CO2跨臨界雙級(jí)壓縮帶中間冷卻器系統(tǒng)

田 華，馬一太，王洪利，李敏霞，王 偉

(1. 天津大學(xué)熱能研究所，天津 300072；2. 河北理工大學(xué)冶金與能源學(xué)院，唐山 063009)

CO2跨臨界雙級(jí)壓縮帶中間冷卻器系統(tǒng)

田 華1，馬一太1，王洪利2，李敏霞1，王 偉1

(1. 天津大學(xué)熱能研究所，天津 300072；2. 河北理工大學(xué)冶金與能源學(xué)院，唐山 063009)

對(duì)雙級(jí)壓縮系統(tǒng)中間冷卻器從理論上分析了帶中間冷卻器的雙級(jí)壓縮循環(huán)的性能規(guī)律．在給定的蒸發(fā)溫度和氣體冷卻器出口溫度下，系統(tǒng)存在最優(yōu)的壓縮機(jī)排氣壓力使得性能最優(yōu)；同時(shí)在每一個(gè)壓縮機(jī)排氣壓力下，也存在最優(yōu)的中間壓力使得系統(tǒng)性能最優(yōu)；對(duì)比選擇超臨界CO2和亞臨界CO2在管外、管內(nèi)的換熱及壓降關(guān)聯(lián)式，設(shè)計(jì)和模擬中間冷卻器．建立帶中間冷卻器的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)，通過(guò)實(shí)驗(yàn)探索此種雙級(jí)壓縮系統(tǒng)的規(guī)律，驗(yàn)證了帶中間冷卻器雙級(jí)壓縮系統(tǒng)最優(yōu)壓縮機(jī)排氣壓力和最優(yōu)中間壓力的存在以及在提高CO2跨臨界循環(huán)性能的作用．利用自行設(shè)計(jì)的中間冷卻器，在實(shí)驗(yàn)工況下，系統(tǒng)制冷性能系數(shù)可達(dá)2.5，制熱性能系數(shù)為3.5．

CO2；雙級(jí)壓縮系統(tǒng)；中間冷卻器；最優(yōu)中間壓力

近年來(lái)，在保護(hù)臭氧層和應(yīng)對(duì)全球變暖方面，國(guó)際社會(huì)采取了很多措施．為了進(jìn)一步保護(hù)臭氧層，2007年9月17日召開的《蒙特利爾議定書》第19次締約方大會(huì)[1]根據(jù)近年來(lái)臭氧層破壞及恢復(fù)的科學(xué)觀測(cè)數(shù)據(jù)，同意加速淘汰氫氯氟烴制冷劑(HCFCs)的生產(chǎn)與消費(fèi)．在解決全球氣候變暖方面，歐盟的EC842/ 2006氟氣體法規(guī)和2006/40/EC指令[2-3]，對(duì)全球變暖勢(shì)(globle warming potential，GWP)值大于150的工質(zhì)做出了明確的限制．為此，作為自然工質(zhì)，CO2因其環(huán)境友好性、理想的熱力學(xué)性質(zhì)、無(wú)毒、不燃和廉價(jià)等特性得到了廣泛的關(guān)注．

CO2臨界溫度較低(30.98,℃)，循環(huán)通常是在跨臨界條件下運(yùn)行，系統(tǒng)性能較低．為了提高跨臨界循環(huán)系統(tǒng)性能，采用雙級(jí)循環(huán)可降低排氣溫度(當(dāng)量冷凝溫度)和減少壓縮機(jī)耗功，從而提高系統(tǒng)性能[4-6]，文獻(xiàn)[7]指出雙級(jí)循環(huán)帶中間冷卻器制冷性能系數(shù)(coefficiency of performance，COP)和制熱性能系數(shù)(COPh)分別比基本循環(huán)提高9%和5.8%．在傳統(tǒng)制冷系統(tǒng)中，雙級(jí)循環(huán)一般應(yīng)用在大壓比的場(chǎng)合，雖然CO2跨臨界循環(huán)壓比不大(2～3)，但是其壓差很大(5～7 MPa)，這樣導(dǎo)致嚴(yán)重的泄漏和摩擦損失，致使壓縮機(jī)效率較低．因此，在CO2跨臨界循環(huán)中采用雙級(jí)壓縮技術(shù)可降低壓比和壓差，提高壓縮機(jī)的效率．

1 帶中間冷卻器雙級(jí)系統(tǒng)理論分析

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及熱力學(xué)分析

圖1給出了CO2跨臨界循環(huán)帶中間冷卻器的系統(tǒng)[8-9]．主要包括：自行改造的CO2單缸雙級(jí)壓縮機(jī)，低壓級(jí)吸氣壓力可為2.0～4.5,MPa，排氣壓力4.5～6.5,MPa，排氣溫度可達(dá)65,℃，高壓級(jí)吸氣壓力可為4.5～6.5,MPa，排氣壓力6.5～11.5,MPa，排氣溫度可達(dá)90,℃；套管式氣體冷卻器；殼管式蒸發(fā)器，雙管程單殼程，制冷劑在管內(nèi)流動(dòng)，異側(cè)進(jìn)出，冷凍水在殼側(cè)流動(dòng)；設(shè)計(jì)加工的中間冷卻器；2個(gè)CO2手動(dòng)節(jié)流閥，以及油分、氣分等附屬部件．各關(guān)鍵點(diǎn)布置溫度傳感器和壓力傳感器．其中，te,in和te,out分別為蒸發(fā)器中冷凍水的進(jìn)出口溫度；tgc,in和tgc,out分別為氣體冷卻器中冷卻水的進(jìn)出口溫度．在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)調(diào)節(jié)2個(gè)節(jié)流閥來(lái)實(shí)現(xiàn)設(shè)定的參數(shù)．

圖1 CO2跨臨界循環(huán)帶中間冷卻器系統(tǒng)Fig.1 System of CO2trans-critical cycle with inter-stage cooler

圖2為帶中間冷卻器CO2跨臨界雙級(jí)壓縮系統(tǒng)原理圖．在中間冷卻器中，從氣體冷卻器出來(lái)的流體一股經(jīng)節(jié)流閥1節(jié)流降溫后冷卻另一股高壓流體，被冷卻后的流體進(jìn)入節(jié)流閥2節(jié)流降溫，再進(jìn)入蒸發(fā)器吸收熱量，同時(shí)將低壓級(jí)壓縮機(jī)排出的高溫氣體冷卻至高壓級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)口狀態(tài)．當(dāng)系統(tǒng)高壓確定以后，CO2跨臨界雙級(jí)循環(huán)存在最優(yōu)中間壓力，對(duì)應(yīng)著最大性能系數(shù)．這種系統(tǒng)中，流經(jīng)高壓級(jí)壓縮機(jī)及低壓級(jí)壓縮機(jī)的制冷劑流量不同，但是可以根據(jù)熱平衡計(jì)算得出，系統(tǒng)的熱力計(jì)算過(guò)程如下[10]：

式中：m為質(zhì)量流量，kg/s；h為焓值，kJ/kg．

圖2 CO2跨臨界雙級(jí)帶中間冷卻器循環(huán)Fig.2 CO2trans-critical two-stage cycle with inter-stage cooler

1.2 系統(tǒng)性能分析

給出計(jì)算條件：①系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)條件下運(yùn)行，忽略換熱器及管道的壓降和熱損失；②壓縮機(jī)的效率取為70%，且保持不變；③過(guò)熱度為5,℃；④高壓流體通過(guò)中冷器盤管后的溫度比中間溫度高5,℃．

1.2.1 中間壓力的影響

圖3給出了系統(tǒng)性能隨中間壓力的變化關(guān)系．此時(shí)，高壓為8.6 MPa，氣體冷卻器出口溫度為35,℃，蒸發(fā)溫度為0,℃．可以看出，隨著中間壓力的增大，系統(tǒng)制冷COP和制熱COPh均先增大后減小，在某一壓力下取得最大值，即在一定的工況下，存在最優(yōu)中間壓力使得系統(tǒng)性能最優(yōu)．在圖3給定的工況下，系統(tǒng)在中間壓力為5.4,MPa時(shí)最優(yōu)，此時(shí)制冷COP為2.765，制熱COPh為3.765．計(jì)算表明，在不同的工況下均存在最優(yōu)中間壓力．

圖3 系統(tǒng)性能隨中間壓力的變化關(guān)系Fig.3 Variation of system performance with intermediate pressure

1.2.2 高壓壓力的影響

圖4給出了系統(tǒng)性能隨高壓級(jí)排氣壓力的變化關(guān)系．此時(shí)，氣體冷卻器出口溫度為35 ℃，蒸發(fā)溫度為0 ℃．圖4中各COP值均是在相應(yīng)的高壓級(jí)排氣壓力下的最優(yōu)值．可以看出，隨著高壓級(jí)排氣壓力的增大，系統(tǒng)制冷和制熱性能先增大后減小，存在最優(yōu)值，即雙級(jí)壓縮制冷循環(huán)也存在最優(yōu)高壓級(jí)排氣壓力使得系統(tǒng)性能最優(yōu)．在給定的蒸發(fā)溫度和氣體冷卻器出口溫度下，最優(yōu)高壓級(jí)排氣壓力為8.6,MPa．同時(shí)可以看出，當(dāng)高壓級(jí)排氣壓力低于最優(yōu)值時(shí)，其減小的速率高于壓力比最優(yōu)值大的情況．這再一次說(shuō)明CO2適合高壓的跨臨界運(yùn)行．在給定的計(jì)算工況下，最優(yōu)中間壓力為5.4,MPa；對(duì)應(yīng)的最優(yōu)中間溫度為17.69,℃；高低級(jí)壓縮機(jī)的壓比幾乎相等，分別為1.57和1.56；高低壓級(jí)壓差分別為3.1,MPa和1.9,MPa．排氣溫度分別為43,℃和53,℃．

圖4 系統(tǒng)性能隨高壓級(jí)排氣壓力的變化關(guān)系Fig.4 Variation of system performance with high-stage exhaust pressure

2 中間冷卻器的設(shè)計(jì)

2.1 模型的建立

中間冷卻器類型為單管徑螺旋式換熱器，直徑很小的銅管呈螺旋狀相互纏繞，組成CO2制冷劑管內(nèi)側(cè)放熱區(qū)，殼側(cè)底端并設(shè)有放油孔；較大的管-殼空間組成CO2制冷劑管外側(cè)吸熱區(qū)．這種設(shè)計(jì)方式，既能使CO2換熱空間里湍流換熱程度加強(qiáng)，同時(shí)又能減輕壁面潤(rùn)滑油的沉積．

中間冷卻器建模采用穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)微元模型，對(duì)每一個(gè)微元段按集中參數(shù)法建模，見(jiàn)圖5．在建模時(shí)作了4點(diǎn)假設(shè)：①穩(wěn)態(tài)運(yùn)行；②沿管子軸向?yàn)橐痪S流動(dòng)，且不存在熱傳導(dǎo)；③CO2制冷劑管內(nèi)和管外側(cè)換熱均勻、充分；④忽略熱損失．

圖5 CO2中間冷卻器微元Fig.5 Element of CO2inter-stage cooler

沿流動(dòng)方向?qū)⒅虚g冷卻器劃分n個(gè)微元，每個(gè)微元內(nèi)超臨界CO2與亞臨界CO2進(jìn)行逆流換熱，上一微元段的出口參數(shù)就是下一微元段的進(jìn)口參數(shù)．

式中：Δti為對(duì)數(shù)平均溫差；下標(biāo)1表示管內(nèi)，2表示管外，i表示第i段微元，in表示微元進(jìn)口，out表示微元出口．

式中：doil為油膜厚度；d1_cu為內(nèi)管厚度；d2_cu為外管厚度；λoil為油的導(dǎo)熱系數(shù)；λcu為管的導(dǎo)熱系數(shù)；h1為CO2的對(duì)流換熱系數(shù)；h2為水的對(duì)流換熱系數(shù)．

在設(shè)計(jì)中間冷卻器時(shí)，CO2管內(nèi)放熱測(cè)換熱系數(shù)選取文獻(xiàn)[11]等擬合的關(guān)聯(lián)式，即

式中：Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特?cái)?shù)；下標(biāo)pc表示臨界點(diǎn)．T＞Tpc，則a＝0.14，b＝0.69，c＝0.66，n＝0；T≤Tpc，則a＝0.013，b＝1.0，c＝-0.05，n＝1.6

式(13)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)平均誤差為1.6%，絕對(duì)平均誤差為12.7%，均方根誤差為20.2%．壓降公式采用文獻(xiàn)[12]壓降關(guān)聯(lián)式

式中：um為平均速度；D為管內(nèi)徑；L為管長(zhǎng)．

CO2管外吸熱側(cè)換熱系數(shù)選取Jung[13]等提出的關(guān)聯(lián)式

式中：下標(biāo)f表示飽和液；下標(biāo)g表示飽和汽；k為導(dǎo)熱系數(shù)；Db為管徑；q為熱率；A為體積面積；Tsat為飽和溫度；Tr為三相溫度；v為動(dòng)力黏度；α為熱擴(kuò)散率．

該關(guān)聯(lián)式計(jì)算值與試驗(yàn)測(cè)試值能夠很好吻合，平均誤差控制在7%以內(nèi)．壓降公式選取式(14)，選取文獻(xiàn)[12]推薦的摩擦因子

根據(jù)建立的模型，輸入中間冷卻器結(jié)構(gòu)參數(shù)，設(shè)定管內(nèi)超臨界CO2制冷劑和管外亞臨界CO2制冷劑的入口溫度以及流量等．通過(guò)迭代計(jì)算，當(dāng)設(shè)定值和計(jì)算值之間誤差在許可范圍內(nèi)時(shí)，分別輸出管內(nèi)和管外CO2制冷劑的出口狀態(tài)及換熱量等參數(shù)．

2.2 中間冷卻器的設(shè)計(jì)

通過(guò)計(jì)算機(jī)模擬計(jì)算，可得到表1所示中間冷卻器結(jié)構(gòu)尺寸和參數(shù)．圖6為根據(jù)計(jì)算結(jié)果加工的中間冷卻器．

表1 中間冷卻器的參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸Tab.1 Parameters and structural sizes of inter-stage cooler

圖6 中間冷卻器Fig.6 Inter-stage cooler

3 帶中間冷卻器系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)

圖7給出了高壓壓力對(duì)制冷COP和制熱COPh的影響．此時(shí)，冷卻水進(jìn)口溫度為(20.5±0.5) ℃，流量為(1.45±0.01) m3/h．COP和COPh的總體變化趨勢(shì)是隨高壓壓力升高而上升，在某一壓力下達(dá)到最大值，之后隨高壓壓力增加而下降．實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明制冷COP和制熱COPh在一定壓力下均出現(xiàn)極值情況．究其原因，在系統(tǒng)高壓壓力變化范圍內(nèi)，壓縮機(jī)最佳設(shè)計(jì)在某一壓力下，此時(shí)壓縮機(jī)效率最高，這與壓縮機(jī)本身設(shè)計(jì)有關(guān)，這也可從壓縮機(jī)性能變化曲線看出．在圖中實(shí)驗(yàn)工況下，制冷COP可達(dá)2.5，制熱COPh可達(dá)3.5．

圖7 系統(tǒng)性能隨系統(tǒng)高壓變化Fig.7 Variation of system performance with high pressure

圖8給出了制冷COP和制熱COPh隨中間壓力的變化情況．此時(shí)，冷卻水進(jìn)口溫度為(19.5±0.5) ℃流量為(1.50±0.01) m3/h．隨著中間壓力的增加，制冷COP和制熱COPh均呈增加趨勢(shì)，并在某一中間壓力下達(dá)到最大值，之后，隨中間壓力的繼續(xù)增加，二者開始下降．圖中對(duì)比表明，最大制冷COP和制熱COPh對(duì)應(yīng)的最優(yōu)中間壓力基本相同．在給定的試驗(yàn)條件下，對(duì)應(yīng)最大制冷COP和制熱COPh的最優(yōu)中間壓力基本相同，其值約為6.5,MPa．

圖8 系統(tǒng)性能隨中間壓力的變化Fig.8 Variation of system performance with intermediate pressure

理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)測(cè)試對(duì)比分析表明，二者反映的基本規(guī)律能夠較好地吻合．但是實(shí)驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)要低于理論值，這主要是因?yàn)槔碚撚?jì)算除考慮壓縮機(jī)效率外，做了很多理想假設(shè)來(lái)簡(jiǎn)化問(wèn)題，而實(shí)驗(yàn)測(cè)試還要受到摩擦、傳熱等諸多不可逆因素影響，實(shí)際壓縮機(jī)效率也不可能在任何工況下保持不變．另外，儀表誤差或是人為誤差等也會(huì)對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)產(chǎn)生不同程度的影響．

4 結(jié) 論

(1)對(duì)帶中間冷卻器雙級(jí)系統(tǒng)的理論計(jì)算表明，系統(tǒng)存在最優(yōu)的高壓壓力和最優(yōu)的中間壓力．并且在計(jì)算工況下制冷COP可達(dá)到2.7，制熱COPh可達(dá)到3.7．

(2)采用自行設(shè)計(jì)的中間冷卻器建立系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，實(shí)驗(yàn)表明系統(tǒng)制冷COP可達(dá)2.5，制熱COPh為3.5．

［1］ United Nations Environment Programme.Decisions Adopted by the Nineteenth Meeting of the Parties to the Montreal Protocol on Substances that Deplete the Ozone Layer[EB/OL]. http：//ozone. unep. org/，2007-09-21.

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CO2Trans-Critical Two-Stage Compression System with Inter-Stage Cooler

TIAN Hua1，MA Yi-tai1，WANG Hong-li2，LI Min-xia1，WANG Wei1
(1. Thermal Energy Research Institute，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2. College of Metallurgy and Energy，Hebei Polytechnic University，Tangshan 063009，China)

The performance of two-stage compression system with inter-stage cooler was studied theoretically. Atthe given evaporating temperature and outlet temperature of gas cooler，there exists an optimum discharge pressure of compressor, leading to the optimum performance. Meanwhile，under each discharge pressure of compressor，there also exists an optimum intermediate pressure. The inter-stage cooler was designed and simulated with the selected heat transfer and pressure drop correlation of super-critical and sub-critical CO2in or out of tube. A two-stage compression system with inter-stage cooler was established to study the rules of this system. The experimental results indicate that the two-stage compression system with inter-stage cooler has the optimum compressor discharge pressure and the optimum intermediate pressure, and that it can also improve the performance of CO2trans-critical system. By using the self-designed inter-stage cooler，the COP can reach 2.5 and COPh3.5 under the experimental condition.

CO2；two-stage compression system；inter-stage cooler；optimum intermediate pressure

TK121

A

0493-2137(2010)08-0685-05

2009-03-23；

2009-05-22.

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2007AA05Z262)；國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(50676064)．

田 華（1983— ），男，博士研究生，jeviwntian@tju.edu.cn.

馬一太，ytma@tju.edu.cn.