趙家華,寧靜紅

( 1.天津職業(yè)大學 電子信息工程學院，天津 300402；2.天津商業(yè)大學 天津市制冷技術重點實驗室，天津 300134 )

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高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)分析

趙家華1,寧靜紅2

( 1.天津職業(yè)大學 電子信息工程學院，天津 300402；2.天津商業(yè)大學 天津市制冷技術重點實驗室，天津 300134 )

通過設計高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)，對其進行熱力性能分析，并與兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能進行對比，得出高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)存在獲得最大性能系數(shù)的最優(yōu)的高壓壓力。提高蒸發(fā)溫度與中間壓力，增大冷氣流質量比，減少進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比，降低氣體冷卻器出口溫度，均可提高高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)。在冷氣流的質量比為0.6，冷氣流進入蒸發(fā)器的質量比為0.2時，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的最佳的性能系數(shù)較兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)最佳的性能系數(shù)提高36.4%。隨著氣體冷卻器出口溫度的升高，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)較兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)降低的幅度小。

高壓氣體；渦流膨脹；CO2；低溫制冷循環(huán)

1　引言

隨著科技的飛速發(fā)展，造成的環(huán)境污染和資源匱乏，引發(fā)當今國際社會共同關注節(jié)能環(huán)保這一關乎可持續(xù)性發(fā)展的重要議題。自然工質替代以及制冷系統(tǒng)的性能提高是制冷行業(yè)工作者亟待解決的問題。渦流管具有結構簡單、無運動部件、結構輕巧、成本低、易維護、壽命長等特點，在各個領域得到愈來愈廣泛的應用,而CO2具有良好的熱力特性，提高CO2制冷系統(tǒng)的性能以及開發(fā)新型CO2制冷循環(huán)系統(tǒng)引起研究者的關注。Chang[1]研究渦流管冷流比對其能量分離性能的影響，得出在最優(yōu)冷流比值時渦流管制冷效應達最大。Dutta[2]利用幾種模型分析渦流管的能量分離特性。Zhou[3]提出二次流動,對渦流管內流動與傳熱數(shù)值模擬。Zhou[4]采用計算流體力學(CFD)湍流模型對渦流管內可壓縮理想氣體旋轉產生的能量分離效應進行數(shù)值模擬,將模擬結果的冷端氣流溫降隨冷氣流率的變化關系與實驗結果相比較。Xue[5]研究交叉流渦流管內的溫度分離與流動特征。Han[6-9]研究CO2等工作氣體的特性對渦流管能量分離特性的影響。Xue[10]可視化觀測渦流管內水噴射流動特性。Dincer[11]測試了幾種不同形式的渦流管的性能。He[12]實驗研究不同結構渦流管的制冷、制熱性能。Yang[13]試驗研究渦流管的制冷本質。Sun[14]對帶噴射器的CO2跨臨界制冷循環(huán)的熱力性能進行分析。Cen[15]提出帶兩個噴射器的新型CO2跨臨界制冷循環(huán)，模擬結果顯示其有較高的性能系數(shù)。Wang[16]提出渦流管與噴射器結合的制冷系統(tǒng),得出該制冷系統(tǒng)性能優(yōu)于利用噴射器的普通制冷系統(tǒng)。Wang[17]根據渦流管能量分離性能,提出利用低品位熱源制熱系統(tǒng)與新型多溫位制冷系統(tǒng),并對其可行性進行熱力學分析。

本文針對CO2跨臨界制冷循環(huán)節(jié)流閥降壓損失較大的缺點，提出利用超臨界區(qū)、氣體冷卻器出口的高壓氣體渦流膨脹，分離的液體蒸發(fā)沸騰吸熱，以及冷氣流和熱氣流能量的CO2低溫制冷循環(huán)，對其熱力性能進行分析，并與兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能進行對比，為進一步深入研究和開發(fā)利用渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)打下基礎。

2　渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)

2.1循環(huán)的工作原理

圖1和圖2分別為本文設計的高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的流程圖和p-h圖。渦流管由冷端段、帶切向噴嘴的渦流膨脹段和直徑逐漸增大的熱端擴壓段組成，熱端擴壓段內壁設有凹槽、出口中心設有擋板。狀態(tài)點5的氣體冷卻器出來的高溫高壓CO2制冷劑氣體經過渦流管的噴嘴膨脹降壓,經超臨界區(qū)進入兩相區(qū)至狀態(tài)點5′的氣液兩相流體，在渦流管的渦流室內高速旋轉流動，氣液分離，分離出的狀態(tài)點6的飽和液體(其質量流量為5點的總質量流量減去冷氣流與熱氣流的質量流量)經渦流管內壁凹槽收集后由渦流管底部排出，熱端擴壓段中心流動的狀態(tài)點7的飽和冷氣流遇到中心擋板折返由渦流管的冷端排出，熱端擴壓段中心外高速流動的狀態(tài)點10的熱氣流則經過通流截面積變化的渦流管熱端段，將速度能轉化為壓力能，速度降低壓力升高，擴壓至狀態(tài)點12后排出。飽和液體和部分飽和冷氣流混合至狀態(tài)點8后進入蒸發(fā)器，熱氣流則經過換熱器被另一部分冷氣流冷卻降溫至狀態(tài)點13，而吸熱升溫至狀態(tài)點11的冷氣流與從蒸發(fā)器出來的狀態(tài)點9的飽和氣體混合至狀態(tài)點1，被吸入低壓級壓縮機，壓縮至中間壓力，低壓級壓縮機排出的狀態(tài)點2的過熱氣體與從換熱器出來的冷卻降溫至狀態(tài)點13的熱氣體混合至狀態(tài)點3后，進入高壓級壓縮機，經過高壓級壓縮機壓縮至狀態(tài)點4，排氣進入氣體冷卻器被冷卻。

圖1　渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的流程圖

圖2　渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的p-h圖

2.2循環(huán)的優(yōu)勢

(1)利用渦流管中的噴嘴將氣體冷卻器出來的高溫高壓CO2制冷劑氣體膨脹降壓至蒸發(fā)壓力的兩相狀態(tài)，相對于節(jié)流閥的節(jié)流降壓，不可逆損失減少；

(2)熱氣流經過截面逐漸增大的渦流管熱端段，擴壓至中間壓力，經冷氣流降溫后，進行兩級壓縮的中間補氣，冷卻級間CO2制冷劑的溫度，減少壓縮機的功率消耗；

(3)針對CO2跨臨界制冷循環(huán)的特點，充分利用分離的液體蒸發(fā)沸騰吸熱，以及冷氣流和熱氣流的能量，提高了循環(huán)的性能系數(shù)。

3　循環(huán)的熱力計算

在進行高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的熱力計算時假設：(1)渦流管出口的冷氣流和液體、蒸發(fā)器出口的蒸氣均為飽和態(tài)；(2)混合過程為等壓過程；(3)渦流管熱氣流經過擴壓段到出口的壓力達到循環(huán)的中間壓力；(4)換熱器與外界無熱交換；(5)制冷劑在換熱器和管路中的壓降為零。設氣體冷卻器出口的質量流量為m4，冷氣流的質量流量為m3，液體的質量流量為m1，熱氣流的質量流量為m2，冷氣流占氣體總量(冷氣流與熱氣流的質量流量之和)的質量比為μ，冷氣流進入蒸發(fā)器的質量比為n。高、低壓級壓縮機的等熵效率取0.6，渦流管噴嘴效率和渦流管熱端擴壓效率為0.6，對m4為單位工質進行計算，相關的計算公式如下：

渦流管噴嘴效率：

(1)

渦流管熱端擴壓效率：

(2)

質量平衡方程：

m4=m1+m2+m3

(3)

m3=m31+m32

(4)

冷氣流的質量比：

(5)

冷氣流進入蒸發(fā)器的質量比：

(6)

換熱器的能量守恒方程：

m32(h11-h7)=m2(h12-h13)

(7)

渦流管的能量守恒方程：

m4h5=m3h7+m1h6+m2h12

(8)

熱氣流和低壓級壓縮機排氣混合過程能量守恒方程：

m4h3=m2h13+(m1+m3)h2

(9)

冷氣流和飽和液體混合過程能量守恒方程：

m31h7+m1h6=(m31+m1)h8

(10)

進入換熱器的冷氣流和蒸發(fā)器出口蒸氣混合過程能量守恒方程：

m32h11+(m1+m31)h9=(m3+m1)h1

(11)

循環(huán)的制冷量為：

Q0=(m1+m3)(h9-h8)

(12)

低壓級壓縮機消耗的功率為：

WL=(m1+m3)(h2-h1)

(13)

高壓級壓縮機消耗的功率為：

WH=m4(h4-h3)

(14)

制冷循環(huán)的壓縮機總耗功為：

W=WH+WL

(15)

制冷循環(huán)的性能系數(shù)為：

(16)

4　熱力性能分析

4.1渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)性能

通過對渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的熱力計算，得到圖3～圖8的結果。圖3為氣體冷卻器出口溫度40℃，中間壓力為3MPa，不同蒸發(fā)溫度下高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的COP隨氣體冷卻器出口壓力的變化關系，由圖可知，隨著氣體冷卻器出口壓力的升高，循環(huán)的COP先增大后減小，在氣體冷卻器出口壓力約為9.5MPa時循環(huán)存在最大性能系數(shù)，此壓力即為循環(huán)的最優(yōu)高壓壓力。隨著蒸發(fā)溫度的提高，循環(huán)的性能系數(shù)增大。因為蒸發(fā)溫度提高，在相同中間壓力下，低壓級壓縮機的壓力比減小，功率消耗減少，循環(huán)性能提高。

圖4　不同的進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比下COP隨氣體冷卻器出口壓力的變化關系

圖4是在氣體冷卻器出口溫度40℃，中間壓力為3MPa時，不同的進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比下，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的COP隨氣體冷卻器出口壓力的變化關系，可以看出，隨著氣體冷卻器出口壓力的升高，循環(huán)的COP先增大后減小，在氣體冷卻器出口壓力約為9.5MPa時循環(huán)存在最大性能系數(shù)，此壓力即為循環(huán)的最優(yōu)高壓壓力。隨著進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比的減少，循環(huán)的性能系數(shù)增大。因為進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比減少，制冷劑液體占比例增大，氣液兩相制冷劑的干度減小，焓值降低，蒸發(fā)過程吸收的熱量增大，循環(huán)的性能提高。

圖5　不同蒸發(fā)溫度下COP隨冷氣流的質量比的變化關系

圖6　不同蒸發(fā)溫度下COP隨氣體冷卻器出口溫度的變化關系

圖5是在氣體冷卻器出口溫度40℃，中間壓力為3MPa，不同蒸發(fā)溫度下，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的COP隨冷氣流的質量比的變化關系，可以看出，隨著蒸發(fā)溫度的提高、冷氣流質量比的增加，循環(huán)的COP提高，這是因為冷氣流質量比增加，冷氣流和蒸發(fā)器出口蒸氣混合后的焓值降低，低壓級壓縮機吸氣溫度降低，低壓級壓縮機的排氣溫度降低，熱氣流和低壓壓縮機排氣混合后的高壓級壓縮機吸氣溫度降低，高壓級壓縮機的排氣溫度降低，循環(huán)的功耗減少，性能提高。

圖6是氣體冷卻器出口壓力10MPa，中間壓力為3MPa，不同蒸發(fā)溫度下高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的COP隨氣體冷卻器出口溫度的變化關系，由圖可知，隨著蒸發(fā)溫度的提高，循環(huán)的性能系數(shù)增大。隨著氣體冷卻器出口溫度的升高，循環(huán)的性能系數(shù)降低。因為CO2在臨界點以上的超臨界區(qū)，如壓力不變，溫度升高，焓值也升高，在相同渦流管噴嘴效率下，經渦流膨脹降壓后的焓值提高，蒸發(fā)過程吸收熱量減少，循環(huán)性能降低。

圖7所示的是不同蒸發(fā)溫度下，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的COP隨中間壓力的變化關系，可以看出，隨著中間壓力的提高，以及蒸發(fā)溫度的升高，循環(huán)的性能系數(shù)增大。這是因為中間壓力升高，高壓級壓縮機的功耗減少，壓縮機的總耗功減少，循環(huán)的性能系數(shù)增大。

圖7　不同蒸發(fā)溫度下COP隨中間壓力的變化關系

圖8　不同的冷氣流質量比下COP隨中間壓力的變化關系

圖8顯示的是不同的冷氣流質量比下，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)COP隨中間壓力的變化關系，可以看出，隨著中間壓力的升高，以及冷氣流質量比的提高，循環(huán)的性能系數(shù)增大。這是由于冷氣流質量比提高，冷氣流和蒸發(fā)器出口蒸氣混合后的焓值降低，低壓級壓縮機吸氣溫度降低，低壓級壓縮機排氣溫度降低。冷氣流與熱氣流熱交換，冷氣流吸收的熱量增大，熱氣流出口的焓值降低，熱氣流和低壓壓縮機排氣混合后的高壓級壓縮機吸氣溫度進一步降低，高壓級壓縮機的排氣溫度降低，循環(huán)的功耗進一步減少，性能得到提高。

4.2與雙級節(jié)流低溫制冷循環(huán)的性能比較

文獻[18]中對幾種不同形式的CO2跨臨界雙級壓縮制冷循環(huán)進行熱力計算，得出兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2跨臨界低溫制冷循環(huán)的運行性能最好。文獻[19]中對相同運行工況下的CO2雙級和單級壓縮制冷循環(huán)的熱力性能進行比較，得出CO2雙級壓縮制冷循環(huán)的性能明顯提高。因此，本文對高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)(循環(huán)2)與兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)(循環(huán)1)，在完全相同的運行工況和制冷量條件下，進行性能對比，得出圖9和圖10的結果。

圖9　兩個制冷循環(huán)的COP隨氣體冷卻器出口壓力的變化關系

圖10　兩個制冷循環(huán)的COP隨氣體冷卻器出口溫度的變化關系

從圖9中可以看出，兩個循環(huán)的COP隨著氣體冷卻器出口壓力的增大，先增大后減小，都存在最優(yōu)的高壓壓力，獲得最佳的性能系數(shù)，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)明顯高于兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)。在冷氣流的質量比為0.6，冷氣流進入蒸發(fā)器的質量比為0.2時，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的最佳的性能系數(shù)較兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)最佳的性能系數(shù)提高36.4%。

由圖10可知，隨著氣體冷卻器出口溫度的升高，兩個循環(huán)的性能系數(shù)都呈現(xiàn)降低的趨勢。但高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)降低的幅度小于兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)降低的幅度。氣體冷卻器出口溫度的升高，對高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)的影響要小于對兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)的影響。

5　結論

通過設計高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)，對其熱力性能進行分析，利用熱力學第二定律分析渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的可行性，并與兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能進行對比，得出如下結果：

(1)高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)存在最優(yōu)的高壓壓力，在最優(yōu)的高壓壓力下，獲得最大的性能系數(shù)。蒸發(fā)溫度提高，循環(huán)的性能提高。隨著渦流分離的冷氣流質量比增加，進入蒸發(fā)器的冷氣流質量比減少，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能提高。隨著氣體冷卻器出口溫度的降低、中間壓力的提高，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)增大。

(2)在冷氣流的質量比0.6，冷氣流進入蒸發(fā)器的質量比0.2時，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)最佳的性能系數(shù)較兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)最佳性能系數(shù)提高36.4%。隨著氣體冷卻器出口溫度的升高，高壓氣體渦流膨脹的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)較兩級節(jié)流中間完全冷卻的CO2低溫制冷循環(huán)的性能系數(shù)降低的幅度小。

符號說明

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Analysis on CO2Refrigeration Cycle with High Pressure Gas Vortex Expansion for Low Temperature

ZHAO Jiahua1,NING Jinghong2

( 1.School of Electronic and Information Engineering,Tianjin Vocational Institute,Tianjin 300402；2.Tianjin Key Laboratory of Refrigeration Technology,Tianjin University of Commerce,Tianjin 300134 )

The CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature is designed.The thermal performances of this CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature are analyzed and compared with that of the CO2low temperature refrigeration cycle of two-stage throttle and complete cooling in middle.The following conclusions are obtained.The CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature has the maximum coefficient of performance(COP)at the optimal high pressure.The coefficient of performances of the CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature can be improved by increasing the evaporation temperature,the middle pressure and the mass ratio of cold gas,by reducing the mass ratio of cold gas into evaporator,as well as by decreasing the temperature of gas-cooler outlet.At the mass ratio of cold gas is 0.6 and the mass ratio of cold gas into evaporator is 0.2,the maximum coefficient of performance of the CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature compared with the CO2low temperature refrigeration cycle of two-stage throttle and complete cooling in middle increases of 36.2%.With the increasing of the temperature of gas-cooler outlet,the reducing of the COP of the CO2refrigeration cycle with high pressure gas vortex expansion for low temperature is less than that of the CO2low temperature refrigeration cycle of two-stage throttle and complete cooling in middle.

High pressure gas；Vortex expansion；CO2；Low temperature refrigeration cycle

2016-02-26

趙家華(1966-)，男，副教授,研究方向：信息智能化制冷系統(tǒng)。Email：zhaojiahua@126.com

ISSN1005-9180(2016)03-028-07

TQ025.2文獻標示碼：Adoi:10.3696/J.ISSN.1005-9180.2016.03.005