膨胀机与喷射器跨临界二氧化碳循环比较研究

膨胀机与喷射器跨临界二氧化碳循环比较研究 膨胀机与喷射器跨临界二氧化碳循环比较研究 郭兴龙，宋新南，胡自成 （江苏大学能源与动力工程学院，镇江 212013） [摘 要][摘 要] 减少跨临界二氧化碳热泵循环高压截流损失的方案主要有膨胀机和喷射器两种建立了跨临界 二氧化碳节流阀循环模型、膨胀机循环模型和喷射器循环模型研究了在典型的家用热泵热水器工况下采 用不同循环时，气体冷却器工质进出口温度对循环性能和高压侧压力的影响研究结果表明，气体冷却器 工质出口温度低于 40℃时，膨胀机循环效率高于喷射器循环；气体冷却器工质出口温度高于 40℃时，膨 胀机循环效率低于喷射器循环；膨胀机循环与截流阀循环的高压侧压力相同，低于喷射器循环 [关键词] [关键词] 跨临界二氧化碳循环；膨胀机；喷射器 Comparative Study on the Transcritical Carbon Dioxide Cycle with Expander and Ejector GUO Xing-long*, SONG Xin-nan, HU Zi-cheng (School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China); [Abstract] The methods to decrease the high pressure throttling loss in transcritical carbon dioxide heat pump cycle include expander and ejector. The transcritical carbon dioxide cycle models with a throttling valve, with an expander and with an ejector were developed. The effect of gas cooler outlet temperature and inlet temperature of the carbon dioxide on the cycle performance and discharge pressure was investigated. The calculation result shows that when the gas cooler outlet temperature of the carbon dioxide is below 40℃, the performance of expander cycle is higher than that of the ejector cycle; when the gas cooler outlet temperature of the carbon dioxide is above 40℃, the performance of expander cycle is lower than that of the ejector cycle; the discharge pressures of the expander and throttling valve are same, and are lower than that of the ejector cycle. [Keywords] Transcritical carbon dioxide cycle; Expander; Ejector *郭兴龙（1981-） ，男，博士，讲师，主要研究方向：制冷与低温系统优化设计，通讯地址：江苏大学能源与动力工程学 院，邮编：212013。

Email：guoxl@ 基金项目：江苏大学高级专业人才科研启动基金（11JDG042） 本论文优选自中国制冷学会 2011 年学术年会论文 0 引言 引言 天然制冷剂二氧化碳以其不燃、无毒、零臭氧 破坏指数(ODP)和微弱的温室效应指数(GWP)，在 氟利昂制冷剂的替代方面显示出巨大的潜力，特别 是在热泵热水器领域，CO2显示出独特的优势，近 年来成为研究的热点之一相比于传统制冷剂，跨 临界 CO2系统运行压力高，节流前后压差高达约 7MPa，节流损失大，减少节流损失是提高 CO2系 统的关键[1~2]目前提出的解决方案主要有膨胀机 [3~4]和喷射器[5~8]两种国内外学者对带喷射器和膨胀机的 CO2跨临界循环进行了热力学分析、 系统模 拟与实验等方面研究日本 Denso 公司成功实现了 带喷射器的 CO2热泵热水器的商业化 已有的膨胀 机循环与喷射器循环研究主要在集中在空调工况， 对于喷射器循环与膨胀机循环在热水器工况下的 对比分析鲜有报道 1 循环流程描述 循环流程描述 基本CO2跨临界节流阀循环流程如图1实线所 示，从压缩机出来的高压气流先后经过气体冷却器 内与热水的换热过程 1-2，等焓节流过程 2-3，蒸发 器内与空气的换热过程 3-4， 压缩过程 4-1 完成整个 循环。

图 2 实线 1-2-3-4-1 循环过程表示了基本跨临 界节流阀循环热力过程，各状态点与图 1 的各状态 点相对应 膨胀机代替节流阀可以回收节流膨胀功，从而 减少压缩机的输入功，提高系统性能系数CO2跨 临界膨胀机循环流程如图 1 虚线部分所示图 2 的 虚线 1-2-3t-4-1 循环过程表示了膨胀机跨临界循环 热力过程，各状态点与图 1 的各状态点相对应 喷射器将工作流的膨胀能转化为动能，再将动 能转为为制冷剂的压力势能喷射器回收了一部分 膨胀过程动能，提高了压缩机入口压力，节省了压第32 卷第2 期 2 0 12 年6 月制 冷 技 术 Ch i n e s e Jo u r n a l o f Re f r i g e r a t i o n T e c h n o l o g yVo l . 32 , No . 2 Ju n . 2 0 12·53·缩机输入功，提高了系统性能CO2跨临界喷射器 循环流程如图 3 所示 超临界 CO2经过气体冷却器 冷却后流入主喷嘴变为低压高速流体，从而吸收蒸 发器中的低压冷媒蒸汽流入引射喷嘴然后工作流 和引射流在混合段混合，再经扩压段变为低速高压 流体排出。

图 4 的 1-2-5-6-3-4-1 循环过程表示了工 作流热力循环过程，10-7-6-3-8-9-10 循环过程表示 了引射流热力循环过程，各状态点与图 3 的各状态 点相对应 图 1 节流阀循环和膨胀机循环的流程图 图 2 节流阀循环和膨胀机循环的 P-h 图 图 3 喷射器循环的系统流程图 图 4 喷射器循环的 P-h 图 2 热力学模型 热力学模型 为简化计算模型， 对三种跨临界 CO2循环作以 下假设： 1）忽略气体冷却器、蒸发器及连接管路中的 压降； 2）忽略喷射器进、出口动能； 3）压缩机等熵效率c、膨胀机等熵效率t、工 作流喷嘴效率mb，引射流的喷嘴效率sb、扩压段 效率d为定值 三种循环的系统性能指数 COP 可由下式计算， netwq/COPgc(1) 21gchhq(2) 式中： qgc ——三种循环气体冷却器换热量，W； wnet ——循环系统输入功，W 节流阀循环系统输入功可由下式计算， c41s41net/hhhhw (3) 式中： h1s ——等熵压缩过程压缩机出口比焓，J/kg 膨胀机循环系统输入功可由下式计算， tcnetwww (4) c41s41c/hhhhw (5) 3s2t3t2thhhhw (6) 式中： wc ——压缩机输入功，W； wt ——膨胀机回收功，J/kg； h3s ——等熵膨胀过程膨胀机出口比焓，J/kg。

喷射器循环系统输入功可由下式计算， c41s41net/hhhhw (7) 设喷射器中工作流的质量流量为 1，引射流的 质量流量为 w， 喷射器中的热力过程可由式(8)~(15) 描述，式中各下角标的含义参见图 4 压缩机 气体冷却器 蒸发器 喷射器 气液分离器 节流阀 12 3 4 8 9 10 5 7 6 压缩机 气体冷却器 蒸发器 膨胀机 节流阀 1 3 4 3t 2 100200300400500600251015h[kJ/kg]P (MPa)0℃20℃90℃6 7 1 2 3 4 5 8 9 10 100200300400500600251015h[kJ/kg]P (MPa)0℃20℃90℃1 2 3 4 3t 比焓 h /(kJ/kg) 压力 P/MPa 压力 P/MPa 比焓 h /(kJ/kg) 第32 卷第2 期 2 0 12 年6 月制 冷 技 术 Ch i n e s e Jo u r n a l o f Re f r i g e r a t i o n T e c h n o l o g yVo l . 32 , No . 2 Ju n . 2 0 12·54·对于喷射器工作流喷嘴段：  shhhh5252mb (8) 21 5252hhu (9) 对于喷射器引射流喷嘴段：  shhhh710710sb (10) 21 71072hhu (11) 对喷射器混合段： 6751uwuwu (12) 212 66102uhwhwh (13) 对喷射器扩压段：  6767d/hhhhs (14) 71021hwhwh (15) 式(8)~(15)中： ui ——i位置工质速度，m/s； h5s ——等熵膨胀工作流喷嘴出口比焓，J/kg； h7s ——等熵膨胀引射流喷嘴出口比焓，J/kg。

3 结果与讨论 结果与讨论 3.1 系统稳定运行条件系统稳定运行条件 基于以上理论模型，对典型的热水器工况设计 工况进行分析运行工况如下：气体冷却器工质进 口温度Tgc,i=90℃；工质出口温度Tgc,o=20℃；蒸发 温度Te = 0℃；压缩机进口蒸汽过热度Tsh= 5℃；蒸 发压力与喷射器喷嘴段出口压力差Pe－Pb = 0.03 MPa；c = 0.75；t = 0.6；mb =sb =0.9；d = 0.8 [8-9] 3.2 系统系统 COP 分析分析 当制取不同温度的热水时，气体冷却器需要不 同进口温度的超临界CO2图5为气体冷却器工质 出口温度为20℃时，系统COP随工质进口温度的 变化，随着工质进口温度的升高，系统COP均降 低相同工质进口温度下，膨胀机循环效率最高， 喷射器循环次之，节流阀循环最低 图 5 COP 随气体冷却器 CO2进口温度的变化，Tgc,o=20℃ 当进入气体冷却器的冷水温度不同时，气体冷 却器内超临界CO2工质的出口温度不同 图6为气 体冷却器工质进口温度为90℃时，系统COP随着工 质出口温度的变化，随着工质出口温度的降低，三 种循环的系统COP均降低。

工质出口温度低于40℃ 时，膨胀机效率最高，喷射器循环次之，节流阀循 环最低当工质出口温度高于40℃，膨胀机循环和 节流阀循环COP迅速降低，膨胀机循环COP会低 于喷射器循环 这是由于在(40~60)℃范围内， 同一 压力下CO2的比焓随温度的升高迅速升高， 压力越 低时这种比焓随温度升高而迅速升高效应越明显， 如图7所示当工质出口温度高于40℃时，节流阀 循环和膨胀机循环高压侧压力均低于10MPa， 喷射 器循环高压侧压力高于节流阀循环和喷射器循环 所以膨胀机循环和节流阀循环COP迅速降低，而 喷射器循环COP降低不明显最终导致喷射器。