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四种双温蒸汽压缩制冷循环的热力学比较 Comparison of Four Refrigeration Cycles with Two Evaporating Temperatures 刘敬辉陈江平陈芝久 上海交通大学制冷与低温研究所200030 提要本文建立了对双温压缩/喷射混合蒸汽压缩制冷循环进行理论分析的热力学模型对带蒸发压力调节阀的双温蒸汽压 缩制冷循环和三种双温压缩/喷射混合蒸汽压缩制冷循环的理论制冷性能进行了比较结果表明在高温蒸发器制冷量较小 时膨胀阀节流损失占主要地位在高温蒸发器制冷量较大时高温蒸发器后的蒸发压力调节阀的节流损失占据主要地位 利用压缩/喷射混合制冷循环可以减小膨胀阀和蒸发压力调节阀的节流损失提高双温蒸汽压缩制冷循环的制冷系数高蒸 发温度的蒸发器制冷量越大双温蒸汽压缩制冷循环的制冷系数的提高幅度越大当高低温蒸发器制冷量比值达到 4.0 以上 时冷凝温度为 50蒸发温度分别为 5和2 5 的情况下利用 R404A 的双级压缩/喷射混合制冷循环的理论制冷系数 可以比带蒸发压力调节阀的双温蒸汽压缩制冷循环提高 50以上 关键词热力学制冷压缩/喷射混合循环理论分析 0. 引言 现在制冷系统大多采用的是蒸汽压缩式制冷 循环这种制冷系统采用电能驱动低的制冷系数 意味着耗费更多的电能即需要耗费更多的一次能 源产生更多的对环境有害的大气污染物而且随 着经济的发展能源消耗日益增加能源供应日趋 紧张随着人们对低温需求的日益增多制冷系统 的耗电占日常能源消耗的比例越来越大无论从节 约能源角度还是从环境保护的角度都需要提高制 冷装置的制冷效率 随着经济的发展人们对制冷系统功能的需 求也日益多样化现在很多制冷系统有两个以上的 蒸发器即具有两个以上的蒸发温度比如家用 冰箱一般具有冷冻室和冷藏室小型冷藏车既要满 足冷藏功能的要求又要满足驾驶室空调的要求 很多冷库都有两个以上的冷藏温区双蒸发温度的 制冷系统传统的做法是在高蒸发温度的蒸发器后 设一蒸发压力调节阀使高温蒸发压力在经过蒸发 压力调节阀后节流到低温蒸发压力再进入压缩 机由于蒸发压力调节阀的存在使得制冷剂的能 量除了因膨胀阀节流损失一部分外蒸发压力调节 阀的节流还要损失一部分因此这种制冷系统的制 冷系数是很低的在能源日渐紧张的今天这种制 冷系统已不能满足需要探寻具有更高效率的双温 制冷系统成为急待解决的问题 由于制冷系统的节流损失一般较小而且膨 胀阀的节流过程又会发生相变使用膨胀机来进行 回收一般认为得不偿失所以很少考虑回收喷射 器结构简单成本低廉无运动部件适于包括两 相流的任何流型下使用喷射器很早就用于低位热 源驱动的制冷系统 1 2 3 对于具有废热的场所是 一个很好的能源回收方式 Kornhauser 4 曾提出一 种单蒸发温度的压缩/喷射混合蒸汽压缩制冷循环 回收膨胀节流损失使得制冷系统的制冷效率得到 提高许多研究表明 5 6 7 在制冷系统上采用喷 射器确实可以提高制冷装置的制冷性能 1 双温压缩/喷射混合压缩制冷循环分析方法 1.1 几种压缩/喷射混合蒸汽压缩制冷循环 h P 3 2 1 1 2 3 compressor condenser evaporator2 evaporator1 4 5 6 7 8 6 5 8 expasion valve pressure adjustment valve check way valve valve expasion t t t k 01 02 6s m m 1 2 3 3 s1 s2 图 1 带蒸发压力调节阀的传统双温蒸汽压缩制冷循环方 法一 文献 8 中对 CO2压缩/喷射混合蒸汽压缩制冷 循环的理论分析方法进行了介绍但此方法与喷射 器的结构有关很难用于纯热力学分析文献 9 给出了一种可进行热力学分析的压缩/喷射混合蒸 汽压缩制冷循环的分析方法但此方法中的喷射系 数必须预先假定本文在喷射器基本方程的基础 上给出了理论上根据制冷工况求喷射器最佳喷射 系数和喷射器出口压力的方法并对带蒸发压力调 节阀的双温蒸汽压缩制冷循环和三种双温压缩/喷 射混合蒸汽压缩制冷循环的理论制冷性能进行了 比较 h P 3 2 1 2 3 compressor condenser evaporator2 evaporator1 4 5 6 7 6 7 expasion valve check way valve valve expasion t t t k 01 02 6s 1 01t 02 t kt 8 ejector 5 8 m m 1 2 图 2 在高温蒸发器后用二级喷射器代替蒸发压力调节阀的 双温蒸汽压缩制冷循环方法二 h P 9 8 7 65 4 3 2 1 1 2 3 5 1 6 7 8 9 compressor condenser ejector separator evaporator1 throttle valve 13 02 t expasion valve valve check way evaporator2 t01 12 1 11 10 10 11 12 10s 13 tk t01 t02 tk ejector m m 1 2 图 3 高温蒸发器与一级喷射器并联 在高温蒸发器后用二级 喷射器代替蒸发压力调节阀 低温蒸发器膨胀阀与冷凝器出 口相连的双温蒸汽压缩制冷循环方法三 h P 9 8 7 654 3 2 1 1 2 3 5 1 6 7 8 9 compressor condenser ejector separator evaporator1 throttle valve 13 02t expasion valve valve check way evaporator2 t01 12 1 11 10 10 11 12 10s 13 tk t01 t02 tk ejector m m 1 2 图 4 高温蒸发器与一级喷射器并联 在高温蒸发器后用二级 喷射器代替蒸发压力调节阀 低温蒸发器膨胀阀与气液分离 器相连的双温蒸汽压缩制冷循环方法四 1.2 喷射器模型假设 为了方便计算和分析我们对压缩/喷射混合 蒸汽压缩制冷循环进行了假设主要包括1忽 略管路冷凝器蒸发器等阻力损失2离开蒸 发器的制冷剂为饱和汽相离开冷凝器的制冷剂为 饱和液相3制冷剂从喷嘴喷出后压力降为蒸 发压力制冷剂在喷射器内混合为在蒸发压力下的 等压混合4制冷剂时时处于准平衡状态将制 冷剂在喷射器内发生的过程均理想化忽略各种损 失喷射器可最大限度满足能量回收的需要制冷 剂在喷嘴加速过程和在扩散室的压缩过程均为等 熵过程不计磨擦损失5忽略喷嘴进口蒸发 器出口和喷射器出口的动能 1.3 一级喷射器喷射系数和出口压力的确定 喷射系数为引射流体的流量和主流流体流量 之比即 PH mm=µ如图 3 和图 4 所示 1 mmH=主流制冷剂从喷嘴中喷出为等熵过程 状态为 5与引射制冷剂状态为 1等压混合 达到状态 6在喷射器扩压室内经过等熵压缩后达 到状态 7由质量守恒 CHP mmm=+ 5 式中 CHP mmm,,分别为喷射器主流质量流量 引射流质量流量混合室出口质量流量 由动量守恒 () CHPCCHHpP mmmmmυυυυ+==+ 6 () ()()µυµµυυυ+≈++=11 PHPC 7 由能量守恒关系       +=+      + 2 61 2 5 2 1 2 1 CCHPP hmhmhmυυ8 则 2 1 2 5 6 2 1 1 2 1 C P hh hυ µ µυ − + ++ = 9 由在喷嘴内的膨胀过程 35 为等熵过程则 可以得到主流流速 () 53 2hh P −=υ 10 由 6 点压力为蒸发压力 0 P则可以根据制冷 剂物性方程求得 6 点的比熵 () 606 ,hPfs = 11 制冷剂在喷射器扩压室内可看成等熵压缩过 程即 67 ss =由此可求得 7 点的比焓为 () ()µµυ++=+=1 2 1 13 2 67 hhhh C 12 由物性方程可得 7 点的压力为 () 777 ,hsfP = 13 对于方法三分析制冷剂在气液分离器的过 程可以看出要想使循环回路得以维持还必须 满足以下质量平衡的条件即对状态点 7必须满 足 1 0 ()()µ+=+=11 7HPP mmmx 14 则喷射系数µ必须满足 11 7 −=xµ (15) 对于方法四则有 () () 127 mmmmx PP +−= 16 即() () 7217 1xmmxmP−+= (17) 至此只要知道蒸发压力和冷凝压力即可 获得喷射/压缩混合制冷循环的喷射系数和喷射器 后压力 1.4 二级喷射器的出口压力确定 对于二级喷射器如图 3 和图 4 所示其喷 射系数为 PH mm′′=′µ其中 2 mmH=′对 于 方 法 三µ HP mm′=′对 于 方 法 四 2 mmm HP −′=′µ () sP hh 1010 2−=′υ 18 ()µυυ′+′≈′1 PC 19 21210 13 2 1 1 C hh hυ µ µ ′− ′+ ′+ = (20) 由 13 点压力为蒸发压力 02 P则可以根据制 冷剂物性方程求得 13 点的比熵 () 130213 ,hPfs= 21 () ()µµ′+′+= ′ 1 12101 hhh 22 制冷剂在喷射器扩压室内可看成等熵压缩过 程即 131 ss = ′ 由此可求得 1点的压力 () 111 , ′′′ =hsfP 23 2. 四种双温蒸汽压缩制冷循环的比较 根据作者另文的结果 常用制冷剂中 R404A 采用压缩/喷射制冷循环制冷系数提高的幅度比其 它制冷剂大 而且 R404A 在冷藏 冷冻等领域也有 广泛的应用 本文采用 R404A 的双温蒸汽压缩制冷 循环的图 1图 4 的四种方案进行比较 R404A 的 热物理性质计算采用 REFPROP7.0 的物性子程序 制冷系统的COP 的变化与喷射系数有很大关 系图 5 为四种方案的 COP 随高低温蒸发器制冷 量比值的变化从图中可以看出四种方案的 COP 随高温蒸发器制冷量的增加均增大对于方法一 随高温蒸发器制冷量的增加COP 增加量微乎其 微 因此这种方案在任何情况下 效率是非常低的 这是使用蒸发压力调节阀的最大缺陷因为高温蒸 发器制冷剂的能量通过蒸发压力调节阀的节流作 用损失掉了 利用压缩/喷射混合制冷循环可以提高 制冷系统的效率对于方法二和方法三在高温蒸 发器制冷量较小的情况下COP 的提高是较小的 理论分析表明在高低温蒸发器制冷量相等的情况 下冷凝温度为 50蒸发温度分别为 5和2 5 的情况下C O P 可提高约 1 31 5因为低温 膨胀阀的节流损失占据主要地位而这部分损失没 有回收随着高低温蒸发器制冷量比值增大蒸发 压力调节阀的节流损失占据主要地位 COP 提高较 大尤其是方法三由于其对高温膨胀阀节流损失 进行了回收因此其 COP 的提高幅度大于方法二 当高低温蒸发器制冷量比值达到 4.0 时方法三的 COP 可以比方法一提高 50以上方法四中由 于进入低温蒸发器的制冷剂节流损失有所减小制 冷剂干度较低流量减小所以二级喷射器的喷射 系数较小因而喷射器后的压力可以提高更多在 高低温蒸发器制冷量比值较小的情况下 COP 的提 高明显比方法二和方法三大在高低温蒸发器制冷 量相等冷凝温度为 50蒸发温度分别为 5和 2 5 的情况下约为 2 5但随着高温蒸发器制 冷量增大到一定程度由于一级喷射器喷射系数增 大一级喷射器出口压力有所降低影响了制冷系 统整体性能的提高故其 COP 的提高幅度小于方 法三 图 5 四种方案 COP 随高低温蒸发器制冷量比 冷量比值的 变化值的变化 从以上分析我们可。