一種噴射器膨脹直接供液制冷循環(huán)及性能分析

謝 令 陳光明

(浙江大學(xué)制冷與低溫研究所浙江省制冷與低溫技術(shù)重點實驗室 杭州 310027)

1 引言

歐盟于2006年推出了編號為2006/40/EC的MAC法規(guī)，該法規(guī)規(guī)定從2011年1月1日起，在歐盟市場銷售的獲批新車型汽車空調(diào)器中禁止使用GWP值大于150的氟化氣體;并從2017年1月1日起，在歐盟市場銷售的所有汽車空調(diào)器中全面禁止使用GWP值大于150的氟化氣體［1］。因此，汽車空調(diào)器中制冷劑的更新?lián)Q代顯得尤為迫切。目前的替代制冷劑中，氟化烯烴(如R1234yf、R1234ze)由于其良好的制冷性能和友好的環(huán)境特性備受關(guān)注。這兩種氟化烯烴的ODP值均為0，GWP值也都在2以下。R1234ze有兩種同分異構(gòu)體，分別為順式異構(gòu)體R1234ze(Z)和反式異構(gòu)體R1234ze(E)，標(biāo)準(zhǔn)沸點分別為9℃和－19℃。本文中所提的R1234ze均指其反式異構(gòu)體R1234ze(E)。R1234yf具有跟R134a非常相近的物理特性，因而受到很多研究者關(guān)注，但其生產(chǎn)成本昂貴，在后續(xù)運用中會受到一些限制。相較之下，R1234ze生產(chǎn)成本較低，且常溫下不可燃，安全性相對較高。Brown等［2］人將R1234ze直接運用在目前的汽車空調(diào)中，結(jié)果顯示，R1234ze的COP比R134a略高，但兩者的容積制冷量VCC(Volumetric Cooling Capacity)的差距達(dá)到了33%左右，要達(dá)到同樣的制冷量，前者需要更大的壓縮機排量。因此，有學(xué)者認(rèn)為，直接用R1234ze來替代 R134a并不適合［2-4］。其實在傳統(tǒng)循環(huán)的基礎(chǔ)上直接替換制冷劑導(dǎo)致循環(huán)性能變差也是目前很多新型環(huán)保制冷劑面臨的共同問題。要將新型環(huán)保安全的制冷劑運用到現(xiàn)有制冷系統(tǒng)中，改進現(xiàn)有制冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)就很有必要。

2 直接供液式噴射器膨脹制冷循環(huán)

傳統(tǒng)的蒸氣壓縮制冷系統(tǒng)4個核心部件都有較大的?損失，如壓縮機的壓縮?損失、冷凝器和蒸發(fā)器的換熱?損失、節(jié)流閥的節(jié)流?損失等等。為達(dá)到提升系統(tǒng)COP的目的，就要從減小這些損失出發(fā)［5］。

為此，提出如圖1的循環(huán)，以期減小流閥節(jié)流損失、蒸發(fā)器換熱損失和壓縮機壓縮損失。具體來說就是:

(1)引入兩相噴射器替代傳統(tǒng)制冷循環(huán)中的節(jié)流閥作為唯一的膨脹機構(gòu)，從冷凝器出來的過冷液體作為工作流，從蒸發(fā)器出來的過熱蒸氣作為引射流，噴射器出口接汽液分離器。用噴射器替代節(jié)流閥起膨脹作用時?損失更小;

圖1 直接供液式噴射器膨脹制冷循環(huán)Fig.1 Direct liquid feeding ejector expansion refrigeration cycle

(2)傳統(tǒng)循環(huán)中一般采用蒸發(fā)器過熱來保證壓縮機吸入的蒸氣不含液，如R134a循環(huán)，但是過熱會使壓縮機排氣溫度升高，不利于壓縮機的工作。新循環(huán)中汽液分離器分離出噴射器出口兩相流體中的蒸氣部分，通向壓縮機吸氣口，這樣能夠保證壓縮機吸入的蒸氣是飽和的，且壓力大于蒸發(fā)器出口即引射流壓力，兩個壓力的差值應(yīng)該等于制冷劑在汽液分離器和蒸發(fā)器中的壓力損失，這樣壓縮機的壓比會減小。因為新循環(huán)中蒸發(fā)器出口依然可以為過熱蒸氣，這樣既增加了有效制冷量，又提高了壓縮機壓縮效率;

(3)汽液分離器分離出噴射器出口兩相流體中的液體部分直接供給蒸發(fā)器，而不經(jīng)過節(jié)流閥，蒸發(fā)器制冷劑側(cè)平均干度減小，換熱器中的壓力損失減小，蒸發(fā)溫度上升，則換熱?損失也會減小。

本文把這種循環(huán)叫做直接供液式的噴射器膨脹制冷循環(huán)，以下簡稱EERC(Ejector Expansion Refrigeration Cycle)。

在R1234ze(E)的P-H圖中顯示兩種循環(huán)簡圖，見圖2。

圖2中1-2-3-4-1為傳統(tǒng)的蒸汽壓縮制冷循環(huán)，ab-c-d-e-f-g-e-a為直接供液式噴射器膨脹循環(huán)?？紤]了蒸發(fā)器內(nèi)的壓降，并且在蒸發(fā)溫度(蒸發(fā)器進口溫度)、冷凝溫度、蒸發(fā)過熱度、冷凝過冷度相同的情況下進行兩個循環(huán)對比，主要性能提升的原因在于，噴射器循環(huán)中的壓縮機進口點a壓力更高、密度更大，壓縮機的壓比和耗功減少，因而容積制冷量提升。

根據(jù)熱力學(xué)第二定律分析可知，引入的兩相噴射器減小了由于節(jié)流引起的不可逆損失、減小了蒸發(fā)器傳熱和流動引起的不可逆損失以及壓縮機摩擦引起的不可逆損失，提高了熱力完善度。

圖2 直接供液式噴射器膨脹制冷循環(huán)和傳統(tǒng)制冷循環(huán)對比Fig.2 Comparison between EERC and TRC

本文對使用R1234ze的EERC性能進行理論分析，得到了在給定溫度工況下，以R1234ze為工質(zhì)的EERC相比傳統(tǒng)R134a循環(huán)COP和容積制冷量的提升效果，為現(xiàn)有循環(huán)中制冷劑的更新?lián)Q代和新型環(huán)保制冷劑的應(yīng)用探索出更多的途徑。

3 循環(huán)熱力模型

3.1 噴射器模型

早在20世紀(jì)50年代，Keenan等［6］人便根據(jù)工作流和引射流的混合方式的不同，提出了噴射器的兩種混合模型即等壓混合模型和等面積混合模型，并認(rèn)為等壓混合模型噴射器有更好的性能，但是難以實現(xiàn)，適應(yīng)性很差，且理論計算與實際差別很大，后續(xù)的研究［7-9］也證明了這一點。故本文采用了基于質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒定律的等面積混合模型［10-11］。該模型的假設(shè)如下:

(1)工作流體噴嘴出口和引射流體噴嘴出口的壓力一致;

(2)工作流體和引射流體在各自噴嘴出口之后立即開始等面積混合;

(3)工作流體和引射流體噴嘴中的膨脹過程和擴壓室內(nèi)的增壓過程與理想等熵過程的符合程度均可以用等熵效率來表示，混合室內(nèi)摩擦阻力對動量守恒的影響可以用混合室混合效率來表示;

(4)噴射器內(nèi)的工作過程可以看作是沿軸向一維變化的;

(5)噴射器內(nèi)各個組件是絕熱的;

(6)噴射器的工作流體和引射流體的進口處和擴壓室的出口處的速度可以忽略不計。

噴射器結(jié)構(gòu)如圖3所示，各分部件的簡化模型介紹如下。

圖3 等面積噴射器模型Fig.3 Constant area ejector mixing model

3.1.1 工作流和引射流進口噴嘴

兩相噴射器中，兩個噴嘴中隨著壓力的降低都有兩相態(tài)出現(xiàn)，直接采用理想氣體模型分析計算誤差很大。本文引入等熵效率值來表示噴嘴中的過程與等熵過程的符合程度從而計算出噴嘴出口的狀態(tài)，計算方程如下:

式中:h1，is、h2，is為等熵膨脹時工作流體噴嘴出口、引射流體噴嘴出口的焓值，kJ/kg;h1、h1b、h2、h2b分別為工作流體噴嘴進口、工作流體噴嘴出口、引射流體進口和引射流體噴嘴出口的實際焓值，kJ/kg;ηp和ηs分別為工作流噴嘴和引射流噴嘴的等熵效率，取為 0.85［12］。

3.1.2 混合室

利用質(zhì)量守恒、動量守恒和能量守恒定律，可以由已知的混合室進口狀態(tài)得到混合室出口的狀態(tài)，這里引入混合室效率ηmm來考慮混合室內(nèi)摩擦對動量變化的影響。

式中:μ為引射系數(shù);Pb、P3m為兩個噴嘴出口、混合室出口的壓力值，Pa;h3m為混合室出口的焓值，kJ/kg;u1b、u2b、u3m分別是工作流噴嘴出口、引射流噴嘴出口、混合室出口的速度值，m/s;ηmm為混合室效率，取 0.975［13］;Ab為等面積混合室的截面積，m2;Ab通過兩噴嘴出口兩股流的面積之和得到，通過上面兩式便可以得到混合室出口的流體狀態(tài)。

3.1.3 擴壓室

根據(jù)前文中擴壓室出口速度忽略不計的假設(shè)，可以得到擴壓室出口實際焓值，再引入擴壓室等熵效率ηd來反映其與理想等熵過程之間的符合程度，則有:

式中:h3d為擴壓室出口焓值，kJ/kg;h3，is為等熵膨脹時的擴壓室入口值，kJ/kg;ηd為擴壓室等熵效率，取為 0.85［12］。

3.2 制冷循環(huán)模型

除了噴射器以外，EERC其他部分與傳統(tǒng)蒸汽壓縮制冷循環(huán)是一致的，本文對其他部分做了以下假設(shè):

(1)壓縮機壓縮過程與等熵壓縮的符合程度用壓縮效率來表示;

(2)冷凝器中以及連接管路的制冷劑側(cè)

沒有壓力損失，冷凝器出口制冷劑過冷度和蒸發(fā)器出口過熱度設(shè)為已知;

(3)蒸發(fā)器內(nèi)，制冷劑側(cè)的壓力損失可通過關(guān)聯(lián)式(7)(8)(9)(10)計算［14］。

式中:Δp為兩相制冷劑蒸發(fā)側(cè)壓降，Pa;G為總的質(zhì)量流量，kg/(m2˙s);fN為流體雷諾數(shù);Re綜合流體雷諾數(shù);v為兩相流比容，m3/kg;Kf為Pierre沸騰數(shù);Δx為干度變化;hfg為液相汽化潛熱，kJ/kg;L為兩相段管長，m;g為重力加速度，m/s2;Dh為管內(nèi)水力直徑，mm;Dh為動力粘度，kg/(m˙s)。

(4)噴射器工作在設(shè)計工況。

將蒸發(fā)器進口壓力作為蒸發(fā)壓力，由蒸發(fā)壓力和蒸發(fā)器內(nèi)的壓力損失，可以得到汽液分離器入口壓力，該壓力即為噴射器的出口壓力值。

4 計算算法

算法流程圖如圖4所示，采用EES軟件實現(xiàn)，另外，需注意的是:

圖4 計算流程Fig.4 Computing procedure

(1)Pb為噴嘴出口壓力值，在進口狀態(tài)確定之后，Pb值由噴嘴結(jié)構(gòu)決定，通過迭代得到對應(yīng)溫度工況下，循環(huán)COP最大時的Pb值，而計算結(jié)果中的性能參數(shù)都是在最優(yōu)Pb下的值;

(2)當(dāng)循環(huán)穩(wěn)定運行在理想工況時，汽液分離器分離前的流體干度應(yīng)該等于1/(1+μ)，將此作為計算穩(wěn)定下引射系數(shù)μ的限制;

(3)將直接供液式EERC與TRC進行對

比時，選擇的工況假設(shè)了兩種循環(huán)的蒸發(fā)溫度即蒸發(fā)器進口溫度相同，過冷度過熱度分別定位5℃和2℃，且蒸發(fā)器內(nèi)的壓力損失相同。實際運行時，由于蒸發(fā)器進口為純液相，直接供液式EERC蒸發(fā)器壓力損失小于TRC，實際性能參數(shù)的提升比會更大;

(4)蒸發(fā)器內(nèi)的壓力損失值用噴射器出口壓力和引射流體進口壓力的差值代替;

(5)新循環(huán)容積制冷量VCC定義式為:容積制冷量=引射系數(shù)×單位質(zhì)量流量制冷劑制冷量×壓縮機吸氣密度。

5 計算結(jié)果及分析

根據(jù)前面的分析，本文所提出的循環(huán)相較傳統(tǒng)循環(huán)減少了節(jié)流、蒸發(fā)器和壓縮機的?損失，從而帶來性能參數(shù)的提升。噴射器對來自蒸發(fā)器的過熱引射流的壓力的提升使得壓縮機吸氣壓上升，壓縮功減小，達(dá)到提升COP和容積制冷量VCC的目的。此處定義一個重要參數(shù)，即升壓比，表示噴射器擴壓室出口壓力與引射壓力的比值，計算結(jié)果如表1和表2所示。在給定溫度工況下，噴射器升壓比處在1.23ˉ1.33之間，變化不大。假設(shè)循環(huán)工作在設(shè)定工況，則這兩個位置的壓力差等于汽液分離器和蒸發(fā)器的壓力損失。

表1 冷凝溫度變化時升壓比(T e=12℃)Table 1 Pressure lift ratio under different condensing temperature(T e=12℃)

表2 蒸發(fā)溫度變化時升壓比(T c=45℃)Table 2 Pressure lift ratio under different evaporating temperature(T c=45℃)

R1234ze的直接供液式EERC與傳統(tǒng)的蒸氣壓縮制冷的TRC(Traditional Refrigeration Cycle)性能比較如圖5和圖6所示，直接供液式EERC相對于TRC，在COP和容積制冷量VCC均有顯著提升。在給定溫度工況下，COP的提升量均在30%以上的，VCC的提升也在26%以上。在分析汽車空調(diào)制冷劑替代時，重點就在于這種優(yōu)勢能否彌補用R1234ze直接替代R134a性能上的不足。如果能夠彌補，那么是否可以找到新循環(huán)的運行特點，用以指導(dǎo)新循環(huán)的實際應(yīng)用。以上兩點也是是本文分析的主要目的。

圖5 R1234ze(E)EERC和TRC性能參數(shù)隨蒸發(fā)溫度變化Fig.5 Performance parameters of R1234ze(E)EERC and R1234ze(E)TRC under different evaporating temperature

圖6 R1234ze(E)EERC相對TRC性能參數(shù)隨冷凝溫度變化Fig.6 Performance parameters of R1234ze(E)EERC and R1234ze(E)TRC under different condensing temperature

將R1234ze的EERC的性能與R134a的TRC比較，COP的提升幅度依舊明顯，如圖7和圖8所示，隨蒸發(fā)溫度或者冷凝溫度的變化，提升幅度基本穩(wěn)定。

若考慮用R1234ze直接供液式EERC替代現(xiàn)行R134a制冷循環(huán)，容積制冷量成為主要的考慮因素，如圖9和圖10所示，R1234ze EERC容積制冷量與R134a TRC的差距，從直接替代時的33%降到了6%ˉ12%之間，效果明顯，說明此種替代方式是可行的。

圖7 R1234ze EERC相對R134a TRC的COP提升比隨蒸發(fā)溫度變化Fig.7 COP lift ratio of R1234ze EERC over R134a TRC under different evaporating temperature

圖8 R1234ze EERC相對R134a TRC的COP提升比隨冷凝溫度變化Fig.8 COP lift ratio of R1234ze EERC over R134a TRC under different condensing temperature

圖9 R1234ze EERC與R134a TRC的VCC差距隨蒸發(fā)溫度變化Fig.9 VCC gap between R1234ze EERC and R134a TRC under different evaporating temperature

圖10 R1234ze EERC與R134a TRC的VCC差距隨冷凝溫度變化Fig.10 VCC gap between R1234ze EERC and R134a TRC under different condensing temperature

另外，在高冷凝溫度和低蒸發(fā)溫度下，容積制冷量差距更小，這說明在重點考慮容積制冷量時，替代性能更佳。傳統(tǒng)循環(huán)中，在高冷凝溫度和低蒸發(fā)溫度下，節(jié)流閥前后的壓力差變大，不可逆性也變大，導(dǎo)致壓縮機壓比也變大，即制冷工況更為“惡劣”。而根據(jù)前面的分析，EERC減少了循環(huán)壓縮機的耗功，提升了壓縮機吸氣口的密度，從而提升了容積制冷量。這種優(yōu)勢隨著工況惡化而更為明顯，此計算結(jié)果與前面的分析保持一致。

因此可以得出，直接供液式EERC替代現(xiàn)有制冷循環(huán)在下面兩種情況下帶來的性能的提升會更突出:

(1)冷凝器工作在風(fēng)冷工況，特別是在環(huán)境更高的地區(qū)如東南亞，中東，此時冷凝溫度較高;

(2)制冷循環(huán)工作在蒸發(fā)溫度較低的工況，如冰箱或者冷庫的冷凍工況等，這類循環(huán)對蒸發(fā)器中的壓力損失更為敏感。

6 結(jié)論

根據(jù)前面的分析可以得出以下結(jié)論:

(1)R1234ze(E)直接供液式EERC相比于傳統(tǒng)R134a汽車空調(diào)循環(huán)，在給定的空調(diào)工況下，理論分析得到的COP提升都能達(dá)到22%以上，容積制冷量差距從直接替代時的33%降到了6%ˉ12%之間，效果明顯?？紤]到對比時假定了蒸發(fā)器壓降相等，在實際運用時，性能提升將更為明顯，因此替代是可行的;

(2)在高冷凝溫度和低蒸發(fā)溫度下，R1234ze(E)的替代性能更佳。也就是說在蒸發(fā)溫度較低的工況，如冰箱或者冷庫冷凍間以及冷凝溫度較高的工況，如風(fēng)冷工況，特別是在環(huán)境更高的地區(qū)如東南亞、中東，用直接供液式EERC替代現(xiàn)有制冷空調(diào)循環(huán)非常有潛力。除此之外，在考慮用環(huán)保制冷劑特別是低壓制冷劑替代傳統(tǒng)制冷劑時，它也是一個很好的選擇。

1 European Parliament.Directive 2006/40/EC of TheEuropean Parliament and of the Council of 17 May2006 relating to emissions from airconditioning systemsin motor vehicles and amending Council Directive70/156/EC［EB/OL］.Official Journal of the European U-nion2006:49(L 161):12-18.http://eur-lex.europa.eu/legal-content/EN/ALL=CELEX:32006L0040.

2 J Steven Brown PhD P E.HFOs:new，low global warming potential refrigerants［J］.Ashrae Journal，2009，51(8):22.

3 Karber K M，Abdelaziz O，Vineyard E A.Experimental Performance of R-1234yf andR-1234ze as Drop-in Replacements for R-134a in Domestic Refrigerators［R］.Oak Ridge National Laboratory(ORNL);Building Technologies Research and Integration Center，2012.

4 Brown JS，Zilio C，Cavallini A.Thermodynamic properties of eight fluorinated olefins［J］.International Journal of Refrigeration，2010，33(2):235-241.

5 Kornhauser AA.The use of an ejector as a refrigerant expander:Proceedings of the1990 USNC/IIR-PurdueRefrigeration Conference［C］.USA，1990:10-19.

6 Keenan JH.An investigation of ejector design by analysis and experiment［J］.Journal of Applied Mechanics，1950，17:299.

7 Huang B J，Chang JM，Wang CP，et al.A 1-D analysis of ejector performance［J］.International Journal of Refrigeration，1999，22(5):354-364.

8 Yaplcl R，Ersoy H K.Performance characteristics of the ejector refrigeration system based on the constant area ejector flow model［J］.Energy Conversion and Management，2005，46(18):3117-3135.

9 Munday J T，Bagster D F.A new ejector theory applied to steam jet refrigeration［J］.Industrial＆ Engineering Chemistry Process Design and Development，1977，16(4):442-449.

10 Li D，Groll E A.Transcritical CO2 refrigeration cycle with ejector-expansion device［J］.International Journal of refrigeration，2005，28(5):766-773.

11 Bilir N，Ersoy H K.Performance improvement of the vapour compression refrigeration cycle by a two-phase constant area ejector［J］.International Journal of Energy Research，2009，33(5):469-480.

12 Nehdi E，Kairouani L，Bouzaina M.Performance analysis of the vapour compression cycle using ejector as an expander［J］.International journal of energy research，2007，31(4):364-375.

13 索科洛夫 E D，津洛爾H M.噴射器［M］.北京:科學(xué)出版社，1977:20-23.Sokoloff E D，Zinlol H M.Ejector［M］.Beijing:Science Press，1977:20-23.

14 Choi JY，Kedzierski M A，Domanski P.A generalized pressure drop correlation for evaporation and condensation of alternative refrigerants in smooth and micro-fin tubes［C］.US Department of Commerce，Technology Administration，National Institute of Standards and Technology，Building and Fire Research Laboratory，1999.