回熱對跨臨界CO2噴射制冷系統的影響

吳董炯 胡 江 李 楊

(1. 上海電機學院工業技術中心〔創新創業教育中心〕,上海 201306;2. 上海電機學院繼續教育學院,上海 201306;3. 上海海洋大學食品學院,上海 201306)

食品冷庫是一種通過機械制冷來貯藏食品的建筑物,它是冷鏈的一個重要環節[1]。在過去幾年中,中國的水果、蔬菜、肉制品、水產品和乳制品的生產呈穩定增長[2],這需要更多的冷庫資源作為支持。高效、節能、環保的制冷技術是未來冷庫建設的重點之一?？缗R界CO2制冷技術具有許多優點,在冷庫中具有廣闊的應用前景[3]。

回熱器(IHX)是一種熱交換設備,在跨臨界CO2制冷循環中,一方面它可以使壓縮機的吸氣達到過熱狀態,從而避免壓縮機的液擊事故[4];另一方面,從氣體冷卻器出來的超臨界CO2制冷劑與蒸發器出口的飽和制冷劑蒸氣進行換熱,可以有效降低氣體冷卻器出口制冷劑的溫度,同時避免有害的閃發蒸氣,進一步降低節流損失[5]。Sanchez等[6]研究了回熱器位置對于CO2制冷系統的影響,發現無論回熱器的位置如何,性能系數和冷卻能力都得到了普遍改善。Rodrigo等[7]對帶有回熱器的CO2亞臨界制冷系統進行研究,得出回熱器對CO2亞臨界循環的性能沒有改善的結論。方健珉等[8]通過試驗研究了回熱器大小對跨臨界CO2汽車空調系統性能的影響,結果表明回熱器的使用可以有效提高系統性能,但也會引起壓縮機壓比增大和排氣溫度的上升。江晨鐘等[9]通過試驗發現,增加回熱后,噴射制冷與常規制冷系統制冷量均有提升,但常規制冷系統的提升更大。

雖然回熱器在跨臨界CO2制冷系統中有很多應用的實例,但對提升跨臨界CO2制冷系統的性能應具體分析,不能一概而論。而關于用于低溫冷庫的跨臨界CO2兩級壓縮/噴射制冷系統的回熱特性和回熱后性能是否提升的研究相對較少。因此試驗擬從回熱度角度出發,研究帶回熱器的跨臨界CO2雙級壓縮/噴射制冷系統(TERC+IHX)的性能。

1 系統原理

如圖1所示,跨臨界CO2雙級壓縮/噴射制冷(TERC)系統為:1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-11-12-13-1;TERC+IHX系統為:1′-2′-3-4-5′-6′-7-8-9-10-11-12-13-1′。同時,TERC+IHX系統的主要部件包括氣體冷卻器、回熱器、高壓膨脹閥、中間冷卻器、高壓壓縮機、低壓壓縮機、噴射器、低壓膨脹閥、氣液分離器和蒸發器。該系統的主要工作原理為:來自中間冷卻器出口的飽和CO2蒸氣(狀態點3)被分成兩部分。一部分飽和CO2蒸氣被壓縮成高溫高壓CO2蒸氣(狀態點4),然后流經氣體冷卻器進行恒壓冷卻。從氣體冷卻器流出的超臨界CO2流體(狀態點5)進入回熱器進一步冷卻,在回熱器內與氣液分離器出口的飽和CO2蒸氣進行熱交換;從回熱器流出的過冷CO2流體(狀態點5′)通過高壓膨脹閥的節流降壓后進入中間冷卻器(狀態點6′)。另一部分飽和CO2蒸氣作為主流進入噴射器(過程3-11),并引射蒸發器出口的二次流體即飽和CO2蒸氣(過程9-10)。這兩種流體通過噴射器進行混合和加壓[過程11(10)-12-13],然后進入氣液分離器。來自氣液分離器出口的飽和CO2蒸氣(狀態點1)進入回熱器過熱,與氣體冷卻器出口的超臨界CO2流體進行熱交換,變為過熱蒸氣(狀態點1′)。過熱CO2蒸氣在低壓壓縮機內進行壓縮(狀態點2′),然后進入中間冷卻器。此外,來自中間冷卻器出口的飽和CO2液體(狀態點7)通過低壓膨脹閥的節流降壓后(狀態點8),進入蒸發器產生制冷效果,從而完成一個循環。

圖2為TERC+IHX系統的壓焓圖,其中1-1′和5-5′表示回熱過程。下面通過公式推導來闡述回熱對TERC+IHX系統性能的影響。

圖2 TERC+IHX系統的壓焓圖

ηn、ηs、ηm、ηd. 噴射器部件工作噴嘴、吸收室、混合室和擴壓室的效率 h3、h11. 工作噴嘴進出口比焓,kJ/kg h9、h10. 吸收室進出口比焓,kJ/kg h12、h13. 擴壓室進出口比焓,kJ/kg h10s、h11s、h13s. 等熵過程中,吸收室、工作噴嘴和擴壓室的出口比焓,kJ/kg u10、u11、u12. 吸收室、工作噴嘴和擴壓室出口流體的速度,m/s μ. 噴射器引射比即噴射器主流流量與二次流流量之比 x. 噴射器出口流體干度

在沒有熱損失的情況下,熱交換過程中高壓CO2氣體放出的熱量應等于低壓CO2氣體吸收的熱量?；責徇^程中的熱平衡公式:

mhpcm(h5-h5′)=mlpcm(h1′-h1),

(1)

式中:

mhpcm——高壓壓縮機進口流量,kg/s;

mlpcm——低壓壓縮機進口流量,kg/s;

h5、h5′——回熱器高壓側進出口比焓,kJ/kg;

h1、h1′——回熱器低壓側進出口比焓,kJ/kg。

TERC和TERC+IHX循環的單位制冷量均為:

q0=h9-h8,

(2)

式中:

h9——蒸發器出口比焓,kJ/kg;

h8——蒸發器進口比焓,kJ/kg。

TERC+IHX循環的比功率增量為:

Δω0=(h2′-h1′)-(h2-h1),

(3)

式中:

Δω0——TERC+IHX循環的比功率增量,kJ/kg;

h2′、h1′——TERC+IHX循環中低壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC循環中低壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg。

TERC循環的制冷性能系數為:

(4)

式中:

εTERC——TERC循環的制冷性能系數;

Qe——TERC循環中蒸發器的制冷量,kW;

Wcm——TERC循環中壓縮機總功率,kW;

me——TERC循環中蒸發器進口流量,kg/s;

h8、h9——TERC循環中蒸發器進出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC循環中低壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg;

h4、h3——TERC循環中高壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg。

TERC+IHX循環的制冷性能系數為:

(5)

式中:

εTERC+IHX——TERC+IHX循環的制冷性能系數;

Qe——TERC+IHX循環中蒸發器的制冷量,kW;

Wcm——TERC+IHX循環中壓縮機總功率,kW;

me——TERC+IHX循環中蒸發器進口流量,kg/s;

h8、h9——TERC+IHX循環中蒸發器進出口比焓,kJ/kg;

h2、h1——TERC+IHX循環中低壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg;

h4、h3——TERC+IHX循環中高壓壓縮機進出口比焓,kJ/kg。

為了評估兩個系統的回熱性能差異,定義無量綱參數ΔεIHX:

(6)

式中:

εTERC+IHX——TERC+IHX循環的制冷性能系數;

εTERC——TERC循環的制冷性能系數。

通過上述公式的推導,發現TERC和TERC+IHX循環的單位制冷量保持不變,同時高壓壓縮機的比功率也保持不變。在蒸發器和壓縮機進口流量不變的情況下,ΔεIHX主要取決于低壓壓縮機比功率的變化。此外,從圖2所示的壓焓圖可以看出,TERC+IHX循環中低壓壓縮機的吸氣溫度和排氣溫度比TERC循環高。

2 系統假設與仿真建模

為了簡化熱力學分析模型,對TERC+IHX系統作如下假設:

(1) 系統均在穩態條件下運行;同時管路、氣體冷卻器、中間冷卻器、回熱器以及蒸發器的壓降和熱損失忽略不計[10]。

(2) 離開氣液分離器、中間冷卻器和蒸發器的制冷劑處于飽和狀態[11]。

(3) 高壓和低壓膨脹閥的節流降壓過程是等焓的[12]。

(4) 高壓和低壓壓縮機的壓縮過程均為絕熱不可逆過程[13]。

(5) 忽略噴射器進出口處的動能,同時噴射器的工作噴嘴、吸收室、混合室和擴壓室的等熵效率在正常工況下保持恒定即工作噴嘴效率ηn=0.85,吸收室效率ηs=0.90,混合室效率ηm=0.90,擴壓室效率ηd=0.85[14]。此外,噴射器的性能采用一維流動模型進行模擬[15]。

(6) TERC+IHX系統的理論設計工況為系統制冷量Q0=14.4 kW,蒸發溫度te=-35 ℃,氣體冷卻器出口溫度tgc=35 ℃,高壓側排氣壓力pdis=9.3 MPa。

TERC+IHX循環中采用套管式回熱器,氣液分離器出口處的飽和低壓CO2氣體在內管內流動,氣體冷卻器出口出的高壓CO2氣體在套管間隙內流動,同時流動形式為順流。圖4為套管式回熱器的一維流動模型,采取了以下假設:

圖4 套管式回熱器的一維流動模型

(1) 套管內的高壓和低壓CO2氣體均為一維流動,同時流體的溫度和速度在截面上均勻分布。

(2) 忽略微元段內的物性參數和溫度變化。

(3) 套管外壁面為絕熱邊界條件。

為了表征回熱器回熱量的多少,定義回熱度為:

Δt=thpev.in-thpev.in,IHX,

(7)

式中:

Δt——回熱度,℃;

thpev.in——相同工況下不使用回熱器即TERC系統的高壓膨脹閥入口處的溫度,℃;

thpev.in,IHX——使用回熱器后即TERC+IHX系統的高壓膨脹閥入口處的溫度,℃。

低壓CO2氣體的對流換熱關聯式為:

Nulp=0.023Re0.8Pr0.4,

(8)

式中:

Nulp——低壓CO2氣體的努塞爾數;

Re——低壓CO2氣體在過熱區的雷諾數;

Pr——低壓CO2氣體在過熱區的普朗特數。

高壓CO2氣體的對流換熱關聯式按Gnielinski公式:

(9)

式中:

Nuhp——高壓CO2氣體的努塞爾數;

f——管內湍流流動的Darcy阻力系數,f=[1.82ln(Re)-1.64]-2。

高壓和低壓CO2氣體在套管式回熱器內的流動形式為順流,同時微元段內的換熱量采用效能—傳熱單元數法來確定,如式(10)～式(15)所示。此外,該套管式回熱器的計算流程如圖5所示。

圖5 套管式回熱器的計算流程圖

Q=ξCmin(t5-t1),

(10)

Cmin=min{m5Cp,hp,m1Cp,lp},

(11)

Cmax=max{m5Cp,hp,m1Cp,lp},

(12)

(13)

(14)

(15)

式中:

ξ——回熱器的效能;

Q——回熱器交換的熱流量,W;

N——傳熱單元數;

t5——高壓CO2氣體在微元段內的溫度,K;

t1——低壓CO2氣體在微元段內的溫度,K;

m5——高壓CO2氣體在微元段內的流量,kg/s;

m1——低壓CO2氣體在微元段內的流量,kg/s;

Cmin——m5Cp,hp和m1Cp,lp中的小者;

Cmax——m5Cp,hp和m1Cp,lp中的大者;

φ——Cmin與Cmax的比值;

k——傳熱系數,W/(m2·K);

A——換熱面積,m2;

Cp——定壓比熱,J/(kg·K)。

3 試驗驗證

采用Matlab R2022a軟件編寫了相關的計算程序,同時調用REFPROP 9.0獲得了CO2的熱力學特性,計算了TERC+IHX系統所有狀態點的熱力學參數。在仿真計算中,工況范圍:氣體冷卻器出口溫度25～45 ℃,高壓側排氣壓力7.4～9.5 MPa,蒸發溫度-40～-15 ℃,中間壓力3～5 MPa。

為了驗證仿真模型的準確性,在不同的高壓側排氣壓力、蒸發溫度和中間壓力下,將仿真值和試驗值進行了對比,如圖6～圖8所示。結果表明,當高壓側排氣壓力從8.0 MPa增加到10.0 MPa時,TERC+IHX系統的仿真性能系數和試驗性能系數的誤差小于8.7%;當蒸發溫度從-40 ℃增加到-15 ℃時,TERC+IHX系統的仿真性能系數和試驗性能系數的誤差小于5.4%;當中間壓力從3.0 MPa增加到5.0 MPa時,TERC+IHX系統的仿真性能系數和試驗性能系數的誤差小于6.5%。因此,建立的模型具有較好的精確性。

圖6 高壓側排氣壓力對TERC+IHX系統性能系數的影響

圖7 蒸發溫度對TERC+IHX系統性能系數的影響

圖8 中間壓力對TERC+IHX系統性能系數的影響

4 結果與分析

4.1 回熱對低壓壓縮機吸氣溫度的影響

由圖9和圖10可知,在標準工況下,即pin=4.1 MPa,te=-35 ℃,tgc=35 ℃和pdis=9.3 MPa的情況下,隨著回熱度的增加,低壓壓縮機吸氣溫度顯著升高。同時,在特定的回熱度下,隨著中間壓力和蒸發溫度的增加,低壓壓縮機吸氣溫度升高。這主要是因為中間壓力和蒸發溫度的增加導致低壓壓縮機吸氣壓力升高,而吸氣壓力的升高引起了吸氣溫度的升高。

圖9 不同中間壓力下回熱對低壓壓縮機吸氣溫度的影響

圖10 不同蒸發溫度下回熱對低壓壓縮機吸氣溫度的影響

4.2 回熱對低壓壓縮機排氣溫度的影響

由圖11和圖12可知,在標準工況下,隨著回熱度的增加,低壓壓縮機的排氣溫度顯著增加。同時,在特定的回熱度下,隨著中間壓力的增加,低壓壓縮機排氣溫度升高。但是,隨著蒸發溫度的增加,低壓壓縮機排氣溫度逐漸降低。這主要是因為引入回熱器后,隨著中間壓力的升高,低壓壓縮機的吸氣溫度迅速增加,從而導致低壓壓縮機的排氣溫度隨之快速增加。在中間壓力為4 MPa的情況下,當回熱度從0 ℃變化到8 ℃時,低壓壓縮機排氣溫度從24.7 ℃升高到47.1 ℃,增加了90.7%。

圖11 不同中間壓力下回熱對低壓壓縮機排氣溫度的影響

圖12 不同蒸發溫度下回熱對低壓壓縮機排氣溫度的影響

4.3 回熱對低壓壓縮機比功率增量的影響

由圖13和圖14可知,在標準工況下,隨著回熱度的增加,低壓壓縮機的比功率增量顯著增加,說明將回熱器引入TERC系統會增加低壓壓縮機的功耗。同時,在特定的回熱度下,隨著中間壓力和氣體冷卻器出口溫度的增加,低壓壓縮機的比功率增量升高。此外,隨著氣體冷卻器出口溫度的升高,回熱度對低壓壓縮機的比功率增量的影響逐漸減少。在中間壓力為4 MPa的情況下,當回熱度從0 ℃變化到8 ℃時,低壓壓縮機的比功率增量從0 kJ/kg升高到8.3 kJ/kg。

圖13 不同中間壓力下回熱對低壓壓縮機比功率增量的影響

圖14 不同氣體冷卻器出口溫度下回熱對低壓壓縮機比功率增量的影響

4.4 回熱對系統性能系數的影響

由圖15可知,隨著蒸發溫度的升高,TERC和TERC+IHX系統的性能系數逐漸增大,但TERC系統的性能系數始終高于TERC+IHX系統的。由圖16和圖17可知,在標準工況下,TERC+IHX系統的性能系數低于TERC系統的,同時隨著回熱度的增加,TERC+IHX系統的能效降低。同時,在特定的回熱度下,隨著中間壓力的增加,性能系數比值ΔεIHX為負值且逐漸降低。但是,隨著高壓側排氣壓力的增加,ΔεIHX為負值且逐漸升高。此外,在CO2的臨界壓力附近,當回熱度在2～4 ℃變化時,ΔεIHX變化劇烈,這歸因于CO2在臨界點附近物性參數的變化?？梢钥偨Y出,回熱器對TERC系統而言,并不能提高系統的能效。這主要是因為在低壓壓縮機進口流量、吸氣壓力和排氣壓力不變的情況下,回熱會使壓縮機的功耗增加,從而降低系統能效。在中間壓力為4 MPa的情況下,當回熱度從0 ℃變化到8 ℃時,ΔεIHX的絕對值從0增加到0.134。

圖15 不同蒸發溫度和中間壓力下有無回熱對系統性能系數的影響

圖16 不同中間壓力下回熱對TERC+IHX系統性能系數比值的影響

圖17 不同高壓側排氣壓力下回熱對TERC+IHX系統性能系數比值的影響

5 結論

研究將回熱器引入跨臨界CO2噴射制冷系統,探究了回熱對于系統性能的影響。隨著回熱度的增加,低壓壓縮機的吸氣溫度、排氣溫度和比功率增量顯著增加。同時,在特定的回熱度下,隨著中間壓力的增加,低壓壓縮機排氣溫度和比功率增量升高;但是,隨著蒸發溫度的升高,低壓壓縮機排氣溫度和比功率增量逐漸降低。特別地,在CO2的臨界壓力附近,當回熱度在2～4 ℃變化時,性能系數比值變化劇烈。此外,在標準工況下,帶回熱器的跨臨界CO2雙級壓縮/噴射制冷系統的性能系數低于跨臨界CO2雙級壓縮/噴射制冷系統的,同時隨著回熱度的增加,帶回熱器的跨臨界CO2雙級壓縮/噴射制冷系統的能效越低。文中通過仿真研究的方法,采用了很多假設,未來可以完善試驗裝置,通過試驗進一步研究回熱對跨臨界CO2噴射制冷系統性能的影響。