卡边界二氧化碳冷冻体系功能试验探讨

　　1CO2作为一种制冷剂，在19世纪中期由美国人Alexander Twining发现，并应用于蒸气压缩式制冷系统。到了20世纪30年代，CO 2制冷系统的应用达到顶峰，船舶行业应用CO 2制冷系统的达到了80%.但由于当时技术水平较低，且采用CO 2亚临界循环导致CO2制冷系统的COP偏低、设备庞大且笨重，限制了它的进一步发展。同时，人工合成的CFCs（氟氯烃）制冷剂以其无毒、不可燃、不爆炸、无刺激性、适中的压力和较高的制冷效率等优点很快占领了安全制冷剂的市场，CO2逐渐退出了制冷剂市场的舞台。

　　近年来，由于温室效应和臭氧层破坏已经成为了全球性的环境问题，威胁着人类的生存。在制冷系统中，CFCs和HCFCs工质对大气变暖和臭氧层的破坏有很大影响。因此，寻找绿色有效的替代物成为了当前发展的必然趋势，CO2作为一种环保型的自然工质，其温室效应潜能值GWP很小，消耗臭氧潜能值ODP为零。在全球关注的环境保护的大环境下，CO 2作为制冷工质具有独特的优势，所以再一次引起了人们的关注。

　　由于CO2的临界温度tcr = 31. 1℃、临界压力Pcr= 7. 37 MPa，所以采用CO2亚临界循环系统的效率比较低，而CO2制冷系统要求冷凝器的冷却介质温度小于临界温度，导致其应用范围缩小。CO2跨临界循环很好地解决了这一问题。在国外，欧美日等发达国家都开展了关于CO2跨临界循环的研究和开发，并在制冷、热泵等领域得到了广泛应用。国内也有许多科研机构和高等院校对跨临界CO 2制冷系统进行了研究，并取得了一定的成果，但和国外研究现状相比，无论是理论研究还是实践应用，都有很大的差距。本文通过搭建跨临界CO 2制冷系统实验台，对制冷系统的性能进行了测试，并对其展开了综合分析，为跨临界CO 2制冷系统的优化设计提供实验依据。

　　2跨临界CO2制冷循环实验台跨临界CO2制冷系统与普通制冷系统区别很大，系统压力比较高，要求系统中的所有部件有很高的耐压要求；气体冷却器中的制冷剂温度与冷却水温度有很大的温差，可提高换热器的换热系数。可以看出，跨临界CO2制冷系统不仅可以制冷，而且还可以提供温度很高的热水，综合能效比很高，使资源得到了充分利用。

　　跨临界CO2制冷系统实验台由3个系统构成：制冷系统、水系统、数据测量和采集系统。制冷系统的流程该系统主要装置包括压缩机、气体冷却器、回热器、节流阀和蒸发器等，其中压缩机采用某国产品牌的活塞式压缩机，气体冷却器和蒸发器均采用套管式换热器，管内走CO 2，管外走水，2制冷系统性能的实验研究种流体的流动方向逆流布置，可以提高换热效率。

　　同时对换热器的内部结构进行了改进，内管为紫铜螺纹管，以增加流体的扰动，减少水侧的结垢现象，提高换热器的换热效率。水系统包括水泵、转子流量计和储水水箱等。数据测量和采集系统包括压力变送器、热电偶和数据采集仪等。

　　CO2制冷剂经过压缩机压缩，变成高温高压的制冷剂蒸气，经过气冷器等压冷却，将热量传给冷却水（冷却水的温度*高可加热到90℃，可以作为生活热水使用），再经过回热器，把热量传给低温低压的制冷剂，使进入压缩机的制冷剂过热，防止液击，然后经过第1个节流阀节流，降为中高压的制冷剂，再经过第2个节流阀节流，降为低温低压的制冷剂，进入蒸发器，从冷冻水中吸取热量（制冷量），再经过回热器过热，*后进入压缩机，完成跨临界CO 2制冷循环。与此相对应的热力循环T－S图如所示，可以看出，1-2为CO2制冷剂蒸气的压缩过程，2-3为高温高压的制冷剂蒸气在气冷器中的冷却过程，3-4为制冷剂在回热器中的放热过程，4-5为制冷剂在第1个节流阀中的节流过程，5-6为制冷剂在第2个节流阀中的节流过程，6-0为制冷剂蒸气在蒸发器内的吸热过程，0-1为低温低压的制冷剂在回热器内的吸热过程。本实验台与一般实验台的不同之处在于它采用2次节流的方式，与一次节流相比，可以很好地调节低压侧压力（蒸发温度）和高压侧压力。

　　3实验结果及分析

　　根据跨临界CO2制冷系统独有的特点，可以发现高压侧压力、冷却水出口温度、蒸发温度和吸气过热度对系统的影响尤为重要。根据实验所采集到的数据，并对其进行分析，可以找出这些参数与系统性能的相互关系，为跨临界CO 2制冷系统的优化设计提供实验依据。在对数据进行分析计算的过程中，使用到以下公式。

　　单位质量制冷量：

　　q 0 = h 0－h 6（1）

　　单位质量回热器的热负荷：q int = h 1－h 0 = h 3－h 4（2）

　　单位质量压缩机输入功：w 0 = h 2－h 1（3）

　　系统性能系数：COP = q 0 /w 0（4）

　　式中，q 0为单位质量制冷量，kJ /kg；q int为单位质量回热器的热负荷，kJ /kg；w 0为单位质量压缩机输入功，kJ /kg；COP为制冷系统性能系数；h为比焓，kJ / kg，其下标0、1、2、3、4和6代表制冷剂不同的状态点。

　　3. 1不同蒸发温度下，高压侧压力与功率的关系

　　给出了冷却水出口温度为65℃时，在不同的蒸发温度下，随着高压侧压力的升高，系统总耗功的变化趋势。系统的总耗功由压缩机耗功、冷却水耗功和冷冻水耗功组成。对于某一蒸发温度，随着高压侧压力的升高，系统总耗功也随之升高，且近似于线性；对于蒸发温度从5℃变化到20℃，系统总耗功随之逐渐减少。

　　3. 2不同蒸发温度下，高压侧压力与系统COP的关系

　　给出了冷却水出口温度为65℃时，在不同的蒸发温度下，随着高压侧压力的升高，跨临界CO 2制冷系统COP的变化趋势。对某一蒸发温度，随着高压侧压力的升高，系统的COP先升高后降低，出现一个峰值，其所对应的高压侧压力为*优高压侧压力p0.当蒸发温度由5℃升高至20℃时，系统COP随着蒸发温度的升高而升高，且蒸发温度所对应的*优高压侧压力也升高，当蒸发温度为10℃时，其所对应的*优高压侧压力为10. 1 Mpa；而当蒸发温度为20℃时，其所对应的*优高压侧压力为11. 2 Mpa.由此可以得出：蒸发温度越低，系统的COP越低，其所对应的*优高压侧压力也越低。因此提高蒸发温度，可以提高系统的性能系数，但会增加系统的耐压要求，导致系统成本的提高。所以在系统设计的过程中，应充分考虑系统COP的提高与成本增加的关系，找到一个*佳点，使系统运行成本降低到*小值。

　　3. 3不同蒸发温度下，吸气过热度对系统COP的影响

　　给出了冷却水出口温度为65℃时，高压侧压力设定为与蒸发温度对应的*优高压侧压力时，系统的COP随吸气过热度的变化趋势。对于某一蒸发温度，系统的COP随着吸气过热度的增加而增加，但增加的幅度比较小，可以忽略不计。这说明在过热度增加的过程中，制冷量的增加幅度比系统耗功增加的幅度大。

　　4结论

　　1）当冷却水出水温度为65℃时，跨临界CO 2制冷系统的COP随着蒸发温度的升高而升高。蒸发温度从5℃变化到20℃时，系统的总耗功变小，并随高压侧压力成线性变化。

　　2）在某一蒸发温度下，冷却水出口温度为65℃时，随着高压侧压力的升高，蒸发器吸收的热量（制冷量）先升高后降低，系统COP存在一个*优值。

　　3）吸气过热对系统的COP影响不是很大，其主要作用是使进入压缩机的制冷剂处于过热状态，防止液击，保护压缩机。

　　4）本系统的节流装置采用了2个节流阀，第1个节流阀调节高压侧压力，第2个节流阀调节低压侧压力（蒸发温度），可以很方便地调节高压侧压力和低压侧压力。但在实验的过程中发现：当高压侧压力不变时，调节低压侧压力比较容易；而当低压侧压力不变时，调节高压侧压力比较困难，压力波动比较大，这是因为高压的制冷剂蒸发经过第1个节流阀节流后，进入两相区，导致气流不稳定，进而引起压力的波动。

　　5）在跨临界CO2制冷系统中，蒸发温度对压缩机的排气温度有很大影响，蒸发温度越低，排气温度越高。因为蒸发温度过低不利于系统中润滑油的润滑性能，为了确保系统的稳定性，其蒸发温度不宜过低。