較大，造成初投資增加。因此推薦機械過冷循環使用溫度滑移合理的混合制冷劑，如R32/R152a和R32/R1234ze(E)。

圖10 相對功耗隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.10 Relative energy consumption variation with mass fraction of R32 (XR32)

相對體積流量定義：

(19)

圖11 相對體積流量隨R32質量分數(XR32)的變化Fig.11 Relative volume flow rate variation with mass fraction of R32 (XR32)

相對體積流量隨XR32的變化如圖11所示，可以看到對于大多數混合工質，其相對體積流量均大于1，表明機械過冷循環壓縮機的體積與CO2壓縮機的體積相同或者更大，這主要是由于CO2蒸氣密度遠大于常規制冷劑，飽和溫度為0 ℃時R1234ze(Z)的密度僅為3.57 kg/m3，而CO2的密度卻高達97.65 kg/m3。在6種工質對中，R32/R290的相對體積流量最小，R32/R600a和R32/R1234ze(Z)的相對體積流量最大。混合制冷劑的相對容積流量越低，其壓縮機的體積越小、設備初投資越低，綜合性能更顯著。

圖12 最大COP在不同工況條件下的變化Fig.12 Variation of maximum COP under different working conditions

為了分析混合制冷劑機械過冷跨臨界CO2制冷循環在變工況下的性能，選出了6種溫度滑移合理的混合制冷劑及7種純質制冷劑，其最大COP和最優高壓在環境溫度為20～40 ℃、蒸發溫度為-40～10 ℃時的變化規律如圖12～圖13所示。由圖12可知，當TE=-5 ℃，T0=20～40 ℃時，R32/R152a(40/60)的COP與基本CO2循環相比提高了13.70%～44.19%。因此，機械過冷循環在環境溫度較高和蒸發溫度較低的工況條件下發揮的作用更顯著。并且從圖中還可以看到采用混合工質的循環的COP明顯高于采用純質的COP。

圖13 最優排氣壓力在不同工況條件下的變化Fig.13 Variation of optimum discharge pressure under different working conditions

圖13所示為在不同工況條件下最優排氣壓力的變化。由圖13(a)可知，隨著環境溫度的增加，最優排氣壓力近似線性變化，通過引入機械過冷循環，降壓效果隨著環境溫度的升高越來越顯著，以R32/R152a(40/60)為例，當環境溫度為40 ℃時，與基本CO2循環相比，排氣壓力降低了1.725 MPa，但當環境溫度低于22 ℃時，壓力與基本循環基本相等。并且當環境溫度低于25 ℃時，最優排氣壓力低于臨界壓力，CO2循環工作在亞臨界模式。

由圖13(b)可知，當蒸發溫度為-15 ℃時，曲線出現了階躍，這是由于CO2循環在單級和雙級壓縮之間進行了切換。對于基本CO2循環，最優排氣壓力隨蒸發溫度變化顯著，但增加機械過冷循環后，最優排氣壓力變化平緩，且遠遠低于基本CO2循環的排氣壓力。降壓效果在較低蒸發溫度工況下更加明顯，在蒸發溫度為-40 ℃工況下，壓力降低了2.758 MPa。由圖13(c)可知，采用混合工質作為機械過冷循環制冷劑的CO2排氣壓力顯著低于采用純質制冷劑的CO2排氣壓力。

3 結論

本文提出了采用非共沸混合制冷劑作為機械過冷循環工質對氣體冷卻器出口的CO2流體進行過冷的新型CO2制冷循環。根據Lorenz循環的概念，機械過冷循環制冷劑在蒸發冷凝過程中存在溫度滑移，與超臨界CO2和換熱流體形成溫度匹配，提高CO2制冷循環的性能。對該新型熱力循環的性能進行了詳細分析，得到如下結論：

1)循環存在最優排氣壓力和最優過冷度對應最大循環COP。最優排氣壓力、最優過冷度和最大COP與機械過冷循環工質的溫度滑移大小密切相關。

2)當機械過冷循環選用溫度滑移合適的混合制冷劑時，相對于使用純質制冷劑循環總COP明顯提升，排氣壓力顯著降低。與基本CO2循環對比，采用R32/R152a(40/60)在蒸發溫度為-40 ℃、環境溫度為35 ℃的工況條件下，總COP提升了46.53%，排氣壓力降低了2.758 MPa。

3)推薦溫度滑移合理的混合制冷劑用于機械過冷循環。

4)COP的提升及降低高壓的效果在環境溫度較高和蒸發溫度較低的工況下更為顯著。推薦本文提出的新型制冷循環用于溫暖和炎熱的氣候地區以及冷凍冷藏等低溫應用領域。

本文受天津市高等學校自然科學研究(160018)項目資助。(The project was supported by the Natural Science Research Project of Tianjin Higher Learning Institution (No.160018).)