能源类外文翻译

1、 二氧化碳跨临界热泵循环的优化同时制冷和制热应用J. Sarkar, Souvik Bhattacharyya, M. Ram Gopal机械工程学系，印度理工学院，印度，克勒格布尔7213022003年5月2日收到，在2004年2月2日收到修改版;于2004年3月9日接收摘要：在这篇文章中将会介绍能量和物质的分析，以及一个跨临界二氧化碳热泵系统的优化研究。利用已开发的计算机代码，以获得亚临界和超临界的热力学和运送二氧化碳的性质。估计系统的各个组件的不可逆性，以及可能导致性能改进的措施。“公约”缔约方会议的趋势表明，这种系统是更适合高加热端温度和温和冷端温度的。已得出的最佳循环参数为这些相关提

2、供有用的指引，以获得最佳的系统设计和选择合适的工作条件。关键字：优化;热泵;二氧化碳;热力循环;高压;建模;热力学性质1.引言 早在1850年，二氧化碳蒸气压缩式制冷系统就获得专利，其次是其使用的几十年，主要集中在海洋应用。早期面临的几个问题主要是由于低临界二氧化碳为基础的低温系统。作为一个结果，相比于发明卤代烃制冷剂，二氧化碳是缓慢逐步淘汰制冷和空调应用阳离子。然而，相比发现对环境有害影响合成卤代烃制冷剂，二氧化碳是一种新的兴起天然制冷剂。 Lorentzen和佩特森1-3 Riffat的等4，通过他们的最新研究已经证明，在系统运行临界区，二氧化碳的临界温度低的问题可以有效地克服。这导致二氧

3、化碳跨临界循环冷凝器由气体冷却器来取代的发展。据发现，气体冷却器散热使用一个不同寻常的地方昼夜温差大滑翔提供了一些独特的可能性，如同时制冷和热水加热/蒸汽生产简单的控制能力等。一些理论和实验研究进一步激发以二氧化碳为基础的系统在不同应用中的兴趣。环境友好，价格低廉，容易获得，不易燃，无毒，兼容各种常见的材料，压实度由于高工作压力，二氧化碳作为制冷剂具有良好的输运性质和可再生性。过去的研究表明，以二氧化碳为基础的系统在在变频空调与热泵两个行业同时加热和冷却具有很大的潜力。Nekas做了广泛应用二氧化碳热泵报告5。Neksa6和yarrall等人7已进行了对跨临界二氧化碳热泵系统实验研究。一些制造

4、商（主要是日本）已经宣布计划将二氧化碳热泵热水器和一些实际上已推出的产品在市场上投放。虽然一些研究相关的系统性能分析和优化的报告810，这样的同时加热和冷却应用的系统理论优化研究是稀缺的文学。在本研究中，已进行了二氧化碳系统同时冷却和加热应用的第一及第二定律分析。评估二氧化碳在亚临界和超临界区域物理性质的计算机代码已经被开发出来。在此基础上，进行了的性能系数和能源利用效率方面的系统的优化。获得最佳的排气压力，与气体冷却器入口温度和性能系数在最佳条件的蒸发器和气体冷却器出口温度相关。2. 热力学性质评估 在基于对二氧化碳热力学性质的实验数据的亥姆霍兹能源方程研究的基础上，Span and Wag

5、ner 11已经开发出一种新的基本方程的形式。基于这一开创性的计算机代码的“CO2PROP”评估二氧化碳热力学性质已经发展到了在亚临界和超临界区域。该代码采用的技术是在亥姆霍兹自由能函数基础上衍生出来的。有效的迭代程序已被用于预测各种状态属性。根据状态方程的计算，一个比较系统发布的属性表11最多可产生0.1的偏差。值得一提的是，本代码比目前一些可用的商业软件代码在临界点周围区域的表现更好。3. 过程分析和模拟 一个简化的二氧化碳加热和冷却系统草图的主要部件如图1所示。相应的温-熵图，如图2所示，它是采用热力学属性代码CO2PROP绘制的。如图所示，在内部热交换器里，饱和蒸气在状态6到状态1处于

6、过热状态，然后在压缩机压缩到状态2。处在状态2超临界二氧化碳通过气体冷却器向外部流体排热被冷却到状态3，（有效的加热效果）。不同于冷凝器，气体冷却器的散热需要有温度的滑移.从状态3到4二氧化碳在高压下进一步在内部热交换器中被冷却。经过换热器后，二氧化碳通过膨胀机膨胀至状态5，这是蒸发器入口。制冷剂的变化，因为它在蒸发器中蒸发提取热量从外部流体（有用的冷却效果）5日至6的状态。图。 2，进程1-2S是一个熵压缩过程，而过程1-2是实际压缩过程。下面的过程2-3的虚线代表外部流体上述蒸发过程中的加热和虚线表示外部冷却液。整个系统遵循已在模版基础的能源平衡系统的各个组成部分产生的守恒方程。稳态的能量

7、方程式根据热力学第一定律的方程受雇于每一种情况和使用特定的能源数量。分析已作出以下假设：1 与周围环境的热传输可以忽略不计。 2 一直被认为是单相换热外部流体。3 是绝热的，但非绝热压缩过程。4 蒸发过程是恒压。(i)蒸发器的制冷效果（ii）气体冷却器的效应（iii）压缩机的输入功（iv）内部热交换器的能量平衡（v）整个系统的能量平衡（vi）气体冷却器与外部被加热液体的能量平衡（vii）蒸发器与外部被冷却液体的能量平衡内部换热器的效率是：它可以指出，即使分析会完全是相同的其他类型压缩机，但是上述相关的是一特定类型的压缩机。尽管真正的系统可以有压缩机等熵效率依赖于过热度，但这种相关性是独立的过热

8、。3.1 可用能量分析每个已执行的可用能量分析的基本稳定系统的组成部分状态方程：系统净可用能量传递=传热的可用能量传递+工作转移的可用能量传递+可用能量的流量改变（i）压缩机的不可逆（ii）膨胀过程的不可逆（iii）内部换热器的不可逆（iv）在蒸发器里总的可用能量的改变由于忽略了不可逆性的压降，蒸发器的不可逆是：蒸发器输出的有用能量是外部流体的热力学平均温度（v）在气体冷却器中总的有用能的变化不可逆性的百分比已估计代表各组分整体系统的不可逆性和给予完全不可逆性系统的个组件不可逆性的速率。以上提出的热力学分析，成熟的模拟代码。此代码综合属性的代码CO2PROP计算相关的热力学参数。4、最佳流量压

9、力研究8,9,12表明，空气冷却压力和非单调性对跨临界二氧化碳系统的性能系数有显著影响。因此存在一个最佳压力系统产量的最好性能系数和最大性能系数条件下设计一个跨临界二氧化碳周期对应的最佳操作认识。气体冷却器出口温度是取决于外部流体的入口温度，因此，在任何排放压力下，冷却器出口温度将被固定在一定的流体入口条件。存在一个固定的最佳压力冷却器出口温度可以由以下参数确定。以1-2-3-4-5-6-1（图3）为一周期，加热模式的性能系数：由于二氧化碳的特有性能周围的临界点、超临界点、斜坡等温线为一个特定的压力范围相当平缓；其他方面的压力高于和低于此范围内，等温线相当陡峭。随着压力的增加，h3增加量明显大

10、于h2，如图3，这导致在改进的性能系数值可由式（26）观察。在一个特定的压力下，性能系数达到一个最高值和相应的压力是称为周期的最佳压力。随着压力的进一步增加，h3没有超过h2的必要产物，并且性能系数开始下降。压力范围等温线相当平坦，这有利于增加不同冷却器出口温度的性能系数。因此，气体冷却器出口温度担当着决定最佳周期的有力角色。5 结果与讨论二氧化碳的加热和冷却系统性能系数，火用效率，各项工作流体冷热两端的温度和压力和不可逆转分数的各个组件是重要的设计和性能参数。这些参数相应的绘制说明各种性能趋势和最佳操作点。二氧化碳系统的性能研究同时加热和冷却的应用是在加热和冷却的性能系数基础上的评估，在各种

11、操作条件下的评估，压缩机排气压力以0.5 bar的速率逐步增加。结果显示组合系统的性能系数，是简单的加热和冷却方式的性能系数。最大的系统的性能系数显示，相应最佳的各种冷却器出口温度为35的温度排气压力变化和60的换热器内部的热量成效图如图4。在蒸发器温度由-10上升到10，系统性能系数急剧增加记录同比增长超过75。然而，最佳的压力蒸发温度变化是显着的要少得多。虽然实验结果表明，随着蒸发器温度的增加，最佳的压力增加是由于在冷却器出口温度增加，这里最佳排出压力呈现出不同的性质是由于在冷却器出口温度的约束。正如前面所说，由于在不同性质的等温线超临界地区，性能系数达到较低的蒸发温度排放压力的较高最大值

12、如下图4所示。在本研究中，被发现影响系统内部换热效率的性能系数和最佳压力是微不足道的。同在冷却器出口温度变化的有效性35和蒸发器温度0，可以忽略不计最大的性能系数和最佳的压缩机排气压力所发生的变化。因此，内部散热性能换热器性能在低系统优化的较小影响和适度的气体冷却器出口温度。如前所述，在冷却器出口的变化温度上产生重大影响的优化设计条件。最大的系统性能系数急剧增加伴随冷却器出口温度的下降是显而易见的，如图5。蒸发温度为0和60的内部热交换效力，系统的性能系数几乎增加了一倍，出口温度由50下降至30和相应所需的最佳压力从122bar下降到74bar。图11代表所有的不同的不可逆降压部件在蒸发器指定

13、零摄氏度的条件下具有不同的百分比，气体冷却器入口的温度在35摄氏度并且内部热交换器的效率在60%。据研究，不可逆性对换热效率的影响比较小。可能观察的到，蒸发器和冷凝器曲线性质的不同是由于两种不同的假设。附近最佳的排气压力是在压缩机和蒸发器不可逆性最大时但是却在气体冷却器不可逆性最小的时候。随着排气压力的增加，空气冷却器不可逆性的增加时由于有效温差在气体冷却器和热交换器中不同并且蒸发器不可逆性的减少时由于蒸发量的增加。压缩机的不可逆性主要取决于压缩机的等熵效率，因此适当的压缩机设计可以减少这种不可逆性。为了减少蒸发器的不可逆性，蒸发器的换热装置被设计成这样，流体之间的温差尽可能保持的很小。可以看

14、出，在所有部件中膨胀阀的不可逆性的百分比是最高的。因此，存在这样一个机会通过用涡轮代替等焓膨胀阀从膨胀过程中提取功（至少要在大容量系统中）。对于最佳的系统优化，能量和用流的每单位工作的投入（或100%）在蒸发温度为280K，冷却器出口温度在310K，内部热交换器的效率为80%，最佳排气压力为90bar，环境温度为300K，如图12所示。能量流图表示COP值为8.08。如前所述，通过膨胀装置的拥损比较大是由于在两边的压差比较大同时也是由于二氧化碳独特的性质，在临界点附近的熵及其性质的突然改变（如压力突然从超临界下降至临界）。在内部换热器的拥损大概在4%。在上述条件下，与气体冷却器相比蒸发器的不可

15、逆性更大，这是因为在现有的蒸发器中存在着比气体冷却器更大温差。6 结论 系统模型和跨临界二氧化碳计算机仿真同时加热和冷却的内部热交换器系统已经开发出来。在系统的优化和结果的基础上，可以得出以下结论。1、 蒸发器温度效果和气体冷却器出口温度相比，更加突出在优化内部的热量交换效力系统的条件。2、 该系统可有效地用于工艺厂的地方从100加热到140（由于昼夜温差大滑行的气体冷却器）和同步冷却/冷凝的需要。通常情况下，传统制冷剂是不能够提供在这些级别的输出。3、 最佳工艺条件的分析表明，低或中等温度加热系统更经济，不仅是由于系统的性能系数高，也是由于较低的最佳排气压力（低工作压力比）。这样一个系统将良

16、好表现在外部流体入口温度较低。然而，它有可能增加高温加热在性能系数的费用。尽管性能系数低，设计等应用系统是值得的，因为传统的制冷系统不提供这种高温加热。因此，权衡高性能系数，高出口温度和过热成本。4、 在本研究中所选择的条件，由于温度差异与通过气体冷却器压降的不可逆性相比是微不足道的。因此，所有换热器的设计必须涉及两者之间使较低的温度差异流体的产生比第二定律效率高，尽管这也将导致热交换的笨重，造成在更高的重量，成本和压力损失。5、 最佳循环参数的表达已经成熟和为优化系统设计和选择合适的经营状况提供了有益的指导方针。参考文献：1 G. Lorentzen, J. Pettersen, A new

17、, efficient and environmen-tally benign system for car air conditioning, Int J Refrig 16(1993) 4 12.2 G. Lorentzen, Revival of carbon dioxide as a refrigerant, Int J Refrig 17 (1994) 292 300.3 G. Lorentzen, The use of natural refrigerant: a complete solution to the CFC/HCFC predicament, Int J Refrig

18、 18 (1994)190 197.4 S.B. Riffat, C.F. Alfonso, A.C. Oliveira, D.A. Reay, Natural refrigerants for refrigeration and air-conditioning systems, Appl Therm Engng (1996) 33 41.5 P. Neksa, CO2 heat pump systems, Int J Refrig 25 (2002) 421 427.6 P. Neksa, H. Rekstad, G.R. Zakeri, P.A. Schiefloe, CO2 heatp

19、ump water heater: characteristics, system design and experimental results, Int J Refrig 21 (3) (1998) 172 179.7 Yarral MG, White SD, Cleland DJ, Kallu RDS, Hedley RA.Performance of a transcritical CO2 heat pump for simul-taneous refrigeration and water heating. 20th International Congress of Refrigeration, IIR/IIF, Sydney; 1999.8 F. Kauf, Determination of the optimum high pressure for transcritical CO2