基于有内部热交换器的住宅空调系统CO2性能的实验研究

基于有内部热交换器的住宅空调系统CO2性能的实验研究Y.B.Yao,Y.L.He,W.Q.Tao,Z.G.Wu动力工程多相流国家重点实验室，西安交通大学能源与动力工程学院，陕西西安710049，中国摘要:拥有内部热交换器的跨临界CO2住宅空调实验系统建立后，工况对于系统性能系数的影响也随之被测定。结果表明，蒸发器侧进气口参数对COP影响很小；在所研究的蒸发器侧进气口及速度区域COP增长幅度分别低于6%、4%。气体冷却器侧进口参数及系统蒸发温度是影响COP的主要因素。当气体冷却器侧进口温度从32.5℃涨至37℃，COP会降低20%。由此基于实验数据，节流损失及其对COP的影响会得到分析。虽然内部热交换器会减小跨临界循环的节流损失，节流过程仍然有5%的制冷损失，这导致了系统COP降低20%。气体冷却侧性能越好节流损失越小，另外系统蒸发温度的提高可以降低节流损失。最后提供了对于下一步研究的一些建议。关键词：CO2制冷剂，跨周期，性能系数，节流损失1、介绍近几十年中，CFC及HCFC制冷剂的泄漏导致臭氧层耗竭及温室效应影响越来越严重。代替CFC及HCFC的天然制冷剂的使用已经有很多大学、研究机构、公司进行调查研究。在天然制冷剂当中，例如二氧化碳、氨、烃、空气及水，二氧化碳拥有独特的热物理特性，比如它的低粘度，高热容量以及优秀的热传导系数。同时，CO2臭氧消耗潜能值为0，极低的GWP值，并且价格低廉。所以在众多天然制冷剂中，CO2是优秀的替代品。自从Lorentzen和Pettersen提出用于移动制冷设备的CO2跨临界循环，对于不同制冷剂人们进行了许多研究，空调和热泵系统采用CO2作为制冷剂。在实验调查中，以CO2作为工作流质的空调系统的性能可参[2-4]；以CO2为工作流质的空气-水热泵系统的性能可参[5-10]商业及商场制冷系统对于CO2的应用则在[11-14]有着理论及实际的分析。在理论分析当中，斯里尼瓦桑等人[15]运用新的国家基本方程对于CO2蒸汽压缩制冷循环进行了分析。Fartaj等[16]则根据热力学第二定律研究影响CO2汽车空调系统性能的因素。萨卡等[17]则提出了火用分析以及对于基于热泵循环同时进行加热冷却应用的CO2跨临界循环的优化。Chen和Gu等[18]对拥有内部热交换器的CO2跨临界制冷系统的理论分析及仿真工作进行计算。Rigola等[19]为研究CO2跨临界制冷系统和传统的亚临界制冷周期进行了数值模拟和试验比较。在组件设计和研究中，马德森等[20]从实验及理论上探讨了毛细管对于跨临界CO2制冷系统的影响。Agrawal和Bhattacharyya[21]对在跨临界CO2热泵循环的非绝热毛细管进行了数值研究以及气体冷却器温度、蒸发器温度、毛细管内径对于其影响。上述文献中显示有很多研究已经在汽车空调系统、热泵系统和商业用CO2作制冷剂的制冷系统及其部件上进行。但是对于广泛应用于当前住宅的以CO2做制冷剂及有鳍管式热交换器的空调系统，这方面的报告却很少。定义COP性能系数希腊字母h比焓，J/kg∂loss节流损失I水潜热，J/kg下标m质量流量，kg/sa空气P压缩机输入功率，wr制冷剂Q传热能力，wh节流过程STW具体熵，J/(kgk)温度，℃绝对湿度S绝热膨胀过程另一方面，跨临界CO2循环的节流损失比传统亚临界循环节流损失大得多。节流损失可由膨胀机恢复，膨胀机可以在很大程度上提高跨临界二氧化碳系统的性能[23]。然而，由于膨胀机复杂的配置和低效率，目前一般采用内部热交换器降低跨临界CO2循环系统的节流损失。在本文中，我们建立了翅片管式热交换器跨临界CO2循环住宅空调系统的实验体系。我们对于工况对CO2系统性能的影响进行了实验研究。然后根据实验数据，我们可以对跨临界循环的节流损失、接力损失对于系统性能的影响以及工况对于节流损失的影响进行分析。2、实验设备图1展示了跨临界CO2住宅空调系统的实验体系。其中包括了制冷剂循环及空气循环。制冷剂循环包括压缩机，油分离器，气体冷却器，内部热交换器，电子膨胀阀，蒸发器，接收器等。连接系统的测试仪器有温度变送器（T，规格：±0.2℃），绝对压力传感器（规格：±0.075%），微分压力传感器（规格：±0.075%）以及微动质量流量计（规格：±0.5%）。实验系统用到的是三排交错的鳍管式气体冷却器和蒸发器，管直径分别为5.2mm/7.0mm。研究的第一步，我们需要将翅片热交换器采用单流道安排。而内部热交换器是双管道式换热器。压缩机采用变频式压缩机，这是CO2作制冷剂的特别之处。为了调查空气冷却器和蒸发器侧进口空气参数对系统性能的影响，两个热交换器位于两个独立风洞中。每个风洞有一个独立频率的转换电机来控制其风速。风洞的配置如图2所示。进口区设有加热器来控制空气温度；设有三个网格来控制空气速度均匀；通过三个热电偶测试出风口温度与进出口温差；在换热器前后部安装有两个空气采样设备，用来测试空气相对湿度；隧道后面设有文丘里管来测试空气流速.功率计用于测试压缩机输入功率。3、性能试验结果空气及制冷剂的传热能力。空气侧换热器干况下传热：Qa=maΔha空气侧换热器潮湿工况下传热：Qa=ma(Δha-iW1ΔW)制冷剂侧换热能力：Qr=mrΔhr这里Δha是进出口空气焓差值；W是绝对湿度差；Δhr是制冷剂焓差。性能系数（COP）被定义为：COP=QP这里Q是系统制冷量；P是压缩机输入功率。图3、热交换器能量平衡偏差图4.蒸发器侧进气口温对COP影响在接下来的章节中，将会对蒸发器侧进气口的速度和温度、气体冷却器侧空气进气口温度速度及蒸发温度对系统COP的影响进行细节的研究。为了确定某参数对于COP的影响，在实验阶段，表格一所示1至4案例中，此参数作为变量而其他参数保持不变。然后保持四个参数不变，手动调节电子膨胀阀，这样蒸发温度对于COP的影响即可获得。首先，为了保证实验结果的可靠性，我们队气体冷却器和蒸发器的制冷剂及空气侧的传热平衡进行了调查。结果列在表3。从图中大部分实验数据可以看出，制冷剂及空气侧的传热偏差都在5%之内。表格1实验额定工况案例蒸发器进口温度蒸发器进口流速气体冷却器进口温度气体冷却器进口流速1可变1.0332.91.04227.0可变35.01.04327.01.03可变1.04426.91.0234.9可变527.31.4335.21.413.1蒸发器侧空气入口温度速度对COP影响蒸发器侧进口温度对COP的影响如图4所示，表一中案例1展示了其额定工作条件。由图4可以看出随着空气入口温度的增加，COP值会随之增加并达到最大值，然后开始减小。最佳进气口温度介于26~27℃。进一步分析可以发现随着入口空气温度的增加，空气和制冷剂侧温差加大，蒸发器的传热温差能力增加进而增大了系统COP。但是随着空气出口温度的进一步加大，蒸发器侧制冷剂温度提升，如图5所示，这会导致压缩机出口温度提升耗费增大。随着出口温度及耗费增大，制冷剂质量流量减小，排气压力增大，这会导致COP的减小。空气入口温度（℃）图5.蒸发器侧温度影响空气进口温度（℃）图7.气体冷却器进口温度对COP影响空气进口流速（m/s）图6.蒸发器侧空气入口流速对COP的影响空气进口温度（℃）图8.蒸发器侧空气入口温度对COP验证所以，制冷量和COP会随蒸发器侧进口温度增加。图6显示了蒸发器侧空气进口流速对COP的影响，额定工况由表1中案例2所示。COP随着气体进口流速的增加而增加，但是有图6可以看出增幅很小。由图4、6可以看出蒸发器侧空气进口参数对COP的影响很小，当空气进口温度从19.4℃增至28.9℃时COP的增幅低于6%，空气进口流速从0.58m/s增至2.25m/s时COP的的增幅低于4%。由此可见蒸发器侧进口空气的温度和流速额增加不会很大的提高系统COP。所以蒸发器侧空气进口参数应该从舒适性及降低噪音方面进行确定。3.2气体冷却器侧空气进口温度及流速对COP的影响图7展示了气体冷却器侧空气进口温度对COP的影响，工况如表1案例3。由数据可以看出空气进口温度的提高，气体冷却器的冷却效果恶化，从而导致系统COP迅速减少。当进口气体温度从32.5℃增至37℃时COP会减少20%。然后如图4为了验证蒸发器侧进气口温度对于COP的影响，图8中我们在不同的蒸发器侧空气进口温度下对气体冷却器侧温度变化对COP影响进行了研究。蒸发器侧空气进口温度在27℃时COP最大，蒸发器侧温度在25.5℃时的COP与如图4所示蒸发器侧温度为28.5℃时对COP的影响是相当的。图9展示了气体冷却器侧空气进口流速对COP的影响，额定工况为表1案例4。随着空气冷却器侧进口流速的增加，气体冷却器的冷却效果提高，系统COP也增大。当流速低于1.8m/s时，COP会迅速增加。但是当流速大于1.8m/s后，流速对于COP的影响效果会逐渐减小。实验结果表明当流速从0.68m/s增1.8m/s时COP会提高27%。从图7、9可以看出，气体冷却器的冷却效果是影响跨临界CO2住宅空调系统COP的主要因素。图9.气体冷却器侧空气进口流速对于COP的影响3.3蒸发温度对于COP的影响为了分析蒸发温度的影响，如表格1案例5所示，保持四个出口外部参数不变。通过手动调节电子膨胀阀来改变蒸发温度。实验结果如图10所示。压缩比随蒸发温度的增加而减小，这导致了压缩机输入功率减小及COP的提高。当蒸发温度由8.7℃提高至13.9℃时，COP增幅约为11%。从上述实验结果可以得到如下结论。蒸发器侧进口参数对COP影响很小。气体图10蒸发温度对于COP的影响冷却器侧进口参数是主要影响因素。虽然提高气体冷却器侧空气进口流速可以增强冷却效果和提高COP，但增强的趋势及提高效果都会减小。考虑到随着流速的提高功耗及风扇噪音都会增大，气流速度被限制在一个较低的值。因此如何加强较低空气流速下换热器的优化设计、提高气体冷却器的传热性能是提高跨临界CO2住宅空调系统系能的关键所在。应当指出，鳍管式换热器在目前实验系统中，均采用简单的单流道安排，这导致了实验系统得到相对较低的COP。在今后的研究中，更应重视气体冷却器的优化设计。采用强化传热翅片及优化管道路径安排将会是有效的途径。4.节流损失分析4.1节流损失分析及其对COP的影响如图11展示了CO2跨临界循环的T-S曲线。曲线1-2-3-4h-1是用在当前实验体系的实际节流循环，1-2-3-4s-1是用绝热膨胀过程代替节流过程的理想节流循环。节流过程的能量损失计算如下。ΔQ=m(h4h-h4s)(5)节流循环的制冷量可以由如下表达：Q4h-1=m(h1-h4h)(6)理想膨胀循环的制冷量如下表示：Q4s-1=m(h1-h4s)(7)相对节流损失定义如下：δloss=h4−h4sh1−h4h=Q4s−Q4hQ4h(8)节流循环的COP：COP1−2−3−4h−1=h1−h4h2−h1(9)理想膨胀循环COP：COP1−2−3−4s−1=h1−h4s(h2−h1)−（h4−h4s）(10)显然，节流过程中的能量损失即是制冷量的损失。因此，节流损失可以通过节流循环及理想膨胀循环制冷量的对比分析得到。图12展示了有内部热交换器的节流损失。X-轴是节流循环的制冷量Y-轴是理想循环的制冷量。由图可知膨胀循环的制冷能力约比节流循环高5%。所以内部热交换器虽然可以减小跨临界循环的节流损失，但节流过程仍有5%的冷却能力亏损。节流损失对于系统COP的影响如图13所示。X-轴是节流循环的COP值，Y-轴是膨胀循环的COP值。有图可以看出膨胀循环的COP值总会比节流循环的COP值高出20%，这意味着节流过程的能量损失造成了约20%的COP降幅。杨等人的研究成果[24]表明，没有内部热交换器节流损失会造成33%的COP亏损。因此内部热交换器可以减少由节流损失造成的COP损失，但在跨临界循环过程中还是会有20%的COP损失。图11、CO2跨临界循环的T-S曲线电子膨胀阀带来的节流损失会使制冷量减少5%，相应的COP会降低约20%。为了提高CO2跨临界循环系统的COP值及制冷量