资源描述
1. 景区简介. 1201.1. 背景. 1201.2. 历史和再造的CO2. 1221.3. 论文结构. 1232. 二氧化碳的性质. 1232.1. 热力学性质. 1242.2. 运输性质. 1273. 跨临界蒸汽压缩循环. 1283.1. 跨临界循环原理. 1283.2. 高侧压力的控制方法. 1293.2.1.3.2.2.高侧电荷控制系统. 129高侧音量控制系统. 1303.3. 热力学损失. 1313.4. 热泵和热回收跨临界循环系统. 1313.4.1. 在排热温度滑移. 1313.4.2. 加热和制冷能力的特点. 1313.5. 方法温度及其重要性. 132*相应作者.电话.:82-42-869-3089;传真:82-42-869-3210.电子邮件地址:(M.-H.Kim).0360-1285/$-seefrontmatterq2003PublishedbyElsevierLtd.doi:10.1016/j.pecs.2003.09.002在CO2蒸气压缩系统的基本过程和系统设计问题Man-HoeKima,*,JosteinPettersenb,ClarkW.Bullardc 机械工程系，韩国科学技术院，科学城，305-701大田，韩国能源和过程工程，特隆赫姆挪威科技大学，NO-7491挪威，机械与工业工程，伊利诺伊大学厄巴纳-香槟分校，1206西绿街，香槟，IL 61801，美国2003.02.25 Received ：2003.0.9.15 accepted本文介绍了最近的事态发展和国家的最先进的CO2跨临界循环技术在各种制冷，空调和热泵应用。重点将放在基本工艺和系统设计问题，包括特征和CO2，性质的讨论循环的基础，高侧压力的控制方法，热力损失，周期的修改，部件/系统设计，安全因素，和有前途的应用领域。本文提供了一个文献回顾，并讨论了CO2在发展的重要趋势和特点技术在制冷，空调和热泵应用。先进的循环设计方案也作了介绍建议的基本周期可能的性能改进。摘要 q 2003由Elsevier出版有限公司关键词：天然制冷剂；CO2（r-744）；跨临界循环；蒸汽压缩系统；制冷；空调；热泵；压缩机；换热器能量与燃烧科学进展30（2004）119-174 目录 120M.-H.Kimetal./能量与科学的进展30(2004)1191743.6. 跨临界系统的能源效率分析. 1324. 改进周期 . 1334.1. 内部热交换循环. 1334.2. 工作恢复扩张. 1344.3. 两级循环. 1354.4. 闪蒸气体旁路 . 1365. 传热与流体流动. 1375.1. 超临界流体的传热和压降. 1375.2. 流汽化的传热和压降. 1385.3. 两相流流型. 1386. 高工作压力的相关问题 . 1396.1. 高压压缩. 1396.2. 高压换热. 1396.3. 紧凑的设备. 1396.4. 高压安全问题. 1406.4.1.6.4.2.爆炸能量. 140沸腾的液体爆炸. 1417. 构件设计 . 1427.1. 压缩机 . 1427.2. 换热器. 1447.2.1.7.2.2.7.2.3.气体冷却 . 146蒸发器. 148内部热交换器. 1497.3. 其他成分 . 1507.3.1.7.3.2.7.3.3.润滑油. 150弹性体. 150阀门的控制. 1508. 应用领域. 1508.1. 汽车空调. 1518.2. 汽车加热. 1548.3. 住宅冷却. 1558.4. 住宅供暖 . 1568.4.1.8.4.2.直接加热空气. 157循环加热空气. 1598.5. 水加热 . 1608.6. 环境控制单元. 1628.7. 冷藏运输. 1638.8. 商业制冷. 1638.9. 烘干机. 1649.结束语. 165致谢 . 169压焓图和CO2饱和特性 . 169参考文献. 169在过去的几十年里，制冷，空调，热泵行业已被迫通过巨大改变去限制制冷剂造成的变化。转换臭氧友好的无氯物质至今还未找到，作为HCFC流体仍然需要更换，主要涉及R-22空调和热泵应用。HFC制冷剂曾经预期可以接受的永久性替代流体现在的调节物质，由于其对列表气候变化 1 ，并有越来越多, 的关注将来使用。全球变暖潜力（GWP）是一指数，这是一种温室气体CO2的潜力。在100年期间排放。如表1所示，该HFCS GWP（R-134a，R407C，R-410A）是在13001900二氧化碳GWP1有关的命令；和HFCS都包括在温室气体覆盖1.1.背景1.景区简介 M.-H.Kimetal./能量与科学的进展30(2004)119174121命名TeaiTex蒸发器的空气入口温度,8C在气体冷却器出口处的制冷剂温度, 8C蒸发温度, 8C变暖影响总当量容积, m3室外空气流量, m3/min室内空气流速, m3/min比容积, m3/kg特定压缩机工作, kJ/kg质量COP性能系数cpFcG比热,kJ/kgK压缩机转矩Nm质量通量,kg/m2sT0TEWIVGWPh全球变暖潜能焓,kJ/kgVcVevHPFHSPFHXwx1hisklmprsIHX内部热交换器(吸入管路液体线换热器)有效性等熵效率LLMTD内部热交换器长度,m对数平均温差,8C or K制冷剂充注量,kg热导率, W/mK容积效率粘度, kg/msmmrNTU制冷剂质量流量,g/s传质单元数压力比密度, kg/m3表面张力, N/mODPP臭氧消耗潜能压力,bar or MPapmPrQ平均有效压力e,bar普朗克数能量,kW下标热通量,kW/m2f液体蒸汽qgq0qvRHs具体制冷量,kW/kg容积制冷量,kJ/m3相对湿度,%maxoptpseudoref最大的最佳的伪临界参考点熵,kJ/kgK季节性能系数温度,8CorKSPFT表一一些制冷剂的特点R-12R-22R-134aR-407CaR-410AbR-717R-290R-744ODP/GWPc1/8500N/N0.05/1700N/N0/1300N/N0/1600N/N0/1900N/N0/00/30/1易燃性 /毒性Y/YY/N44.1242.14.2596.70.110.743907?N/N分子量(kg/kmol)正常沸点性(8C)临界压力(MPa)临界温度(8C)减压e减温f制冷容积(kJ/m3)120.9229.84.1186.5240.84.97102.0226.24.0786.2243.84.6472.6252.64.7917.044.0278.47.3831.10.470.90225451869233.311.42133.00.04112.00.0796.0101.10.0786.170.20.100.110.160.710.740.730.760.790.67273419314356193628681990402919986763199843821859作为制冷剂的第一个商业用途a三元混合物的R-32/125/134a(23/25/52,%).b 二元混合物的R-32/125(50/50,%).c 全球变暖的潜在关系100年的积分时间，从政府间气候变化专门委员会(IPCC).d ASRAE手册2011基础.e比饱和压力在0摄氏度下的临界压力.f 273.15KF值（0 8C）在开尔文的临界温度.g 容量制冷量 at 08C.供热性能系数供热季节性能系数换热器 122M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174图1论文对二氧化碳的数量作为一个主要的制冷剂在IIRGustav Lorentzen的天然工质会议。CO2是一个老的制冷剂，因此它是自然的通过简要回顾历史开始的纸碳”的系统，本节概述的早期历史，包括一些意见，为什么使用下降后的世界二次大战。CO2最近的复苏也进行了讨论。在第一年的第二十个世纪，二氧化碳广泛使用的一种制冷剂，主要的海洋生态系统，但在空调制冷和固定应用.Alexander Twining似乎是第一个提出的二氧化碳在他的1850名英国专利京都议定书。京都协议尚未生效由于已批准它不是足够的国家的数目，但肯定是京都精神获得动力和一些将在合理的实现水平是否批准或不 2 。从2008开始，重点含氟化合物的温室效应有LED到提出的逐步淘汰制冷剂R-134a在移动在欧盟的空调，在这种情况下，这是不足为奇的行业寻找完全不同的长期的解决方案。而不是继续寻找新的化学品，有一个越来越大的兴趣在基于生态安全技术自然”的制冷剂，即流体如水，空气，惰性气体，碳氢化合物，氨和二氧化碳。在这些，二氧化碳（CO2，r-744）是唯一的非易燃non-toxic1流体，也可以在蒸汽压缩操作周期在8C。因此，CO2所提供的潜力基于在系统环境和人身安全成熟的和成本有效的伊万斯帕金斯循环。在10年的CO2是制冷重新发现” 3 ，已经有相当大的增加的兴趣和发展活动的国际。自1994，论文对CO2的数量作为一个主要的制冷剂在对自然的两年一度的IIR会议上提出工作流体的增加显著，图1所示。 4 制冷剂，但第一CO2系统直到19世纪60年代后期的建美国南卡罗来纳州洛涛 5 。罗威，谁收到1867一个英国的专利，并没有进一步发展自己的思想 6 。在欧洲，卡尔林德建立第一个CO2机1881 7 。弗兰兹温德豪森德国先进的技术相当，并被授予英国专利1886。公司J.E厅在英国购买1887专利权后，进一步提高了技术，霍尔开始制造约1890 6 。霍尔18895第一级CO2机。主要应用在船舶制冷，一场在二氧化碳作为制冷剂为主，直到19501960在图2所示的【8】。在欧洲，CO2的机器都是唯一的选择，因为对有毒或易燃的使用受到法律的限制制冷剂的NH3和SO2 9 。在美国，CO2用于制冷系统从1890左右，从约1900 6 冷却舒适。制冷应用包括小型蓄冷系统，食品市场，展示柜，厨房与餐厅系统，而舒适冷却系统安装例如在客船，医院，电影院和餐馆。这些系统大多采用氯化钙溶液作为载冷剂。压缩机运行缓慢的双或单动十字头机大气的曲轴箱压力，和膨胀阀通常是手动控制的类型。冷凝器经常的水冷式双管单位 4 安全与制冷剂的NH3和SO2给了CO2对船和公众的偏好建筑。常见的缺点，CO2有能力和高散热损失低的警察温度，比其他常用制冷剂。尤其是在温暖的气候，这给了CO2的缺点。制冷剂在高压下是难以遏制密封技术可在那个时候。通过操作超临界高压侧压力或不同的两个阶段安排，工作能力和效率损失可能减少，所谓的多个压缩效应。1 这是从呼吸的空气和高浓度CO2的生理效应。最大容许浓度45%体积似乎是一个合理的限度。图2。在现有的海上货物运输设施按照Lloyd的寄存器 8 的主制冷剂的使用比例。1.2.历史和再造的CO2 M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174123在1905年，作为设计Voorhees，是其中的一个例子所作的改进。当超临界高压侧手术是必要的，这是由充电更获得制冷剂进入系统随着CFC流体在20世纪30年代和世纪40年代，这些“安全制冷剂的最终取代旧的在大多数应用中的工作流体。虽然主要他们支持改进的安全性比较流体如氨和二氧化硫，二氧化碳也通过这一过渡到CFC流离失所。没有任何单一的原因为什么使用CO2下降，但许多因素可能导致。这些因素包括高压遏制的问题，在高容量和效率损失温度（使用空气冷却加重而不是水），CFC产品积极的市场营销，在竞争系统的低成本的管组件，和一个失败CO2的系统制造商提高和现代化随着CFC问题成为了一个迫切的问题在20世纪80年代后期，整个行业正在寻找可行的制冷剂替代。在挪威，教授古斯塔夫洛伦岑认为，老工质CO2能有一个复兴。在1989国际专利申请 11 ，他设计了一个“跨临界二氧化碳循环系统，在高压侧压力是由节流控制阀。一个应用程序系统汽车空调，一个主导部门全球CFC制冷剂排放，并应用在一种无毒、无可燃制冷剂需要。潜在的更紧凑的组件由于高压力也是一个有趣的特征1992，洛伦岑和佩特森 3 发表了第一篇实验结果对原型CO2系统汽车空调。比较了一个国家的最先进的R-12系统和实验室之间等换热器尺寸的原型系统设计点的能力。虽然简单的周期计算表明，CO2系统的效率不如，一些实际因素，实际这两个系统相同的效率.基于这些和其他的结果，CO2的兴趣为制冷剂大大增加整个90年代，尽管阻力从氟碳行业 12 和汽车行业的 13 保守的部分。一个发展合作项目数发起的行业和研究机构，包括欧洲的工业财团项目“汽车空气种族”空调，欧洲的coheps项目对CO2热泵，和二氧化碳的活动在国际能源署（国际能源署）在正常的工作附件在CO2流体和选定的问题。应用。世界上最近的研究结果表明可能的应用，介绍了为特定的目的和障碍需要克服商业化之前历史和再造的CO2已被引入在第1节，因为它不是一个新的制冷剂。CO2的热力学和输运性质的不同于传统的制冷剂和所有对系统设计中的重要，尤其是对周期模拟，传热和压降的计算。第2节提出的CO2及其性能的比较与其他制冷剂。3节讨论一些跨临界循环系统的特点。一个大的周期数的修改是可能的，包括压缩和膨胀的分期，分流量，使用内部热交换，和工作产生代替节流膨胀。这些选项在第4节讨论。5部分介绍了传热在CO2系统压降问题，其中重点介绍界流体的流量与蒸发。6部分论述了问题和相关的高的设计特点操作压力。在CO2系统工作压力通常是5高10倍，比传统的制冷剂，这给出了几种效应的影响的组件和它们的性能设计。此外，高压可能创造感知的安全问题，除非潜在的问题是解决好。7节介绍了CO2的系统和这些组件的设计问题障碍需要克服商业化之前。8节介绍了一些可能的应用特定的目的，如移动和住宅用空气空调和热泵应用，环境控制单元，热泵热水器可在市场，除湿机，商用制冷，热回收系统。未来研究的挑战和结语总结在第9节。2.CO2的性质制冷剂性质为热泵系统的设计和它的组件是很重要的。CO2的性能是众所周知的，他们是从所有的传统制冷剂完全不同。表1比较和CO2与其他制冷剂14,15特性。二氧化碳是没有臭氧消耗潜能和一个可以忽略不计的GWP自然不可燃制冷剂。蒸汽压高，其容积制冷量（22545 kJ/m3在0 8C）是3大10倍比CFC，HFC和HC的制冷剂HCFC。临界压力和温度的CO2分别是7.38兆帕（73.8条）和31.1C。这不可能传递热量给周围高于此临界温度冷凝在传统的蒸汽压缩循环。该传热过程（冷却）在跨临界循环的临界点的结果，即亚临界和超临界高压侧压力偏低（为一个单级循环）。1.3.论文的结构本文提供了跨临界CO2述评在各种制冷循环技术，空调和热泵 124M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174下面的章节将讨论CO2的热力学性质和输运，相比其他制冷剂。除非另有说明，所有的热物理性质的计算使用EES（工程方程求解器），采用状态方程的高精度 22 。Fig.3.PhasediagramofCO2.高侧压力和温度在超临界区是不耦合的可独立调节，以获得最佳的运行条件。这可以从相图的观察CO2（图3），温度和三重压力点分别为256.8C和0.5兆帕，在0摄氏度下的饱和压力为3.5 MPa。减少的压力在0 8C CO2为0.47（表1），这是远高于那些传统的流体。由于低的关键温度高，减少CO2压力，低侧情况会更接近临界点比传统的制冷剂。对于输运性质（粘度和热电导率），通过韦索维奇等人的工作。 16 是一个关键的参考。然而，改进的粘度数据通过fenghour等人发表。 17 。虽然早期的粘度数据是基于不一致的部分实验的液体粘度数据和使用单独的气相、液相方程，1998出版的新的实验数据为代表的整个热力表面粘度方程。rieberer 14 开发CO2性能的数据库co2ref，涵盖子和超临界区域。的热力学和输运性质的基础在co2ref是与从VDI吻合良好 18 中采用不同的状态方程，尽管。ASHRAE 19 也提出了表格数据的热物性二氧化碳的性质，包括从三联点的临界点（附录A）。佩特森 20 提出了一些应用程序库co2libCO2性能在师大/SINTEF发达，和他探讨在蒸发特性的性质。Liley和德赛 21 提出的热物理性质（比热，导热系数，粘度，声音的速度，和表面张力）CO2表格。斯潘和瓦格纳 23 ，综述了现有的数据在一个基本方程的亥姆霍兹自由能的显式CO2的形式，提出了一种新的状态方程的热力学性质。在技术上最重要的地区为30兆帕的压力和高达523 K的温度下，该方程的范围从 0.03密度 0.05%估计的不确定性， 0.03到1% 在声音的速度，和0.15至1.5%等压比热。特别的兴趣都集中在关键区域的描述和制剂的外推行为。请注意，CO2在EES 22 的热力学性质提供使用的基本状态方程开发的跨度和瓦格拉 23 。Fig. 4. Pressureenthalpy and temperatureentropy diagrams ofCO2. (a) Pressureenthalpy diagram, (b) Temperatureentropydiagram.2.1.热力学性质 M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174125.Fig.5.EnthalpyandentropychangesofCO2ingascoolingprocess.(a)Enthalpychange,(b)entropychange.Fig.7.SlopeofsaturationpressurecurvedT=dPforrefrigerants. 图4给出了压力焓与温度CO2和更详细的图表熵图可以在其他地方找到 14,19 （附录A）。如图5所示。在恒定的压力，气体冷却过程的焓和熵的变化。在超临界区，和熵与更多的突然变化的临界点附近的温度降低，热焓。压力影响的焓和熵在临界温度以上，而压力的影响很小，低于临界温度随着压力的下降可能会允许更高图6和7的蒸汽压力和边坡的CO2饱和温度曲线相比其他流体。二氧化碳的蒸气压比其他制冷剂高得多，和高陡度的临界点附近的对于一个给定的压力变化提供了一个较小的温度变化。因此，在蒸发器压降相关的温度变化将变得越来越小。例如，在0摄氏度，温度的变化CO2为1 kPa压力降为约0.01 K.另一方面，随着R - 410A型和R-134a相同的压力降给0.04和0.10 K的温度变化，分别，即约4高10倍，如图7所示。高蒸汽压和接近临界在液体完全不同的特征点的结果CO2蒸气密度较其他制冷剂。高密度可能有显着的影响两相流流型在相密度的差异确定相分离的特点，和蒸汽密度对气相流动的动量和剪切汽、液相 20 之间的力。图8和9显示密度在不同的温度和CO2液的几种制冷剂蒸气密度比。随温度的迅速变化在CO2密度临界点，和CO2的密度比小于其他制冷剂。在0 8C，例如，该量（927公斤/立方米）的蒸气密度（98 kg/m3）的二氧化碳是10左右，而R - 410A型和R-134a的分别有65和89的密度比. 126M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174Fig.10.Volumetricrefrigerationcapacityforrefrigerants.Fig.8.DensityofCO2.Fig.9.Ratioofliquidtovapordensityatsaturationforrefrigerants.Fig.11.Surfacetensionforrefrigerants.R - 410A型和R-134a制冷剂蒸气的密度分别为31和14公斤/立方米，分别为32和14%的CO2蒸气密度，分别。CO2的低密度比可以提供更均匀的两相流比其他制冷剂 24 。蒸气密度比液体中起着重要的作用，因为它决定一个蒸发器的流动模式和传热系数较高的蒸气密度使二氧化碳的高容积制冷量，即蒸发蒸汽密度和潜热的产品。温度与二氧化碳增加的容积制冷量，有一个最大的在22 8C，然后再次下降。被定义为零的临界点，如图10所示制冷剂的沸腾和两相流动特性的影响，表面张力。一个小的表面张力降低的成核和生长所需的过热蒸汽气泡，这可能会产生积极的影响传热。润湿性液体的表面张力的影响，从而影响蒸发传热。小的表面张力降低液体表面的稳定性可能会产生负面影响传热由于增加液滴的形成和夹带 20 。图11给出了饱和CO2液体表面张力在不同温度下，相比其他流体。随温度的降低，制冷剂的表面张力为零的临界点。如图11所示，CO2的表面张力小于其它液体。例如在0 8C是0.0044 N / M，这是2.5倍小于R134a的在相同的温度。CO2的表面张力数据可估计的基础上出版Rathjen和施特劳 25 ，和声音数据的速度是由埃斯特拉达亚历山大和特鲁斯勒 26 源。其中一个最重要的特性的超临界流体在临界点附近，其性质的变化在一个等压过程温度迅速，特别是准临界点附近（时的温度比热成为对于一个给定的最大压力）。这可以从图中清楚地看到。12和13，其中等压比热和准临界温度描绘的。应该指出的是，1-ntu或对数平均温差方法要求的比热是恒定的在试验段。 M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174127Fig.12.IsobaricspecicheatofCO2.Fig.13.PseudocriticaltemperatureandmaximumisobaricspecicheatofCO2.因此，当数据被使用的1-ntu或对数平均温差法分析，应慎重调查是否比热为常数。计算了CO2准临界温度使用下面的代数方程 27 Tpseudo=-122:6+6.124P-0.1657P2+01773P2:53-0:P ;75P140 ( 1 )在温度和压力分别为摄氏度和帕斯卡2.2.输运性质制冷剂的传输性能起着重要的传热和压降特性的作用。图14 表明运输的性质，这是导热系数在亚临界和超临界压力下的粘度在不同温度下的。高导热性传热系数在单相必不可少两相流。粘度，特别是液相，比和液体到气体的粘度，对流体流动特性的重要参数，对流特点和两相的传热及压降。饱和CO2的液体的热导率在0 C蒸气20和60%分别高于R-134a的液体和蒸汽，而CO2液粘度只有40%的R-134a制冷剂液体的粘度，和两个流体的汽粘度比 20 。Fig. 14. Transport properties of CO2. (a) Thermal conductivity,(b)viscosity.普朗特数对传热系数的一个重要参数。图15描绘的超临界液体/蒸气CO2在不同温度下的普朗特数。它已在准临界温度最大值与相应的比热，和最大值随压力降低。对温度的普朗特数的影响取决于压力。普朗特数成为压力高。60 C在临界区域，而降低压力时，温度小于20摄氏度。这个结果在强烈变化的局部换热系数依赖于温度和压力 14 。总之，相比其他典型的制冷剂，CO2的热力学和输运性质似乎在传热与压降的条件是有利的， 128M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174Fig.15.PrandtlnumberofCO2.Fig.16.TranscriticalcycleintheCO2pressureenthalpydiagram.ex3. 跨临界蒸气压缩循环相比传统的制冷剂，二氧化碳的最显著的特点是与CO2在正常制冷操作31.1 8C蒸气压缩系统的低临界温度，热泵和空调的温度将接近甚至部分高于7.38兆帕的临界压力的工作。散热将在大多数情况下，在超临界压力下发生，导致系统中的压力水平是高的，和周期是“跨”，即亚临界和超临界高压侧压力偏低（一个单级循环）。本文讨论了跨临界循环系统的一些特点，。3.1.跨临界循环原理在环境空气温度高下操作过程中的CO2跨临界循环系统将运行在一个大部分时间散热则发生在超临界高压侧压力冷却压缩流体。然而，如图16所示，低边条件仍然亚临界。在超临界压力，不饱和条件下存在和压力是独立的温度。在常规的亚临界循环，3点比焓是温度的函数，但在超临界条件下高侧压力也有明显影响的焓。这种效应可以观察到非垂直或S形在超临界和近临界区等温线。这是一个重要的结果，它是必要的控制的高压侧压力，因为在节流阀口将确定具体的制冷能力的压力。如在传统的系统中，压缩机工作，从而性能将取决于排放压力。然而，当性能有下降的趋势与常规周期越来越大的压力，在跨临界循环的行为是完全不同的，将在下面的【28】所示。那就是，“最佳”的压力达到时，容量的边际增加性能倍等于边际增加工作。焓H1是恒定的。图17中的曲线的COP值归一化，Q0和W最优高压侧压力。在Tx=35 C时理论最大COP在8.7兆帕的压力达到（87条），而在50 8C，最佳在13.1兆帕（131条）。当高压侧压力增加，COP达到最大以上的增加量不完全补偿压缩的额外的工作。在图16中，可以发现，随着压力的增加，特克斯等温线变得陡峭，从而减少能力增强，从一个给定的压力增量。相反，等熵（压缩）线显示近线性形状。相对于高压侧压力冷却COP=(H1H3)/(H2-H3分化为COP =0最大COP在压力Inokuty 29 的定义：图17显示了不同的高压侧压力对特定的制冷能力Q0理论的影响；具体的压缩机的工作W冷却COP。从气体冷却器出口温度制冷剂被假定为是恒定的。在实践中，这个温度会一定程度高于冷却剂入口温度。曲线是基于理想循环计算，蒸发温度T0 =5 C。最低的排热温度35 C（左）和50 C（右）。请注意，（图17）所有曲线的归一化。 M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174129Fig.17.Inuenceofvaryinghigh-sidepressureonspecicrefrigeratingcapacityq0;speciccompressorworkwandCOPinatranscriticalCO cycle.Theresultsarebasedonisentropiccompression,evaporatingtemperatureT 58CandarefrigerantoutlettemperatureT from在实践中，冷却能力问曲线也将通过一个最大值，作为压缩机容量下降在更高的放电压力。在大多数情况下也会有一个容量最大，通常在一个较高的压力比COP最大。在CO2系统的高压侧压力可能是亚临界或超临界。在亚临界操作的情况下，系统将表现为传统的系统，高侧压力的冷凝温度的确定。然而在超临界的操作，的情况下，在高压侧压力之间的关系确定的制冷剂充灌量（质量），体积和温度。制冷剂的性能可以通过以下形式的状态方程描述： . :高侧压力的调节可应用于保持在其最大或其性能来调节冷却或加热能力。最佳压力稳定，几乎呈线性增加，特别提出，不同的蒸发温度的影响是比较小的。3.2.高侧压力的控制方法结论，压力控制的三个根本不同的方式 30 虽然前两个选项给主动压力控制的可能性，最后一种方法实际上是一种被动的策略，制冷剂充量条件适合给压力所需的变化随温度的变化。因此，为防止泄漏，温度/压力的关系会在使用无源方案时改变，这可能会导致能力和COP损失。. 尽管高边条件是超临界的很大一部分时间，电路和控制系统的设计也必须为亚临界（冷凝）高边条件为好，因为这种类型的运行时会遇到的排热温度适中或低。让压力的制冷剂温度控制（T）3.2.1.高侧电荷控制系统在电路高侧变制冷剂充灌量（m）在内部体积的变高侧（V）低压缓冲系统。低压缓冲系统包括低压接收器在蒸发器出口电路，并采用重液分离系统，泵或喷射器循环。一个系统的蒸发器出口的低压接收器在图18所示的【11】。在系统的高压侧压力是由不同的高压侧制冷剂的电荷控制，电路必须包括控制制冷剂位于压缩机出口和膨胀阀进口之间的瞬时流量。假定在电路的总制冷剂充注量是恒定的，制冷剂的缓冲区必须提供这样高侧电荷可以改变无驱或干燥的蒸发器。几个缓冲容量的位置和控制的概念是可能的。各种解决方案可分为低压、中压缓冲系统。 130M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174Fig.18.Systemwithlow-pressurereceiver.另一个系统与中间压力缓冲区在图20所示的【11】。在这里，接收器位于平行流电路，通过阀门连接到高和低侧。这两个阀和膨胀阀控制高压侧充压。Fig.20.Systemwithmedium-pressurereceiver.高压侧压力是通过调节膨胀阀控制，暂时改变压缩机的质量流量和阀的流量之间的平衡。通过减少开阀，在阀的质量流量的暂时减少了在高侧的制冷剂的积累，和压力上升到一个新的平衡点之间的阀的流量和压缩机流量被发现。在蒸发器出口蒸气馏分可能会暂时上升，当压力上升，和额外的高侧电荷从低侧缓冲器传送。相反，阀门开度增大会降低高侧电荷和压力，和超高侧电荷沉积作为液体在缓冲区。在实践中，这样的系统将在大多数情况下需要液体流血为接收返回的润滑剂，压缩机和保持蒸发器出口略湿的。剩余的液体可能是一种优势，当受的压力升高，以避免干燥蒸发器。通过安装一个内部（吸气）换热器，液体蒸发压缩机入口前，COP和高散热温度的提高。内部热交换的使用是在别的地方。随着介质压力的缓冲系统。图19显示了一个系统，缓冲区被保持在一个中间压力 11 。在接收机的亚临界压力的情况下，从压力调节阀的出口（一）将在饱和线在稳态操作期间。接收器的压力将适应这一点，因为蒸汽不能逃脱。的阀门开度调整临时移动节流远离饱和线的终点，以及由此产生的不平衡质量流率之间通过两个阀门进行了大规模转移到或从接收，从而影响高侧电荷和压力。一个接收器位于压力调节阀之间（一），控制高压侧压力，和一个电子或热力膨胀阀（B），调节液体流到蒸发器。接收器可以是超临界或亚临界压力。在超临界压力下的接收机，在缓冲区中的制冷剂的质量是通过改变缓冲压力调节，从而改变压缩流体密度。压力可以控制压缩机的排气压力和临界压力之间。一个大的接收器的体积可能是必要的为了获得高侧电荷变化的必要范围。3.2.2.高侧音量控制系统不同的质量，在高压侧压力可通过调整电路的高侧部的内部容积调节。对于一个给定的体积变化，最大的压力变化将在尽可能低的温度下得到的（高密度）。这使得气体冷却器出口制冷剂的音量控制装置的理想位置。该装置可在多种方式构建，包括波纹管装置压力容器或筒，活塞的位移定义制冷剂侧的体积内。 M.-H.Kimetal./ProgressinEnergyandCombustionScience30(2004)119174131缓冲区的设计必须考虑像润滑剂诱捕装置的音量控制通过机械或液压驱动因素。3.4. 热泵和热回收跨临界循环系统3.4.1. 在排热温度滑移3.3.热力学损失这可以从图21中看到，热量从CO2循环滑翔温度，为超临界压力单相制冷剂冷却。冷却的制冷剂的温度分布从而与水或空气升温曲线进行加热，从而减少热力损失在水或空气加热。此功能可用于自来水加热和/或循环加热系统，热泵，也可以给在制冷或空调系统热回收的优点。在应用中的热量是不感兴趣的，滑移温度不是一个优势，因为散热的平均温度升高超过了必要的。假设给定的蒸发温度和给定的最小排热温度，跨临界循环受到较大的热力学损失比普通伊万斯帕金斯循环冷凝，图21。由于散热较高的平均温度，和较大的节流损失，CO2比传统制冷剂R-134a作为表明增加的理论工作循环。节流损失的制冷循环中的温度之前和之后的节流装置，通过制冷剂的性能。与温度，制冷剂的性能成为必不可少的。鉴于高液体比热和二氧化碳的临界点附近的低蒸发焓，制冷量损失（和压缩机的功率等于增加）变大。在热泵运行，CO2系统获得最大COP在一定的高压侧压力，按照上面的说明。通过提高超过这个水平的压力，加热能力可以增加或保持为降低蒸发温度。尽管减少了警察，加热的整体效率可能由于减少辅助加热系统的二价提高。另一个特点是CO2循环的影响较小，加热和制冷能力不同的蒸发温度，使系统保持在低环境温度高的加热能力。这两个原则中示出理想的周期图22显示，在加热功率和加热COP相对的变化与不同的蒸发温度和CO2高端压力 31 。类似的趋势也可以为制冷量和制冷COP观察。Fig.21.ComparisonofthermodynamiccyclesforR-134aandCOintemperatureentropydiagrams,showingadditionalthermodyn-amic losses for the CO2 cycle when assuming equal evaporatingtemperatureandequalminimumheatrejectiontemperature.事实上，在随后的章节讨论，最小的散热温度将在CO2循环是低时，散热器入口的温度和换热器的大小是给定的。此外，蒸发温度往往更高，对于一个给定的任务，热源温度，和换热器的尺寸。最后，在压缩机的损失，而不是如图21所示，往往在低CO2机。在水加热应用，入口温度通常是相当低的，与低入口温度呈“三角”过程中的CO2排热温度滑移是理想的服务水加热大约10到7080 8C。通过适当的逆流换热器设计的高压侧压力的调整，温度变化要求可以得到满足。应
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