Analiza exergetica a unui ciclu de refrigerare transcritic cu CO2 cu un extensor

În această lucrare , este realizat un studiu comparativ pentru ciclul transcritic de refrigerare cu

dioxid de carbon , cu ventil de laminare si cu expandor , bazat pe prima și a doua lege a

termodinamicii . Sunt analizate efectele temperaturii de vaporizare și a temperaturii de ieșire a

răcitorului de gaze la presiune optima , coeficienții de performanță ( COP ) , pierderile de exergie

, și eficientele exergetice . Pentru a identifica cantitatile si zonele de ireversibilitate in timpul a

două cicluri , pentru fiecare componenta este analizat procesul termodinamic . Se constată că în

ciclul ventilului de laminare , cea mai mare pierdere de exergie apare in ventil, circa 38 % din

totalul de ireversibilitatea. În ciclul de expandare , ireversibilitatea provine în principal de la

răcitorul de gaze și compresor , aproximativ 38 % și 35%. COP-ul și exergia eficienței ciclului

de expandare sunt în medie 33 % și 30 %, mai mari decât cele ale ciclului ventilului de laminare

. Rezultatele analizei sunt o bază teoretică pentru proiectarea optimizarii și controlului

funcționarii ciclului transcritic al dioxidului de carbon cu un extensor .

1. Introducere

O data cu creșterea preocupările legate de mediu,de încălzirea globala și epuizarea stratului de

ozon, refrigerantii naturali benigni in ceea ce priveste mediul au atras o atenție considerabilă.

Unul dintre agentii frigorifici naturali, dioxidul de carbon are multe avantaje excelente in

aplicatiile ingineresti, cum ar fi non-toxicitatea, nu este inflamabil, capacitate volumetrică mare

cu posibilitate de a face un sistem compact, raport de presiune mic, proprietăți bune de transfer

de căldură, compatibilitate completă cu lubrifianți normali, disponibilitatea mare, preț mic și

reciclabil. Cu toate acestea, deoarece temperatura critică a dioxidului de carbon (31,1 8C) este de

obicei mai mică decât valoarea tipică a temperaturii de eliminare a căldurii de sistemele de

pompe de aer condiționat și căldură, ciclul transcritic de compresie de vapori în loc de ciclului

convențional de compresie a vaporilor este aplicabil pentru carbon dioxid pentru incalzirea apei

si pentru racirea sau incalzirea aerului.

Dioxidul de carbon mai poate fi folosit si pentru sistemele de aer conditionat auto si

pompe de caldura. Kauf a prezentat o metodă grafică și un model de simulare pentru a găsi

presiunea optima a caldurii de respingere pentru coeficienții maximi de performanță (COP). Liao

și colab. au dezvoltat o corelare optimă presiunii căldurii de eliminare în ceea ce privește

parametrii adecvați. Brown și colab. și Hwang au analizat performanța ciclurilor transcritice ale

dioxidului de carbon. Toate studiile indică faptul că datorita pierderii mai mari de energie din

ventilul de laminare, eficiența sistemului trancritic al ciclurilor de dioxid de carbon este foarte

scăzută și, prin urmare, impactul încălzirii globale este relativ ridicat. Robinson și Groll au

dezvoltat două modele termodinamice pentru ciclurile transcritice ale dioxidului de carbon, cu

sau fără o turbină de expansiune. Prima si a doua lege ale eficientei celor doua cicluri au fost

comparate cu cele ale agentului conventional HCFC – 22 cicluri. S-a constatat că aplicarea unei

turbine de expansiune în locul ventilului de laminare poate reduce ireversibilitatea totală cu 35%,

și, prin urmare creșterea coeficientului de performanta al sistemului cu peste 25%. Zha a

prezentat faptul că, atunci când eficiența izentropica a expandorului este mai mare de 11%,

performanta ciclului cu un extensor este mai bună decât a ciclulului cu un schimbător intern.

Din punctul de vedere al primei legi , coeficientul de performanta este un criteriu tipic

pentru evaluarea sistemul de refrigerare . Cu toate acestea , în conformitate cu a doua lege,

analize exergiei este de asemenea aplicată de obicei . Pe baza analizei exergiei , a fost dezvoltat

un model de calcul pentru investigarea unui sistem de refrigerare cu compresie a vaporilor de

amoniac . În realitate , analiza exergieI a devenit o metodă importantă în studiul sistemelor de

pompe de refrigerare și de căldură , dar este greu de folosit pentru a evalua performanța ciclului

transcritic al dioxidului de carbon . În această lucrare , un studiu comparativ a fost realizat pentru

doua cicluri transcritice ale CO2,unul cu ventil de laminare și unul cu extensor , bazat pe prima

și a doua lege ale termodinamicii . Efectele temperaturii de vaporizare și a temperaturii de ieșire

din răcitorul de gaze asupra coeficientului de performanta , pierderea de exergie si randamentul

exergetica sunt de asemenea analizate .

2. Context

Un sistem tipic transcritic de refrigerare cu dioxid de carbon este alcatuit dintr-un

compresor , un răcitor de gaze , un vaporizator și un dispozitiv de expansiune (în acest studiu

este fie o supapă de reglare a debitului – ventil de laminare fie un expandor) . Fluidul de lucru cu

starea 1 intră în compresor . Vaporii de înaltă presiune părăsesc compresorul cu starea 2 și intră

în răcitorul de gaze . La starea 3 , agentul frigorific CO2 răcit intră in dispozitivul de expandare

(expandor în acest caz ) , și apoi se extinde la presiunea vaporizatorului la starea 4 . După ce

absoarbe caldura din spatiul rece în evaporator , agentul frigorific re - intra in compresorul de la

starea 1 .

Fig. Schema ciclului transcritic al CO2 cu expandor

Schema este prezentată în Fig . 1 și diagrama T - s ( temperatură - entropie ) este ilustrată

în Fig . 2 . In diagrama T - s ,linia 1 -2S- 3 -4s - 1 prezintă ciclul de refrigerare ideal cu un

extensor ,1-2-3-4-1 reprezintă ciclul de refrigerare real cu un extensor și linia 1-2 - 3 - 4h - 1

prezinta ciclul de refrigerare realizat cu ventil de laminare.

Fig.2 Diagrama T-s a ciclului transcritic al CO2

Coeficientul de performanță (COPv) al ciclului transcritic CO2 cu ventil de laminare se

definește ca:

unde qv reprezintă efectul specific de refrigerare, wV activitatea specifică de compresie și

h1, h2, h4h sunt entalpiile specifice ale CO2 in punctele corespunzătoare, așa cum se poate vedea in

Fig. 2.

Coeficientul de performanță (COPexp) a ciclului transcritic CO2 cu un extensor este

definit ca:

unde qexp reprezintă efectul specific de refrigerare, wexp activitatea specifică de compresie,

și h1, h2, h3, h4 sunt entalpiile specifice ale CO2 in punctele corespunzătoare, așa cum se poate

vedea in Fig. 2.

Eficiența exergetica pentru ciclul transcritic de refrigerare al CO2 poate fi definit ca fiind

raportul dintre lucrul mecanic minim de intrare si lucrul mecanic efectiv:

unde wrev și w sunt lucrurile mecanice de intrare pentru un ciclul de refrigerare reversibil

si unul real, wl este lucrul mecanic pierdut sau pierderea totală de exergie.

3. Analiza exergetica

În realitate, ciclul de refrigerare include diverse procese ireversibile. Exergia sau

disponibilitatea unui sistem la o stare anume reprezintă potențialul său de lucru mecanic maxim.

Prin urmare, pierderea de exergie oferă un criteriu important in evaluarea performanței unui

sistem termodinamic. Prin analiza ireversibilitatii sistemului, se pot determina diferentele dintre

ciclul real si cel ideal.

Analiza exergiei este, reprezinta scopul de a determina performanța maximă a sistemului

și de a identifica locurile de distrugere a exergiei și de a arăta direcția spre potențiale

îmbunătățiri.

Pierderea de exergie este calculata prin realizarea bilantului de exergie pentru fiecare

componentă a sistemului. În cele ce urmează, va fi prezentată analiza pierderii de exergie pentru

ciclurile reale transcritice cu CO2 cu ventil de laminare (1-2-3-4h-1) și cu un extensor (1-2-3-4-

1). Ipotezele din studiu sunt date după cum urmează:

(1) stare de operare echilibrata,

(2) cădere de presiune neglijabil,

(3) compresor si expandor adiabat,

(4) stare saturata la ieșirea din vaporizator.

3.1. Analiza pierderii de exergie pentru ventilul de laminare

Ecuatia pierderii de exergie pentru compresor, răcitorul de gaz, ventilul de laminare și

vaporizatorul sunt după cum urmează:

3.2. Analiza pierderii de exergie pentru expandor

Procentul de pierdere de exergie din fiecare componentă poate fi calculată și exprimată ca

fiind raportul dintre pierderea de exergie parțială si pierderea totala de exergie.

3.3. Determinarea parametrilor si a ipotezelor

Ciclurile transcritice ale CO2 sunt simulate într-o gamă largă de condiții de funcționare.

Ipotezele sunt date după cum urmează:

(1) Randamentul izentropic al compresorului și expandorului sunt de 75% și de 65% ,

(2) Temperatura de ieșire a răcitorului de gaze: 32ºC≤ t3≤ 50ºC,

(3) Temperatura de vaporizare: -25ºC≤ te≤ 20ºC,

(4) Temperatura mediului: To=303 K,

(5) Temperatura obiectului frigorific: -20ºC≤ Tr≤ 25ºC.

Pe baza ipotezelor de mai sus, a fost realizat un program de simulare cu ajutorul

software-ului pentru ciclurile transcritice ale CO2.

4. Rezultate

4.1.Presiunile optime ale caldurilor de rejectie

Există o presiune optimă de eliminare a căldurii în supapa de reglare a debitului de dioxid

de carbon și in ciclul de destindere, și în consecință un COP maxim poate fi obținut pentru

condițiile date. Fig. 3 prezintă presiunile optime de respingere a căldură ale celor două cicluri

versus temperatura de evaporare pentru temperatura de ieșire a răcitorului de gaze t3=40°C. Se

poate observa ca presiunea optima a caldura de respingere scade odată cu creșterea temperaturii

de vaporizare. Fig. 4 dă raportul dintre presiunile celor două cicluri și temperatura de ieșire a

răcitorului de gaze cu o temperatură de evaporare te=5°C. Presiunea optimă de eliminare a

căldurii creste aproape liniar cu temperatura de ieșire a răcitorului de gaze. In fig. 3 și 4, de

asemenea, se poate observa ca ciclul cu ventil de laminare are presiunile optime mai mari.

Fig. 3 Presiunile optime funcție de temperatura de evaporare

Fig. 4. Presiunile optime functie de temperatura de evacuare a răcitorului de gaze.

4.2. Efectele temperaturii de vaporizare asupra performanțelor celor două cicluri

Fig. 5 prezintă valoarea coeficientul de performanta a celor două cicluri, functie de temperatura

de vaporizare echivalenta temperaturii de ieșire a răcitorului de gaze t3=40°C și la presiunea optimă de

eliminare a căldurii. Valoarea COP-ului ciclului de expandare este, în medie, cu 34% mai mare decât cea

utilizată în ciclul ventilului de laminare.

Fig. 5. COP-ul a doua cicluri în funcție de temperatura de vaporizare.

Fig . 6 prezintă procentul pierderii de exergie din fiecare componentă a ciclului transcritic CO2 cu

ventil de laminare care corespunde unor diferite temperaturi de vaporizare pentru temperatura de

ieșire a răcitorului de gaze t3=40°C și la presiune optim de eliminare a căldurii . Se constată că cea mai

mare pierdere de exergie apare în ventilul de laminare , aproximativ 38 % din totalul pierderilor de

exergie . Pierderile de exergie din răcitorul de gaze și compresor sunt pe locul doi si trei, cu 32% si 25% .

Vaporizatorul reprezintă aproximativ 5 % din pierderea totală de exergie . Fig . 7 prezintă procentul

pierderii de exergie din fiecare componentă a ciclului transcritical CO2 cu un expandor la temperaturi de

vaporizare diferite pentru temperatura de ieșire a răcitorului de gaze t3=40°C și la presiune optimă de

eliminare a căldurii . Răcitorului de gaze și compresorul reprezintă aproximativ 40% și 34 % din

ireversibilitatea totală a ciclului. Procentul pierderii de exergie din expandor este de numai aproximativ

19% si de aproximativ 50 % din ventilul de laminare . Pierderile din vaporizator sunt de aproximativ 7 %

din pierderea totală de exergie . Așa cum se arată în Fig . 6 și 7 ,procentul pierderii de exergie a fiecărei

componente în cele două cicluri se schimbă ușor functie de temperatura de evaporare .

Fig. 6. Pierderea de exergie pentru fiecare componenta ca procent din ventil functie de te.

Fig. 7. Pierderea de exergie ca procent a pierderii din ciclului de destindere față de te.

Fig. 8 prezintă randamentele de exergie din cele două cicluri pentru diferite temperaturi de

vaporizare. Randamentul exergetic al ciclului expandor este, în medie, cu 34% mai mare decât cea

utilizată în ciclul ventilului de laminare. Prin urmare, este clar că utilizarea unui expandor poate recupera

în mod eficient lucru mecanic in timp ce-l transfera la compresor, deci, poate îmbunătăți considerabil

eficiența sistemului. În plus, se constată că randamentul exergetic al celor două cicluri este scăzut și are

tendința de a se închide odata cu creșterea temperaturii de vaporizare.

Fig. 8. Randamente exergie din cele două cicluri versus temperatura de vaporizare.

Pentru a identifica ireversibilitatea absolută în fiecare componentă din cele două cicluri, fig. 9 și

10 indică tendințele lor de schimbare functie de temperatura de vaporizare. Se poate observa că toate

pierderile de exergie din componentele sistemului scad cu creșterea temperaturii de evaporare.

Deasemenea Fig. 9 și 10 arată ordinea descrescătoare a pierderilor de exergie. In plus, ireversibilitatea

din ciclul ventilului de laminare este mai mare decât cea a componentei corespunzătoare în ciclul de

expandare cu excepția vaporizatorului.

Fig. 9. Pierderea de exergie in ventilul de laminare functie de te.

Fig. 10. Pierderea de exergie in expandor functie de te.

4.3. Efectele temperaturii la ieșire a răcitorului de gaze t3

Fig. 11 prezintă valori ale coeficientului de performanta ale celor două cicluri versus

temperatura de ieșire a răcitorului de gaze cu temperatură de vaporizare te=5°C și la presiunea optimă

de eliminare a căldurii. Se poate observa că valoarea COP a ciclului de destindere este în medie de 32%

mai mare decât cea utilizată în ciclul de ventilului de laminare.

Fig. 11. COP a doua cicluri functie de temperatura de ieșire a răcitorului de gaze.