采用不同膨脹機構的跨臨界CO2循環(huán)性能分析

馬娟麗 劉昌海 侯 予

(1西安交通大學動力工程多相流國家重點實驗室 西安 710049)

(2西安交通大學能源與動力工程學院 西安 710049)

術 語

COP——性能系數(shù)

h——比焓，(kJ/kg)

p——壓力，(MPa)

T——溫度，K

w——比功，(kJ/kg)

x——干度

y——冷流體制冷份額

Q0——制冷量

ε——換熱器效率

η——等熵效率(%)

S——比熵，(kJ/kg·K)

μ——噴射系數(shù)

下標:

com——壓縮機

gas——氣體冷卻器

eva——蒸發(fā)器

vor——渦流管

des——降溫器

noz——噴嘴

int——中間冷卻器

0——環(huán)境

v——膨脹閥

sep、exp、eje——分離器、膨脹機、噴射器

r——目標溫度

c——壓縮機輸入

e——膨脹機回收

water——降溫器進口水

1 引 言

現(xiàn)代社會中廣泛使用的制冷空調和熱泵系統(tǒng)，由于本身耗能和傳統(tǒng)制冷劑(CFCs)對環(huán)境的破壞，系統(tǒng)的節(jié)能和制冷劑的替代成為工程熱物理學科的前沿課題。在蒸氣壓縮式制冷與熱泵循環(huán)中，工質的熱物性對循環(huán)有著重要作用。可以說制冷與熱泵技術的進展就是循環(huán)裝置的完善與工質的更新。制冷劑的替代也由僅要求無臭氧層破壞到同時滿足臭氧層保護和阻止全球變暖的雙重要求上來［1］?？紤]環(huán)境的長期安全性，應盡量避免使用那些最終會排放到生物圈中并影響生態(tài)平衡的非自然工質，重新起用自然工質是一種非常安全的選擇。從工質利用的歷史來看，人類最初使用的是自然工質，如SO2、CO2等，隨著科技的進步，制造出了CFC、HCFC等合成工質，提高了循環(huán)性能，卻造成了人們原未預料到的環(huán)境問題，于是人們又把目光重新投到自然工質上來。自然工質被前國際制冷學會主席G.Lorentzen稱為解決環(huán)境問題的最終方案［2］。美國、德國、挪威等國家學術研究和商業(yè)推廣齊頭并進，中國學者近年來也開始自然工質的研究［3］。由于氟里昂制冷劑對大氣臭氧層有污染，根據(jù)蒙特利爾協(xié)議，要限制和逐步禁止使用CFCs工質，而替代制冷劑的溫室效應也不能忽視，因此應用綠色天然工質的需求越來越迫切?？缗R界CO2循環(huán)是氟利昂制冷劑替換研究中的一個重要方向［4］。由于CO2具有理想的環(huán)保特性，加之其很低的成本(不到R134a的5%)，容易獲得且不需回收等優(yōu)點，成為理想的自然工質。目前，CO2在部分制冷空調應用領域(包括汽車空調、熱水熱泵、低溫復疊制冷等)具有非常好的發(fā)展前景［5］。

與傳統(tǒng)制冷劑相比，因為CO2工質的臨界溫度常常低于空調和熱泵的排熱壓力，空調和熱泵系統(tǒng)一般都采用跨臨界蒸汽壓縮循環(huán)。然而，跨臨界CO2循環(huán)的最大缺點是膨脹閥巨大能量損失所導致的COP較低。一般可通過兩級壓縮、回熱技術以及用其它膨脹設備代替節(jié)流閥等措施來提高CO2循環(huán)的效率，替代節(jié)流閥的常用膨脹設備有:膨脹機、噴射器和渦流管等。文獻［6］比較了采用不同膨脹設備的跨臨界CO2循環(huán)，文中推薦使用膨脹機和渦流管回收膨脹損失。應用熱力學第二定律分析制冷循環(huán)的主要目的是為了指導能量的有效利用［7－8］。文獻［9］比較了渦流管、透平膨脹機及節(jié)流閥3種膨脹設備的不可逆損失。文獻［10－18］分別對跨臨界 CO2基本循環(huán)、膨脹機循環(huán)、噴射器循環(huán)和CO2兩級循環(huán)進行了不可逆損失分析。

本文運用熱力學第一定律和第二定律對跨臨界CO2空調工況下的基本循環(huán)、膨脹機循環(huán)、噴射器循環(huán)和渦流管循環(huán)進行分析，比較了各循環(huán)性能系數(shù)，給出了循環(huán)各部件的損失，為跨臨界CO2循環(huán)的優(yōu)化提供理論基礎。

2 跨臨界CO2制冷循環(huán)

2.1 節(jié)流閥基本循環(huán)

圖1為跨臨界CO2節(jié)流閥基本循環(huán)的系統(tǒng)圖，狀態(tài)點2的高壓CO2工質從壓縮機出來后，經(jīng)氣體冷卻器放熱后進入節(jié)流閥膨脹。不同于傳統(tǒng)的亞臨界循環(huán)，工質在氣體冷卻器中的放熱過程處于超臨界區(qū)域，而不再是兩相區(qū)。放熱過程中，工質的溫度變化相當大，除了氣體冷卻器的壓力，冷卻器出口溫度對循環(huán)COP的影響也很大。對于自然工質CO2循環(huán)中，工質由超臨界狀態(tài)膨脹到兩相區(qū)，循環(huán)的節(jié)流閥損失遠大于傳統(tǒng)循環(huán)的節(jié)流閥損失，由于循環(huán)參數(shù)和物性特點，循環(huán)效率明顯低于傳統(tǒng)氟利昂制冷系統(tǒng)10%—50%。

圖1 節(jié)流閥基本循環(huán)系統(tǒng)圖Fig.1 Layout of carbon dioxide transcritical cycle with throttling valve

2.2 膨脹機循環(huán)

通過膨脹機代替節(jié)流閥來回收膨脹功是提高CO2循環(huán)的最直接方法。對CO2跨臨界循環(huán)來說，由于其循環(huán)壓力高，雖然膨脹比小(2—4)，但是膨脹功大(占壓縮功的25%—30%)，采用膨脹機替代節(jié)流閥后其循環(huán)效率提高的幅度遠高于常規(guī)工質。圖2是帶膨脹機的跨臨界CO2制冷循環(huán)的系統(tǒng)，其中膨脹機可回收一部分功以減少壓縮機輸入功?；厥展r，帶膨脹機的跨臨界CO2制冷循環(huán)COP比基本節(jié)流閥循環(huán)要增加29.4%—35.3%［19］。

2.3 噴射器循環(huán)

使用噴射器代替節(jié)流閥也是提高CO2基本循環(huán)COP的有效方法，通過改變噴射器噴嘴的喉部截面積可控制冷卻器壓力，簡化氣體冷卻器壓力控制的過程。圖3表示噴射循環(huán)的系統(tǒng)，狀態(tài)點3的超臨界制冷劑離氣體冷卻器進入噴射器后，在噴嘴中膨脹降壓，制冷劑的流速迅速增大;同時狀態(tài)點7的制冷劑也進入噴射器，兩部分流體在混合段混合，并經(jīng)噴射器中的擴散噴管段流出噴射器。

圖2 膨脹機循環(huán)系統(tǒng)圖Fig.2 Layout of carbon dioxide cycle with expander

圖3 噴射循環(huán)系統(tǒng)圖Fig.3 Layout of carbon dioxide cycle with ejector

2.4 渦流管循環(huán)

渦流管沒有任何運動部件，流體進入渦流管后可膨脹分離成熱流體和冷流體兩部分，只要渦流管進出口有足夠大的壓差，流體膨脹后就可產(chǎn)生冷流體和熱流體。采用渦流管的CO2循環(huán)有兩種類型，一種基于Maurer模型，另一循環(huán)基于Keller模型。圖4是Maurer模型的系統(tǒng)圖，在渦流管中，超臨界流體從冷卻壓力膨脹到蒸發(fā)壓力并分為3部分:飽和液體(點4)、飽和氣體(點C)和過熱氣體(點H)。飽和液體與飽和氣體混合(點6)后流入蒸發(fā)器制冷。過熱氣體經(jīng)換熱器(降溫器)冷卻至狀態(tài)點5與流出蒸發(fā)器的氣體(點7)混合后(點1)流入壓縮機。圖5是Keller模型的系統(tǒng)圖，制冷劑經(jīng)中間換熱器從狀態(tài)點3冷卻至狀態(tài)點4，然后節(jié)流閥膨脹至中間壓力，流入氣液分離器分為兩部分:飽和氣體(點8)與飽和液體(點5)。飽和氣體經(jīng)中間換熱器加熱至狀態(tài)點9，經(jīng)渦流管膨脹后分為兩部分:冷氣體(點C)和熱氣體(點H)。熱氣體經(jīng)降溫器冷卻至狀態(tài)點10然后與渦流管的出流冷氣體混合，然后再與蒸發(fā)器的出口氣體(點7)混合后(點1)流入壓縮機。

圖4 Maurer模型系統(tǒng)圖Fig.4 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Maurer model

圖5 Keller模型系統(tǒng)圖Fig.5 Layout of carbon dioxide cycle with vortex tube for Keller model

3 熱力學分析

3.1 能量分析

跨臨界CO2循環(huán)的COP均可由下式計算:

若循環(huán)中壓縮機的質量流量為1 kg/s，則壓縮機、氣體冷卻器、膨脹閥和蒸發(fā)器的計算公式為:

若循環(huán)中壓縮機的質量流量為1 kg/s，噴射器、蒸發(fā)器和節(jié)流閥的計算公式為:

壓縮機的質量流量為1 kg/s，則蒸發(fā)器、降溫器和渦流管損失的計算公式為:

壓縮機的質量流量為1 kg/s，蒸發(fā)器、膨脹閥1、膨脹閥2、降溫器、中間冷卻器和渦流管損失的計算公式為:

3.3 參數(shù)確定

［20－21］并考慮到研究對象為空調工況，確定循環(huán)中主要設備的效率和運行參數(shù)，見表1。

表1 分析計算所使用的參數(shù)條件Table 1 Parameters used in simulation

基于以上條件，本文使用Fortran語言編程確定跨臨界CO2幾種循環(huán)的運行狀態(tài)參數(shù)，其中CO2物性通過調用NIST數(shù)據(jù)庫得到。

4 性能計算

圖6表示 y=0.5，T3=313.15 K，pgas=10.0 MPa，Twater=300.15 K，Tr=278.15 K，Te=278.15 K，pint=5.7 MPa，Q0=15 kW 時，各循環(huán)COP和總損失的關系。從圖中可以看出，膨脹機循環(huán)的COP遠大于其它跨臨界CO2循環(huán)，其次為噴射循環(huán)和渦流管循環(huán)。循環(huán)的總損失與COP大小相反，減少循環(huán)的總損失可提高循環(huán)的COP。膨脹機循環(huán)的COP遠大于其它循環(huán)，其值比基本循環(huán)大32.2%，比Maurer模型大27.7%，比Keller循環(huán)大30.8%，比噴射器循環(huán)大24.9%。膨脹機循環(huán)壓縮機比功小于基本循環(huán)，單位質量制冷量大于基本循環(huán)，故其COP大于基本循環(huán)。渦流管循環(huán)的壓縮機比功大于基本循環(huán)的壓縮機比功，但兩個循環(huán)制冷量相同時，渦流管循環(huán)中的壓縮機質量流量小于基本循環(huán)壓縮機質量流量;兩個因素作用的結果使制冷量一定時，渦流管循環(huán)所需的壓縮機輸入功小于基本循環(huán)的壓縮機輸入功，渦流管循環(huán)的COP大于基本循環(huán)。對噴射器循環(huán)，循環(huán)的壓縮機比功小于基本循環(huán)的壓縮機比功，但制冷量與基本循環(huán)相同時，循環(huán)中的壓縮機質量流量大于基本循環(huán)壓縮機質量流量;兩個因素作用的結果使制冷量一定時，噴射器循環(huán)所需的壓縮機輸入功也小于基本循環(huán)的壓縮機輸入功，噴射器循環(huán)的COP大于基本循環(huán)。

圖6 循環(huán)COP和總損失比較Fig.6 COP and total exergy losses of cycles

圖7 表示 y=0.5，T3=313.15 K，pgas=10.0 MPa，Twater=300.15K，Tr=278.15 K，Te=278.15 K，pint=5.7 MPa，Q0=15 kW時，5個循環(huán)各部件的損失占循環(huán)總損失的百分比。圖中可見，膨脹機循環(huán)的壓縮機損失占總損失的34%，其它循環(huán)壓縮機損失占總損失的26%左右。膨脹機循環(huán)的氣體冷卻器損失占總損失的40%以上，其它循環(huán)的其它冷卻器損失占總損失的30%到35%之間。基本循環(huán)中的節(jié)流閥、Maurer循環(huán)中的渦流管，噴射循環(huán)中的噴射器等膨脹設備的損失，占到總損失的35%左右，Keller模型中，雖然渦流管的膨脹損失較小，不到6%，但是兩個節(jié)流閥分擔了該循環(huán)所需的膨脹，兩個節(jié)流閥損失較大，膨脹設備也占到總損失的32%，膨脹機循環(huán)中膨脹機的損失只占了總損失的17%，大約是其它幾個膨脹設備的1/2。

圖7 循環(huán)各部件損失百分比Fig.7 Component exergy loss as percentage for cycles

5 結 論

運用熱力學第一定律和第二定律對典型空調工況下跨臨界CO2基本循環(huán)、膨脹機循環(huán)、噴射器循環(huán)和渦流管循環(huán)進行分析，得出以下結論:

(1)膨脹機循環(huán)的COP遠大于其它跨臨界CO2循環(huán)，其次為噴射器循環(huán)和渦流管循環(huán)，膨脹閥基本循環(huán)的COP最小。膨脹機循環(huán)的COP比基本循環(huán)大32.2%，但跨臨界CO2用膨脹機目前的問題是成本費用高、技術研發(fā)挑戰(zhàn)較大。

(3)采用膨脹機、噴射器和渦流管等膨脹設備代替基本循環(huán)中的節(jié)流閥后，由于這些膨脹設備的損失小于基本循環(huán)節(jié)流閥的損失，同時循環(huán)中壓縮機的損失小于基本循環(huán)的壓縮機損失，從而減小了循環(huán)總損失，提高了COP。

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