有內(nèi)部熱交換器的住宅空調(diào)系統(tǒng)CO性能的實(shí)驗(yàn)分析研究

1、基于有內(nèi)部熱交換器的住宅空調(diào)系統(tǒng) CO 2性能的實(shí)驗(yàn)研究Y.B.Yao,Y.L.He,W.Q.Tao,Z.G.Wu動(dòng)力工程多相流國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，陜西西安 710049，中國(guó)摘要:擁有內(nèi)部熱交換器的跨臨界C02住宅空調(diào)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)建立后，工況對(duì)于系統(tǒng)性能系數(shù)的影響也隨之被測(cè)定。結(jié)果表明，蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)氣口參數(shù)對(duì) COP 影響很小；在所研究的蒸發(fā)器 側(cè)進(jìn)氣口及速度區(qū)域 C0P 增長(zhǎng)幅度分別低于 6%、4%。氣體冷卻器側(cè)進(jìn)口參數(shù)及系統(tǒng)蒸發(fā) 溫度是影響COP的主要因素。當(dāng)氣體冷卻器側(cè)進(jìn)口溫度從325C漲至37C, COP會(huì)降低20%。由此基于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，節(jié)流損失及其對(duì) C0P 的

2、影響會(huì)得到分析。雖然內(nèi)部熱交換器會(huì) 減小跨臨界循環(huán)的節(jié)流損失，節(jié)流過(guò)程仍然有 5%的制冷損失，這導(dǎo)致了系統(tǒng) COP 降低 20%。氣體冷卻側(cè)性能越好節(jié)流損失越小，另外系統(tǒng)蒸發(fā)溫度的提高可以降低節(jié)流損失。 最后提供了對(duì)于下一步研究的一些建議。關(guān)鍵詞：C02制冷劑，跨周期，性能系數(shù)，節(jié)流損失1、 介紹近幾十年中， CFC 及 HCFC 制冷劑的泄漏導(dǎo)致臭氧層耗竭及溫室效應(yīng)影響越來(lái)越嚴(yán)重。 代替 CFC 及 HCFC 的天然制冷劑的使用已經(jīng)有很多大學(xué)、研究機(jī)構(gòu)、公司進(jìn)行調(diào)查研究。 在天然制冷劑當(dāng)中，例如二氧化碳、氨、烴、空氣及水，二氧化碳擁有獨(dú)特的熱物理特性， 比如它的低粘度，高熱容量以及優(yōu)秀的熱傳

3、導(dǎo)系數(shù)。同時(shí)，C02臭氧消耗潛能值為0,極低的GWP值，并且價(jià)格低廉。所以在眾多天然制冷劑中，CO2是優(yōu)秀的替代品。自從 Lorentzen 和 Pettersen 提出用于移動(dòng)制冷設(shè)備的CO2 跨臨界循環(huán),對(duì)于不同制冷劑人們進(jìn)行了許多研究，空調(diào)和熱泵系統(tǒng)采用CO2作為制冷劑。在實(shí)驗(yàn)調(diào)查中，以 CO2作為工作流質(zhì)的空調(diào)系統(tǒng)的性能可參 2-4;以CO2為工作流質(zhì)的空氣-水熱泵系統(tǒng)的性能可參5- 10商業(yè)及商場(chǎng)制冷系統(tǒng)對(duì)于 CO2的應(yīng)用則在11-14有著理論及實(shí)際的分析。在理論分析當(dāng)中，斯里尼瓦桑等人15運(yùn)用新的國(guó)家基本方程對(duì)于CO2蒸汽壓縮制冷循環(huán)進(jìn)行了分析。Fartaj等16則根據(jù)熱力學(xué)第二定

4、律研究影響CO2汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)性能的因素。薩卡等17則提出了火用分析以及對(duì)于基于熱泵循環(huán)同時(shí)進(jìn)行加熱冷卻應(yīng)用的CO2跨臨界循環(huán)的優(yōu)化。Chen和Gu等18對(duì)擁有內(nèi)部熱交換器的 CO?跨臨界制冷系統(tǒng)的理論分析及仿真 工作進(jìn)行計(jì)算。Rigola等19為研究CO2跨臨界制冷系統(tǒng)和傳統(tǒng)的亞臨界制冷周期進(jìn)行了數(shù) 值模擬和實(shí)驗(yàn)比較。在組件設(shè)計(jì)和研究中，馬德森等20從實(shí)驗(yàn)及理論上探討了毛細(xì)管對(duì)于跨臨界CO2制冷系統(tǒng)的影響。Agrawal和Bhattacharyya21對(duì)在跨臨界CO2熱泵循環(huán)的非絕熱毛細(xì)管進(jìn)行了 數(shù)值研究以及氣體冷卻器溫度、蒸發(fā)器溫度、毛細(xì)管內(nèi)徑對(duì)于其影響。上述文獻(xiàn)中顯示有很多研究已經(jīng)在汽車(chē)空

5、調(diào)系統(tǒng)、熱泵系統(tǒng)和商業(yè)用作制冷劑的制冷 系統(tǒng)及其部件上進(jìn)行。 但是對(duì)于廣泛應(yīng)用于當(dāng)前住宅的以 做制冷劑及有 鰭管式熱交換器的 空調(diào)系統(tǒng),這方面的報(bào)告卻很少。定義C0P性能系數(shù)希臘字母h比焓，J/kg節(jié)流損失I水潛熱，J/kg下標(biāo)m質(zhì)量流量，kg/sa空氣P壓縮機(jī)輸入功率，wr制冷劑Q傳熱能力，wh節(jié)流過(guò)程S具體熵，J/（kg kS絕熱膨脹過(guò)程T溫度，CW絕對(duì)濕度另一方面，跨臨界 C02循環(huán)的節(jié)流損失比傳統(tǒng)亞臨界循環(huán)節(jié)流損失大得多。節(jié)流損失 可由膨脹機(jī)恢復(fù)，膨脹機(jī)可以在很大程度上提高跨臨界二氧化碳系統(tǒng)的性能23。然而，由于膨脹機(jī)復(fù)雜的配置和低效率，目前一般采用內(nèi)部熱交換器降低跨臨界C02循環(huán)系統(tǒng)

6、的節(jié)流損失。在本文中，我們建立了翅片管式熱交換器跨臨界C02循環(huán)住宅空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)體系。我們對(duì)于工況對(duì) C02系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。然后根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，我們可以對(duì)跨 臨界循環(huán)的節(jié)流損失、接力損失對(duì)于系統(tǒng)性能的影響以及工況對(duì)于節(jié)流損失的影響進(jìn)行分 析。2、實(shí)驗(yàn)設(shè)備圖1展示了跨臨界 C02住宅空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)體系。其中包括了制冷劑循環(huán)及空氣循環(huán)。 制冷齊U循環(huán)包括壓縮機(jī)，油分離器，氣體冷卻器，內(nèi)部熱交換器，電子膨脹閥，蒸發(fā)器， 接收器等。連接系統(tǒng)的測(cè)試儀器有溫度變送器T,規(guī)格：）.2C），絕對(duì)壓力傳感器 規(guī)格:）.075%），微分壓力傳感器 規(guī)格：0.075%）以及微動(dòng)質(zhì)量流量計(jì) 制冷劑側(cè)換熱

7、能力：Qr=m rAh這里Aha是進(jìn)出口空氣焓差值； W是絕對(duì)濕度差；是制冷劑焓差。 性能系數(shù)(5節(jié)流循環(huán)的制冷量可以由如下表達(dá)：(6Q4h-1=m(h1-h4h理想膨脹循環(huán)的制冷量如下表示:(7Q4s-i=m(h i-h4s相對(duì)節(jié)流損失定義如下: =(8節(jié)流循環(huán)的COP :=(9理想膨脹循環(huán)COP :=(10顯然，節(jié)流過(guò)程中的能量損失即是制冷量的損失。因此，節(jié)流損失可以通過(guò)節(jié)流循環(huán)及理 想膨脹循環(huán)制冷量的對(duì)比分析得到。圖12展示了有內(nèi)部熱交換器的節(jié)流損失。X-軸是節(jié)流循環(huán)的制冷量 Y-軸是理想循環(huán)的制冷量。由圖可知膨脹循環(huán)的制冷能力約比節(jié)流循環(huán)高5%。所以內(nèi)部熱交換器雖然可以減小跨臨界循環(huán)的

8、節(jié)流損失，但節(jié)流過(guò)程仍有5%的冷卻能力虧損。節(jié)流損失對(duì)于系統(tǒng) COP的影響如圖 13所示。X-軸是節(jié)流循環(huán)的 COP值， Y-軸是膨脹循環(huán)的 COP值。有圖可以 看出膨脹循環(huán)的COP值總會(huì)比節(jié)流循 環(huán)的COP值高出20%，這意味著節(jié)流 過(guò)程的能量損失造成了約 20%的COP 降幅。楊等人的研究成果24 表明，沒(méi)有 內(nèi)部熱交換器節(jié)流損失會(huì)造成33%的COP虧損。因此內(nèi)部熱交換器可以減少 由節(jié)流損失造成的 COP損失，但在跨 臨界循環(huán)過(guò)程中還是會(huì)有 20%的COP損失。圖11、CO2跨臨界循環(huán)的T-S曲線電子膨脹閥帶來(lái)的節(jié)流損失會(huì)使制冷量減少5%,相應(yīng)的COP會(huì)降低約20%。為了提高跨臨界循環(huán)系統(tǒng)

9、的 COP值及制冷量，節(jié)流過(guò)程的能量損失必須降低。在下面的章節(jié)，我 們對(duì)工況對(duì)于節(jié)流損失的影響進(jìn)行了分析。4.2氣體冷卻器側(cè)進(jìn)氣口溫度對(duì)節(jié)流損失的影響氣體冷卻器側(cè)進(jìn)氣口溫度對(duì)節(jié)流損失的影響如圖14所示。Y-軸如公式8定義的節(jié)流損失的百分比，相關(guān)工況如表1案例3所示。隨著進(jìn)口溫度的提升，制冷劑及空氣溫差減小，這導(dǎo)致惡化制冷能力使制冷劑及氣體冷卻器出口和膨脹閥入口溫度增加。因此節(jié)流損失幾 乎與氣體冷卻器側(cè)進(jìn)口溫度的增加而線性增加。4.3氣體冷卻器側(cè)進(jìn)口速度對(duì)于節(jié)流損失的影響29Ci：亠 2BOCilW313? 3J 3435 X 3714.氣體冷卻器側(cè)空氣進(jìn)口溫度對(duì)節(jié)流損失的影響空氣進(jìn)口溫度C)圖

10、12.擁有內(nèi)部熱交換器的跨臨界循環(huán)節(jié)流損失圖4 0COP(.flx/aE4.44. s J空氣進(jìn)口速度m/s)圖13.節(jié)流損失對(duì)COP的影響圖15氣體冷卻器側(cè)空氣進(jìn)口速度對(duì)節(jié)流損失的影響圖15展示了氣體冷卻器側(cè)空氣進(jìn)口速度對(duì)于節(jié)流損失的影響。額定工況見(jiàn)表1案例4。隨著空氣進(jìn)口速度的提升，氣體冷卻器的熱交換性能提高，隨之導(dǎo)致氣體冷卻器制冷劑出 口溫度及膨脹閥入口溫度降低。所以跨臨界循環(huán)的節(jié)流損失隨著氣體冷卻器側(cè)空氣進(jìn)口速 度的提高而降低。但是降低幅度隨著速度的進(jìn)一步提升而減緩。由圖14、15可以看出，制冷效果直接影響到了節(jié)流損失，制冷效果越好，節(jié)流損失越低。4.4蒸發(fā)溫度對(duì)于節(jié)流損失的影響蒸發(fā)溫

11、度對(duì)于節(jié)流損失的影響如圖16所示。額定工況見(jiàn)表 1案例5.膨脹閥進(jìn)出口壓差隨著蒸發(fā)溫度的提高而降低，這導(dǎo)致回收功降低。所以說(shuō)，蒸發(fā)溫度的提高會(huì)導(dǎo)致能量損 失的降低50斗 A亠.丄d亠丄亠亠1.亠4亠-亠-,，-亠-亠丄-亠.T0.010.5 1T 011.512.012.513013.514.0莖&度2團(tuán)16,最繪啟廈討于書(shū)詵呂夬抽欝響-，5、結(jié)論在此篇文章中，我們建立了擁有翅片熱交換器及內(nèi)部熱交換器的跨臨界住宅空調(diào)系統(tǒng)。 我們實(shí)驗(yàn)性地研究了工況對(duì)于系統(tǒng)COP的影響。然后基于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，我們分析了跨臨界循環(huán)的節(jié)流損失、節(jié)流損失對(duì)于系統(tǒng)COP的影響以及工況對(duì)于節(jié)流損失的影響。我們可以得到以下結(jié)論：

12、1）COP會(huì)隨蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)口溫度的提高而提高，直到最大值，然后會(huì)降低。另外COP亦會(huì)隨蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)口流速的提高而提高，但是增幅很小。由此總結(jié)，蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)口參數(shù) 對(duì)COP的影響不大，當(dāng)進(jìn)口溫度從194C增至28.9C時(shí)COP漲幅不到6%,當(dāng)空氣進(jìn)口速度由0.58m/s增至2.25m/s時(shí)漲幅低于4%。以上，蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)氣口參數(shù)的改變 應(yīng)當(dāng)基于系統(tǒng)舒適性及低噪音等方面考慮。2） COP會(huì)隨氣體冷卻器側(cè)進(jìn)口溫度的增加而降低，會(huì)隨進(jìn)口速度的增加及蒸發(fā)溫度的增 加而增加。當(dāng)進(jìn)口溫度從32.5C增至37C時(shí)，COP會(huì)減少20% ;當(dāng)進(jìn)口速度從0.68m/s增至1.8m/s, cop會(huì)增加27%，當(dāng)蒸發(fā)溫度從 8

13、.7 C增至13.9 C時(shí)，COP會(huì)增 加11%。以上，提高氣體冷卻器的傳熱性能是提高系統(tǒng)性能的有效途徑。3 ）雖然內(nèi)部熱交換器可以降低跨臨界循環(huán)的節(jié)流損失，但仍會(huì)有5%的虧損。節(jié)流損失會(huì)造成20%的COP虧損。氣體冷卻器的冷卻效果直接影響節(jié)流損失，冷卻效果越好， 節(jié)流損失越低。4 ）接下來(lái)的研究中，我們應(yīng)當(dāng)更加注重氣體冷卻器的優(yōu)化設(shè)計(jì)及提高其傳熱性能，這樣 會(huì)提高住宅空調(diào)系統(tǒng)的COP值。采用強(qiáng)化傳熱翅片管表面和優(yōu)化管路徑的安排，將會(huì)使有效途徑。鳴謝：當(dāng)前工作得到了中國(guó)國(guó)家自然科學(xué)基金 編號(hào)50736005）、中國(guó)國(guó)家基礎(chǔ)研 究發(fā)展計(jì)劃:4 2.2 Yin J, Park YC, Boewe

14、D, McEnaney R, Bullard CW, Hrnjak PS. Experimental andmodel comparison of transcritical CO2 versus R134a and R410 systemperformance. In: Proceeding ofIIR Gustav Lorentzen conference on naturalworking fluids 98, Oslo, Norway 。 1998. p. 376 -87.3 Beaver AC, Yin JM, Bullard CW, Hrnjak PS. An experiment

15、al investigation oftranscritical carbon dioxide systems for residential air conditioning. Universityof Illinois at Urbana- Champaign, ACRC CR 1999 。 7:18.4 Cho H, Ryu C, Kim Y. Cooling performance of a variable speed CO2 cycle with anelectronic expa nsion valve and in ternal heat excha nger. I nt J

16、Refrig2007 。 30(4:664 1.5 Neksa P, Rekstad H, Zakeri GR, Schiefloe PA. CO2-heat pump water heater:characteristics, system design and experimental results. I nt J Refrig1998 。 21(3:172 -9.6 Hwang Y, Radermacher R. Experimental evaluation of CO2 water heater. In:Proceeding of IIRGustav Lore ntze n con

17、ference on n atural worki ng fluids, Oslo,Norway 。1998. p. 368 5.7 Zakeri GR, Neksa P, Rekstad H, Lang-Re K, Olsen T. Results and experienceswith the first commercial pilot plant CO2 heat pump water heater. In:Proceeding of IIR Gustav Lorentzen conference on natural working fluids,Purdue University

18、。 2000. p. 59 -65.8 White SD, Yarrall MG, Cleland DJ, Hedley RA. Modeling the performance of atranscriticalCO2 heat pump for high temperature heati ng. I nt J Refrig2002 。 25(4:479 -86.9 Neksa P. CO2 heat pump systems. I nt J Refrig 2002 。 25(4:421 .10 Richter MR, Song SM, Yin JM, Kim HM, Bullard CW

19、, Hrnjak PS. Experimentalresults of transcritical CO2 heat pump for residential application. Energy2003。28(10:1005 -9.11 Girotto S, Neksa P. Commercial refrigeration system with refrigerant CO2:theoretical considerations and experimental results. In: Proceeding of newtechnologies in commercial refri

20、geration, University of Illinois 。 2002. p. 3-10.12 Girotto S, Minetto S, Neksa P. Commercial refrigeration system using CO2 asthe refrigerant.Int J Refrig 2004。 27(7:717-23.13 Samer S. Theoretical evaluation of transcritical CO2 systems in supermarketrefrigeration. Part I: modeling, simulation and

21、optimization of two systemsolutions. Int J Refrig 2008 。 31(3:516-24.14 Samer S. Theoretical evaluation of transcritical CO2 systems in supermarketrefrigeration. Part II: system modifications and comparisons of differentsolutions. Int J Refrig 2008 。 31(3:525-34.15 Srinivasan K, Lim YK, Ho JC, Wijey

22、sundera NE. Exergetic analysis of carbondioxide vapour compression refrigeration cycle using the new fundamentalequation of state. Energy Convers Manage 2003。 44(20:3267 -78.16 Fartaj A, Ting DSK, Yang WW. Second law analysis of the transcritical CO2refrigeration cycle. Energy Convers Manage 2004 。

23、45(13-14:2269-81.17 Sarkar J, Bhattacharyya S, Ram Gopal M. Transcritical CO2 heat pump systems:exergy analysis including heat transfer and fluid flow effects. Energy ConversManage 2005。 46(13- 14:2053 -67.18 Chen Y, Gu JJ. The optimum high pressure for CO2 transcritical refrigerationsystems with internal heat exchangers. Int J Refrig 2005 。 28(8:1238-49.19 Rigola J, Raush G, Perez-Segarra CD, Oliva A. Numerical simulation andexperimental validation of vapour compression refrigeration systems. Specialemphasis on CO2 tans-critical cycles. I nt J Re