楊俊蘭，白 楊

（天津城建大學 能源與安全工程學院，天津 300384）

0 引言

為了減少臭氧消耗、減緩全球變暖，天然制冷劑CO2越來越受到研究人員的重視。CO2作為一種環(huán)境友好型制冷劑（ODP=0，GWP=1），具有無毒害和不易燃等特性，然而CO2臨界溫度31.1 ℃，臨界壓力為7.38 MPa，CO2制冷系統(tǒng)多為跨臨界循環(huán)，排氣壓力高達10 MPa，導致了節(jié)流過程巨大的不可逆損失，造成CO2跨臨界制冷循環(huán)的COP比傳統(tǒng)制冷劑制冷循環(huán)要低得多，這限制了CO2跨臨界系統(tǒng)的推廣應用。

為了提高CO2跨臨界循環(huán)的性能，一些學者對機械過冷循環(huán)和回熱器循環(huán)用于CO2跨臨界系統(tǒng)進行了理論和實驗研究。代寶民等［1-2］對機械過冷循環(huán)進行了熱力學分析，結果表明：在最優(yōu)排氣壓力和最優(yōu)過冷度2個參數條件下，循環(huán)存在最大COP；相對傳統(tǒng)CO2制冷循環(huán)，增加輔助循環(huán)可顯著提高循環(huán)COP，降低CO2排氣壓力和排氣溫度。SHE等［3］對機械過冷循環(huán)提出利用膨脹機替代節(jié)流裝置，回收高壓制冷劑的膨脹功，將回收的膨脹功用于驅動輔助循環(huán)中的壓縮機，從而使整個機械過冷系統(tǒng)沒有額外的耗能，計算結果表明COP提升了49%。文獻［4-7］分析了帶有R290機械過冷裝置的CO2跨臨界兩級壓縮系統(tǒng)的性能，通過改進CO2壓縮機和氣體冷卻器可以提高系統(tǒng)性能。王洪利等［8］的研究表明，雙級壓縮CO2跨臨界帶回熱器循環(huán)的性能，比不帶回熱器循環(huán)提高了5%～10%。DANIEL等［9］比較了不帶回熱器循環(huán)和回熱器安裝在循環(huán)中不同位置時，制冷量、壓縮機耗功和COP的變化，結果表明，同時使用2個回熱器可以在最優(yōu)排氣壓力下使COP提高13%。姜云濤等［10-11］通過實驗驗證了對于跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)，帶回熱器的熱泵系統(tǒng)的制熱效率高于不帶回熱器時的效率，制熱量增加9%～13%，制熱系數增加5%～10%。方健珉等［12］分析了回熱量對系統(tǒng)制冷量和能效比的提升作用，以及對壓縮機運行參數的影響。寧靜紅等［13］對3種輔助過冷循環(huán)帶回熱器的直接接觸冷凝制冷循環(huán)進行熱力學分析，探究輔助循環(huán)加回熱器對直接接觸冷凝制冷循環(huán)熱力性能的影響。葉祖樑等［14］對不同氣體冷卻器出口溫度、排氣壓力下回熱器效率的影響進行了理論研究，結果表明氣冷器出口溫度較高時，回熱器效率增大才能提高性能系數。

本文提出了一種雙級壓縮機械過冷帶回熱器（TSC+MS+RE）循環(huán)，并與雙級壓縮機械過冷（TSC+MS）循環(huán)和雙級壓縮帶回熱器（TSC+RE）循環(huán)進行熱力學分析，研究了蒸發(fā)溫度、環(huán)境溫度、過冷度、制冷劑流量和排氣壓力等參數對系統(tǒng)性能的影響，旨在為提高CO2跨臨界雙級壓縮機械過冷循環(huán)的效率提供理論支撐。

1 循環(huán)介紹

TSC+MS循環(huán)系統(tǒng)和T-s曲線分別如圖1（a）和（b）所示?？梢钥吹?，圖1中1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-1為雙級壓縮CO2跨臨界制冷循環(huán)，即主循環(huán)，制冷劑為CO2；1'-2'-3'-4'-1'為輔助循環(huán)，制冷劑為R290。在過冷器中，輔助循環(huán)蒸發(fā)過程4'-1'所吸收的冷量來自于主循環(huán)冷卻過程6-8所放出的熱量，將這種采用蒸氣壓縮式過冷循環(huán)的方式稱為CO2跨臨界機械過冷循環(huán)。

圖1 TSC+MS循環(huán)系統(tǒng)和T-s曲線Fig.1 Diagram of TSC+MS cycle system and T-s curve

TSC+RE循環(huán)系統(tǒng)和T-s曲線分別如圖2（a）和（b）所示。

圖2 TSC+RE循環(huán)系統(tǒng)和T-s曲線Fig.2 Diagram of TSC+RE cycle system and T-s curve

從蒸發(fā)器出來的低溫低壓飽和制冷劑蒸汽流過回熱器進一步吸熱變?yōu)檫^熱蒸汽，經過壓縮機1壓縮，與來自中間冷卻器的飽和氣體混合，再次經過壓縮機2變?yōu)楦邷馗邏旱闹评鋭怏w，然后進入氣體冷卻器冷卻放熱。從氣冷器出來的制冷劑分成兩股，一股經過節(jié)流閥2節(jié)流降壓變?yōu)橹虚g壓力下的兩相態(tài)，另一股流過中間冷卻器放熱后進入回熱器，與蒸發(fā)器出口的飽和制冷劑蒸汽進一步換熱，以達到自身的過冷，然后經過節(jié)流閥1節(jié)流降壓變?yōu)榈蜏氐蛪旱闹评鋭┮后w，最后進入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱，實現一個完整的制冷循環(huán)。

本文提出了一種TSC+MS+RE循環(huán)，它是基于雙級壓縮機械過冷而得到的一種循環(huán)方式。其主循環(huán)12-1-2-4-5-6-8-9-10-11-12與TSC+RE循環(huán)基本相同，氣體冷卻器出口的高溫高壓氣態(tài)制冷劑在過冷器中被進一步冷卻放熱，其放出的熱量被蒸氣壓縮式R290過冷循環(huán)所帶走，以實現主循環(huán)制冷劑的過冷。圖3（a）和（b）分別示出該循環(huán)的系統(tǒng)和T-s曲線。

圖3 TSC+MS+RE循環(huán)系統(tǒng)和T-s曲線Fig.3 Diagram of TSC+MS+RE cycle system and T-s curve

2 計算模型

R290制冷劑具有優(yōu)良的熱力性能，既不損害臭氧層，也無溫室效應，其價格低廉，單位容積制冷量較大，物理性質與R22非常相近，屬于直接替代物。因此TSC+MS和TSC+MS+RE系統(tǒng)主循環(huán)制冷劑使用R744，過冷循環(huán)使用R290。

本研究中3種循環(huán)設計參數如下：蒸發(fā)溫度范圍-10～10 ℃，環(huán)境溫度范圍25～40 ℃，過冷度范圍取5～15 ℃，排氣壓力范圍8～12 MPa，壓縮機等熵效率為0.7。循環(huán)基于以下假設條件：

（1）換熱器和管路中壓降和熱損失忽略不計；

（2）蒸發(fā)器出口為飽和氣態(tài)，輔助循環(huán)冷凝器出口為飽和液態(tài)；

（3）主循環(huán)氣體冷卻器出口溫度與環(huán)境溫差為 5 ℃；

（4）輔助循環(huán)冷凝溫度與環(huán)境溫度溫差為10 ℃；

（5）過冷器最小換熱溫差為5 ℃。

表1 3種循環(huán)的理論計算公式Tab.1 Theoretical calculation formulas of three cycles

3 結果與討論

圖4示出3種循環(huán)COP隨過冷度的變化曲線。隨著過冷度的增加，TSC+RE循環(huán)的COP隨之增大，且變化幅度最為明顯。而TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)的COP隨過冷度的增大先急劇上升后逐漸降低，循環(huán)存在一個最大COP，對應著一個最佳過冷度。雖然制冷量隨著過冷度的升高不斷提高，但制冷量的增長較慢，而壓縮機耗功卻在不斷增加且增加較快，因此機械過冷系統(tǒng)COP先增大后減小。在過冷度為11 ℃時，TSC+MS+RE循環(huán)的COP最大為4.05；在最佳過冷度下，TSC+MS+RE循環(huán)比TSC+RE循環(huán)的COP增加了33.3%，比TSC+MS循環(huán)的COP增加了10.9%。

圖4 COP隨過冷度的變化曲線Fig.4 The variation curve of COP with subcooling temperature

圖5示出3種循環(huán)COP隨系統(tǒng)排氣壓力的變化曲線。隨著排氣壓力的不斷升高，3種循環(huán)的COP均先增大后減小，存在一個最大值，即存在一個最優(yōu)排氣壓力。這是由于在排氣壓力過高時，主循環(huán)耗功急劇增加。雖然制冷量也有所增加，但在壓力超過10 MPa之后，制冷量增加量減少，導致COP下降較快。當氣體冷卻器出口溫度固定時，由于超臨界區(qū)S形等溫線與壓縮過程之間的相互作用，使得系統(tǒng)存在最優(yōu)排氣壓力。TSC+RE循環(huán)在排氣壓力為9.5 MPa時，取得最大COP為2.89；TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)都是在排氣壓力為10 MPa左右時，分別取得最大COP為3.6和4.05。

圖5 COP隨排氣壓力的變化曲線Fig.5 The variation curve of COP with discharge pressure

圖6示出3種循環(huán)COP隨系統(tǒng)中間壓力的變化曲線，中間壓力的計算式采用 Pm=（PePk'）1/2，其中Pe為蒸發(fā)壓力，Pk為系統(tǒng)排氣壓力。當Pe取3.0 MPa時，隨著排氣壓力Pk的不斷增大，中間壓力Pm隨之增大，3種循環(huán)的COP先快速增大后緩慢減小，存在一個最大值，即存在一個最優(yōu)中間壓力。TSC+RE循環(huán)在中間壓力取5.38 MPa時，取得最大COP為2.9；TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)都是在中間壓力取5.52 MPa時，分別取得最大COP為3.6和 4.0。

圖6 COP隨中間壓力的變化曲線Fig.6 The variation curve of COP with intermediate pressure

圖7示出3種循環(huán)COP隨環(huán)境溫度的變化曲線。隨著環(huán)境溫度的升高，氣體冷卻器出口溫度也隨之增大，3種循環(huán)的COP均隨之減小。TSC+MS+RE循環(huán)的COP明顯高于TSC+RE循環(huán)，當環(huán)境溫度為40 ℃時，TSC+MS+RE循環(huán)的COP為3.3，比TSC+RE循環(huán)的COP高28.2%，比TSC+MS循環(huán)的COP高11.7%。

圖7 COP隨環(huán)境溫度的變化曲線Fig.7 The variation curve of COP with ambient temperature

圖8示出3種循環(huán)的COP隨流過蒸發(fā)器的制冷劑流量占比m1的變化曲線，由圖可知，隨著m1的不斷增大，3種循環(huán)的COP均隨之減小。這是由于隨著m1的增大，單位制冷量增大，但對于壓縮機而言，隨著制冷劑流量增加，壓縮機耗功迅速增大，其增大的程度大于制冷劑流量對于制冷量的影響，因此3種循環(huán)的COP均隨之減小。對于TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)，其COP受m1的影響較為顯著。在m1小于0.7時，機械過冷循環(huán)的COP明顯優(yōu)于回熱器循環(huán)，但其下降速度較快；當m1大于0.65之后，TSC+RE循環(huán)的COP高于TSC+MS循環(huán)；在m1大于0.75之后，TSC+RE循環(huán)的COP高于TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)，但三者差別不大。

圖8 COP隨蒸發(fā)器流量比率的變化曲線Fig.8 The variation curve of COP with evaporator mass flow rate

圖9示出3種循環(huán)的壓縮機排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的變化曲線，由圖可知，壓縮機排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高而降低，且機械過冷系統(tǒng)的排氣溫度下降幅度較為明顯。隨著蒸發(fā)溫度升高，蒸發(fā)壓力也變大，壓縮機吸氣壓力變大，當排氣壓力不變的情況下，壓縮機壓差變小，導致排氣溫度降低。在環(huán)境溫度為35 ℃時，蒸發(fā)溫度越低，壓縮機排氣溫度就越高，對于TSC+MS循環(huán)，當蒸發(fā)溫度為-10 ℃時，壓縮機排氣溫度可高達85 ℃；對于TSC+MS+RE循環(huán)，增設回熱器導致了壓縮機排氣溫度的升高。

圖9 壓縮機排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的變化曲線Fig.9 The variation curve of compressor discharge temperature with evaporation temperature

圖10示出TSC+MS+RE循環(huán)性能參數隨過冷度變化曲線，制冷量Q和壓縮機耗功W隨著過冷度的升高而增大，雖然制冷量隨著過冷度的升高不斷增大，但壓縮機耗功也在不斷增加。對于TSC+MS+RE循環(huán)，隨著過冷度的升高，主循環(huán)壓縮機耗功不變，輔助循環(huán)壓縮機耗功不斷增加，使得循環(huán)總的壓縮機耗功隨過冷度的升高而增大，因此存在一個最佳過冷度以達到最大COP。由圖可知，當過冷度為11 ℃左右時，TSC+MS+RE循環(huán)取得最大COP為4.05。

圖10 TSC+MS+RE循環(huán)性能參數隨過冷度的變化曲線Fig.10 The variation curve of TSC+MS+RE cycle performance parameters with subcooling temperature

圖11示出不同蒸發(fā)溫度下TSC+MS+RE循環(huán)COP隨過冷度的變化曲線。如圖所示，TSC+MS+RE循環(huán)COP隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大，且最佳過冷度隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小。隨著蒸發(fā)溫度的降低，主循環(huán)壓縮機耗功逐漸增大，輔助循環(huán)的壓縮機耗功隨著過冷度的增加而增大，導致循環(huán)總的耗功增大。因此，TSC+MS+RE循環(huán)的最佳過冷度隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小。在蒸發(fā)溫度為-15，-5和5 ℃時，TSC+MS+RE循環(huán)的最佳過冷度分別是13，11和 8 ℃。

圖11 TSC+MS+RE循環(huán)COP隨過冷度的變化曲線Fig.11 The variation curve of TSC+MS+RE cycle COP with subcooling temperature

圖12示出了TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)的壓縮機耗功比隨蒸發(fā)溫度的變化曲線。

圖12 壓縮機耗功比隨蒸發(fā)溫度的變化曲線Fig.12 The variation curve of compressor power consumption ratio with evaporation temperature

其中耗功比定義為輔助循環(huán)壓縮機耗功WR290與主循環(huán)壓縮機耗功WR744的比值，即r=WR290/WR744。如圖所示，壓縮機耗功比隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大，這是由于隨著蒸發(fā)溫度升高，主循環(huán)和輔助循環(huán)的壓縮機耗功逐漸降低，但輔助循環(huán)的壓縮機耗功下降幅度相對小于主循環(huán)，因此，輔助循環(huán)的壓縮機耗功比隨之增大。當蒸發(fā)溫度從-15 ℃升高到5 ℃時，TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)壓縮機耗功比分別增大了48.3%和46.4%。

4 結論

（1）TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)的COP隨著過冷度的升高先增大后減小，在最佳過冷度下，TSC+MS+RE循環(huán)比TSC+RE循環(huán)的COP增加了33.3%，比TSC+MS循環(huán)的COP增加了10.9%。

（2）3種循環(huán)的COP隨著排氣壓力的升高先增大后減小，系統(tǒng)都存在最優(yōu)排氣壓力。且隨著排氣壓力的不斷增大，中間壓力也隨之增大，3種循環(huán)的COP先快速增大后緩慢減小，也存在最優(yōu)中間壓力。

（3）隨著蒸發(fā)器流量占比的不斷增大，3種循環(huán)的COP均隨之減小，當蒸發(fā)器流量占比小于0.7時，機械過冷循環(huán)的COP明顯優(yōu)于回熱器循環(huán)。

（4）3種循環(huán)的壓縮機排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的升高而降低，且TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)的排氣溫度的下降幅度較為明顯。對于TSC+MS+RE循環(huán)，增設回熱器導致了壓縮機排氣溫度的升高。

（5）TSC+MS+RE循環(huán)COP隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大，且最佳過冷度隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小。TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)的壓縮機耗功比隨著蒸發(fā)溫度的升高而逐漸增大，當蒸發(fā)溫度從-15 ℃升高到5 ℃時，TSC+MS循環(huán)和TSC+MS+RE循環(huán)壓縮機耗功比分別增大了48.3%和46.4%。