热能与动力工程本科毕业生外文翻译

1 景区简介 120 1 1 背景 120 1 2 历史和再造的CO2 122 1 3 论文结构 123 2 二氧化碳的性质 123 2 1 热力学性质 124 2 2 运输性质 127 3 跨临界蒸汽压缩循环 128 3 1 跨临界循环原理 128 3 2 高侧压力的控制方法 129 3 2 1 3 2 2 高侧电荷控制系统 129 高侧音量控制系统 130 3 3 热力学损失 131 3 4 热泵和热回收跨临界循环系统 131 3 4 1 在排热温度滑移 131 3 4 2 加热和制冷能力的特点 131 3 5 方法温度及其重要性 132 相应作者 电话 82 42 869 3089 传真 82 42 869 3210 电子邮件地址 kimmh asme org M H Kim 0360 1285 seefrontmatterq2003PublishedbyElsevierLtd doi 10 1016 j pecs 2003 09 002 在 CO2 蒸气压缩系统的基本过程和系统设计问题 Man HoeKima JosteinPettersenb ClarkW Bullardc 机械工程系 韩国科学技术院 科学城 305 701 大田 韩国 能源和过程工程 特隆赫姆挪威科技大学 NO 7491 挪威 机械与工业工程 伊利诺伊大学厄巴纳 香槟分校 1206 西绿街 香槟 IL 61801 美国 2003 02 25 Received 2003 0 9 15 accepted 本文介绍了最近的事态发展和国家的最先进的 CO2 跨临界循环技术在各种制冷 空调和热泵应用 重点将放在基本工艺和系统设计 问题 包括特征和 CO2 性质的讨论循环的基础 高侧压力的控制方法 热力损失 周期的修改 部件 系统设计 安全因素 和有 前途的应用领域 本文提供了一个文献回顾 并讨论了 CO2 在发展的重要趋势和特点技术在制冷 空调和热泵应用 先进的循环设计 方案也作了介绍建议的基本周期可能的性能改进 摘要摘要 q 2003由Elsevier出版有限公司 关键词 天然制冷剂 CO2 r 744 跨临界循环 蒸汽压缩系统 制冷 空调 热泵 压缩机 换热器 能量与燃烧科学进展30 2004 119 174 目录目录 120M H Kimetal 能量与科学的进展30 2004 119 174 3 6 跨临界系统的能源效率分析 132 4 改进周期 133 4 1 内部热交换循环 133 4 2 工作恢复扩张 134 4 3 两级循环 135 4 4 闪蒸气体旁路 136 5 传热与流体流动 137 5 1 超临界流体的传热和压降 137 5 2 流汽化的传热和压降 138 5 3 两相流流型 138 6 高工作压力的相关问题 139 6 1 高压压缩 139 6 2 高压换热 139 6 3 紧凑的设备 139 6 4 高压安全问题 140 6 4 1 6 4 2 爆炸能量 140 沸腾的液体爆炸 141 7 构件设计 142 7 1 压缩机 142 7 2 换热器 144 7 2 1 7 2 2 7 2 3 气体冷却 146 蒸发器 148 内部热交换器 149 7 3 其他成分 150 7 3 1 7 3 2 7 3 3 润滑油 150 弹性体 150 阀门的控制 150 8 应用领域 150 8 1 汽车空调 151 8 2 汽车加热 154 8 3 住宅冷却 155 8 4 住宅供暖 156 8 4 1 8 4 2 直接加热空气 157 循环加热空气 159 8 5 水加热 160 8 6 环境控制单元 162 8 7 冷藏运输 163 8 8 商业制冷 163 8 9 烘干机 164 9 结束语 165 致谢 169 压焓图和CO2饱和特性 169 参考文献 169 在过去的几十年里 制冷 空调 热泵行业已被迫通过巨大改 变去限制制冷剂造成的变化 转换臭氧友好的无氯物质至今还 未找到 作为 HCFC 流体仍然需要更换 主要涉及 R 22 空调和 热泵应用 HFC 制冷剂曾经预期可以接受的永久性替代流体现 在的调节物质 由于其对列表气候变化 1 并有越来越多 的关注将来使用 全球变暖潜力 GWP 是一指数 这是一种 温室气体 CO2 的潜力 在 100 年期间排放 如表 1 所示 该 HFCS GWP R 134a R407C R 410A 是在 1300 1900 二氧化 碳 GWP 1 有关的命令 和 HFCS 都包括在温室气体覆盖 1 1 1 1 背景背景 1 1 景区简介景区简介 M H Kimetal 能量与科学的进展30 2004 119 174121 命名Teai Tex 蒸发器的空气入口温度 8C 在气体冷却器出口处的制冷剂温度 8C 蒸发温度 8C 变暖影响总当量 容积 m3 室外空气流量 m3 min 室内空气流速 m3 min 比容积 m3 kg 特定压缩机工作 kJ kg 质量 COP性能系数 cp Fc G 比热 kJ kgK 压缩机转矩Nm 质量通量 kg m2s T0 TEWI V GWP h 全球变暖潜能 焓 kJ kg Vc Ve v HPF HSPF HX w x 1 his k l m p r s IHX 内部热交换器 吸入管路液体线换热器 有效性 等熵效率 L LMTD 内部热交换器长度 m 对数平均温差 8C or K 制冷剂充注量 kg 热导率 W mK 容积效率 粘度 kg ms m mr NTU 制冷剂质量流量 g s 传质单元数 压力比 密度 kg m3 表面张力 N m ODP P 臭氧消耗潜能 压力 bar or MPa pm Pr Q 平均有效压力e bar 普朗克数 能量 kW 下标 热通量 kW m2 f液体 蒸汽 q g q0 qv RH s 具体制冷量 kW kg 容积制冷量 kJ m3 相对湿度 max opt pseudo ref 最大的 最佳的 伪临界 参考点 熵 kJ kgK 季节性能系数 温度 8CorK SPF T 表一 一些制冷剂的特点 R 12R 22R 134a R 407CaR 410Ab R 717R 290R 744 ODP GWPc 1 8500 N N 0 05 1700 N N 0 1300 N N 0 1600 N N 0 1900 N N 0 00 30 1 易燃性 毒性Y YY N 44 1 242 1 4 25 96 7 0 11 0 74 3907 N N 分子量 kg kmol 正常沸点性 8C 临界压力 MPa 临界温度 8C 减压e 减温f 制冷容积 kJ m3 120 9 229 8 4 11 86 5 240 8 4 97 102 0 226 2 4 07 86 2 243 8 4 64 72 6 252 6 4 79 17 044 0 278 4 7 38 31 1 0 47 0 90 22545 1869 233 3 11 42 133 0 0 04 112 0 0 07 96 0101 1 0 07 86 170 2 0 100 110 16 0 710 740 730 760 790 67 2734 1931 4356 1936 2868 1990 4029 1998 6763 1998 4382 1859作为制冷剂的第一个商业用途 a三元混合物的R 32 125 134a 23 25 52 b 二元混合物的R 32 125 50 50 c 全球变暖的潜在关系100年的积分时间 从政府间气候变化专门委员会 IPCC d ASRAE手册2011基础 e比饱和压力在0摄氏度下的临界压力 f 273 15 K F值 0 8C 在开尔文的临界温度 g 容量制冷量 at 08C 供热性能系数 供热季节性能系数 换热器 122M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 图 1 论文对二氧化碳的数量作为一个主要的制冷剂在 IIR Gustav Lorentzen 的天然工质会议 CO2 是一个 老 的制冷剂 因此它是自然的通过简要回顾历史 开始的纸碳 的系统 本节概述的早期历史 包括一些意见 为 什么使用下降后的世界二次大战 CO2 最近的复苏也进行了讨 论 在第一年的第二十个世纪 二氧化碳广泛使用的一种制冷 剂 主要的海洋生态系统 但在空调制冷和固定应用 Alexander Twining 似乎是第一个提出的二氧化碳在他的 1850 名英国专利 京都议定书 京都协议尚未生效由于已批准它不是足够的国家 的数目 但肯定是京都精神获得动力和一些将在合理的实现水 平是否批准或不 2 从 2008 开始 重点含氟化合物的温室效 应有 LED 到提出的逐步淘汰制冷剂 R 134a 在移动在欧盟的空 调 在这种情况下 这是不足为奇的行业寻找完全不同的长 期的解决方案 而不是继续寻找新的化学品 有一个越来越 大的兴趣在基于生态安全技术自然 的制冷剂 即流体如水 空气 惰性气体 碳氢化合物 氨和二氧化碳 在这些 二 氧化碳 CO2 r 744 是唯一的非易燃non toxic1流体 也 可以在蒸汽压缩操作周期在 8C 因此 CO2所提供的潜力基 于在系统环境和人身安全成熟的和成本有效的伊万斯 帕金 斯循环 在 10 年的 CO2 是制冷重新发现 3 已经有相当大的 增加的兴趣和发展活动的国际 自 1994 论文对 CO2 的数量作 为一个主要的制冷剂在对自然的两年一度的 IIR 会议上提出工 作流体的增加显著 图 1 所示 4 制冷剂 但第一 CO2 系统直到 19 世纪 60 年代后期的建 美国南卡罗来纳州洛涛 5 罗威 谁收到 1867 一个英国的 专利 并没有进一步发展自己的思想 6 在欧洲 卡尔林 德建立第一个 CO2 机 1881 7 弗兰兹温德豪森德国先进的 技术相当 并被授予英国专利 1886 公司 J E 厅在英国购买 1887 专利权后 进一步提高了技术 霍尔开始制造约 1890 6 霍尔 1889 5 第一级 CO2 机 主要应用在船舶制冷 一场在 二氧化碳作为制冷剂 为主 直到 1950 1960 在图 2 所示的 8 在欧洲 CO2 的机器都是唯一的选择 因为对有毒或易燃的 使用受到法律的限制制冷剂的 NH3 和 SO2 9 在美国 CO2 用于制冷系统从 1890 左右 从约 1900 6 冷却舒适 制冷 应用包括小型蓄冷系统 食品市场 展示柜 厨房与餐厅 系统 而舒适冷却系统安装例如在客船 医院 电影院和餐馆 这些系统大多采用氯化钙溶液作为载冷剂 压缩机运行缓慢的 双或单动十字头机大气的曲轴箱压力 和膨胀阀 通常是手动控制的类型 冷凝器经常的水冷式双管单位 4 安全与制冷剂的 NH3 和 SO2 给了 CO2 对船和公众的偏好 建筑 常见的缺点 CO2 有能力和高散热损失低的警察 温度 比其他常用制冷剂 尤其是在温暖的气候 这给了 CO2 的缺点 制冷剂在高压下是难以遏制密封技术可在那个时候 通过操作超临界高压侧压力或不同的两个阶段安排 工作能力 和效率损失可能减少 所谓的多个压缩效应 1 这是从呼吸的空气和高浓度CO2的生理效应 最大容许浓度4 5 体积 似乎是一个合理的限度 图2 在现有的海上货物运输设施按照Lloyd的寄存器 8 的主制冷剂的 使用比例 1 2 1 2 历史和再造的历史和再造的CO2CO2 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174123 在1905年 作为设计Voorhees 是其中的一个例子所作的 改进 当超临界高压侧手术是必要的 这是由充电更获得制冷 剂进入系统 随着CFC流体在20世纪30年代和世纪40年代 这些 安全 制冷剂的最终取代旧的在大多数应用中的工作流体 虽然主要 他们支持改进的安全性比较流体如氨和二氧化硫 二氧化碳也 通过这一过渡到CFC流离失所 没有任何单一的原因为什么使 用CO2下降 但许多因素可能导致 这些因素包括高压遏制的 问题 在高容量和效率损失温度 使用空气冷却加重而不是水 CFC产品积极的市场营销 在竞争系统的低成本的管组件 和一个失败CO2的系统制造商提高和现代化 随着CFC问题成为了一个迫切的问题在20世纪80年代后期 整个行业正在寻找可行的制冷剂替代 在挪威 教授古斯塔夫 洛伦岑认为 老工质CO2能有一个复兴 在1989国际专利申请 11 他设计了一个 跨临界二氧化碳循环系统 在高压侧压 力是由节流控制阀 一个应用程序系统汽车空调 一个主导部 门全球CFC制冷剂排放 并应用在一种无毒 无可燃制冷剂需 要 潜在的更紧凑的组件由于高压力也是一个有趣的特征 1992 洛伦岑和佩特森 3 发表了第一篇实验结果对原型 CO2系统汽车空调 比较了一个国家的最先进的R 12系统和实 验室之间等换热器尺寸的原型系统设计点的能力 虽然简单的 周期计算表明 CO2系统的效率不如 一些实际因素 实际这 两个系统相同的效率 基于这些和其他的结果 CO2的兴趣为制冷剂大大增加 整个90年代 尽管阻力从氟碳行业 12 和汽车行业的 13 保 守的部分 一个发展合作项目数发起的行业和研究机构 包 括欧洲的工业财团项目 汽车空气种族 空调 欧洲的 coheps项目对CO2热泵 和二氧化碳的活动在国际能源署 国际能源署 在正常的工作附件在CO2流体和选定的问题 应用 世界上最近的研究结果表明可能的应用 介绍了为特定 的目的和障碍需要克服商业化之前 历史和再造的CO2已被引入在第1节 因为它不是一个新 的制冷剂 CO2的热力学和输运性质的不同于传统的制冷剂 和所有对系统设计中的重要 尤其是对周期模拟 传热和压 降的计算 第2节提出的CO2及其性能的比较与其他制冷剂 3节讨论一些跨临界循环系统的特点 一个大的周期数的修 改是可能的 包括压缩和膨胀的分期 分流量 使用内部热 交换 和工作产生代替节流膨胀 这些选项在第4节讨论 5 部分介绍了传热在CO2系统压降问题 其中重点介绍界流体 的流量与蒸发 6部分论述了问题和相关的高的设计特点操 作压力 在CO2系统工作压力通常是5 高10倍 比传统的制 冷剂 这给出了几种效应的影响的组件和它们的性能设计 此外 高压可能创造感知的安全问题 除非潜在的问题是解 决好 7节介绍了CO2的系统和这些组件的设计问题障碍需要 克服商业化之前 8节介绍了一些可能的应用特定的目的 如移动和住宅用空气空调和热泵应用 环境控制单元 热泵 热水器可在市场 除湿机 商用制冷 热回收系统 未来研 究的挑战和结语总结在第9节 2 CO22 CO2的性质的性质 制冷剂性质为热泵系统的设计和它的组件是很重要的 CO2 的 性能是众所周知的 他们是从所有的传统制冷剂完全不同 表 1 比 较和 CO2 与其他制冷剂 14 15 特性 二氧化碳是没有臭氧消耗潜 能和一个可以忽略不计的 GWP 自然不可燃制冷剂 蒸汽压高 其容 积制冷量 22545 kJ m3 在 0 8C 是 3 大 10 倍 比 CFC HFC 和 HC 的制冷剂 HCFC 临界压力和温度的 CO2 分别是 7 38 兆帕 73 8 条 和 31 1C 这不可能传递热量给周围高于此临界温度冷凝在传 统的蒸汽压缩循环 该传热过程 冷却 在跨临界循环的临界点的 结果 即亚临界和超临界高压侧压力偏低 为一个单级循环 1 3 1 3 论文的结构论文的结构 本文提供了跨临界 CO2 述评在各种制冷循环技术 空调和热泵 124M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 下面的章节将讨论CO2的热力学性质和输运 相比其他制冷剂 除非另有说明 所有的热物理性质的计算使用EES 工 程方程求解器 采用状态方程的高精度 22 Fig 3 PhasediagramofCO2 高侧压力和温度在超临界区是不耦合的可独立调节 以获得 最佳的运行条件 这可以从相图的观察CO2 图3 温度 和三重压力点分别为256 8C和0 5兆帕 在0摄氏度下的饱和 压力为3 5 MPa 减少的压力在0 8C CO2为0 47 表1 这 是远高于那些传统的流体 由于低的关键温度高 减少CO2 压力 低侧情况会更接近临界点比传统的制冷剂 对于输运性质 粘度和热电导率 通过韦索维奇 等人的工作 16 是一个关键的参考 然而 改进的 粘度数据通过fenghour等人发表 17 虽然早期的 粘度数据是基于不一致的部分实验的液体粘度数据和使 用单独的气相 液相方程 1998出版的新的实验数据为 代表的整个热力表面粘度方程 rieberer 14 开发 CO2 性能的数据库 co2ref 涵盖子 和超临界区域 的热力学和输运性质的基础在 co2ref 是与从 VDI 吻合良好 18 中采用不同的状态方程 尽管 ASHRAE 19 也提出了表格数据的热物性二氧化碳的性质 包括从三联 点的临界点 附录 A 佩特森 20 提出了一些应用程序库 co2lib CO2 性能在师大 SINTEF 发达 和他探讨在蒸发特性 的性质 Liley 和德赛 21 提出的热物理性质 比热 导热 系数 粘度 声音的速度 和表面张力 CO2 表 格 斯潘和瓦格纳 23 综述了现有的数据在一个基本方程的亥姆霍兹自 由能的显式 CO2 的形式 提出了一种新的状态方程的热力学性质 在 技术上最重要的地区为 30 兆帕的压力和高达 523 K 的温度下 该方程 的范围从 0 03 密度 0 05 估计的不确定性 0 03 到 1 在声音的 速度 和 0 15 至 1 5 等压比热 特别的兴趣都集中在关键区域的描 述和制剂的外推行为 请注意 CO2 在 EES 22 的热力学性质提供 使用的基本状态方程开发的跨度和瓦格拉 23 Fig 4 Pressure enthalpy and temperature entropy diagrams of CO2 a Pressure enthalpy diagram b Temperature entropy diagram 2 1 2 1 热力学性质热力学性质 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174125 Fig 5 EnthalpyandentropychangesofCO2ingascoolingprocess a Enthalpychange b entropychange Fig 7 SlopeofsaturationpressurecurvedT dPforrefrigerants 图 4 给出了压力 焓与温度 CO2 和更详细的图表熵图可 以在其他地方找到 14 19 附录 A 如图 5 所示 在恒定 的压力 气体冷却过程的焓和熵的变化 在超临界区 和熵与 更多的突然变化的临界点附近的温度降低 热焓 压力影响的 焓和熵在临界温度以上 而压力的影响很小 低于临界温度随 着压力的下降可能会允许更高 图6和7的蒸汽压力和边坡的CO2饱和温度曲线相比其他 流体 二氧化碳的蒸气压比其他制冷剂高得多 和高陡度 的临界点附近的对于一个给定的压力变化提供了一个较小 的温度变化 因此 在蒸发器压降相关的温度变化将变得 越来越小 例如 在 0 摄氏度 温度的变化 CO2 为 1 kPa 压力降为约 0 01 K 另一方面 随着 R 410A 型和 R 134a 相同的压力降 给 0 04 和 0 10 K 的温度变化 分别 即约 4 高 10 倍 如图 7 所示 高蒸汽压和接近临界在液体完全不同的特征点的结果 CO2 蒸气密度较其他制冷剂 高密度可能有显着的影响两相流 流型在相密度的差异确定相分离的特点 和蒸汽密度对气相流 动的动量和剪切汽 液相 20 之间的力 图 8 和 9 显示密度 在不同的温度和 CO2 液的几种制冷剂蒸气密度比 随温度的迅 速变化在 CO2 密度临界点 和 CO2 的密度比小于其他制冷剂 在 0 8C 例如 该量 927 公斤 立方米 的蒸气密度 98 kg m3 的二氧化碳是 10 左右 而 R 410A 型和 R 134a 的分 别有 65 和 89 的密度比 126M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 Fig 10 Volumetricrefrigerationcapacityforrefrigerants Fig 8 DensityofCO2 Fig 9 Ratioofliquidtovapordensityatsaturationforrefrigerants Fig 11 Surfacetensionforrefrigerants R 410A型和R 134a制冷剂蒸气的密度分别为31和14公斤 立方米 分别为32和14 的CO2蒸气密度 分别 CO2的低密度 比可以提供更均匀的两相流比其他制冷剂 24 蒸气密度比 液体中起着重要的作用 因为它决定一个蒸发器的流动模式和 传热系数 较高的蒸气密度使二氧化碳的高容积制冷量 即蒸发蒸汽 密度和潜热的产品 温度与二氧化碳增加的容积制冷量 有一 个最大的在22 8C 然后再次下降 被定义为零的临界点 如 图10所示 制冷剂的沸腾和两相流动特性的影响 表面张力 一个小 的表面张力降低的成核和生长所需的过热蒸汽气泡 这可能会 产生积极的影响传热 润湿性液体的表面张力的影响 从而影 响蒸发传热 小的表面张力降低液体表面的稳定性可能会产生负面影响传热由 于增加液滴的形成和夹带 20 图11给出了饱和CO2液体表面张力 在不同温度下 相比其他流体 随温度的降低 制冷剂的表面张力为 零的临界点 如图11所示 CO2的表面张力小于其它液体 例如在0 8C是0 0044 N M 这是2 5倍小于R134a的在相同的温度 CO2的表 面张力数据可估计的基础上出版Rathjen和施特劳 25 和声音数 据的速度是由埃斯特拉达亚历山大和特鲁斯勒 26 源 其中一个最重要的特性的超临界流体在临界点附近 其性质的变化 在一个等压过程温度迅速 特别是准临界点附近 时的温度 比热成为对于一个给定的最大压力 这可以从图中清楚地看到 12 和 13 其中等压比热和准临界温度描绘的 应该指出的是 1 ntu 或 对数平均温差方法要求的比热是恒定的在试验段 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174127 Fig 12 Isobaricspecifi cheatofCO2 Fig 13 Pseudocriticaltemperatureandmaximumisobaricspecifi c heatofCO2 因此 当数据被使用的1 ntu或对数平均温差法分析 应慎重调查是否比热为常数 计算了CO2准临界温度使用 下面的代数方程 27 Tpseudo 122 6 6 124P 0 1657P2 01773P2 5 3 0 0005608P 75 P 140 1 在温度和压力分别为摄氏度和帕斯卡 2 2 输运性质输运性质 制冷剂的传输性能起着重要的传热和压降特性的作用 图 14 表明运输的性质 这是导热系数在亚临界和超临界 压力下的粘度在不同温度下的 高导热性传热系数在单相 必不可少两相流 粘度 特别是液相 比和液体到气体的 粘度 对流体流动特性的重要参数 对流特点和两相 的传热及压降 饱和CO2的液体的热导率在0 C蒸气20和60 分别高于R 134a的液体和蒸汽 而CO2液粘度只有40 的R 134a制冷剂液体的粘度 和两个流体的汽粘度比 20 Fig 14 Transport properties of CO2 a Thermal conductivity b viscosity 普朗特数对传热系数的一个重要参数 图 15 描绘的超 临界液体 蒸气 CO2 在不同温度下的普朗特数 它已在准临 界温度最大值与相应的比热 和最大值随压力降低 对温度 的普朗特数的影响取决于压力 普朗特数成为压力高 60 C 在临界区域 而降低压力时 温度小于 20 摄氏度 这个 结果在强烈变化的局部换热系数依赖于温度和压力 14 总之 相比其他典型的制冷剂 CO2 的热力学和输运性质似 乎在传热与压降的条件是有利的 128M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 Fig 15 PrandtlnumberofCO2 Fig 16 TranscriticalcycleintheCO2pressure enthalpydiagram ex 3 跨临界蒸气压缩循环跨临界蒸气压缩循环 相比传统的制冷剂 二氧化碳的最显著的特点是与 CO2 在正常制冷操作 31 1 8C 蒸气压缩系统的低临界温度 热泵 和空调的温度将接近甚至部分高于 7 38 兆帕的临界压力的 工作 散热将在大多数情况下 在超临界压力下发生 导致 系统中的压力水平是高的 和周期是 跨 即亚临界和超 临界高压侧压力偏低 一个单级循环 本文讨论了跨临界 循环系统的一些特点 3 1 3 1 跨临界循环原理跨临界循环原理 在环境空气温度高下操作过程中的 CO2 跨临界循环系统 将运行在一个大部分时间散热则发生在超临界高压侧压力冷 却压缩流体 然而 如图 16 所示 低边条件仍然亚临界 在超临界压力 不饱和条件下存在和压力是独立的温度 在常规的亚临界循环 3 点比焓是温度的函数 但在超临界 条件下高侧压力也有明显影响的焓 这种效应可以观察到非 垂直或 S 形在超临界和近临界区等温线 这是一个重要的结 果 它是必要的控制的高压侧压力 因为在节流阀口将确定 具体的制冷能力的压力 如在传统的系统中 压缩机工作 从而性能将取决于排放压力 然而 当性能有下降的趋势与 常规周期越来越大的压力 在跨临界循环的行为是完全不同 的 将在下面的 28 所示 那就是 最佳 的压力达到时 容量的边际增加性能倍等于 边际增加工作 焓 H1 是恒定的 图 17 中的曲线的 COP 值归一化 Q0 和 W 最优高压侧压力 在 Tx 35 C 时理论最大 COP 在 8 7 兆帕 的压力达到 87 条 而在 50 8C 最佳在 13 1 兆帕 131 条 当高压侧压力增加 COP 达到最大以上的增加量不完全补偿 压缩的额外的工作 在图 16 中 可以发现 随着压力的增加 特克斯等温线变得陡峭 从而减少能力增强 从一个给定的压力 增量 相反 等熵 压缩 线显示近线性形状 相对于高压侧压 力冷却 COP H1 H3 H2 H3 分化为 COP 0 最大 COP 在压力 Inokuty 29 的定义 图 17 显示了不同的高压侧压力对特定的制冷能力 Q0 理论的 影响 具体的压缩机的工作 W 冷却 COP 从气体冷却器出口温度 制冷剂被假定为是恒定的 在实践中 这个温度会一定程度高于 冷却剂入口温度 曲线是基于理想循环计算 蒸发温度 T0 5 C 最低的排热温度 35 C 左 和 50 C 右 请注意 图 17 所有曲线的归一化 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174129 Fig 17 Infl uenceofvaryinghigh sidepressureonspecifi crefrigeratingcapacity q0 specifi ccompressorwork w andCOPinatranscritical CO cycle Theresultsarebasedonisentropiccompression evaporatingtemperature T 58C andarefrigerantoutlettemperature T from 在实践中 冷却能力 问 曲线也将通过一个最大 值 作为压缩机容量下降在更高的放电压力 在大多数 情况下也会有一个容量最大 通常在一个较高的压力比 COP 最大 在 CO2 系统的高压侧压力可能是亚临界或超临界 在亚临界操作的情况下 系统将表现为传统的系统 高 侧压力的冷凝温度的确定 然而在超临界的操作 的情 况下 在高压侧压力之间的关系确定的制冷剂充灌量 质量 体积和温度 制冷剂的性能可以通过以下形 式的状态方程描述 高侧压力的调节可应用于保持在其最大或其性能来 调节冷却或加热能力 最佳压力稳定 几乎呈线性增加 特别提出 不同的蒸发温度的影响是比较小的 3 2 3 2 高侧压力的控制方法高侧压力的控制方法 结论 压力控制的三个根本不同的方式 30 虽然前两个选项给主动压力控制的可能性 最后一种方法实 际上是一种被动的策略 制冷剂充量条件适合给压力所需的变化 随温度的变化 因此 为防止泄漏 温度 压力的关系会在使用 无源方案时改变 这可能会导致能力和 COP 损失 尽管高边条件是超临界的很大一部分时间 电路和控制系统 的设计也必须为亚临界 冷凝 高边条件为好 因为这种类型的 运行时会遇到的排热温度适中或低 让压力的制冷剂温度控制 T 3 2 1 3 2 1 高侧电荷控制系统高侧电荷控制系统 在电路高侧变制冷剂充灌量 m 在内部体积的变高侧 V 低压缓冲系统 低压缓冲系统包括低压接收器在蒸发器出 口电路 并采用重液分离系统 泵或喷射器循环 一个系统的 蒸发器出口的低压接收器在图 18 所示的 11 在系统的高压侧压力是由不同的高压侧制冷剂的电荷控制 电路必须包括控制制冷剂位于压缩机出口和膨胀阀进口之间的 瞬时流量 假定在电路的总制冷剂充注量是恒定的 制冷剂的 缓冲区必须提供这样高侧电荷可以改变无驱或干燥的蒸发器 几个缓冲容量的位置和控制的概念是可能的 各种解决方案可 分为低压 中压缓冲系统 130M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 Fig 18 Systemwithlow pressurereceiver 另一个系统与中间压力缓冲区在图 20 所示的 11 在这里 接收器位于平行流电路 通过阀门连接到高和低侧 这两个阀和膨 胀阀控制高压侧充压 Fig 20 Systemwithmedium pressurereceiver 高压侧压力是通过调节膨胀阀控制 暂时改变压缩 机的质量流量和阀的流量之间的平衡 通过减少开阀 在阀的质量流量的暂时减少了在高侧的制冷剂的积累 和压力上升到一个新的平衡点之间的阀的流量和压缩机 流量被发现 在蒸发器出口蒸气馏分可能会暂时上升 当压力上升 和额外的高侧电荷从低侧缓冲器传送 相 反 阀门开度增大会降低高侧电荷和压力 和超高侧电 荷沉积作为液体在缓冲区 在实践中 这样的系统将在 大多数情况下需要液体流血为接收返回的润滑剂 压缩 机和保持蒸发器出口略湿的 剩余的液体可能是一种优 势 当受的压力升高 以避免干燥蒸发器 通过安装一 个内部 吸气 换热器 液体蒸发压缩机入口前 COP 和 高散热温度的提高 内部热交换的使用是在别的地方 随着介质压力的缓冲系统 图 19 显示了一个系统 缓冲区被保持在一个中间压力 11 在接收机的亚临界压力的情况下 从压力调节阀的出口 一 将在饱和线在稳态操作期间 接收器的压力将适应这一点 因为蒸 汽不能逃脱 的阀门开度调整临时移动节流远离饱和线的终点 以 及由此产生的不平衡质量流率之间通过两个阀门进行了大规模转移 到或从接收 从而影响高侧电荷和压力 一个接收器位于压力调节阀之间 一 控制高压侧压力 和 一个电子或热力膨胀阀 B 调节液体流到蒸发器 接收器可以 是超临界或亚临界压力 在超临界压力下的接收机 在缓冲区中的制冷剂的质量是通过 改变缓冲压力调节 从而改变压缩流体密度 压力可以控制压缩机 的排气压力和临界压力之间 一个大的接收器的体积可能是必要的 为了获得高侧电荷变化的必要范围 3 2 2 3 2 2 高侧音量控制系统高侧音量控制系统 不同的质量 在高压侧压力可通过调整电路的高侧部的内 部容积调节 对于一个给定的体积变化 最大的压力变化将在 尽可能低的温度下得到的 高密度 这使得气体冷却器出口 制冷剂的音量控制装置的理想位置 该装置可在多种方式构建 包括波纹管装置压力容器或筒 活塞的位移定义制冷剂侧的体 积内 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174131 缓冲区的设计必须考虑像润滑剂诱捕装置的音量控制通 过机械或液压驱动因素 3 4 3 4 热泵和热回收跨临界循环系统热泵和热回收跨临界循环系统 3 4 1 在排热温度滑移在排热温度滑移 3 3 3 3 热力学损失热力学损失 这可以从图 21 中看到 热量从 CO2 循环滑翔温度 为超 临界压力单相制冷剂冷却 冷却的制冷剂的温度分布从而与水 或空气升温曲线进行加热 从而减少热力损失在水或空气加热 此功能可用于自来水加热和 或循环加热系统 热泵 也可以 给在制冷或空调系统热回收的优点 在应用中的热量是不感兴 趣的 滑移温度不是一个优势 因为散热的平均温度升高超过 了必要的 假设给定的蒸发温度和给定的最小排热温度 跨临界 循环受到较大的热力学损失比普通伊万斯 帕金斯循环冷 凝 图 21 由于散热较高的平均温度 和较大的节流损失 CO2 比传统制冷剂 R 134a 作为表明增加的理论工作循环 节流损失的制冷循环中的温度之前和之后的节流装置 通 过制冷剂的性能 与温度 制冷剂的性能成为必不可少的 鉴于高液体比热和二氧化碳的临界点附近的低蒸发焓 制 冷量损失 和压缩机的功率等于增加 变大 在热泵运行 CO2 系统获得最大 COP 在一定的高压侧压力 按照上面的说明 通过提高超过这个水平的压力 加热能力可 以增加或保持为降低蒸发温度 尽管减少了警察 加热的整体 效率可能由于减少辅助加热系统的二价提高 另一个特点是 CO2 循环的影响较小 加热和制冷能力不同的蒸发温度 使系 统保持在低环境温度高的加热能力 这两个原则中示出理想的 周期图 22 显示 在加热功率和加热 COP 相对的变化与不同的 蒸发温度和 CO2 高端压力 31 类似的趋势也可以为制冷量 和制冷 COP 观察 Fig 21 ComparisonofthermodynamiccyclesforR 134aandCO intemperature entropydiagrams showingadditionalthermodyn amic losses for the CO2 cycle when assuming equal evaporating temperatureandequalminimumheatrejectiontemperature 事实上 在随后的章节讨论 最小的散热温度将在 CO2 循环是低时 散热器入口的温度和换热器的大小是给 定的 此外 蒸发温度往往更高 对于一个给定的任务 热源温度 和换热器的尺寸 最后 在压缩机的损失 而 不是如图 21 所示 往往在低 CO2 机 在水加热应用 入口温度通常是相当低的 与低入口温度 呈 三角 过程中的 CO2 排热温度滑移是理想的服务水加热大 约 10 到 70 80 8C 通过适当的逆流换热器设计的高压侧压力 的调整 温度变化要求可以得到满足 应用的例子将在下文描 述 3 4 2 3 4 2 加热和制冷能力的特点加热和制冷能力的特点 即使在最佳的压力 OPT CO2 热泵输出降低小于与其他 的制冷剂的蒸发温度的降低 在 215 8C 容量比 CO2 氟碳大 约是 1 5 和 COP 相对减少小的 CO2 比其他液体 这幅图的目 的是说明对周期行为的热力学性质的差异的影响 而不是证明 CO2 的性能水平相比其他制冷剂 通过提高高压侧压力 在热 泵容量进一步增加可以得到 提高实际操作能力将取决于像允 许的最大因素 最大负载和电机 压缩机排气温度限制 132M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174 Fig 22 Relativechangeinheatingcapacity left andheatingCOP right forR 22 R 134aandCO2atvaryingevaporatingtemperature fora condenser gascoolerexittemperatureof408C Referencepoint 08Cevaporatingtemperature ResultsforCO2areshownatCOP optimum high sidepressure andwithrelativedataforotherhigh sidepressures Basedonidealcyclecalculationswithoutsubcoolingorsuperheating 即能源消耗比较季节性的数据 和一个系统的方法 包括补充 热量和风扇或泵的二次电源要求的影响 大多数制冷空调和热泵系统在不同气候操作 基于设计点 运行应用 很少发生 通常在一个极端的环境温度条件下的比 较 为了获得年度或季节的能耗比较现实 现实的气候数据应 被应用 例如温度发生数据 尽管 CO2 系统的警察可能会稍微 Fig 23 RelativechangeincoolingCOPforR 22 R 134aandCO2 at varyingrefrigerantexit temperaturefrom condenser gas cooler i e minimumheatrejectiontemperature Evaporatingtemperature 08C Referencepoint 408Cexittemperature Basedonidealcycle calculationswithoutsubcoolingorsuperheating 3 5 方法温度及其重要性方法温度及其重要性 在应用中的热量是不需要的 在传热的热力学损失可 以通过允许从气体冷却器出口温度接近空气 CO2 或冷却水 进口温度尽可能地限制 换热器的设计计算和实际经验表 明 它有可能获得几度的温度的方法 即使在风冷式线圈 假设平均温度差约等于一个给定的换热器的大小 温度的 方法必须是低时 热量在温度滑移比当它是在恒定温度下 的拒绝 由于相对较高的节流损失和滑动排热温度 为 CO2 系 统冷却 COP 对气体冷却器出口温度非常敏感的制冷剂 图 23 显示了在理想循环 COP 的相对变化在不同的冷凝器 气体冷却器出口温度 归一化的 COP 在 40 C 31 而 对于 R 22 和 R 134a 制冷剂的理想 COP 约增加 40 在 10 K 冷凝器出口温度降低 对 CO2 循环 COP 的影响几乎是两 倍高 70 关闭温度的方法 得到了 CO2 气体冷却器 因此有助于实际 COP 明显改善 3 6 3 6 跨临界系统的能源效率分析跨临界系统的能源效率分析 比较能源效率和 TEWI 变暖影响总当量 的基线系统和 CO2 系统之间必须考虑的两个重要因素气候变化的影响 M H Kimetal ProgressinEnergyandCombustionScience30 2004 119 174133 有修改的基本单级跨临界循环的几个原因 包括提高 能源效率 对于给定的系统和组件的容量增加 和适应的 排热温度分布到给定的要求 如加热系统 原则上 大量 的可能的修改是可能的 包括压缩和膨胀的分期 分流量 使用内部热交换 和工作产生膨胀而非节流 洛伦岑 32 简述几种先进的热泵循环的 CO2 和电路 包括两个 阶段的周期 与内部的过冷度和膨胀机循环周期 为了减 小节流损失和适应的排热的温度分布 具有两个或两个以 上的压缩 节流阶段周期 内部换热 冷 和膨胀功回收 可以应用 对跨临界循环经济活力增强 利用高温热回收 例如 用于固定应用和加热 除雾在移动应用热水 降低在极端的环境温度 季节性的能量消费可能比使用传统 的制冷剂减少基线系统 CO2 与常规制冷剂的热容量的差异之间的特性 必须在 CO2 的基线系统的比较 考虑到 由于辅助加热要求的差异 可能会显着影响系统的能源效率 在这方面 系统的能量效 率的计算方法是加热系统的 COP 即热泵输出补充热量比 热泵能源使用加补充热量输入 通过减少需要补充热量的 CO2 热泵系统的 COP 往往高于基线 原因是 基线系统不保 持其加热能力较低的热源温度 更需要补充热量 在一般情况下 CO2 系统可以提供有效的热回收更多的 可能性 因为更高的温度下可以提供 在不同的系统之间的 比较 这个因素应该考虑通过加热和冷却的总能量需求的研 究 在风机和泵的功率要求的差异也应考虑 特别是由于空 气侧压降和空气的流动速率可能会有所不同 从而使风扇的 功率差异 在热泵系统采用二次流体电路比较 抽运功率是 不容忽视的 特别是如果一个直接蒸发 CO2 系统可以提供相 同的环境和人身安全 4 4 改进周期改进周期 理论上相同的选项可用在亚临界系统 但可采高温热量相 对小意味着 它通常是浪费 潜在的收益一般都比较大 在二 氧化碳系统 因此 在跨临界热泵许多选项存在反流的加热和 冷却模式与会议同时负载 该换向阀的位置是由内部热交换器 的存在进一步复杂化 必须作出决定的喜好与加热方式的反平 行流 4 1 4 1 内部热交换循环内部热交换循环 影响液体线 吸气热交换循环 COP 已经记录了各种常用的亚 临界循环 33 的制冷剂 两个抵消影响容量增加过冷度和功率 的增加 由于较高的吸气温度的结合产生了一些如制冷剂 R 22 和 R 134a 的其他热力学的好处 基姆 34 报道 内部的热交换 循环的应用有利于所有性能 R 22 R 134a 测试的流体 R407C R 32 134a 考虑到低压制冷剂过热 内部热交换器 然而 内部的热交换系统的整体效率的影响取决于工作流体和操 作条件 对于 R 22 和 R 134a 制冷剂 性能并没有改善时 热被 转移到低压两相制冷剂 由低过热度使吸气热交换器值表示 对共沸物 R407C 和 R 32 134a 性能在过热使吸气热交换器 小值甚至改进 该热交换利益之间的过冷高压液体和两相低压制 冷剂被假设在文献 35 但尚未量化和认证的进一步调查 在 实际的系统中可能有一些好处 由于较高的吸气温度提高了传热 没有引起过热 且有更高的压缩效率 CO2 的好处是巨大的 因为 COP 优化排气压力低内部热交 换器时 此外 内部热交换带来的能力和效率最大化的排出压力 紧密的结合在一起 创建使用不精确或简单的控制系统和战略机 遇 对跨临界循环演示如何在内部热交换器增加压缩机排气温度 因此从气体冷却器高侧抑制热