维普资讯 http://www.cqvip.com ■－Ｉ ■■－－Ｉ 氡倦 冷系统‘ 验 ． 待真 巢 陈义东 杨天玲 郭贵林。 （１中国联合工程公司浙江杭州３１００２２ ２西子奥的斯电梯有限公司浙江杭州３１００１９ ３浙江大学管理学院浙江杭州３１００５８） 摘要运用集中参数法建立水一水式跨临界二氧化碳制冷系统的稳态仿真数学模型，并通过仿真结果与已有实验数据的 比较验证了该仿真模型的正确性，同时用此模型计算和分析了参数变化时跨临界二氧化碳制冷系统的变工况特性。 关键词 集中参数法跨・ 界模型二氧化碳制冷系统 中图分类号：ＴＢ６５７ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７２—９０６４（２００７）０６—００２０—０２ 在建立了系统各部件的模型之后，根据参数间的耦合关 系，将部件模型按能量平衡、质量平衡和压力平衡关系连接为 整个系统的模型。制冷系统是一个封闭的循环网路，仿真计算 １ 概述 迄今为止虽然已有不少公丌发表的文献建立丁制冷循环 的稳态仿真模型，但是研究跨临界二氧化碳制冷循环的相对 较少。已有的跨临界二：氧化碳制冷循环的稳态仿真模型多是 针对汽车空调之类的空冷系统建立的，基于跨临界二氧化碳 水一水式制冷系统的仿真研究的文献却极为鲜见。为ｌｒ给今后 的产品开发和系统控制提供理论依据，本文通过建立稳态集 中参数仿真模型，较为深入地研究了跨临界二氧化碳水一水式 制冷系统（系统装置图见图１）的变工况性能。 图１跨临界ＣＯ！制冷系统流程 图中，Ｃ０ 蒸汽先经压缩机从ｆ点被压缩到ａ点，接着经 气体冷却器到ｂ点，再经由回热器过冷到ｃ点，然后经膨胀阀 节流膨胀到ｄ点进入蒸发器蒸发，最后流入低压储液器进行 汽液分离，出口饱和蒸汽导入回热器加热到过热ｆ点，重新进 入压缩机压缩。 ２算法及流程 由于系统中低压储液器的存在，假定储液器绝热，可以认 为在稳态运行时蒸发器出口制冷剂为饱和蒸汽，储液器出口 制冷剂也为饱和蒸汽，所以模型中不考虑低压储液器，不对它 进行建模和仿真。 侧压力直接影响装置性能，故一般要通过节流元件来控制。由 件是已知高压 倾０压力。高压 图２跨临界二氧化碳制冷系统仿真流程图 于超临界状态下压力与温度相互独立，可以调节节流阀开度， 作者简介：陈义东（１９８０～），男，江苏连云港人，工程师，硕士学历，主要从事工程项目管理工作。 ２ｏｏ７．ＮＯ．６ 维普资讯 http://www.cqvip.com 实现高压侧压力连续调节，达到调节冷量和功耗的目的，故系 统模型中给定高压侧压力，相当于在运行时手动调节节流阀 使节流阀流量和压缩机流量相等。此时的迭代判据和迭代变 量数量各减少一个，系统仿真算法降低为两重迭代。 ３仿真结果与实验数据的对比 本文的仿真建立在我们已初步搭建的跨临界二氧化碳制 冷系统实验台的基础上，系统和部件结构参数都取自本实验 Ｐ （ＭＰａ 【 ＩＭＰ 台，因条件的限制，试验工作未能如期开展，得不到验证模型 （ａ）实验结果 （ｂ）仿真结果 所需的试验数据；故本文采用另外一种方法，即查阅到与本文 图４冷却水温度对ＣＯＰ 的影响 仿真的系统相类似的二氧化碳跨临界循环水一水热泵（得不到 该系统的几何参数）的试验数据和图表，将本文的仿真结果绘 制成与该热泵系统的试验数据图表相对应的坐标图，比较两 者之间变量曲线的变化趋势的异同，用以定性验证本文仿真 结果的正确性。 图３（ａ）为引用热泵系统的试验数据图表，（ｂ）为根据仿真 结果所作的图表 每组的（ａ）、（ｂ）两幅图所研究表示的输入和 ｌ’伽’“ 输出变量都一一对应，但具体数值大小由于系统的差异并不一 （ａ）实验结果 （ｂ）仿真结果 致。（ａ）图热泵系统的曲线是根据冷却水流量ｍ ：０。１０１８ｋｇ／ｓ， 图５冷媒水温度对ＣＯＰ 的影响 冷却水进口温度ｔ ：ｌ ３．８℃，冷媒水流量ＩＴＩ ：０．１６０７ｋｇ／ｓ，冷媒 水进口温度ｔ ：２０．６℃时的实验数据整理得到的。 压力，此时ＣＯＰ 最大。 如图所示，随着Ｐ 的增大，制冷循环性能系数ＣＯＰ先较 ４ 结论 快增大后缓慢减小，存在一个使ＣＯＰ最大的最优高压侧压力 从上述分析中每组（ａ）、（ｂ）２幅图的曲线变化趋势的对比 Ｐ 当Ｐ 小于 时，制冷量急剧增大，而当Ｐａ大于Ｐ 时，制 来看，在计算的工况范围内，用不同的反映系统性能和运行特 冷量增大趋缓，当Ｐ ．达到一定值后趋于饱和。ＣＯＰ出现上述变 性的变量比较，仿真计算与实验结果的曲线都极为相似，变化 ｆＩｆ一＿】 化趋势及存在最优高压侧压力，是因为在给定的压缩机转速、 趋势也基本一致，这在相当程度上证明了本文仿真模型的正 Ｊ ８ １ ） ６ 冷却水进口温度和进口流量、冷媒水进口温度和进口流量条 确性。本文还通过对该系统在不同的输入工况下的性能仿真 件下，高压侧压力大，制冷剂流量小，所以气体冷却器制冷剂 和分析，得到以下结论： 出口温度降低，气冷器传热温差增大，换热量增大，气冷器出 （１）提高高压侧压力对冷量是有利的，且当高压侧压力低 口焓和蒸发器进口焓同时减小，引起冷量增大。压比增大，导 于最优高压侧压力时，高压侧压力的提高对ＣＯＰ也是有利的， 致压缩功也增大。当Ｐ 小于Ｐｌ 时，冷量增大占主要因素，ＣＯＰ 但是考虑到系统内压力不宜过高，在一种工况下运行，应该调 增大；当Ｐ】大于Ｐ 时，压缩功增大占主要因素，ＣＯＰ减小。 整高压侧压力稍大于最佳高压侧压力，这样冷量和ＣＯＰ都比 较大，而且阀开度调节误差不会引起装置性能的大幅度降低。 （２）关于实际应用中冷量控制和优化高压侧控制是否有 冲突以及如何匹配的问题需要综合考虑。高压侧控制是通过 调节节流阀的开度来实现的，通过优化高压侧控制，可使ＣＯＰ 取得最大值。 （３）调节冷却水和冷媒水温度时，在一定的温度下都对应 存在使ＣＯＰ取得最大值的最佳高压侧压力，所以在系统实际 （ａ）实验结果 （ｂ）仿真结果 运行时也要注意调节好冷却水和冷媒水温度等相关参数。 图３高压侧压力对ｃｏＰ， 的影响 参考文献 １ 粱贞潜，丁国良，等．二氧化碳汽车空调器仿真与优化．上海交通大学 图４（ａ），Ａ和Ｂ的冷却水进水温度ｔ 分别为ｌ４．１℃和 学报，２００２，３６（１０） ２２．２℃，其它条件同上。从图中看到，每个冷却水温度对应着一 ２洪芳军．ＣＯ２跨ｌ临界循环水一水热泵的理论和实验研究［学位论文］． 个最佳压力，此时ＣＯＰ 最大，冷量达到饱和（趋于不变），超过 天津大学，２００１ 这个压力，ＣＯＰ 又趋于减小。 ３ Ｓｒｉｎｉｖａｓ Ｓ．Ｐｉｔｌａ，Ｄｏｕｇｌａｓ Ｍ．Ｒｏｂｉｎｓｏｎ ｅｔｃ．Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ ｒｆｏｍ Ｓｕｐｅｒ－ 图５（ａ），Ｃ和Ｄ的冷媒水进水温度ｔ 分别为１６．５℃和 ｃｒｉｔｉｃａｌ Ｃａｒｂｏｎ Ｄｉｏｘｉｄｅ ｉｎ Ｔｕｂｅ Ｆｌｏｗ： Ａ Ｃｒｉｔｉｃａｌ Ｒｅｖｉｅｗ．ＨＶＡＣ＆Ｒ ９．５℃，冷媒水流量ｍ ：０．１ｌＯｋｇ／ｓ，冷却水进口温度ｔ ＝２１．４℃， ＲＥＳＥＡＲＣＨ，１９９８，４（３） ４ Ｄｏｕｇｌａｓ Ｍ．Ｒｏｂｉｎｓｏｎ，Ｅｃｋｈａｒｄ Ａ．Ｇｒｏｌｌ，Ｐｈ．Ｄ．．Ｈｅａｔ Ｔｒａｎｓｆｅｒ Ａｎａｌ— 冷却水流量ｍ ＝０．０６７ｋｇ／ｓ。图中为蒸发器进口冷媒水温变化 ｙｓｉｓ ｏｆ Ａｉｒ——ｔｏ——Ｃａｒｂｏｎ Ｄｉｏｘｉｄｅ Ｔｗｏ——Ｐｈａｓｅ Ｈｅａｔ Ａｂｓｏｒｐｔｉｏｎ ａｎｄ 时系统的ＣＯＰ的变化曲线，同样的，每个温度对应着一个最佳 Ｓｕｐｅｒｃｒｉｔｉｃａｌ Ｈｅａｔ Ｒｅｊｅｃｔｉｏｎ．ＨＶＡＣ＆Ｒ ＲＥＳＥＡＲＣＨ，１９９８，４（４） ２ｏｏ７．ＮＯ．６ 尊