新型制冷剂（精选7篇）
新型制冷剂 篇1
氯氟烃 (Chlorofluorocarbons, 缩写CFCs) , 俗称氟里昂, 具有优异的物化性能, 广泛应用于制冷, 空调, 发泡, 清洗, 消防气雾剂等行业。但CFCs臭氧消耗潜值 (Ozone Depleting Potential, ODP) 高, 在大气中停留时间很长, 温室效应潜值 (Global Warming Potential, GWP) 高, 是破坏大气臭氧层, 产生温室效应的主要化学物质。国际社会已决定逐步淘汰并最终禁止使用CFCs。近年来, CFCs替代产品的开发一直是有机氟化工和催化领域最为活跃的研究课题之一。
目前, 在工业上使用的制冷剂替代品, 主要是以1, 1, 1, 2四氟乙烷 (HFC-134a) 为代表的氢氟烃 (Hydrofluorocarbons, 缩写HFCs) , 虽然其ODP为零, 但大气停留时间较长, GWP较高, 大量使用会引起全球气候变暖;HFC-134a分子中含有CF3基团, 在大气中解离后易与OH自由基或臭氧反应形成对生态系统危害严重的三氟乙酸[1] ;此外作为制冷剂HFC-134a与许多常用的润滑剂不互溶, 其制冷系统必须使用价格昂贵的酯类润滑剂, 增加了使用成本;且HFC-134a制冷效率也较低。欧盟的《移动空调指令》 (Mobile Air-Conditioning Directive) 已要求从2011年开始, 所有新的汽车平台要淘汰氢氟烃HFC-134a;而美国也计划在2008年开始逐步淘汰汽车用HFC-134a冷媒。
1, 1, 1, 3-四氟丙烯 (1, 1, 1, 3-tetrafluoropropene, 简称HFO-1234ze) , ODP为零, GWP值很低, 具有优良的物化性能, 被认为是未来可替代HFC-134a的新一代制冷剂[2]。本文将对HFO-1234ze的各种性能以及国内外最新研究进展进行简单介绍, 以期能为我国HFO-1234ze的开发及应用提供帮助。
1 制冷剂HFO-1234ze的性质
1.1 物理性质
HFO-1234ze, 分子式CF3CH=CHF, 分子量114, 沸点Z型-19℃, E型9℃, 无毒, 不燃, ODP为零, GWP低, 且大气停留时间短, 化学性能稳定[3], 是一种重要的氢氟烯烃 (Hydrofluoroolefins, 缩写HFOs) 。研究发现, HFO-1234ze与CF3I可形成共沸物, 该共沸物具有良好的物理性能, 被认为是最有潜力替代HFC-134a的新一代制冷剂。表1列出了部分制冷剂替代品的ODP值、GWP值和大气停留时间。
从表1可以看出, HFO-1234ze的GWP值和大气停留时间相对于其它替代制冷剂具有明显的环境优势。
1.2 制冷效率
性能系数 (COP) 是一普遍接受的制冷剂性能指标, 在制冷工程中, 该术语表示有效制冷量与压缩机在压缩气体时所施加能量的比值。表2中列出了部分氢氟烯烃的COP, 所述COP基于其COP值为1.00, 容量值为1.00, 且出口温度为79.5℃的HFC-134a的测定[4]。
从上表可看出, Z-HFO-1234ze、E-HFO-1234ze与HFC-134a比较具有更佳的能量效率 (1.04, 1.13与1.00比较) , 且压缩机可产生更低的出口温度 (73.9, 68.3和79.5比较) , 大大降低设备的损耗, 减少设备的维修问题。
1.3 可燃性与毒性
ASHRAE标准用毒性和可燃性表示制冷剂安全级别的两个关键因素。在ASHRAE标准34中将HFO-1234ze列为A1类, 即为低毒不可燃物质。HFO-1234ze由于不燃, 无闪点, 常被添加到如环氧乙烷、可燃性氢氟碳化合物和碳氢化合物 (包括HFC-152a、HFC-143a、HFC-32、丙烷、乙烷、辛烷等) 中, 用来降低这些流体的可燃性。添加HFO-1234ze后的大多数可燃性流体通过标准常规测试方法 (如ASTM E-681等) 表现为不可燃。也因此HFO-1234ze可作灭火剂使用。
1.4 换热性质
换热是制冷过程的关键。制冷剂有3个关键性质影响系统的总体换热能力, 它们是黏度 (μ) 、比热 (Cp) 和导热系数 (λ) 。这些参数在换热器设计时用于计算普朗特数 (Pr=μ·Cp/λ) 。性能优良的制冷剂必须能够携带很多热量 (比热大) 且热量传递容易 (导热系数高) , 也容易增加紊流 (低黏度) 而减小运送流体时的功耗。HFO-1234ze饱和液体在标准状态下, μ为2.126×10-5Pas, Cp为1.46J/gK, λ为0.0874W/mK, 影响传热性能的这3个关键性质都优于HFC-134a。此外, 研究还发现, 质量比70%的HFO-1234ze和一些常用润滑剂、增容剂 (如丙烷、丁烷、戊烷等) 的组合物具有较强的换热能力。
1.5 与润滑油的互溶性
好的制冷剂必须与润滑油有良好的互溶性。HFC-134a与许多原来CFC-12使用的润滑油不互溶, 给其使用造成了很大不便。HFO-1234ze与质量百分比为5%、20%、50%的矿物油 (C3) 、烷基苯、聚烯醇油、改性聚烯醇油、乙烯醚油、聚亚烷基二醇 (PAG) 、多元醇酯 (POE) 等常见润滑油分别组合相混合, 气浴环境温度-50~70℃范围内进行观察, 结果见表3。
从表3可见, HFO-1234ze与常见润滑油几乎都具有良好的互溶性。
1.6 材料相容性
制冷剂是否和制冷回路中的其他物质起反应, 在实际应用时是非常重要的, 关系到设备能否长久稳定的运行。封管研究数据显示, 在350℃下测试不同HFO-1234ze润滑油组合物与铜、钢、冷冻油、垫片和电机绝缘层等相接触情况。1周后, 试管内的物质外观颜色基本上没有什么变化, 说明制冷剂HFO-1234ze与铜、钢、冷冻油、垫片和电机绝缘层等具有良好的相容性, HFO-1234ze与润滑油组合物具有显著较佳的稳定性。在室温下进行了HFO-1234ze与橡胶、塑料等弹性体的相容性试验, 结果表明, HFO-1234ze与大多数橡胶塑料等材料不发生化学反应、溶解、变形。相容性较好的有:丁腈橡胶, 丁基橡胶, 硅橡胶、天然橡胶、聚乙烯、聚丙烯、聚四氟乙烯、尼龙、ABS等。与氟橡胶、聚硫橡胶、丙烯酸树脂等不相容[5]。
2 HFO-1234ze的用途
HFO-1234ze除应用为制冷剂外还被用作许多其它用途。研究结果表明:HFO-1234ze可用作加热及冷却用的制冷剂、发泡剂、清洗剂、气溶胶推进剂、溶剂组合物、绝缘材料及灭火与抑燃剂等。例如与聚氨基甲酸酯、聚异氰酸酯等可形成性能良好的发泡剂组合物;HFO-1234ze作为结构嵌段材料常被用来生产芳香剂、香料、发胶、清洁剂、磨砂剂、抗哮喘抗口臭类药物等;HFO-1234ze是性能良好的清洗剂, 常被用来清洗一些大规模的生产装配线;此外HFO-1234ze还可以与常用的化学消毒剂如环氧乙烷、甲醛、过氧化氢、臭氧等组合, 作为某些不耐高温的如医学塑料物品, 电元件等特殊材料的消毒剂等[6]。
3 HFO-1234ze的合成研究进展
HFO-1234ze最早由Haszeldine通过1, 1, 1-三氟-2-丙炔与AHF加成制得, 所用催化剂为BF3或卤化铝[7]。近些年被提出作为可替代制冷剂HFC-134a的替代品后, 国外各大研究机构对其合成路线做了大量的研究工作, 目前报道的合成方法主要有:以1-氯-3, 3, 3-三氟丙烯 (简称HCFC-1233zd) 为原料的氟氯交换法[8,9,10,11,12,13,14,15,16,17,18], 以1, 1, 1, 3, 3-五氟丙烷 (简称HFC-245fa) 为原料的脱氟化氢法[19,20,21,22,23,24], 以卤代甲烷和卤代乙烯为原料的调聚氟化法[3,25,26], 以及以二氟卡宾和偏二氟乙烯单体为原料在同一高温反应器中发生卡宾反应制得HFO-1234ze的方法[27]。目前, 这些方法中只有以HCFC-1233zd为原料的合成路线有一定的工业应用前景, 但该方法存在原料不适合市场化的化工原料, 不易购得的缺陷。
4 展 望
近几年全球气候变暖问题日益严重, 引起了人们的高度重视。由于目前工业上广泛使用的以HFC-134a为代表的HFCs制冷剂, 普遍GWP高, 长期使用会导致全球气候变暖, 已被国际社会列为温室气体, 是一种过渡性替代品, 欧盟及美国都计划在未来几年将其逐步淘汰。开发新的CFCs替代品迫在眉睫, 也必将成为未来几年氟化工界的研究热点。以霍尼韦尔为代表的国外各氟化工研究机构已将HFO-1234ze作为未来可替代HFC-134a的新一代制冷剂, 做了大量的研究工作, 而国内研究还是空白。HFO-1234ze具备优良制冷性所必需的一些关键性质, 值得进一步研究探索。
摘要：1, 1, 1, 3-四氟丙烯 (HFO-1234ze) 作为1, 1, 1, 2-四氟乙烷 (HFC-134a) 的较为理想的替代品而被关注。介绍了新型制冷剂HFO-1234ze的各种性能、用途以及合成研究进展。展望了HFO-1234ze的开发应用前景。
关键词：1, 1, 1, 3-四氟丙烯,氢氟烯烃,制冷剂
新型制冷剂 篇2
为了降低成本，简化制冷系统结构同时为保证系统可靠运行啤酒冷却机的制冷系统采用毛细管进行节流，但因毛细管属不可调节的节流元件，为此制冷系统中制冷剂充注量对系统性能特别是制冷量影响很大.制冷剂加入量过多或过少都是不利的。制冷剂量不足使蒸发器未完全充满，蒸发压力降低，压缩机吸气过热度增加，因此蒸发器的传热系数和制冷量都减小；另一方面制冷剂量过多时，将导致冷凝器的有效传热面積减少，引起冷凝温度和压力升高，引起制冷量下降和能耗增加。对于一般的家用制冷器具每个公司都有自己的一套经验做法，大多数以实验方法为主，但较费时费力。而有些文献介绍的利用经验公式计算，但经验公式通用性不强，准确程度差。在新产品开发过程中，制冷剂充注量的确定成了实验工作量最大的环节，约占全部实验工作量的40%。因此，如能以计算的方法确定充注量，以实验加以验证，在生产中将有相当大的应用价值。
1、制冷剂充注量对系统性能的影响
对于毛细管内经和长度一定的制冷系统，为达到最大的能效比，制冷剂的充注量有一个最佳值。制冷剂在压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器等热力设备中进行压缩，放热、节流和吸热四个主要过程，以完成制冷循环。图1是理论的制冷循环压焊图上的表示，从图中我们可以知道理论制冷系数为ε=（h1-h3）/（h2-h1）。当制冷剂充注量偏多时实际循环由1-2-4-5-1变成为1-2′-4′-5′-1，如图2所示。由于制冷剂过量造成冷凝器中存有大量制冷剂液体占据冷凝换热面积，造成换热效果差冷凝温度升高、冷凝压力升高，同时将会造成压缩机排气压力（冷凝压力）升高，压缩机负荷及耗电量增大，压缩机的理论功耗由Wc变为Wc′=h2′-h1>h2-h1，而制冷剂单位质量制冷能力q0变为q0′=h1-h5′< h1-h5，在其他条件不变的情况下，压缩机的制冷量减少，系统的能效比下降。由于制冷剂过多造成压缩机吸入大量的液态制冷剂造成液击，极其容易引起压缩机的损坏，影响制冷效果，系统运行工况恶劣，严重时将有事故发生的可能！系统中的制冷剂充注量过少，最突出的问题是蒸发器的供液量不足，使得蒸发压力由Pe下降倒Pe′，制冷量下降，压缩机的压缩比（或压力差）增加，效率降低，排气和运转温度增高，制冷温度下降缓慢或根本不下降，耗电量增加。循环成为1′—2′—4—5′—1′.系统不能稳定工作，平均制冷量很小。
图3 制冷剂过少的制冷循环
2、制冷剂充注量的计算
图4表示制冷剂充注量和制冷量的关系，我们从图中发现当系统的制冷量达到最大时，必然有一个最佳的制冷剂量和之匹配。制冷剂注入量的精确计算，迄今还没有得到很好解决，目前归纳起来有以下几种方法：（1）经验估算法：按照制冷系统各容器容积乘以不同系数，相加后为系统内的充注容系统充注质量可根据下述公式计算：
m=νρ
式中m——系统内充注制冷剂的质量，单位为kg；
ν——系统内充注的容积，单位为m3；
ρ——制冷剂在充注温度下的密度，单位为kg/m3。
（2）观察法：这种方法是在压缩机运行的情况下边充制冷剂，边检查充注压力，边观察蒸发器的结霜情况、冷凝器的温度、低压吸气管的温度、压缩机的运转电流等。直到蒸发器全部结霜，压缩机的运转电流不超过额定电流时，就停止充制冷剂。
（3）经验公式法：这种方法是经过长期的实践工作得出来的，在一定条件下使用较准确，一般使用以下公式计算：
m——系统内充注制冷剂的质量，单位为g；
Vn---蒸发器内部容积，单位为cm3；
Vk---冷凝器内部体积，单位为cm3。
（4）额定工况计算法：是根据制冷剂在制冷系统内的不同状态，查出它的密度和液体及蒸气所占容积的比例，然后按运行时各容器的状态算出其质量。
2.1啤酒冷却机中制冷剂充注量的计算
啤酒冷却机的负荷是不稳定，特别是刚开始连续放啤酒的时候，需要的制冷量较大，而在低流量的情况下，则不需要太多的制冷量，因此必须在回气管上加设了汽液分离器或在冷凝器后加设储液筒，用来调节系统的制冷量。如图5所示。这样一来既可以避免压缩机汽缸的液击，同时也可以保证足够的制冷量。
图5 啤酒制冷剂系统示意图
因此不能用以前的经验公式来计算方法来确定制冷剂的充注量，必须根据自身特点加以修正，啤酒冷却机的加液量比一般的小型制冷装置要大。制冷剂在系统中状态不断变化，根据其状态可将系统分几段，逐段计算出系统各部分的制冷剂量后即可得出充注量.以毛细管节流的制冷系统，冷凝器中必须存一定的制冷剂液体。为保证系统能在变工况条件下正常工作，当毛细管流量最大时，冷凝器应能保持液封.此时冷凝器中为汽液两相；相同的蒸发器中为开始阶段为液相，后随着制冷剂的蒸发，液态全部变成气态，因此蒸发器中液为汽液两相；毫无疑问干燥过滤器中的制冷剂为过冷液态；在额定状况下汽液分离器中制冷剂应该是气态。因此根据上面的分析我们可以计算出啤酒冷却机中制冷剂的充注量m。蒸发器内气体制冷剂的量：m1；蒸发器内液体制冷剂的量：m2；冷凝器中气体制冷剂的量：m3冷凝器中液态制冷剂的量：m4；干燥过滤器中的液态制冷剂的量：m5；汽液分离器中的气态制冷剂的量：m6；因此啤酒冷却机中所需制冷剂的充注量为m=m1+m2+m3+m4+m5+m6。啤酒冷却机的工况是：过冷度为5，过热度为20，制冷剂为R134a。通过查压焓图和热力性质表中得到所需的参数。25时，液态制冷剂密度0.82827*10-3 m3/kg，气态制冷剂密度为0.030723m3/kg；时，液态制冷剂密度，气态制冷剂密度为；蒸发器入口制冷剂的干度，出口干度为1，因此蒸发器内制冷剂的平均干度为。而冷凝器内的干度取平均经验值。得到制冷剂的充注量为m=m1+m2+m3+m4+m5+m6=0.7*0.01*Vn+0.3*1.3275* Vn+0.85*0.059* Vk+0.15*1.1215* Vk+0.01*Vs+1.1475*Vd=0.40525Vn+0.218375Vk+0.01Vs+1.15Vd（kg）
考虑到系统中必须有的连接管路和润滑油中容有的制冷剂给上式添加一个合适的系数k，将会使计算得出的充注量更加合理和可操作性。经过大量的实验得出k=1.05，即啤酒冷却机制冷剂的充注量为m=1.05（0.40525Vn+0.218375Vk+0.01Vs+1.15Vd）（kg）
3、验证与结论
应用上述计算方法，对V-100系列啤酒冷却机进行实验和验证，得出计算误差为3.5%，充注量优化实验仅进行2次，时间与费用均大幅下降。由以上讨论可得出如下结论：1）制冷剂充注量与制冷量之间存在最佳匹配关系，且制冷量最大时能效比最高。2）用计算的方法确定充注量，准确程度高，能减少70%的实验工作量。
新型制冷剂 篇3
1 CMR-05的组成及性能
CMR-05的组分为R152a/R227ea/R125(0.70/0.15/0.15),其中,R152a的ODP为0,GWP为120,无毒,有微燃性,常常作为混合制冷剂的一部分,其燃烧性能大大降低[3,13]。R125的ODP为0,GWP为3400,无毒,不燃;R227ea的ODP为0,GWP为3500,无毒,不燃[3]。由于R152a占了绝大部分,故其综合GWP仅为659,比R134a(ODP=0,GWP=1300)具有更好的环境可接受性。
CMR-05的泡点温度和露点温度,以及泡点压力和露点压力都十分接近,平均滑移温度为2.21℃,可视为近共沸混合物,热力性质接近纯制冷剂。滑移温度随压力的增大而减小,当应用于实际装置中时,压力越高,热力性质越稳定。
2 CMR-05与R12和R134a的性能比较
绘制CMR-05和R12、R134a 3种制冷剂的饱和蒸气压和液体温度—密度曲线如图1、图2所示,并将它们的汽车空调用中温制冷工况列于表1,其中CMR-05的相关数据来自实验测试,R12和R134a的相关数据均来源于文献[3]。
2.1 饱和蒸汽压
从图1可看出,CMR-05与R134a的饱和蒸汽压比R134a更接近R12,说明热工状况更适合用来代替R12。而且,CMR-02的制冷压力比R12大,或者说在相同的压力下, 制冷温度比R12低,可以取得更好的制冷效果。
2.2 饱和液体密度
由图2可见,在饱和液态下,CMR-05的密度比R12和R134a都要小。制冷剂的充灌量(m)=液态制冷剂密度(kg/m3)×充灌容积(m3),可见液态制冷剂密度的大小直接影响工质的充灌量,所以在相同容积下,CMR-05的充灌量要小,表1的数据也印证了这一点。CMR-05比R12和R134a的工质单位容积制冷量高(比R12高8.01%)(表1),因此,实现同样的制冷量的CMR-05质量更小,从而可以降低空调系统的重量。
2.3 热工性能
从表1CMR-05、R12和R134a汽车空调用中温制冷工况的比较可看出,CMR-05的分子量比R12和R134a都要小得多,且三者的标准沸点相近。由特鲁顿(Trouton)定律可知,标准沸点相近的物质,分子量大的,汽化潜热小;分子量小的,汽化潜热大。因此,CMR-05的气化潜热大,单位质量制冷量大,后面的数据也充分的印证了这一点。
此外,CMR-05的临界温度、常压沸点、压差和压缩比与R134a相比更加接近R12;蒸发压力比R12高,有利于提高制冷系数;冷凝压力比R12高,比R134a略低,会提高制冷系数,对设备的密封要求介于两者之间;吸气比容和压缩机的单位绝热理论功相对高些,会对制冷系数造成负面影响;压缩机的排气温度降低,卡诺循环理论循环COP提高,单位质量制冷量和单位容积制冷量有明显的提高;充灌量减小,有可能降低设备的体积和重量。
而且CMR-05的两个环境指标(ODP和GWP)都较理想(表1)。
说明:L-Liquid(Bubble);G-Gas(Dew)。括弧内的百分数为与R12相比较的改变量,“-”表示降低。
2.4 安全性能和共沸性
CMR-05由3种物质经物理混合而成,化学性质稳定,无毒、不易燃。它是三元近共沸混合物,在50～3000kPa的饱和蒸汽压力下,平均滑移温度为2.21℃。
在蒸发温度-1.1℃,冷凝温度62.8℃,吸气温度7.2℃,过冷温度57.8℃,环境温度65℃的相同工况下,在一定范围内调整CMR-02的组分比例, 便得到几种不同混合成分比例的CMR-05a、b、c、d见表2, 在汽车空调用中温制冷工况如表3。
可见,在组分发生一定变化时,制冷量(单位质量制冷量和单位容积制冷量)与压缩机功率(单位质量绝热功率和单位容积绝热功率)变化不大,也正是由于滑移温度较小,故在正常泄漏情况下,系统的制冷量和压缩机的功率受到较小的影响。有理论和研究分析指出,滑移温度在2℃以内的近共沸混合工质,当混合工质泄漏达50%时,工质浓度变化在5%以内,利用它的这一特点,有可能减小工质在蒸发器和冷凝器中与换热介质之间的换热温差,从而降低系统的可用能损失[14]。尽管CMR-05的平均滑移温度略高于2℃(2.21℃),从试验结果上看仍然符合这一规律。
3 结 论
综上所述,CMR-05的综合性能较好:
(1)相对于R12其环保性能优越。
(2)物理、化学性质稳定,无毒,不易燃,沸点与R12相似。
(3)CMR-05的主要性质比R134a更加接近R12。根据“如果替代制冷剂与R12的主要性质接近,就可以避免对原设备进行很大的改动,把替代过程中的经济损失减小到最小[15]”的规律,使用CMR-05替代制冷剂R12的替代成本要比使用R134a的低很多。
(4)制冷循环性能优异。COP与R12相当,单位质量制冷量比R12高62.99%,是R134a是不可比拟的,单位容积制冷量亦比R12高。
(5)相同容积下充灌量小,能降低空调系统的重量。
(6)分子极性类似于R12,同矿物油、烷基苯油、环烷基油、POE油(酯类油)具有良好的低温互溶性和高温润滑性。
(7)和金属、非金属材料良好的相容性。
(8)CMR-05成本低,价格低,价格仅是R134a的1/2左右。
因此CMR-05是一种新型高效的汽车空调制冷剂,与R12和R134a的润滑油都有很好的互溶性,可作为替代制冷剂直接充灌于R12和R134a系统。
摘要：介绍一种新型中温三元混合共沸制冷剂CMR-05。比较了CMR-05与R134a和R12 3种制冷剂在热工性能和环境性能方面的优劣,发现CMR-05的单位质量和单位容积制冷量均增加,ODP为0,GWP仅为659,符合环保要求,且成本低廉,而且可直接充灌于R134a和R12系统。
新型制冷剂 篇4
【关键词】地源热泵；多联机；工程应用
一、引言
变制冷剂流量多联机空调系统，因具有节能和适应灵活多样的使用要求、设计简单而受到用户、房地产开发商和设计人员的欢迎。地源热泵空调系统由于具有性能系数高、节能效果好、利用可再生能源、环保效果好等优点，在工程中应用较为广泛。本文通过对这两种系统介绍，并以实际工程实例对两种系统进行联合应用分析。
二、系统介绍
地源热泵是利用地下常温土壤和地下水相对稳定的特征，通过深埋于建筑物周围的管路系统或地下水，采用热泵原理，通过少量的高位电能输入，实现地位热能向高位热能转移与建筑物完成热交换的一种技术，由于地源热泵系统采取了特殊的换热方式，使其具有了普通中央空调和锅炉不可比拟的优点：①高效节能，其耗电量与普通中央空调相比降低很多②绿色无污染，由于电力供应，无需燃烧也无需排放污染物，能够保护环境③使用寿命长，比所有各种空调系统和采暖设备的寿命都长很多④可同时供暖制冷⑤智能化控制，稳定性高。因此，地源热泵是现在工程中应用的主流。
地源热泵的基础原理是：在自然界中，水总是由高处流向低处，热量也总是从高温传向低温。冬季，热泵机组从地源侧吸收热量向建筑物供热，夏季，热泵机组从建筑物侧吸收热量释放与地源内，所以热泵实质上是一种热量提升装置，工作时它本身消耗很少一部分电能，却能从地源中提取4-7倍于电能的装置，提升温度进行利用，这也是热泵节能的原因。地源热泵是热泵的一种，是以大地或水为冷热源对建筑物进行冬暖夏凉的空调技术，地源热泵是在大地和室内之间“转移”能量。利用极小的电力来维持室内所需要的温度。以最小的低价获取了最舒适的生活环境。
由于地源热泵巨大的优势，此产品可以解决用户每年需要交高昂的采暖费，减少了燃煤带来的温室效应。因而在工程中得到了广泛的应用，但在有些工程中，并不需要地源热泵中央空调系统一直运行，例如体育馆、展览馆等功能性建筑物，而该建筑物内有部分与集中空调系统使用时间不同或须保证24小时安全运行的房间，如固定通信机房、移动通信机房、数据网络中心、消防控制室、变配电室等，使用地源热泵空调系统不能达到其要求，而变制冷剂流量多联机的特点，恰能满足其功能性用房。
多联机控制方式是一种基于现场总线技术的分散式控制系统。室内机、室外机均有自动控制系统，内外机之间通过制冷循环参数的变化进行协调工作。变频多联系统中央空调是在电力空调系统中，通过控制压缩机的制冷剂循环量和进入室内换热器的制冷剂流量，适时地满足室内冷热负荷要求的高效率冷剂空调系统。变频多联系统是属于氟里昂直接蒸发的中央空调系统，它是由一台室外机带若干个室内机组成的。变冷媒流量多联机空调系统其主要工作原理是：室内温度传感器根据实际的室内空调负荷控制室内机冷媒管道上的电子膨胀阀，通过冷媒压力的 变化对室外机的压缩机进行控制，改变系统的冷媒 流量，使空调系统自动调节，满足室内负荷变化的要求，以达到节能的目的。
多联机的优点有①设计自由度高，变频多联系统空调室内机有多种款式、规格。②不需机房变频多联系统的室外机属于风冷热泵型，室外机可放在屋顶或阳台上，可大大节省机房占地和建房投资。③节约吊顶空间变频多联系统是氟里昂直接在管道内蒸发，冷媒管很细且安装时没有坡度要求，如采用带一个冷凝水泵的变频多联室内机，冷凝水可强制提高500-1000mm，则整个吊顶高度可比冷水盘管系统节约200-300mm。④安装极为方便变频多联中央空调系统安装极为方便。可分楼、分层、分区、分段进行安装，分层或分区交付使用，⑤安装工期短。运行可靠、维修方便、勿需专人管理变频多联系统设备质量可靠，运行起来几乎不需维修，亦勿需专人值班管理。
多联机与中央空凋系统相比，具有以下特点：优点：①具有设计安装方便、布置灵活多变，不受开关机时段限制，每个房间使用时间灵活；②机组适应性好，制冷制热温度范围宽；③节约能源、运行费用低、噪音低；④建筑空间小、使用方便、可靠性高、不需机房、无水系统等；⑤控制先进，运行可靠，维修方便；⑥免费维护，使用寿命长，机组故障率极低，基本上是自我调节和诊断，不需专门的维护，而且室外机的使用寿命长达30年，从而大大的节省了维护费。
缺点：①新风问题需特殊处理；②室内机匹配有要求限制。
三、工程联合应用分析
工程项目概况：山东某体育馆建筑，建筑类别：多功能体育建筑，甲级体育馆，总建筑面积27904.41m2，空调总冷负荷：3470kw，空调总热负荷：2900kw，对风速、温度要求较高。该项目具有如下特点①该地区全年冷热负荷较为均匀，全年制冷、供暖时间均约为四个月，春秋过渡季节约为四个月，有利于地下散热均衡。②该建筑具有较好的地理位置，可为地源热泵提供有大量的打孔面积。因此适合采用地源热泵系统，地源热泵机房设于地下一层，夏季提供7/12℃冷水供夏季空调使用，动机提供45/40℃熱水供冬季空调使用，部分房间采用新风系统，调节室内温度，其他功能性房间（如变配电室、消防控制室、中央监控室等）采用变制冷剂流量多联机系统，从而保证其使用功能。
工程中采用了地源热泵和多联机两种系统，由于地源热泵系统采用新风系统，解决了多联机的新风问题。且由于多联机的应用，解决了与地源热泵空调系统使用时间不同或须保证24小时安全运行的房间的功能性需求。
参考文献
[1]赵军，戴传山主编.《地源热泵技术与建筑节能应用》，2007
新型制冷剂 篇5
我国早在上世纪70年代就开始对太阳能吸收式制冷/热泵技术进行研究。但是截至目前为止, 国内的太阳能吸收式制冷/热泵工程项目屈指可数。1987年, 中国科学院广州能源研究所与香港理工学院合作, 在
深圳建成了国内首个太阳能空调系统, 该系统制冷能力为14k W。“九五”期间, 中科院广州能源研究所和北京市太阳能研究所分别在广东江门市和山东乳山市建立了100k W的太阳能空调热水系统和100k W的太阳能吸收式空调及供热综合系统。
但是太阳能有两个不足:一是能流密度低;二是其强度受各种因素的影响不能维持常量, 这两大缺点大大限制了太阳能的推广利用。此外, 地源热泵在长期的运行中, 将会使土壤温度场得不到及时恢复, 蒸发温度及冷凝温度波动较大, 热泵机组运行效率较低。因此, 针对各自的不足, 国内外的学者开始将太阳能及地源热泵构建在一起进行研究。
土耳其搭建了一个太阳能与地源热泵联合供热系统, 并通过实验对系统的技术经济性进行了分析, 该系统的COP值大约为2.38, 效率约为71.8%。通过国内外对太阳能与地源热泵联合运行模式的研究发现, 国内的学者主要侧重于对联合供热模式的研究, 而对联合供热制冷的模式研究较少。本文针对这一问题, 将太阳能吸收式制冷技术设计在地源热泵系统中, 构建出一套新型的太阳能与地源热泵联合供热制冷系统。
1 太阳能与地源热泵联合运行新系统设计
1.1 设计思路
目前, 常规的太阳能与地源热泵联合运行系统多设计成夏季采用地源热泵系统制冷, 冬季采用太阳能热泵与地源热泵联合供热。但是在我国的南方地区, 建筑物夏季所需冷负荷要远大于冬季所需热负荷, 而热泵机组又往往都是制热量大于制冷量 (通常热泵机组的制热量是制冷量的1.1~1.3倍) 。因此在机组选择时, 如果按夏季冷负荷标准选择机组, 会导致机组的制热能力大大超出建筑物的热负荷需求。而若按照冬季热负荷标准选择, 则会出现夏季制冷量不够。因此, 可以考虑将太阳能吸收式制冷技术应用在新系统中, 夏季冷负荷不足部分以太阳能吸收式制冷作补充。这样不仅可以在一定程度上降低地热换热器的初投资, 而且还可以使地热换热器间歇运行, 土壤温度场得到及时恢复。
近年来太阳能吸收式制冷技术已经逐渐成熟。在太阳能集热器方面, 平板型集热器、真空管型集热器都已在市场上推广应用。在制冷机方面, 适合于太阳能利用的吸收式制冷机也有了很大发展, 低温热水型两级吸收式溴化锂制冷机的热源温度只需60℃以上。同时, 如以温度为80℃以上的热源驱动单效吸收式制冷机, 其系统的COP值可达到0.7;而若温度低于80℃, 可用其驱动双效吸收式制冷机, 则系统的COP值约为0.35。
因此, 太阳能吸收式制冷/热泵技术应用在地源热泵系统中是可行的。作者沿用该思路, 设计出了一套新型的太阳能与地源热泵联合供热制冷系统。即夏季采用太阳能吸收式制冷与地源热泵联合运行制冷, 冬季采用以太阳能为热源的第一类吸收式热泵与地源热泵联合供热。
1.2 新系统构成
该新型供热制冷系统主要由以下系统构成:太阳能集热系统、第一类吸收式热泵系统、太阳能吸收式制冷系统、地热换热系统、热泵机组系统和室内供热制冷系统。联合运行原理如图1所示。
2 新系统工作流程分析
2.1 夏季太阳能吸收式制冷与地源热泵联合运行流程
在夏季, 土壤经过冬季的蓄冷, 地表浅层的土壤温度相对较低。通过输入少量的高品位电能, 就可以将室内的低品位热量“取”出, 释放到地能中去, 进而使室内产生良好的制冷效果。同时, 随着太阳辐射强度的逐渐增强, 大气温度不断升高, 建筑物对冷量的需求也越来越大。这样我们可以充分利用太阳能辐射强的特性, 通过太阳能集热器将太阳能蓄积起来, 作为吸收式制冷系统的驱动热源。太阳能吸收式制冷与地源热泵联合运行流程如图2所示。
在太阳能吸收式制冷系统中, 太阳能集热器将太阳能转化为水的显热储存在热水箱中。如果太阳能集热器中的热水温度不足以驱动吸收式制冷机工作时, 启动辅助加热系统将热水加热到一定温度, 使制冷机工作。在地源热泵制冷系统中, 盘管通过水循环将室内热量转移到蒸发器中。在蒸发器中, 热泵中的制冷剂将热量吸收传递到冷凝器中, 然后地热换热器中的水在冷凝器中跟制冷剂发生热交换, 最终通过地热换热器将热量排放到土壤中, 通过三套循环达到制冷目的。
有实验证明:当地源热泵连续运行时, 其制冷系数将随着制冷天数的增加而下降, 最终在相对较低的数值下趋于稳定。故夏季优先采用太阳能吸收式制冷, 这样可减少地源热泵的运行时间, 使土壤温度场得到及时恢复, 进而提高热泵机组的制冷系数。
2.2 冬季第一类吸收式热泵与地源热泵联合运行流程
在冬季, 若单独采用地源热泵供热, 地热换热器经过长期的运行, 土壤温度场得不到有效恢复, 地温会随之降低, 热泵机组的制热系数会不断下降。如果以太阳能为热源驱动第一类吸收式热泵系统制热, 在一定程度上就可缓解地热换热器的压力, 使土壤温度场得到及时恢复。第一类吸收式热泵与地源热泵联合供热流程如图3所示。
在以太阳能为热源的第一类吸收式热泵系统中, 当集热器提供的热水不足以驱动发生器时, 启动辅助加热系统将热水加热到一定温度, 使吸收式热泵工作。在吸收式热泵系统工作时, 热媒水依次吸收制冷剂蒸汽放出的吸收热和冷凝器中产生的冷凝热, 最终通过热水回路供热。在地源热泵供热系统中, 地热盘管通过水循环将地热收集起来, 通过热泵系统将热量提升转化为高温热水, 供室内采暖使用。
3 新系统的技术经济性分析
对于太阳能吸收式制冷与地源热泵联合运行模式, 目前国内外相关的研究较少, 但对各自单独运行的研究较多。有研究表明:采用数值模拟方法对小型太阳能辅助的单效溴化锂吸收式制冷系统的可行性和经济性作了系统分析, 该小型制冷系统比常规压缩式制冷系统节能20%~27%。太阳能单效溴化锂吸收式制冷系统的COP值约为0.43。虽然其COP值较低, 但太阳能吸收式制冷系统的运行费用只是采用辅助热源和水泵等所消耗的电能, 因此节能效果明显。地源热泵系统在全年的使用过程中能效比在3.3~4.5之间, 也就是说每1k Wh的热量输出, 只需要0.22~0.30k Wh电量, 这比空气热源泵高出40%, 其运行成本仅是中央空调系统的50%~60%。因此, 太阳能与地源热泵联合制冷可以为用户节省电费30%~50%。
以太阳能为热源的第一类吸收式热泵与地源热泵联合供热模式, 跟常规的太阳能热泵与地源热泵联合供热模式相比, 其优越性在于热媒水不仅可以吸收太阳能, 而且还可以吸收制冷剂蒸汽放出的吸收热和冷凝器产生的冷凝热, 即变相地吸收了蒸发器内低温热水 (20~40℃) 的热量, 这样热源的来源更加充足。此外, 由于地热换热器的投资约占整个地源热泵系统的24%~26%, 故以吸收式热泵产生的热源做补充就可大大节省地热换热器和机组的投资。同时, 由于缓解了热泵机组的热负荷压力, 机组的蒸发温度提高, 热泵压缩机的耗电量减少, 运行费用得到进一步降低。
此外, 可充分利用夏天太阳能在制冷和供暖的同时提供生活热水, 为用户节省购买空调和热水器而增加的初投资, 进而减少电费的支出。因此, 太阳能吸收式制冷/热泵与地源热泵联合运行具有较高的经济性。
4 存在的问题
(1) 系统结构复杂, 初投资较高。系统性能的可靠性、稳定性有待于进一步验证。经济性分析要根据各地区的太阳能资源和土壤热物性条件, 以及用户热负荷特点等因素综合考虑。此外, 该系统增加投资的回收年限问题还需要具体的示范工程做进一步测算。
(2) 本设计控制策略不同, 运行效果及经济性也必然不同。因此, 夏季联合供冷和单独采用地源热泵供冷两种方案的优劣, 必须针对不同的气候条件和地质条件做出相应的比较, 找出最佳的控制方案。
(3) 本文将冬季供热模式设计成以太阳能为热源的第一类吸收式热泵与地源热泵联合运行, 虽然第一类吸收式热泵有一定的优越性, 但是其供热系数较低。故需要进一步比较该运行模式与太阳能热泵和地源热泵联合供热模式的优劣。
(4) 太阳能集热器与埋地换热器的运行, 其过程是一个比较复杂的传热、传质动态过程, 系统各部件相互耦合使得系统的运行效果不仅与集热器和埋地换热器的效率有关, 而且与热泵机组的工作效率、房间的负荷大小及土壤中的换热方式有关。要对这一复杂系统的运行状况有全面了解, 必须进行相应的模拟研究, 开发相应的计算软件进行模拟。
5 结束语
新型制冷剂 篇6
关键词：扩散吸收,制冷,实验研究
在环境与资源困扰人类发展的今天, 绿色制冷已成为新世纪制冷行业可持续发展的一个热点议题。吸收式制冷由于采用对环境无害的工质, 并能以燃气、燃油、热水等多种热能形式为驱动动力, 尤其是能够利用太阳能、余热、废热等低品位热源, 而被国际上公认为未来制冷机发展的重要方向之一。扩散吸收式制冷机以运动部件少, 运行时所产生的振动与噪声低, 使用寿命长、运行成本低、可靠性高, 对能源的适应性强, 而在近些年来又受到了越来越多的关注。
1 新型扩散吸收式制冷机的原理及流程
制冷机主要由发生器、冷凝器、蒸发器、溶液换热器、气体换热器、喷雾吸收器、溶液冷却器、冷却水系统、载冷剂系统等组成。系统工质采用NH3/Li NO3/He。流程如图1所示:
其中吸收器采用了绝热喷雾吸收的形式, 以实现传热传质的分离强化。相关研究表明, 喷雾吸收相对于降膜式吸收有以下优点:使吸收器结构简化, 体积减小;传热系数和传质效率明显增加;能在摇摆的工况下正常工作等。
由图1可知:热源使发生器内浓溶液产生出气态氨5并进入到冷凝器冷凝, 冷凝后变为液态氨7再到蒸发器蒸发吸热, 吸热后变为气态氨9到吸收器被吸收。另外在发生器内硝酸锂氨浓溶液释放出部分氨后的稀溶液4经溶液换热器换热冷却后, 到储液器与吸收器出来的硝酸锂氨浓溶液19混合经溶液冷却器冷却后, 再到吸收器吸收由蒸发器出来的氨, 吸收完后部分浓溶液13经溶液i换热器吸热后到发生器, 如此循环。氦在系统中只起到平衡压力的作用。
2 实验研究
我们对制作的新型制冷机做了实验研究。对其热源温度, 发生温度、吸收温度、蒸发温度、冷凝温度等26个温度点以及制冷机工作时的压力和冷却水流量进行在线监测及实时采集, 并对所测数据进行存储分析, 分析结果如下。
由图2可知, 制冷机制冷效果明显, 气液分离器氨出口温度接近发生温度。当热源温度达到60℃左右时, 部分的氨经冷凝器冷凝进入蒸发器入口处, 产生了制冷现象。蒸发温度开始下降, 随着热源温度的升高, 蒸发温度逐渐降低, 当热源温度为72℃时, 蒸发温度已达到了5℃, 此温度已经能够满足普通的家用空调的要求, 而热源温度72℃, 对于太阳能热源来说是很容易满足的。热源温度至试验的最高温度78℃时, 蒸发温度已至0℃。
冷凝器出口温度刚开始呈现下降趋势, 最低下降至10.5℃, 这是因为刚开始产生的氨液较少, 部分液氨在冷凝器出口又重新蒸发所致, 随着发生温度的升高, 液氨量的增多, 冷凝器出口温度又逐渐升高。吸收温度则随着发生温度的升高呈现逐渐升高的趋势, 当发生温度在77℃时, 吸收温度为27℃, 达到了良好的吸收效果, 且发生器和气液分离器重新作保温层后, 发生温度与热源温度之间的差值减小, 说明发生器的换热面积和换热效率均符合试验要求, 使其在较低的热源温度下, 能够得到较高的发生温度。
由图3可知, 热源温度为60℃时, 由于蒸发器内产生的氨蒸汽较少, 所以少量的氨蒸汽被吸收器吸收, 吸收温度接近溶液冷却器出口温度, 随着热源温度的升高, 制冷量逐渐增加, 产生的氨蒸汽也逐渐增多, 所以喷淋溶液吸收氨蒸汽的量也增多, 吸收产生的热量开始增加, 吸收温度和溶液冷却器出口温度温差增大, 冷却水热负荷也逐渐增大, 为了研究喷嘴出口浓度对吸收过程是否有影响, 在热源温度74℃时, 使储液器下端阀门关小, 发现溶液冷却器溶液进口温度迅速升高, 吸收器温度亦升高, 吸收氨量减少, 蒸发温度微升。所以从试验可看出, 来自吸收器的浓溶液和来自发生器的稀溶液的比值的变化对制冷效果产生了重要的影响。
3 结论
通过对研制的制冷机进行试验研究, 结果表明:发生器、溶液换热器、溶液冷却器、冷凝器换热效果良好, 对应的吸收器温度在30℃以下, 吸收效果较好, 当热源温度为72℃时, 蒸发温度已达到了5℃, 此温度已经能够满足家用空调的要求, 热源温度至78℃时, 蒸发温度已至0℃, 制冷效果良好。来自吸收器的浓溶液和来自发生器的稀溶液的比值的变化对制冷效果产生了重要的影响。
参考文献
[1]任志远.溴化锂溶液在填料式吸收器中预冷却绝热吸收过程研究[D].天津商学院工学硕士论文.2006.
[2]朗群英, 申江等.喷雾吸收器在溴化锂吸收式制冷中的性能分析[J].制冷技术, 2006.
制冷无极限 篇7
上海大众斯柯达明锐是本次测试的三辆车中惟一一款紧凑级轿车，全车玻璃未贴膜。尽管时至初秋，空气略显凉意，暴晒30分钟后，车内平均温度依然达到了36.37℃，坐在车内记录数据的记者迫不及待地打开了空调。空调面板的设计简洁大方，操作方式简单。在体验过程中，空调制冷的效果堪称优秀，10分钟后再次打开车门，能够明显感受到车内温度的下降，此时车内的平均温度为23.65℃，温度下降了12.72℃。其中，四个测试点中方向盘的温度最低，为21.8℃，这是因为方向盘距离空调出风口较近，近空调位置先得凉。下面我们一起关注一下空调关闭后车内温度的回升，10分钟后车内平均温度回升到30.6℃，比关闭空调前提高了6.95℃。此款上海大众斯柯达明锐采用了浅色真皮内饰，浅色内饰吸热少，这点在测试结果中也得到了充分体现，深色的方向盘温度上升了9.1℃，这一数据明显高于后排座椅6.6℃的温度回升。
举步生风
东风雪铁龙C4 Aircross是本次测试的两辆SUV之一，属于紧凑级SUV。在本次测试中，它的初始温度最低，车内平均温度仅为35.32℃。空调是由三个旋钮来控制的，略显单调。空调调整非常容易上手，只可惜手感一般。打开空调，调至最大风量，等待10分钟后的结果。
总体来看，东风雪铁龙C4 Aircross空调制冷的表现还不错，仅次于上海大众斯柯达明锐，10分钟后，车内的平均温度降至24.65℃，温度下降10.67℃。此刻前排座椅的温度仅为23℃，温度下降达到了13.3℃，这是四个测试点中温度降幅的最大值。记录完空调降温的数据后，记者关闭了空调，等待温度的回升。10分钟后重回“温暖”，车内平均温度升至30.7℃。此款东风雪铁龙C4 Aircross采用深色内饰，不过并没有因此而带来较大的温度回升，而是几乎和拥有浅色内饰的上海大众斯柯达明锐持平。
大步流星
沃尔沃XC90是三款车型中售价最高的，这让人情不自禁更加期待它的表现。同时，相对其他两款车来说，5门7座的超豪华空间也对空调的制冷能力提出了更高的要求。从测试数据中可以很直观地得到一个结论，沃尔沃XC90有“三高”，初始温度、制冷后温度和关空调后温度。暴晒30分钟后的车内平均温度是36.45℃，略高于其他两款车。风格低调的设计遮挡不住空调旋钮和按键的质感。打开空调，出风方式选为直吹，且将出风口的风量调至最大。10分钟后，车内温度依然可以用“温和”来形容，车内平均温度为28.52℃。温度下降仅为7.93℃，但由于沃尔沃XC90为5门7座，空间较前两款车大出很多，能有这样的制冷效果依然算是表现强劲。只是随着时间的推移，正午的气温已经达到高点，此时车内温度回升得较快。关闭空调10分钟后，4个测试点的温度均比初始温度要更烫手一些，这也与太阳强度不无关系。
Tips：
汽车制冷负荷有哪些？
传入车厢内的各种热量之和构成汽车车厢的热负荷，主要包括通过车身进入车内的热负荷、通过窗玻璃进入车内的热负荷、通过缝隙进入车内的热负荷等，这些热负荷会影响空调的制冷效果。
1 通过车身进入车内的热负荷
车身表面吸收的热量，有一部分会通过车顶和车门进入车厢。车身外表的颜色和粗糙度直接影响车身对热负荷的吸收程度。这里需要特别说明的是，在车辆长期使用后，车身外表对热辐射的吸收系数将大幅提高，因此，你会发现旧车的空调制冷效果会明显下降。
2 通过窗玻璃进入车内的热量
吸热玻璃和反射玻璃能够有效降低由玻璃进入车内的热辐射。目前日本开发的专供高级车后窗玻璃用的新型隔热夹层玻璃，能使车内前部座椅头部的空间温度降低3—5℃，车内装饰表面温度降低10℃。
3 新鲜空气热负荷
由于车辆存在缝隙，所以有一部分新鲜空气通过缝隙进入车内。一部分是通过汽车门窗缝隙进入车内，另一部分通过空调的新鲜空气系统。
车辆缝隙主要指车门窗的缝隙、车厢内发动机罩缝隙。如果车辆密封不严行驶过程中会带入大量热气，影响降温效果。一般来说，这部分热量占空调热负荷的30%左右。
4 其他热负荷