4 種商超CO2 雙級壓縮制冷系統(tǒng)的性能

楊俊蘭，杜雨帆，韓一飛，王林秀

（天津城建大學能源與安全工程學院，天津 300384）

環(huán)境保護近年愈來愈受到世界各國的重視，對環(huán)境有巨大破壞作用的常規(guī)制冷劑終將被淘汰，用自然環(huán)保的制冷劑替代常規(guī)制冷劑的任務迫在眉睫.自然工質CO2由于其良好的安全性、穩(wěn)定性、環(huán)境友好性以及單位制冷能力強的特性，是一種發(fā)展前景令人矚目的新型制冷劑[1-6].愈來愈多CO2制冷系統(tǒng)被應用于商超制冷，這種系統(tǒng)可以在滿足環(huán)保要求的同時大大降低制冷過程中的能耗[7-8].

國內外學者對提高CO2制冷系統(tǒng)性能做了廣泛而深入的探索，研究表明，在一定工況下，CO2跨臨界中間冷卻循環(huán)系統(tǒng)的最大制冷量和最優(yōu)性能系數(shù)較基本系統(tǒng)分別提升了19.8%和12.8%[9]；CO2跨臨界循環(huán)在給定工況下采用雙級膨脹機和不完全中間冷卻的系統(tǒng)具有較大的優(yōu)勢，二次節(jié)流中間不完全冷卻形式的雙級壓縮系統(tǒng)在系統(tǒng)的性能系數(shù)（COP）和安全運行性較優(yōu)[10-11]，添加膨脹機和回熱器在某些工況下有利于提高系統(tǒng)性能[12-18].

由此可見，采用雙級壓縮和改變循環(huán)系統(tǒng)部件均對提高系統(tǒng)性能有所影響.為了進一步探尋更優(yōu)性能的商超制冷系統(tǒng)，針對4 種跨臨界CO2雙級壓縮制冷循環(huán)（TCTC、TCEC、TCRG、TCRC）的性能進行熱力學分析比較，對比高壓壓力、中間壓力、蒸發(fā)溫度以及氣體冷卻器出口溫度對4 種不同循環(huán)性能的影響，并給出4 種雙級壓縮制冷循環(huán)性能對基礎循環(huán)的性能提升程度，旨在為商超跨臨界CO2雙級壓縮中間冷卻制冷循環(huán)的進一步優(yōu)化設計提供參考.

1 4 種跨臨界CO2 雙級壓縮制冷循環(huán)介紹

雙級壓縮制冷循環(huán)是降低系統(tǒng)壓比、減少節(jié)流損失、提高系統(tǒng)性能系數(shù)的重要方法.雙級壓縮循環(huán)通常有多種結構形式，本文選取4 種典型循環(huán)進行研究.

1.1 跨臨界CO2 雙級壓縮一次節(jié)流完全中間冷卻（TCTC）循環(huán)

圖1 給出了跨臨界CO2雙級壓縮一次節(jié)流完全中間冷卻循環(huán)的原理圖和p-h圖.其中氣體冷卻器出口的高溫高壓CO2蒸氣分為2 條支路：一條支路經(jīng)節(jié)流閥1 降壓到6 點的中間壓力Pm，進入中間冷卻器；而另一條則流入中間冷卻器的盤管.從低壓級壓縮機流出的氣體進入中間冷卻器，與盤管中的液體、管外CO2蒸汽這3 部分在中間冷卻器進行換熱.可以看出，循環(huán)是由系統(tǒng)自身內部提供冷量，因此可以得到更高的COP.

圖1 跨臨界CO2 雙級壓縮一次節(jié)流完全中間冷卻（TCTC）循環(huán)

1.2 跨臨界CO2 雙級壓縮帶膨脹機完全中間冷卻（TCEC）循環(huán)

在上述完全中間冷卻雙級壓縮循環(huán)中，用膨脹機代替系統(tǒng)中的節(jié)流閥1，便得到帶膨脹機的完全中間冷卻跨臨界CO2雙級壓縮循環(huán). 圖2 分別為跨臨界CO2雙級壓縮帶膨脹機完全中間冷卻循環(huán)的原理圖和p-h圖.

圖2 跨臨界CO2 雙級壓縮帶膨脹機完全中間冷卻（TCEC）循環(huán)

1.3 跨臨界CO2 雙級壓縮不完全中間冷卻回熱（TCRG）循環(huán)

圖3分別為跨臨界CO2雙級壓縮不完全中間冷卻回熱循環(huán)的原理圖及p-h圖.從高壓級壓縮機出來的高溫高壓氣體經(jīng)過高壓級氣體冷卻器冷卻放熱（5—6），后同經(jīng)過蒸發(fā)器吸熱的制冷劑在回熱器中進行換熱.

圖3 跨臨界CO2 雙級壓縮不完全中間冷卻回熱（TCRG）循環(huán)

1.4 跨臨界CO2 雙級壓縮完全中間冷卻回熱（TCRC）循環(huán)

圖4 分別為跨臨界CO2雙級壓縮完全中間冷卻回熱循環(huán)的原理圖及p-h圖.降低低壓級壓縮機排氣溫度，減少過熱和節(jié)流損失，可以同時增設中間冷卻器和回熱器.從低壓壓縮機排出的氣體進入中間冷卻器換熱，然后再進入高壓壓縮機.蒸發(fā)器液體蒸發(fā)產(chǎn)生的蒸氣再經(jīng)回熱器過熱（1—2），連同被冷卻后的低壓級壓縮機的排氣一并被高壓級壓縮機吸入，完成一個循環(huán).

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圖4 跨臨界CO2 雙級壓縮完全中間冷卻回熱（TCRC）循環(huán)

2 計算模型

2.1 計算條件

為簡化模型，對循環(huán)作如下計算假設：

（1）系統(tǒng)始終處于穩(wěn)態(tài)；

（2）忽略換熱器及其它管道的壓降和熱損失；

（3）壓縮過程為絕熱非等熵壓縮；

（4）忽略工質在系統(tǒng)中的壓力損失，忽略換熱器與環(huán)境的熱交換；

（6）壓縮機的效率取為75%，膨脹機的效率取為60%，回熱器的效率取為0.9；

（7）中間冷卻器兩出口傳熱溫差為5 ℃；

（8）高低壓級氣體冷卻器的出口溫度相同.

2.2 計算方法

通過MATLAB 軟件調用Refprop 中的物性參數(shù)對4 種循環(huán)進行編程計算. 表1、表2 分別為4 種循環(huán)的制冷量、功耗計算式和性能系數(shù)、平衡方程計算式.

表1 制冷量、功耗計算式

表2 性能系數(shù)、平衡方程計算式

通過蒸發(fā)器、低壓級壓縮機的制冷劑質量流量為m1，通過節(jié)流閥1 的制冷劑質量流量為m2，進入高壓級壓縮機和氣體冷卻器的制冷劑質量流量為m，設定總質量流量為單位流量1，即m=1，有

中間壓力取為高低壓壓力幾何平均值，即

中間壓力隨高壓壓力和低壓壓力的升高而升高，其中低壓壓力隨蒸發(fā)溫度升高而升高.

2.3 評價標準

以COP 和ΔCOP 為評價標準，其中ΔCOP 表示4種雙級壓縮制冷循環(huán)性能對跨臨界CO2單級節(jié)流閥制冷循環(huán)即基礎循環(huán)（base）的性能提升程度：

3 結果分析

3.1 高壓壓力對系統(tǒng)COP 影響

取蒸發(fā)溫度為0 ℃，氣體冷卻器出口溫度為35 ℃，4 種循環(huán)的COP 和ΔCOP 如圖5 所示. 由圖5 可見，4 種循環(huán)的COP 隨高壓壓力的增大均呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，且存在最高COP 所對應的最優(yōu)高壓壓力. 其中，TCEC 循環(huán)COP 最大，TCRG 循環(huán)COP 最小，TCTC 和TCRC 循環(huán)的COP 相差無幾. TCEC 比TCTC、TCRC、TCRG 循環(huán)的COP 平均分別高出7.34%、7.90%、18.44%，對應的最優(yōu)高壓壓力約為8.4 MPa，最大COP 約為3.2.圖5（b）為3 種循環(huán)的ΔCOP 隨高壓壓力的變化情況，由圖5（b）可見，4 種循環(huán)相對基礎循環(huán)的性能均有所提升，TCEC、TCTC、TCRC 循環(huán)的ΔCOP 隨高壓壓力的增大均呈現(xiàn)減小的趨勢，TCRG循環(huán)的ΔCOP 隨高壓壓力的增大呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，其中TCEC 循環(huán)的循環(huán)提升最大，最高達到49.82%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 的循環(huán)COP分別比基礎循環(huán)平均高出22.23%、13.74%、13.15%、3.20%.

圖5 高壓壓力（Pk）對系統(tǒng)COP 和ΔCOP 的影響

由圖5 可得，對于跨臨界CO2雙級壓縮制冷循環(huán)，帶回熱器會降低系統(tǒng)COP，這是因為回熱器會使蒸發(fā)器出來的低溫低壓CO2濕蒸汽從來自氣冷器的超臨界CO2流體中吸收熱量，增加壓縮機進口吸氣溫度使其過熱，壓縮機的排氣溫度升高的同時也致使氣缸冷卻不充分，體積膨脹而造成吸氣量減少，系統(tǒng)制冷劑流量減小，從而降低COP.由圖5 還可知，同時添加中間冷卻器和回熱器的TCRC 循環(huán)制冷效果好于僅僅添加回熱器的TCRG 循環(huán)，這是因為中間冷卻器不僅可以冷卻低壓級壓縮機的排氣，減小過熱損失，還可以降低進入節(jié)流閥的液體溫度，減少節(jié)流損失.同時由于中間冷卻器溫度降低且是靜置容器，可以起油分離的作用等，這些都使得其制冷性能更優(yōu).

3.2 中間壓力對系統(tǒng)COP 影響

取蒸發(fā)溫度為0 ℃，氣體冷卻器出口溫度為35 ℃，4 種循環(huán)的COP 和ΔCOP 隨中間壓力的變化如圖6所示.由圖6（a）可見，隨中間壓力的增大COP 均呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，且同樣存在最高COP 所對應的最優(yōu)中間壓力.同樣，其中TCEC 循環(huán)的COP 最大，TCRG 循環(huán)的COP 最小，TCTC 和TCRC 循環(huán)的COP相差無幾. TCEC 比TCTC、TCRC、TCRG 循環(huán)的COP平均分別高出8.54%、9.10%、20.48%，對應的最優(yōu)中間壓力約為5.4 MPa，最大COP 約為3.2.TCRG 循環(huán)最優(yōu)中間壓力約為5.5 MPa，對應最大COP 為2.7.TCTC 與TCRC 循環(huán)變化趨勢基本相同，在5.5 MPa 處取得最大COP 為2.9.由圖6（b）可見，4 種循環(huán)相對基礎循環(huán)的性能均有所提升，TCEC、TCTC、TCRC 循環(huán)的ΔCOP 隨中間壓力的增大均呈現(xiàn)減小的趨勢，TCRG循環(huán)的ΔCOP 隨中間壓力的增大呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，其中TCEC 循環(huán)的循環(huán)提升最大，最高達到61.41%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 循環(huán)的COP 分別比基礎循環(huán)平均高出24.62%、14.58%、13.99%、3.39%.整體來看，TCEC 循環(huán)相對具有明顯性能優(yōu)勢.

圖7為中間壓力和蒸發(fā)溫度對TCEC 循環(huán)性能的影響.由圖7（a）可見，COP 隨蒸發(fā)溫度的升高而增大，蒸發(fā)溫度低于-1.5 ℃時，COP 隨中間壓力的降低而增大，蒸發(fā)溫度高于-1.5 ℃時，COP 隨中間壓力的降低先增大后減小，存在使得COP 最大時對應的最優(yōu)中間壓力，當蒸發(fā)溫度為2 ℃時，最大COP 為3.4，對應的最優(yōu)中間壓力為5.55 MPa. ΔCOP 隨中間壓力降低和蒸發(fā)溫度的升高而增大，在蒸發(fā)溫度為2 ℃、中間壓力為5.25 MPa 時最大，為85%.

圖7 中間壓力（Pm）和蒸發(fā)溫度（te）對TCEC 循環(huán)COP 和ΔCOP 的影響

3.3 蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)COP 影響

取高壓壓力為8.5 MPa，氣體冷卻器出口溫度為35 ℃，4 種循環(huán)的COP 和ΔCOP 如圖8 所示. 由圖8（a）可見，系統(tǒng)的COP 隨蒸發(fā)溫度的升高都呈上升趨勢，同樣TCTC 和TCRC 循環(huán)變化趨勢大小基本相同且TCRC 循環(huán)的COP 略低.由此可見，對于TCRC 循環(huán)來說，添加回熱器不僅增加成本，而且略微降低性能，顯然是不可取的一種系統(tǒng)型式.TCRG 型在蒸發(fā)溫度超過5 ℃后上升趨勢更加明顯：在14 ℃以后COP 超越TCTC和TCRC 型.這是因為在中低溫情況下，TCRG循環(huán)因設置回熱器而增加的部分冷量小于壓縮機吸氣過熱而導致的壓縮功增量，可知，TCRG 型循環(huán)比較適用于高溫制冷，不適用中低溫制冷.由圖8（b）可見，TCEC、TCTC、TCRC 循環(huán)的ΔCOP 隨蒸發(fā)溫度的升高均呈現(xiàn)減小的趨勢，TCRG 循環(huán)的ΔCOP 隨蒸發(fā)溫度的升高呈現(xiàn)增大的趨勢.整體來看，TCEC 循環(huán)相對具有明顯性能優(yōu)勢.

圖8 蒸發(fā)溫度（te）對系統(tǒng)COP 和ΔCOP 的影響

3.4 氣體冷卻器出口溫度對系統(tǒng)COP 影響

取高壓壓力為8.5 MPa，蒸發(fā)溫度為0 ℃，4 種循環(huán)的COP 和ΔCOP 如圖9 所示.由圖9（a）可見，系統(tǒng)COP 隨氣體冷卻器出口溫度的升高都呈下降趨勢，TCEC 循環(huán)COP 仍相對最高，最優(yōu)COP 達3.2，TCRC和TCTC 循環(huán)的COP 相差無幾且在37 ℃后急速下降，TCRG 循環(huán)的COP 在40.8 ℃之前低于TCRC 和TCTC 循環(huán)，在40.8 ℃之后高于TCRC 和TCTC 循環(huán).由圖9（b）可見，TCEC 和TCRG 循環(huán)的ΔCOP 始終大于0，可見在此范圍內TCEC 和TCRG 循環(huán)均相對基礎循環(huán)性能有所提升，TCEC 循環(huán)的ΔCOP 隨蒸發(fā)溫度的升高均呈現(xiàn)減小的趨勢，TCRG 循環(huán)的ΔCOP 隨蒸發(fā)溫度的升高呈現(xiàn)增大的趨勢. TCTC、TCRC 循環(huán)的ΔCOP 隨蒸發(fā)溫度的升高呈現(xiàn)先升高后減小的趨勢且在41.8 ℃之后均小于0，可見在41.8～45 ℃范圍內TCTC、TCRC 循環(huán)成本高且性能不如基礎循環(huán).綜合可見，本文所研究循環(huán)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化幅度都相對較大. 由此可見，系統(tǒng)COP受氣體冷卻器出口溫度的影響相對較大.因此，在系統(tǒng)設計時，可采用降低氣體冷卻器的出口溫度的方式提升性能，并且此舉可使得系統(tǒng)的運行更加安全高效.

圖9 氣體冷卻器出口溫度（tc）對系統(tǒng)COP 和ΔCOP 的影響

4 結 論

根據(jù)熱力學第一定律，4 種循環(huán)的性能進行了熱力學分析比較，得出以下結論：

（1）對于帶回熱器的2 種跨臨界CO2雙級壓縮循環(huán)（TCRG、TCRC），在一定條件下，完全中間冷卻（TCRC）循環(huán)性能優(yōu)于雙氣體冷卻器（TCRG）循環(huán)，但都比不帶回熱器性能差. 添加回熱器不僅成本增加，經(jīng)濟性減弱，系統(tǒng)制冷劑流量減小，降低系統(tǒng)COP，因此在此條件下跨臨界CO2雙級壓縮系統(tǒng)不宜采用回熱器.

（2）系統(tǒng)COP 隨蒸發(fā)溫度的升高都呈上升趨勢，TCRG 型在14 ℃以后COP 超越TCTC 和TCRC 型，所以TCRG 型循環(huán)比較適用于高溫制冷，不適用中低溫制冷的商超制冷系統(tǒng).

（3）4 種循環(huán)COP 都隨氣冷器出口溫度的升高而迅速降低，制冷性能受氣體冷卻器出口溫度的影響較大.TCTC、TCRC 循環(huán)在氣冷器出口溫度高于37 ℃后急速下降.在系統(tǒng)設計時，應盡量降低氣體冷卻器的出口溫度，使系統(tǒng)的運行更加高效.

（4）4 種循環(huán)中跨臨界CO2雙級壓縮帶膨脹機完全中間冷卻（TCEC）循環(huán)的制冷COP 最高，比基礎循環(huán)平均高出22.23%，跨臨界CO2雙級壓縮制冷循環(huán)中同時添加中間冷卻器和膨脹機有利于提高系統(tǒng)性能，這對選取商超CO2制冷系統(tǒng)具有重要參考意義.