CO2制冷循环课件

制冷与低温技术原理,戴源德,南昌大学机电学院动力工程系热能与动力工程研究所2009.8.01,第3章蒸气压缩式制冷,3.6多级蒸气压缩制冷循环,采用单级压缩式制冷循环，在常温冷却条件下能够获得的低温程度有限。制约因素：单级压力比和排气温度。对往复式容积压缩机，增大工作温度范围导致：因存在余隙容积，极限是容积效率下降为0；不可逆损失增加，造成制冷量和COP降低；排气温度上升，超过允许限值。从运行经济性和可靠性综合考虑，对氟利昂类单级压力比不得超过10，氨类单级压力比不得过8。,3.6.1两级压缩制冷的循环形式,对回转式容积压缩机，单级压力比增大不至太多影响容积效率，但排气温度过分升高是不允许的；对离心式压缩机，通常单级压力比只能达到34.当热汇与热源的温差超过允许压力比时，解决的办法是采用分级压缩、中间冷却。两级压缩制冷循环：蒸发压力提高到中间压力，冷却，然后再提升到冷凝压力。中间冷却分为完全冷却与不完全冷却。,一次节流中间完全冷却循环；两次节流中间完全冷却循环；一次节流中间不完全冷却循环；两次节流中间不完全冷却循环。就循环的经济性而言，两次节流优于一次节流；但一次节流更具实际意义，被广泛使用：供液压差大，可实现远距离供液或高层供液；只用一只节流阀，系统简化；阀前后压差大，节流前液体过冷度大，不易闪蒸。,3.6.1两级压缩制冷的循环形式,两种典型的两级压缩制冷循环,一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环；一次节流中间不完全冷却的两级压缩制冷循环。,3.6.2两级压缩制冷的系统流程与循环分析,1.一次节流中间完全冷却的两级压缩制冷循环,2.一次节流中间不完全冷却的两级压缩制冷循环,3.6.3中间压力的确定,设计时，按COP最大原则确定，为最佳中间压力；经验公式法作图法对已设计好的两级压缩机，按实际高低压缩机的理论输气量之比值，并结合作图法来确定中间压力。所谓的“单机双级压缩机”。实际选配压缩机时，可先根据高低压力的比例中项来假定中间压力，然后在其附近取值进行热力计算，得到最大COP对应的中间压力即最佳中间压力。,以获取最大制冷系数的中间压力为原则；以这种原则确定的中间压力称之为最佳中间压力。（在工程设计时，可通过选择几个中间压力进行试算以确定最优值。）以高低压缩机压缩比相等为原则（虽然制冷系数不是最大，但压缩机气缸工作容积的利用程度高，较实用）。,中间压力选取的原则：,3.6.4两级压缩制冷机的变工况特性,冷凝温度升高或蒸发温度降低，使整个循环的工作温差增大，造成制冷量和COP下降。压缩机启动时，通常先启动高压级压缩机，等蒸发压力降到一定程度后再启动低压级压缩机。,3.7复叠式制冷循环,对于采用氨、R22等中温制冷剂的压缩式制冷系统，即使采用多级压缩，但能够到达的最低蒸发温度仍有一定的局限：,蒸发温度必须高于制冷剂的凝固点（如：氨的凝固点为77.7C）；制冷剂蒸发温度过低，其相应的蒸发压力也很低。当蒸发压力低于0.10.15bar时，外界空气易渗入系统，严重影响系统的正常运行（如：氨在蒸发温度为65C时，pk=0.156bar）;蒸发压力很低时，制冷剂气态比容很大，单位容积制冷功率很小，要求压缩机的体积流量很大。,3.7复叠式制冷循环,因此，为获得60以下的低温，需采用低温制冷剂（凝固点低，沸点也很低），如R13、R14等(R13的凝固点为-181C，沸点为-81.4C；R14的凝固点为-184.9C，沸点为-127.9C)。但这类制冷剂的临界温度很低，采用一般冷却水，存在以下局限：,由于水温接近其临界温度，使气态制冷剂难以冷凝；即使冷凝，由于接近临界点，不但冷凝压力高，而且比潜热小，因而制冷效率也很低。,为降低冷凝温度，需采用另一台制冷装置为其冷凝器提供冷源，与之联合运行，即所谓的复叠式制冷循环。,3.7复叠式制冷循环,为获得更低的蒸发温度，通常指-60以下，则必须采用复叠式制冷系统。复叠式制冷系统将总的制冷循环温差分割成2个或多个区段，每个区段用性质相宜的制冷剂循环。例如，高中温制冷剂承担高温区段的制冷，低温制冷剂承担低温区段的制冷。中间的换热器既是二元复叠式制冷系统中低温子系统的冷凝器又是高温子系统的蒸发器，可称为蒸发冷凝器。书P132图3-48为三元复叠制冷系统。复叠温差（即蒸发冷凝器的传热温差），设计取值一般为510。,3.7.1复叠式制冷系统与循环,3.7.2复叠式制冷系统的设计和运行,通常，压缩式复叠式制冷系统高温部分选用中温制冷剂，如氨、丙烷或R22等；低温部分则选择低温制冷剂，如R23、R14、CO2等。按各子系统压力比大致相同来决定复叠温度为好，可以保证各压缩机容积效率较高；复叠温差的设计取值一般为510，复叠温度越低，复叠温差越应取小值。由于复叠式制冷系统所用的低温制冷剂，蒸发器出来的气体温度与环境温差很大，导致有害过热太大，同时压缩机希望在常温下工作，吸气温度不宜低于-30，为此，要用回热器使吸气过热成为有用过热。,复叠式压缩制冷系统的特点,两台制冷机联合运行，高温级制冷机的蒸发器为低温级制冷机的冷凝器提供冷源；为确保低温级的所需冷凝温度，高温级制冷机的蒸发温度需低于低温级冷凝温度35C；复叠式制冷循环既保留了中、低温制冷剂各自的优点，又克服了它们不足，使制取很低的温度成为可能。(深冷),启动与防止停机时低温子系统超压的措施,启动时，应先启动高温子系统，待其蒸发温度降低到足以保证下一级子系统的冷凝压力不致超过限制值时，再启动下一级子系统。对于大型制冷机，长期停机，应将低温制冷剂抽出放到高压钢瓶中保存；短期停机，可通过自动控制方法使高温子系统间隙运行来确保制冷机的安全；对于小型复叠式制冷机，可附加膨胀容器来防止低温子系统超压。,3.8CO2制冷,制成干冰，利用干冰升华制冷；用CO2作制冷剂，通过制冷循环实现连续制冷。,3.8.1跨临界制冷循环,亚临界循环：对于高温与中温制冷剂，在普通制冷范围内，制冷循环的冷凝压力远低于制冷剂的临界压力，称之为亚临界循环。(为目前制冷、空调领域广泛应用的循环形式),基本概念,跨临界循环：一些低温制冷剂在普通制冷范围内，利用冷却水或室外空气作为冷却介质时，压缩机的排气压力（或冷凝压力）位于临界压力之上，而蒸发压力位于临界压力之下，此类循环称之为跨临界循环。,近临界制冷循环,CO2临界点温度为31，处于常温范围，若按一般制冷机的常温冷却条件，则其高压侧将接近临界点。因此，CO2的单级制冷循环处于临界点附近，为近临界循环或跨临界循环（当冷却介质为温度较高的空气时）。,在1930年以前，采用CO2(R744)制冷剂的跨临界制冷循环在船用及民用制冷领域曾作出过重要的贡献；其主要缺陷在于压缩机的工作压力很高、材料耗费严重、安全性较差。1990年代以后，由于氟利昂对环境的破坏作用，开始积极寻找无污染的替代制冷剂，CO2被人为是最具潜力的长期替代物。,CO2跨临界循环仍属于蒸气压缩式制冷循环的范畴，其循环原理及压焓图如下图所示。,循环原理图,压焓图,CO2跨临界制冷循环,CO2跨临界制冷循环与常规亚临界循环的异同,与亚临界循环相同，蒸发温度亦低于临界温度，吸热过程在亚临界条件下进行，主要依靠液体蒸发来完成；压缩机排气压力却高于临界压力，制冷剂蒸气在超临界区定压放热，与常规亚临界状态下的冷凝过程不同，换热过程依靠显热交换来完成。此时高压端热交换器不再称为冷凝器，而称之为气体冷却器；跨临界制冷循环的热力计算与常规亚临界制冷循环完全相同。,目前，制冷、空调、热泵热水器等设备若采用CO2为制冷剂，基本上都采用跨临界制冷循环方式。,CO2近临界循环压焓图,参见书P138,与亚临界循环一样存在制冷剂冷凝，只不过对于给定的蒸发温度，单位制冷量很小。而随着冷凝温度的上升，点3沿饱和液体线移动到临界点，并进而变成跨临界制冷循环，如书P138图3-53所示。在超临界条件下循环的独特之处在于：可以通过提高高压侧压力的方法来增大单位制冷量和COP。,3.8.2CO2跨临界循环的应用装置,1.CO2汽车空调最早，在欧洲一些国家的公交车上得到示范应用，随后，我国也对其开展了多年的研究，比较代表性的为天津马一太教授为首的研发队伍，已经取得阶段性研发成果。该系统组成及工作原理参见书P139，所设置的低压储液器/分离器和回热器对于保证系统正常工作很有必要。该跨临界系统是在临界点附近循环，高压气体不发生凝结，而且系统的压力很高，但高低压的压力比小。,低压储液器/分离器和回热器的作用,允许蒸发器供液有一定过量，并能增强蒸发器传热；收回或发送系统中多余的制冷剂，调节高压侧压力；保持系统内有足够的制冷剂液体量，满足不同工况的流量需求，并且补偿不可避免的制冷剂泄漏损失；保证压缩机回油；在高环境温度下装置怠速运行时，避免系统超压。,目前在日本已经进入推广应用阶段。采用常规的凝结排热的空气源热泵循环方式，如果要求加热热水的温升较大时，则由于定温排热与被加热流体的温升的不匹配，需要额外消耗相当多的功率。而当要求加热水的温升较大时，采用CO2单级压缩热泵系统，则很容易达到温升4050K的要求，且比传统热泵功率消耗少40%，COP获得改善。当要求加热水的温升较小时，单级CO2系统的COP会下降，此时可以用分级压缩解决该问题。例如，一个两级压缩的CO2热泵热水器将水温从35加热到60，适用于温带地区冬季供暖装置。,2.CO2热泵热水器,液态CO2在三相点压力以下时，无法以稳定相态存在。当容器中的液态CO2降压、逸出大气中时，即经历了绝热膨胀过程，变成雪状固体与蒸气的两相混合物。大气压低于CO2的三相点压力之故。节流膨胀是制取干冰的常用方法。应使节流前的CO2比焓尽可能小。如果被处理的原料气为常压，需要通过多级压缩才能将其