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(xué)能源與安全工程學(xué)院，天津 300384）

環(huán)境保護(hù)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(wù)迫在眉睫.自然工質(zhì)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(qiáng)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(yīng)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(nèi)外學(xué)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(jī)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(yùn)行性較優(yōu)[10-11]，添加膨脹機(jī)和回?zé)崞髟谀承┕r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(jìn)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(jìn)行熱力學(xué)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(chǔ)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(jìn)一步優(yōu)化設(shè)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(jié)構(gòu)形式，本文選取4 種典型循環(huán)進(jìn)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(jìn)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(jī)流出的氣體進(jìn)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(jìn)行換熱.可以看出，循環(huán)是由系統(tǒng)自身內(nèi)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(jī)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(jī)代替系統(tǒng)中的節(jié)流閥1，便得到帶膨脹機(jī)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(jī)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(jī)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?zé)幔═CRG）循環(huán)

圖3分別為跨臨界CO2雙級壓縮不完全中間冷卻回?zé)嵫h(huán)的原理圖及p-h圖.從高壓級壓縮機(jī)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?zé)崞髦羞M(jìn)行換熱.

圖3 跨臨界CO2 雙級壓縮不完全中間冷卻回?zé)幔═CRG）循環(huán)

1.4 跨臨界CO2 雙級壓縮完全中間冷卻回?zé)幔═CRC）循環(huán)

圖4 分別為跨臨界CO2雙級壓縮完全中間冷卻回?zé)嵫h(huán)的原理圖及p-h圖.降低低壓級壓縮機(jī)排氣溫度，減少過熱和節(jié)流損失，可以同時增設(shè)中間冷卻器和回?zé)崞?從低壓壓縮機(jī)排出的氣體進(jìn)入中間冷卻器換熱，然后再進(jìn)入高壓壓縮機(jī).蒸發(fā)器液體蒸發(fā)產(chǎn)生的蒸氣再經(jīng)回?zé)崞鬟^熱（1—2），連同被冷卻后的低壓級壓縮機(jī)的排氣一并被高壓級壓縮機(jī)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?zé)幔═CRC）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(shè)：

（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(zhì)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(jī)的效率取為75%，膨脹機(jī)的效率取為60%，回?zé)崞鞯男嗜?.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(diào)用Refprop 中的物性參數(shù)對4 種循環(huán)進(jìn)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(jī)的制冷劑質(zhì)量流量為m1，通過節(jié)流閥1 的制冷劑質(zhì)量流量為m2，進(jìn)入高壓級壓縮機(jī)和氣體冷卻器的制冷劑質(zhì)量流量為m，設(shè)定總質(zhì)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(biāo)準(zhǔn)

以COP 和ΔCOP 為評價標(biāo)準(zhǔn)，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(chǔ)循環(huán)（base）的性能提升程度：

3 結(jié)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(yīng)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(yīng)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(chǔ)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(dá)到49.82%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 的循環(huán)COP分別比基礎(chǔ)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?zé)崞鲿档拖到y(tǒng)COP，這是因為回?zé)崞鲿拐舭l(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(jī)進(jìn)口吸氣溫度使其過熱，壓縮機(jī)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?zé)崞鞯腡CRC 循環(huán)制冷效果好于僅僅添加回?zé)崞鞯腡CRG 循環(huán)，這是因為中間冷卻器不僅可以冷卻低壓級壓縮機(jī)的排氣，減小過熱損失，還可以降低進(jìn)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(chǔ)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(dá)到61.41%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 循環(huán)的COP 分別比基礎(chǔ)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(yīng)的最優(yōu)中間壓力，當(dāng)蒸發(fā)溫度為2 ℃時，最大COP 為3.4，對應(yīng)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?zé)崞鞑粌H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(shè)置回?zé)崞鞫黾拥牟糠掷淞啃∮趬嚎s機(jī)吸氣過熱而導(dǎo)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(dá)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(nèi)TCEC 和TCRG 循環(huán)均相對基礎(chǔ)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(nèi)TCTC、TCRC 循環(huán)成本高且性能不如基礎(chǔ)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(shè)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(yùn)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(jié) 論

根據(jù)熱力學(xué)第一定律，4 種循環(huán)的性能進(jìn)行了熱力學(xué)分析比較，得出以下結(jié)論：

（1）對于帶回?zé)崞鞯? 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?zé)崞餍阅懿? 添加回?zé)崞鞑粌H成本增加，經(jīng)濟(jì)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?zé)崞?

（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(shè)計時，應(yīng)盡量降低氣體冷卻器的出口溫度，使系統(tǒng)的運(yùn)行更加高效.

（4）4 種循環(huán)中跨臨界CO2雙級壓縮帶膨脹機(jī)完全中間冷卻（TCEC）循環(huán)的制冷COP 最高，比基礎(chǔ)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(jī)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.