n2o跨临界双级压缩带膨胀机制冷循环0研究_计量标准器具_中国百科网
n2o跨临界双级压缩带膨胀机制冷循环0研究
    摘 要:将天然工质n2o用于跨临界循环,建立了相应的理论模型,比较了co2和n2o用于跨临界两级压缩膨胀制冷循环的性能。结果表明:n2o用于跨临界两级蒸气压缩膨胀制冷循环中的综合性能要优于co2。在所选定的工况范围内,n2o系统的ccop值(性能系数)比co2最多提高9.6%,当气冷器出口温度越低、蒸发温度越高时,n2o系统的ccop值增加越明显;n2o系统的最优高压压力远低于co2,在气体冷却器出口温度为40&c时,最优高压侧排气压力最多降低了16.2%;n2o系统在排气温度、单位质量制冷量方面也较co2具有优势。最后提出通过降低气体冷却器出口温度来提高跨临界带膨胀机制冷循环性能和降低最优高压侧排气压力的观点。参数表ccop:性能系数;popt:最优高压侧排气压力;pmid, opt:最优中间压力;h:焓值;te:蒸发温度;tc:气体冷却器出口温度;w:功率;q:制冷量;g:压缩机绝热效率;e:膨胀机效率;1、2、2s、3、4、4s、5、6、6s:各状态点。1 引 言co2制冷剂不破坏臭氧层、无毒、不燃和良好的热物性,成为很有潜力的hfc替代物,近些年已经引起广泛关注。但其临界温度低,循环通常在跨临界条件下运行,由于系统的运行压力比常规制冷剂高很多,加上压差较大,所以节流损失严重,因而系统的效率较低。为了改善和提高co2跨临界制冷循环的性能,国内外许多学者引入了膨胀机和两级压缩系统,对co2跨临界循环做了大量研究[1-6]。早在1993年,lorentzen建议用膨胀机回收功,这样可大大降低了压缩机耗功,系统的性能系数可以提高50%[1]。robinson和groll等对带膨胀机和没带膨胀机的co2跨临界循环进行了对比,表明利用膨胀机代替节流阀可以提高co2跨临界制冷循环的能效比[2]。王景刚、马一太等对co2双级压缩带膨胀机制冷循环进行了研究,分析了系统的性能、热力完善度等,并与节流膨胀co2双级压缩跨临界循环和r22简单制冷循环做了对比[3]。杨俊兰等研究了co2在跨临界膨胀机循环的最佳高压压力,对带膨胀机跨临界循环的最佳高压压力进行了计算和数据回归,并给出了计算关联式[4]。谢英柏等对co2双级压缩跨临界进行了热力学分析,通过采用双级压缩提高跨临界循环的性能[5]。huff对3种不同形式的co2跨临界双级压缩循环进行了研究,结果标明,相比于单级循环,系统性能最多提高了38% -63%[6]。尽管目前co2跨临界循环在制冷、热泵的各个应用领域迅速发展,但其系统能效低、排气压力偏高的问题依旧没有解决。n2o作为另一种天然制冷剂,它的性质和co2相似,见表1[7]。二者的相对分子质量、临界温度、临界压力接近;n2o的三相点温度-90.82&c,远低于co2的-56.558&c,可以应用于更低温的领域;n2o的gwp(温室效应潜能值)为240,高于co2,但n2o毒性低于co2,属于较为环保的制冷剂。目前国外将n2o用于制冷循环中研究的很少,国内至今还没有文献公开发表。kruse等[7]在复叠制冷循环r23/r134a中用n2o代替r23,通过理论研究表明性能并没有降低。dinicola等[8]在复叠制冷循环中用n2o和co2混合作为低温级代替r23,高温级用r404a,进行了相应的理论研究。bhattacharyya等[9]将n2o作为低温级, co2作为高温级,对n2o/co2复叠制冷/热泵循环进行了理论研究。以上针对n2o的研究均是应用于复叠制冷领域,将n2o应用于跨临界循环中的研究较少。jaharsarkar等[10]理论研究了跨临界n2o单级压缩循环中的情况,但文章仅比较了n2o和co2在单级压缩跨临界循环系统中的性能,考虑到两级压缩和加入膨胀机均能提高系统能效,而对于n2o两级压缩跨临界循环国内外还没有学者研究过。本文作者建立了相应的两级压缩跨临界循环的理论模型,并在系统中用膨胀机代替节流阀,通过理论计算比较了co2和n2o的性能,并提出了增加系统性能和降低最优高压压力的可行方法。2 计算模型的建立本文给出的n2o跨临界两级压缩带膨胀机制冷循环流程图如图1所示,循环流程的t-s图如图2所示。蒸发器出口为饱和蒸 气状态,经过压缩机1由状态点1压缩到状态点2,然后经过第一级气体冷却器,等压冷却到状态点3,再经过压缩机2压缩至状态点4,经过第二级气体冷却器等 压冷却到状态点5,经过膨胀机做功,乏气进入两相区状态点6,最后蒸发到饱和状态点1完成整个循环。该流程利用膨胀机回收膨胀功来提高制冷循环的能效,利 用膨胀机和两台压缩机同轴联结来实现这一技术特点。2.1 模型假设进行该跨临界两级压缩循环分析前,先进行如下假设:(1)蒸发器出口制冷剂是饱和气体;(2)忽略制冷剂在管路及换热器中的流动损失;(3)气体冷却器的冷却过程为定压过程,压缩过程绝热多方过程;(4)两个气体冷却器的出口温度相同;(5)各过程处于热力学平衡状态,其物性参数及速度在同一个截面上是不变的,看作一维过程;(6)膨胀机输出膨胀功完全提供给压缩机,且膨胀过程为绝热多方过程。2.2 计算方法单位质量制冷量:第一级压缩机耗功:第二级压缩机耗功:膨胀机输出功:系统效率:最优高压侧排气压力定义为当系统ccop值最优时的高压侧排气压力,最优高压侧排气压力popt由如下方法得到:每隔10kpa步长取一个高压侧排气压力,系统最佳ccop值对应的便是最优高压侧排气压力。最优中间压力均取值:&1、&2分别为压缩机的绝热效率,&为膨胀机的绝热效率,对于压缩机绝热效率均取定值0.7,而膨胀机效率取0.8。其中膨胀机效率定义为:通过上述理论模型,并结合热物性计算子程序-n2oprop.[11]和-co2prop.[12]编写了相关的程序计算系统的性能参数。3 计算分析3.1 最优高压侧排气压力分析对于co2和n2o跨临界两级压缩带膨胀机的系统,系统的高压气体冷却器侧最优高压压力均取对应最优ccop时 的压力。由如下方法得到:每隔10kpa步长取一个高压侧排气压力,系统最优ccop所对应的高压侧排气压力便是最优高压侧排气压力。图3-图5分析了最 优高压侧排气压力随气体冷却器出口温度、蒸发温度、膨胀机效率的变化情况,在计算过程中压缩机的等熵效率均取定值0.7。如图3,当膨胀机效率取0.8、蒸发温度取7&c不变时,气体冷却器温度由35&c增加到55&c时, co2和n2o系统的最优高压压力分别增加了80.6%和77.9%。如图4,当膨胀机效率取0.8、气体冷却器温度取40&c不变时,随蒸发温度的增加,co2和n2o系统的最优高压压力成线性减小趋势,但变化幅度不大,当蒸发温度从-30&c变化到10&c时,co2和n2o系统的最优高压侧排气压力分别减小了4.8%和4.1%;如图5,当蒸发温度取7&c、气体冷却器温度取40&c不变时,最优高压侧排气压力随膨胀机效率的增加略有下降,变化幅度较小。当膨胀机效率从0.4变化到1. 0时, co2和n2o系统的最优高压侧排气压力分别减小了5.4%和3.5%。可见,co2和n2o系统的最优高压侧排气压力均主要受控于气体冷却器的出口温度,蒸发温度和膨胀机效率对其影响不大。对于co2和n2o跨临界两级压缩带膨胀机循环来说,气体冷却器出口温度是影响最优高压侧排气压力的决定因素。在调节系统时,要设法降低气体冷却器出口温度,这样可以使系统在更加安全高效的工况下运行。由图3-图5还可以看出,n2o系统的最优高压压力要低于co2系统,如图4中所示,取气体冷却器出口温度40&c,蒸发温度-30&c时,n2o系统的最优高压压力相比于co2系统降低了16.2%左右,减小了目前co2跨临界循环系统排气压力过高的问题。可见从高压侧排气压力考虑,n2o系统要优于co2系统。3.2 气体冷却器出口温度对系统性能的影响分析通过上述分析,气体冷却器出口温度对于系统最优高压侧排气压力的影响很大,故以下主要讨论气体冷却器出口温度对于系统性能的影响情况。对于co2和 n2o两级压缩带膨胀机跨临界循环系统,以下分析均基于各个工况点所对应的最优高压侧排气压力。蒸发温度分别取7&c、-23&c,气体冷却器出口温度由 35&c变化到55&c,膨胀机效率取0.8,压缩机的绝热效率均取0.7。系统各参数随气体冷却器出口温度的变化情况见图6-图9。由图6表明,n2o系统和co2系统高压侧的排气温度均随气体冷却器出口温度增加而增大,随蒸发温度的升高而降低。n2o的排气温度比co2低,当蒸发温度较低时,二者的差距更为明显,而当蒸发温度较高时,排气温度相差不大。可见气体冷却器出口温度对于n2o和co2系统排气温度的影响类似,就排气温度而言,n2o系统更低。由图7、图8可以看出,n2o和co2系统的ccop值、单位容积制冷量随着气体冷却器出口温度和蒸发温度的变化趋势相同:均随气体冷却器出口温度的升高而降低,随蒸发温度的增加而增大。n2o系统的ccop值要高于co2,并且当气冷器出口温度越低、蒸发温度越高时, n2o系统的ccop值增加越明显,其中n2o的ccop值比co2最多高出9.6%(见图7),这主要是由于n2o的最优高压侧排气压力要比co2低(见图3-图5),导致在节流过程中的压降降低,节流损失减小,从而提高了n2o系统的ccop值。但是,由于n2o系统的压缩机吸气口密度要小于co2系统,导致co2系统的单位容积制冷量要高于n2o,当蒸发温度越低时,二者单位容积制冷量越接近(见图8)。由图9可以看出,n2o和co2系统的单位质量制冷量均随气体冷却器出口温度和蒸发温度增加而减 小,这主要是由于当气体冷却器出口温度增加时,在系统t-s图上,节流前状态点向右上方移动,导致节流后蒸发器进口干度增大,使得蒸发过程的焓差减小,故 单位质量制冷量减小。当蒸发温度增加时,此时气体冷却器出口温度不变,但最优高压侧排气压力减小(见图4),同样使得节流后蒸发器进口干度增加,导致单位 质量制冷量减小。并且通过图9可以明显看出,n2o系统的单位质量制冷量要高于co2系统。结合图3和图7可以发现,对于两级压缩带膨胀机跨临界循环系统,n2o在系统能效和排气压力方面均明显优于co2系 统。并且在调节系统时,要设法降低气体冷却器出口温度,这样不仅能够提高系统的性能(见图7),而且能够降低循环的最优高压侧压力(见图3),使系统在更 加安全高效的工况下运行。在实际应用中,气体冷却器出口温度受到外界冷却介质影响,所以对于使用跨临界循环的冷水机组或风冷空调,设法采用较低的冷却介质 进口温度或加大流量来尽可能的降低气体冷却器出口温度。以此提高系统的性能和降低最优高压侧排气压力。4 结 论通过建立跨临界两级蒸气压缩带膨胀机制冷循环理论模型,对比分析了在此循环下n2o和co2系统的性能,得出以下结论:(1)n2o和co2的热物性非常接近,在所研究的制冷系统中,蒸发温度、气体冷却器出口温度、膨胀机效率对于n2o和co2系统性能的影响规律相似。co2和n2o系统的最优高压侧排气压力均主要取决于气体冷却器的出口温度,而受蒸发温度和膨胀机效率的影响较小。(2)在所选取的工况下,n2o在系统能效和排气压力等参数上要优于co2,其最优高压侧排气压力要低于co2系统,ccop值要高于co2系统。当气冷器出口温度越低、蒸发温度越高时,n2o系统的ccop值增加越明显,其中n2o的ccop值比co2最多高出9.6%。(4)在所选取的工况下,n2o系统的排气温度低于co2系统,单位质量制冷量要高于co2系统,但n2o的单位容积制冷量略有降低。(5)针对n2o和co2跨临界两级蒸气压缩带膨胀机制冷系统的特点,提出了降低气体冷却器出口温度来提高n2o和co2系统性能和降低最优高压侧排气压力的方法,使系统能够在更加安全高效的工况下运行。综合上述结论,在两级压缩带膨胀机的跨临界循环中,n2o系统的整体性能要优于co2,并且在系统能效和排气压力方面相比于co2具有很大的优势。目前n2o在跨临界研究领域基本上处于空白,所以对于n2o跨临界循环做进一步的理论和实验研究是十分具有意义的。参考文献1)lorentzen g,pettersen j.a new, efficentand environmentally benignsystem for car air conditioning[j].international journal ofrefrigera-tion,):4-12.2)robinson dm, grollea.efficienciesof transcriticalco2cycleswithand without an expa-nsion turbine[j].int. j.refrig.,):577-589.3)王景刚,马一太,魏东,等.co2跨临界双级压缩带膨胀机制冷循环研究[j].制冷学报,):6-11.4)杨俊兰,马一太,曾宪阳,等.co2跨临界膨胀机循环最佳高压压力计算[j].流体机械,):62-66.5)谢英柏,孙刚磊,刘春涛,等.co2跨临界双级压缩制冷循环的热力学分析[j].化工报,):.6)hans-joaching huf,f yunho hwang,reinhard radermacher.optionsfor a two-stage transcritical carbon dioxide cycle[a].in: preliminaryproceedings of the 5thiir-gustar lorentzen conference on naturalworking fluids[c].guangzhou,.7)kruseh,russmann.the natural fluid nitrous oxide-an option as sub-stitute for low temperatrue synthetic refrigerants[j].int.j.refrigera-tion,):799-806.8)di nicola g,polonara f,santori g. cascade cycles operating withco2+n2o binary systems as low temperature fluid:experimental re-sults[j].int.congress ofrefrigeration,2007,beijing.9)souvik b,anirban g,sarkar j.thermodynamic analysis and optimiza-tion of a noveln2o-co2cascade system for refrigeration and heating[j].int.j.re.f, ):1-8.10)sarkar j,souvik b.optimizaton of a transcriticaln2o refrigeration/heat pump cycle[r].international institute ofrefrigeration 8thgustavlorentzen conference on naturalworking fluids.copenhagen,-971.11)mclindenm o,lemmon e w.2001,nist reference fluid thermody-namic and transportproperties-pefprop version 7.12)sarkar j,souvik b, ramgopalm.optimization of a transcritical co2heat pump cycle for simultaneous cooling and heating applications[j].int.j.re.f,):830-838.
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提高co2跨临界循环效率的方法
    摘 要针对co2跨临界循环的特征,阐述了几种提高循环效率的方法,其中包括采用涡流管或者膨胀机代替膨胀阀,采用两级压缩、中间冷却技术等等。论述了涡流管代替膨胀阀提高系统效率的方法、原理,并介绍了一种适合小型制冷系统的新型气缸活塞式膨胀机。另外,还叙述了co2跨临界循环系统采用两级压缩、中间冷却时,最佳中间压力的确定原理以及方法。引言随着人们环保意识的逐渐增强,在制冷和空调工业中,自然制冷剂越来越受到人们的关注。在这些自然制冷剂中,co2是一种很有前途的制冷剂,它没有毒性,不可燃,价格低廉,对大气臭氧层没有破坏,而且全球变暖潜势值几乎为0。co2的基本跨临界循环(图1)的循环效率比原有的cfcs和hcfcs蒸气压缩式制冷系统低,提高co2跨临界循环的效率,是用co2跨临界循环替代cfcs和hcfcs制冷循环的一个关键问题。近年来有不少研究者对提高co2跨临界制冷循环效率的方法进行了研究。robinson[1]等人的研究表明,在co2基本跨临界循环系统中加入回热器,用蒸发器出口的冷蒸气冷却气体冷却器出口的制冷剂,制冷系统的cop可以提高大约7%。friedrich kauf[2]发现co2跨临界制冷循环存在一个最佳高压压力,这个高压压力下的循环效率比其它压力下高。采用了上述这些措施之后,co2跨临界循环制冷系统的cop仍然比cfcs和hcfcs蒸气压缩式系统低很多。本文阐述了近年来国内外一些提高co2跨临界循环效率的方法,这些方法与上述措施相比,能够更好地提高系统的效率。1 提高co2跨临界循环效率的有效方法提高co2跨临界循环的效率有两个途径:①制冷量不变时,减小压缩机的耗功;②压缩机耗功不变时,增大制冷量。为了减小压缩机的耗功,可以采用高效压缩机来减小压缩过程中的不可逆损失;也可以采用两级压缩、中间冷却等技术来减小压缩机所需的理论压缩功。要增大制冷量,可以通过减小膨胀过程的不可逆损失来实现。与传统的蒸气压缩式制冷循环不同,co2跨临界制冷循环系统中节流过程的不可逆损失很大,robinson[1]的仿真计算结果表明,节流过程的不可逆损失是co2跨临界循环各个环节的最大不可逆损失(在此仿真计算中,压缩机的效率较高)。1.1 减小膨胀过程的不可逆损失为了减小膨胀过程的不可逆损失,可以用涡流管或者膨胀机来代替基本跨临界循环中的膨胀阀。1.1.1 涡流管膨胀涡流管中存在着能量分离效应,又称为ranque-hilsch效应,如图2所示。高压中温气体从进口喷嘴进入涡流管,在紧邻入口的出口端,低压低温的流体从一个中心孔板中流出;而在另一出口端,紧靠壁面处流出的是低压高温气体。利用涡流管的ranque-hilsch效应,用涡流管代替膨胀阀,可以提高co2跨临界循环的效率。采用涡流管膨胀装置的co2跨临界循环系统如图3所示。如图3所示,从气体冷却器出来的制冷剂气体经过回热器之后,进入涡流管,由于ranque-hilsch效应,蒸发压力下的co2饱和液体从涡流管的冷端7流出,过热的co2蒸气从涡流管的热端8流出,然后进入辅助热交换器,向环境放热后与来自冷端7的co2饱和液体混合,进入蒸发器吸收热量。在蒸发压力、冷凝压力、制冷剂流量及压缩机的功耗相同时,要使采用涡流管的co2跨临界循环的效率比采用膨胀阀的高,前者蒸发器入口处制冷剂的干度必须比后者低。涡流管的能量守恒方程为:qm6h6= qm7h7+ qm8h8如果7点和8点的co2绝热混合,则混合结果与膨胀阀的膨胀结果相同。但是如图所示,8点的气体在辅助热交换器中放热后,再与7点的二氧化碳饱和液体混合,所得到的两相流混合物的干度就比通过膨胀阀的低。在相同的制冷剂流量下,采用涡流管的co2跨临界循环具有更大的制冷量,性能系数更高。因此,要采用涡流管来提高co2跨临界循环的效率,必须保证图3中8点的温度高于环境温度,这就要求涡流管具有一定的效率(涡流管效率为。d li[3]等人的仿真计算表明,在所选定的工况下,当涡流管的效率为0.5时(热力学第二定律所限定的最高效率),与采用膨胀阀的co2跨临界制冷循环相比,性能系数提高了37%,可见采用涡流管代替膨胀阀,制冷系统的效率可以得到很大的提高。1.1.2 膨胀机膨胀采用膨胀机膨胀,除了可以减小蒸发器入口处的干度,还可以回收膨胀功,因而可以提高制冷系统的效率。d li[3]等人的研究中发现在与上述的涡流管相同的运行工况下,膨胀机的等熵效率为0.9时,co2跨临界制冷循环的性能系数也提高了37%。常用的膨胀机有两种:气缸活塞式膨胀机和透平膨胀机。据已有的研究表明,系统的制冷量为10 kw时,透平膨胀机的转子直径小于1 cm,转速达到150万r/min。对于如此小的尺寸,尺寸公差对膨胀机的效率的影响是很大的,但要保证小公差是困难的,并且会增加膨胀机的制造费用。因此,气缸活塞式膨胀机更适合于应用广泛、冷量较小的制冷系统。j s baek[4]等人设计了一套气缸活塞式膨胀装置,如图4所示。这套装置采用双气缸、双活塞结构,两活塞曲轴的转角相隔180b,处于进气或膨胀过程的活塞给另一个反向运动的活塞提供动力。该装置采用快速响应电磁阀作为进、排气阀,根据膨胀机中各过程起始点、终点的位置以及电磁阀的滞后时间来确定发出阀开启、截止信号的时间。另外,由于膨胀机中co2的压力很高,可以预见膨胀装置中的泄漏是比较严重的。为了减小泄漏,将这个装置安装在一个密封的壳体内是很有必要的,此壳体内的压力保持为排气压力。在测试实验中发现,采用这套膨胀装置,不回收膨胀功时,制冷系统的性能系数可以提高5%左右;回收膨胀功时,制冷系统的性能系数可提高10%以上(膨胀功利用实验数据计算出来,计算值比实际值小,实际的cop应该提高更多)。可见,利用膨胀机代替膨胀阀,制冷系统效率的提高还是比较大的。1.2 减小压缩功采用两级压缩、中间冷却是减小压缩机功耗、提高系统效率的常用方法,这种制冷系统存在着一个最佳中间压力。对于采用hcfc作为制冷剂的典型的两级压缩、中间冷却系统(两级压缩机的入口温度相同),最佳中间压力大致为即对于上述制冷系统,制冷系统的制冷量不变时,两级压缩机的压力比接近相同时,压缩机的功耗最小。但对于co2跨临界循环来说,由于从亚临界区过渡到超临界区的一段范围内co2的等温线独有的特征,要保证在相同制冷量下压缩机的总功耗最小,两级压缩机的压力比是不同的,第一级压缩机的压力比远远大于第二级压缩机的。j s baek[5]对两级压缩、中间冷却的co2跨临界循环进行了仿真计算。如图5所示是低压压力为3.5 mpa、高压压力为10 mpa、第一级压缩机的吸气温度20℃、环境温度为35℃时的理想循环的性能系数和第一级压缩机的压力比的关系图,其中中间冷却器采用环境空气冷却。如图所示,当第一级的压缩机的压力比从1开始增加时,系统的性能系数和hcfc系统一样,性能系数开始增加。但是第一级压缩机的压力比超过平均压力比时,压缩机的性能系数仍然继续增加;在最大cop出现的地方,出现一个尖峰;第一级压缩机的压力比大于最大cop值对应的压力比之后,cop值开始迅速下降。另外,当第一级压缩机的压力比在1到1.25之间时,性能系数曲线的斜率为0,此时该循环的性能系数与基本co2跨临界循环相同。这是因为第一级压缩机出口的气体温度低于环境温度,仿真计算中,中间冷却器的作用被忽略了。如图5所示,当第一级压缩机的压力比达到2.25时,cop值突然迅速升高,在压力比为2.32时,cop达到最大值,这是由于压缩机耗功的突然减小导致的。如图6所示,当第一级压缩机的压力比为2.25,第二级压缩机的耗功突然减小,在第一级压缩机的压力比为2.32时,两级压缩机的总耗功最小,因而cop达到最大值。压缩机耗功出现上述特征,是由于co2跨临界循环的热力特征决定的。图7所示为两级压缩、中间冷却co2跨临界循环在等压力比和最佳压力表不同的压力比)。如图所示,当中间压力(第二压缩机的进口压力)超过临界压力时,等温线的斜率几乎为0,第二级压缩机的入口co2状态很快移到焓值比临界点更小的区域,该区域等熵线比一般的过热区域更陡,第二级压缩机的耗功减小很快,压缩机的总耗功相应迅速减小,因而cop值突然迅速升高。在等温线的斜率发生很大的变化之前,总压缩功达到最小值,cop达到最大值,对应的状态点为2cd图中的点。值得注意的是,当系统运行在最佳中间压力下时,中间冷却器的焓差比气体冷却器大很多,中间冷却器此时变成了系统中的主换热器。另外,如果采用膨胀机代替膨胀阀,当膨胀机的效率为50%时,膨胀机的输出功与最佳中间压力下第二级压缩机所需的压缩功大致相等,这种匹配有利于直接利用膨胀机的输出功。在j s baek[5]的仿真计算中,对于不同的运行工况,采用最佳压力比时的cop比采用等压力比时提高11%~29%,尤其是在循环中引入了膨胀机(效率为50%)后,其cop比基本跨临界循环大33%(对于图7中的工况)。2 结论本文对提高co2跨临界循环效率的方法进行了讨论,降低膨胀过程的不可逆损失、减小压缩机所需的理论压缩功是提高co2跨临界循环效率的两种有效方法。co2基本跨临界循环中膨胀过程的不可逆损失很大,用涡流管或者膨胀机来代替膨胀阀可以有效的降低不可逆损失;采用两级压缩、中间冷却循环,在最佳的中间压力下,可以减小压缩机所需的压缩功,尤其是与膨胀机结合使用时,可以有效的提高co2跨临界循环的效率。随着各种提高co2跨临界循环效率方法的发现,这种制冷循环将会越来越接近实用,应用将会越来越广泛。参考文献1 douglas m robinson and eckhard a groll. efficiency of transcritical co2cycles with and without an expansion turbine. inter-natinal journal of refrigeration, ): 577~5892 friedrich kauf. determination of the optimum high pressure for transcritical co2-refrigeration cycles. international journal ofthermal science, ): 325~3303 d li, j s back, e a groll, p b lawless. thermodynamic analysis of vortex tube and work output expansion devices for thetranscritical carbon dioxide cycles. proceedings of the 4th iir-gustav lorentzen conference on natural working fluids at pur-due, 20004 j s baek, e a groll and p b lawless. development of a piston-cylinder expansion device for the transcritical carbondioxide cycle. proceedings of ninth international refrigeration and air conditioning conference at purdue, 20025 j s baek, e a groll and p b lawless. effect of pressure ratios across compressors on the performance of the transcriticalcarbon dioxide cycle with two-state compression and intercooling. proceedings of ninth international refrigeration and airconditioning conference at purdue, 2002作者：徐明仿 杜维明 宋 飞 成耀龙
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