4 种商超CO2 双级压缩制冷系统的性能

杨俊兰，杜雨帆，韩一飞，王林秀

（天津城建大学能源与安全工程学院，天津 300384）

环境保护近年愈来愈受到世界各国的重视，对环境有巨大破坏作用的常规制冷剂终将被淘汰，用自然环保的制冷剂替代常规制冷剂的任务迫在眉睫.自然工质CO2由于其良好的安全性、稳定性、环境友好性以及单位制冷能力强的特性，是一种发展前景令人瞩目的新型制冷剂[1-6].愈来愈多CO2制冷系统被应用于商超制冷，这种系统可以在满足环保要求的同时大大降低制冷过程中的能耗[7-8].

国内外学者对提高CO2制冷系统性能做了广泛而深入的探索，研究表明，在一定工况下，CO2跨临界中间冷却循环系统的最大制冷量和最优性能系数较基本系统分别提升了19.8%和12.8%[9]；CO2跨临界循环在给定工况下采用双级膨胀机和不完全中间冷却的系统具有较大的优势，二次节流中间不完全冷却形式的双级压缩系统在系统的性能系数（COP）和安全运行性较优[10-11]，添加膨胀机和回热器在某些工况下有利于提高系统性能[12-18].

由此可见，采用双级压缩和改变循环系统部件均对提高系统性能有所影响.为了进一步探寻更优性能的商超制冷系统，针对4 种跨临界CO2双级压缩制冷循环（TCTC、TCEC、TCRG、TCRC）的性能进行热力学分析比较，对比高压压力、中间压力、蒸发温度以及气体冷却器出口温度对4 种不同循环性能的影响，并给出4 种双级压缩制冷循环性能对基础循环的性能提升程度，旨在为商超跨临界CO2双级压缩中间冷却制冷循环的进一步优化设计提供参考.

1 4 种跨临界CO2 双级压缩制冷循环介绍

双级压缩制冷循环是降低系统压比、减少节流损失、提高系统性能系数的重要方法.双级压缩循环通常有多种结构形式，本文选取4 种典型循环进行研究.

1.1 跨临界CO2 双级压缩一次节流完全中间冷却（TCTC）循环

图1 给出了跨临界CO2双级压缩一次节流完全中间冷却循环的原理图和p-h图.其中气体冷却器出口的高温高压CO2蒸气分为2 条支路：一条支路经节流阀1 降压到6 点的中间压力Pm，进入中间冷却器；而另一条则流入中间冷却器的盘管.从低压级压缩机流出的气体进入中间冷却器，与盘管中的液体、管外CO2蒸汽这3 部分在中间冷却器进行换热.可以看出，循环是由系统自身内部提供冷量，因此可以得到更高的COP.

图1 跨临界CO2 双级压缩一次节流完全中间冷却（TCTC）循环

1.2 跨临界CO2 双级压缩带膨胀机完全中间冷却（TCEC）循环

在上述完全中间冷却双级压缩循环中，用膨胀机代替系统中的节流阀1，便得到带膨胀机的完全中间冷却跨临界CO2双级压缩循环. 图2 分别为跨临界CO2双级压缩带膨胀机完全中间冷却循环的原理图和p-h图.

图2 跨临界CO2 双级压缩带膨胀机完全中间冷却（TCEC）循环

1.3 跨临界CO2 双级压缩不完全中间冷却回热（TCRG）循环

图3分别为跨临界CO2双级压缩不完全中间冷却回热循环的原理图及p-h图.从高压级压缩机出来的高温高压气体经过高压级气体冷却器冷却放热（5—6），后同经过蒸发器吸热的制冷剂在回热器中进行换热.

图3 跨临界CO2 双级压缩不完全中间冷却回热（TCRG）循环

1.4 跨临界CO2 双级压缩完全中间冷却回热（TCRC）循环

图4 分别为跨临界CO2双级压缩完全中间冷却回热循环的原理图及p-h图.降低低压级压缩机排气温度，减少过热和节流损失，可以同时增设中间冷却器和回热器.从低压压缩机排出的气体进入中间冷却器换热，然后再进入高压压缩机.蒸发器液体蒸发产生的蒸气再经回热器过热（1—2），连同被冷却后的低压级压缩机的排气一并被高压级压缩机吸入，完成一个循环.

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图4 跨临界CO2 双级压缩完全中间冷却回热（TCRC）循环

2 计算模型

2.1 计算条件

为简化模型，对循环作如下计算假设：

（1）系统始终处于稳态；

（2）忽略换热器及其它管道的压降和热损失；

（3）压缩过程为绝热非等熵压缩；

（4）忽略工质在系统中的压力损失，忽略换热器与环境的热交换；

（6）压缩机的效率取为75%，膨胀机的效率取为60%，回热器的效率取为0.9；

（7）中间冷却器两出口传热温差为5 ℃；

（8）高低压级气体冷却器的出口温度相同.

2.2 计算方法

通过MATLAB 软件调用Refprop 中的物性参数对4 种循环进行编程计算. 表1、表2 分别为4 种循环的制冷量、功耗计算式和性能系数、平衡方程计算式.

表1 制冷量、功耗计算式

表2 性能系数、平衡方程计算式

通过蒸发器、低压级压缩机的制冷剂质量流量为m1，通过节流阀1 的制冷剂质量流量为m2，进入高压级压缩机和气体冷却器的制冷剂质量流量为m，设定总质量流量为单位流量1，即m=1，有

中间压力取为高低压压力几何平均值，即

中间压力随高压压力和低压压力的升高而升高，其中低压压力随蒸发温度升高而升高.

2.3 评价标准

以COP 和ΔCOP 为评价标准，其中ΔCOP 表示4种双级压缩制冷循环性能对跨临界CO2单级节流阀制冷循环即基础循环（base）的性能提升程度：

3 结果分析

3.1 高压压力对系统COP 影响

取蒸发温度为0 ℃，气体冷却器出口温度为35 ℃，4 种循环的COP 和ΔCOP 如图5 所示. 由图5 可见，4 种循环的COP 随高压压力的增大均呈现先增大后减小的趋势，且存在最高COP 所对应的最优高压压力. 其中，TCEC 循环COP 最大，TCRG 循环COP 最小，TCTC 和TCRC 循环的COP 相差无几. TCEC 比TCTC、TCRC、TCRG 循环的COP 平均分别高出7.34%、7.90%、18.44%，对应的最优高压压力约为8.4 MPa，最大COP 约为3.2.图5（b）为3 种循环的ΔCOP 随高压压力的变化情况，由图5（b）可见，4 种循环相对基础循环的性能均有所提升，TCEC、TCTC、TCRC 循环的ΔCOP 随高压压力的增大均呈现减小的趋势，TCRG循环的ΔCOP 随高压压力的增大呈现先减小后增大的趋势，其中TCEC 循环的循环提升最大，最高达到49.82%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 的循环COP分别比基础循环平均高出22.23%、13.74%、13.15%、3.20%.

图5 高压压力（Pk）对系统COP 和ΔCOP 的影响

由图5 可得，对于跨临界CO2双级压缩制冷循环，带回热器会降低系统COP，这是因为回热器会使蒸发器出来的低温低压CO2湿蒸汽从来自气冷器的超临界CO2流体中吸收热量，增加压缩机进口吸气温度使其过热，压缩机的排气温度升高的同时也致使气缸冷却不充分，体积膨胀而造成吸气量减少，系统制冷剂流量减小，从而降低COP.由图5 还可知，同时添加中间冷却器和回热器的TCRC 循环制冷效果好于仅仅添加回热器的TCRG 循环，这是因为中间冷却器不仅可以冷却低压级压缩机的排气，减小过热损失，还可以降低进入节流阀的液体温度，减少节流损失.同时由于中间冷却器温度降低且是静置容器，可以起油分离的作用等，这些都使得其制冷性能更优.

3.2 中间压力对系统COP 影响

取蒸发温度为0 ℃，气体冷却器出口温度为35 ℃，4 种循环的COP 和ΔCOP 随中间压力的变化如图6所示.由图6（a）可见，随中间压力的增大COP 均呈现先增大后减小的趋势，且同样存在最高COP 所对应的最优中间压力.同样，其中TCEC 循环的COP 最大，TCRG 循环的COP 最小，TCTC 和TCRC 循环的COP相差无几. TCEC 比TCTC、TCRC、TCRG 循环的COP平均分别高出8.54%、9.10%、20.48%，对应的最优中间压力约为5.4 MPa，最大COP 约为3.2.TCRG 循环最优中间压力约为5.5 MPa，对应最大COP 为2.7.TCTC 与TCRC 循环变化趋势基本相同，在5.5 MPa 处取得最大COP 为2.9.由图6（b）可见，4 种循环相对基础循环的性能均有所提升，TCEC、TCTC、TCRC 循环的ΔCOP 随中间压力的增大均呈现减小的趋势，TCRG循环的ΔCOP 随中间压力的增大呈现先减小后增大的趋势，其中TCEC 循环的循环提升最大，最高达到61.41%. TCEC、TCTC、TCRC、TCRG 循环的COP 分别比基础循环平均高出24.62%、14.58%、13.99%、3.39%.整体来看，TCEC 循环相对具有明显性能优势.

图7为中间压力和蒸发温度对TCEC 循环性能的影响.由图7（a）可见，COP 随蒸发温度的升高而增大，蒸发温度低于-1.5 ℃时，COP 随中间压力的降低而增大，蒸发温度高于-1.5 ℃时，COP 随中间压力的降低先增大后减小，存在使得COP 最大时对应的最优中间压力，当蒸发温度为2 ℃时，最大COP 为3.4，对应的最优中间压力为5.55 MPa. ΔCOP 随中间压力降低和蒸发温度的升高而增大，在蒸发温度为2 ℃、中间压力为5.25 MPa 时最大，为85%.

图7 中间压力（Pm）和蒸发温度（te）对TCEC 循环COP 和ΔCOP 的影响

3.3 蒸发温度对系统COP 影响

取高压压力为8.5 MPa，气体冷却器出口温度为35 ℃，4 种循环的COP 和ΔCOP 如图8 所示. 由图8（a）可见，系统的COP 随蒸发温度的升高都呈上升趋势，同样TCTC 和TCRC 循环变化趋势大小基本相同且TCRC 循环的COP 略低.由此可见，对于TCRC 循环来说，添加回热器不仅增加成本，而且略微降低性能，显然是不可取的一种系统型式.TCRG 型在蒸发温度超过5 ℃后上升趋势更加明显：在14 ℃以后COP 超越TCTC和TCRC 型.这是因为在中低温情况下，TCRG循环因设置回热器而增加的部分冷量小于压缩机吸气过热而导致的压缩功增量，可知，TCRG 型循环比较适用于高温制冷，不适用中低温制冷.由图8（b）可见，TCEC、TCTC、TCRC 循环的ΔCOP 随蒸发温度的升高均呈现减小的趋势，TCRG 循环的ΔCOP 随蒸发温度的升高呈现增大的趋势.整体来看，TCEC 循环相对具有明显性能优势.

图8 蒸发温度（te）对系统COP 和ΔCOP 的影响

3.4 气体冷却器出口温度对系统COP 影响

取高压压力为8.5 MPa，蒸发温度为0 ℃，4 种循环的COP 和ΔCOP 如图9 所示.由图9（a）可见，系统COP 随气体冷却器出口温度的升高都呈下降趋势，TCEC 循环COP 仍相对最高，最优COP 达3.2，TCRC和TCTC 循环的COP 相差无几且在37 ℃后急速下降，TCRG 循环的COP 在40.8 ℃之前低于TCRC 和TCTC 循环，在40.8 ℃之后高于TCRC 和TCTC 循环.由图9（b）可见，TCEC 和TCRG 循环的ΔCOP 始终大于0，可见在此范围内TCEC 和TCRG 循环均相对基础循环性能有所提升，TCEC 循环的ΔCOP 随蒸发温度的升高均呈现减小的趋势，TCRG 循环的ΔCOP 随蒸发温度的升高呈现增大的趋势. TCTC、TCRC 循环的ΔCOP 随蒸发温度的升高呈现先升高后减小的趋势且在41.8 ℃之后均小于0，可见在41.8～45 ℃范围内TCTC、TCRC 循环成本高且性能不如基础循环.综合可见，本文所研究循环的COP 随气体冷却器出口温度的变化幅度都相对较大. 由此可见，系统COP受气体冷却器出口温度的影响相对较大.因此，在系统设计时，可采用降低气体冷却器的出口温度的方式提升性能，并且此举可使得系统的运行更加安全高效.

图9 气体冷却器出口温度（tc）对系统COP 和ΔCOP 的影响

4 结 论

根据热力学第一定律，4 种循环的性能进行了热力学分析比较，得出以下结论：

（1）对于带回热器的2 种跨临界CO2双级压缩循环（TCRG、TCRC），在一定条件下，完全中间冷却（TCRC）循环性能优于双气体冷却器（TCRG）循环，但都比不带回热器性能差. 添加回热器不仅成本增加，经济性减弱，系统制冷剂流量减小，降低系统COP，因此在此条件下跨临界CO2双级压缩系统不宜采用回热器.

（2）系统COP 随蒸发温度的升高都呈上升趋势，TCRG 型在14 ℃以后COP 超越TCTC 和TCRC 型，所以TCRG 型循环比较适用于高温制冷，不适用中低温制冷的商超制冷系统.

（3）4 种循环COP 都随气冷器出口温度的升高而迅速降低，制冷性能受气体冷却器出口温度的影响较大.TCTC、TCRC 循环在气冷器出口温度高于37 ℃后急速下降.在系统设计时，应尽量降低气体冷却器的出口温度，使系统的运行更加高效.

（4）4 种循环中跨临界CO2双级压缩带膨胀机完全中间冷却（TCEC）循环的制冷COP 最高，比基础循环平均高出22.23%，跨临界CO2双级压缩制冷循环中同时添加中间冷却器和膨胀机有利于提高系统性能，这对选取商超CO2制冷系统具有重要参考意义.