CO2跨临界循环优化配置热力学分析

２００６年第３４卷第７期　流体机械　５５　文章编号：　１０ｏ５—０３２９【２０ｏ６）ｃｒ７—００５５—０６　ＣＯ２跨临界循环优化配置热力学分析　杨俊兰　，马一太　，冯刚。，曾宪阳　，刘圣春　（１．天津城市建设学院，天津３０ｏ３８４；２．天津大学，天津３０００７２；３．河北沧州大化股份有限公司，沧州０６１０００）　摘要：对７种ｃｏ２跨临界循环的性能进行了对比分析，结果表明，当膨胀机的效率达到６０％时，ＴＣＤＨ循环的效率最　高，是一种有发展前途的循环方式。对ＴＣＤＨ循环进行了结构配置优化分析，并与存在最佳高压压力时的循环进行了性　能比较。可以发现，优化配置循环的ＣＯＰ低于最佳高压压力循环时的ＣＯＰ，当膨胀机的效率达到８０％左右时，两者的　ＣＯＰ才能够基本相当。所以在优化整个系统的结构设计时，应该权衡考虑各方面因素的影响。　关键词：　ｃｏ２跨临界循环；性能提高；优化配置；热力学分析　中图分类号：　ＴＢ６　文献标识码：　Ａ　Ｔｈｅｒｍｏｄｙｎｍｎｉｃ　Ａｎａｌｙｓｉｓ　ｆｏｒ　ＯｐｔｉｍＤａｔｉｏｎ　Ｃｏｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｃｏ２　Ｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌ　Ｃｙｃｌｅ　ＹＡＮＧ　Ｊｕｎ—ｌａｎ　，／ＶＩＡ　Ｙｉ一　，Ｆｅｎｇ　Ｇａ　，ＺＥＮＧ　Ｘｉａｎ—ｙａｎ　，ＬＩＵ　Ｓｈｅｎｇ－ｃｈｔｍ２　（１．Ｔｉａｎｊｉｎ　Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ　ｏｆ　Ｕｒｂａｎ　Ｃｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎ，Ｔｉａｎｊｉｎ　３０ｏ３８４，Ｃｈｉｎａ；　２．Ｔｉａｎｊｉｎ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｔｉａｎｊｉｎ　３０００７２，Ｃｈｉｎａ；３．Ｈｅｂｅｉ；Ｃａｇｎｚｈｏｕ　Ｄａｎｈｕａ　Ｊｏｉｎｔ　Ｓｔｏｃｋ　ＣＯ．Ｌｔｄ．，Ｃａｇｎｚｈｏｕ　０６１０００，Ｃｈｉａｎ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｆｏｒ　ｓｅｖｅｎ　ｄｉｆｅｒｅｎｔｔｙｐｅｓ　ｏｆｃｏ２ｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌ　ｃｙｃｌｅｓ　ａｒｅ　ａｎａｌｙｚｅｄ　ａｎｄ　ｃｏｍｐａｒｅｄ．Ｔｈｅ　ｒｅｓｕｌｔｓ　ｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅ　ｃｏｅｆｉｆ—　ｃｉｅｎｔ　ｏｆ　ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　ＴＣＤＨ　ｃｙｃｌｅ　ｗｉｈｔ　ｅｘｐａｎｄｅｒ　ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ　ａｃｈｉｅｖｉｎｇ　６０％ｏｕｔｐｅｒｆｏｒｍｓ　ｔｈｏｓｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｏｔｈｅｒ　ｃｙｃｌｅｓ　ａｔ　ｇｉｖｅｎ　ｃｏｎｄｉ—　ｔｉｏｎｓ，ｗｈｉｃｈｉｓ　ａ　ｐｒｏｐｏｓｉ￣ｃｙｃｌｅ．Ａｎｄｔｈｅｎ，ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｃｏｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎ　ａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒＴＣＤＨ　ｃｙｃｌｅｉｓｐｅｒｆｏｒｍｅｄａｎｄｔｈｅｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｔｈｉｓ　ｃｙｃｌｅ　ｉｓ　ｃｏｍｐａｒｅｄ　ｉｗｔｈ　ｔｈａｔ　ｆｏｔｈｅ　ｃｙｃｌｅ　ｐｏｓｓｅｓｓｉｇｎ　ｏｐｔｉｍａｌ　ｈｅａｔ　ｅｒｊｅｃｉｔｏｎ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ．Ｉｔ　ｉｓ　ｏｆｕｎｄ　ｔｈａｔ　ｈｔｅ　ＣＯＰ　ｆｏ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｃｏｉｆｎｇｕｒａｔｉｏｎ　ｃｙｄｅ　ｉｓ　ｌｏｗｅｒ　ｔｈａｎ　ｔｈａｔ　ｏｆｔｈｅ　ｃｙｃｌｅ　ｐｏｓｓｅｓｓｉｇｎ　ｏｐｔｉｍ￣ｈｅａｔ　ｒｅｊｅｃｉｔｏｎ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ．Ｗｈｅｎ　ｈｔｅ　ｅｘｐａｎｄｅｒ　ｅｆｉｆｃｉｅｎｃｙ　ｉｓ　８０％ｏｒ　ｓｏ．ｔｈｅ　ＣＯＰ　ｏｆ　ｈｔｅ　ｔｗｏ　ｃｙｃｌｓｅ　Ｃａｎ　ｂｅ　ａｔ　ｔｈｅ　ｓａｍｅ　ｌｅｖｅ１．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｃｏ２　ｔｒａｎｓｃｆｉｉｔｃａｌ　ｃｙｃｌｅ；ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ；ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｃｏｎｉｆｇｕｒａｔｉｏｎ；ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃ　ａｎａｌｙｓｉｓ　１概述　明＿ｌ　Ｊ，在Ｃ０２跨临界循环中用膨胀机代替节流　阀，可以较大提高系统的ＣＯＰ。文献［５］对三种　与传统制冷循环相比ｃｏ２跨临界制冷循环运　不同形式的ＣＯ２跨临界两级压缩循环进行了研　行的压力较高，其放热过程处于超临界压力下，工　究，分别是闪蒸循环、相分离循环以及分流循环。　质在气体冷却器中进行无相变变温放热，不仅节　结果表明，性能比基本单级循环有了提高。对一　流损失较大，而且由于压缩机排气温度较高，产生　个系统的改进和优化需要综合考虑各方面的因　的过热损失也较大，系统的效率因此较低。从理　素。采用膨胀机可以减少系统的节流损失，采用　论上讲，用膨胀机代替节流阀，以及采用两级压缩　两级压缩可以减少过热损失。如果将它们相结　都能提高ｃＯ２跨临界循环系统的效率。研究表　合，系统的性能将会得到较大提高，可见选择合适　收稿日期：２０Ｏ５—０８—２２　基金项目：　国家自然科学基金资助项目（５０４７６０６０）；高等学校博士学科点专项科研基金资助项目（Ｄ０２００ｌｏ５）　维普资讯 http://www.cqvip.com

５６　ＦＬＵＩＤ　ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ　Ｖ０１．３４，Ｎｏ．７，２００６　的循环布置分析比方式很重要。这也是将ｃｏ２跨　虑，ｃ０，跨临界循环也宜采用两级压缩。以下介　临界制冷循环推向应用所面临的实际问题，因此　绍几种Ｃ０’跨临界两级压缩循环方式。　对它们进行分析比较以期从理论和实践上找出提　２．２．１简单两级压缩循环　高ｃｏ２跨临界制冷循环性能的最佳可行方案。　２　ｃｏ２跨临界制冷循环方式　２．１　Ｃｏ２跨临界单级压缩循环　简单两级压缩循环（简称ＴＣ循环），主要包括　低压压缩机、高压压缩机、两级气体冷却器、节流　阀和蒸发器。图３给出了其循环原理示意，图４　是其相应的热力学循环Ｔ—ｓ。当高压侧压力给　定后，ｃＯ’两级压缩循环也存在着最优中间压力，　与传统制冷循环相同，最简单的ＣＯ２跨临界　循环是带节流阀的基本循环（简称ＳＣＶ循环）。但　由于节流损失较大，ｃｏ２跨临界循环系统的效率　较低。在制冷系统中，减少节流损失、提高ＣＯＰ　的最直接方法是膨胀功的回收。ｃ０２跨临界膨胀　机循环（简称ＳＣＥ循环）的工作原理如图１所示。　图２给出了ｃ０’跨临界不同循环的温一熵图（　一　ｓ图），其中１—２　一３—４　一１为理想膨胀机循环，１　—２—３—４—１为实际膨胀机循环，１—２—３—４　一　１为实际节流阀循环。　嘭胀机　压缩机　蒸发器　图ｌ　ｃ０２跨临界ＳＣＥ循环原理示意　３５　－２５　一ｌ３５　ｋＪ／（ｋｇ‘Ｋ）】　图２　ＣＯ２跨临界循环系统Ｔ—ｓ示意　２．２　ｃｏ２跨临界两级压缩循环　对于传统蒸气压缩制冷循环，当压缩比较大　（一般大于８～１０）以及所需要的蒸发温度较低　（一４０～一７０ｏＣ）时，通常采用两级压缩。但是ｃ（），　跨临界循环具有自己的特殊性，即压缩比较小（２　～３），而高低压差较大（通常６ＭＰａ左右），所以从　提高系统效率以及减小部件应力变形两方面考　对应着最大ＣＯＰ。　２．２．２两级压缩带回热器循环　两级压缩也可以增加回热器（简称Ｉ｝Ｄ（），简　称Ｔｃ＋ＩＨＸ循环，但是过热度不能太大，应该根据　实际需要来选取。ｃＯ２跨临界Ｔｃ＋ＩＨＸ循环工作　原理如图５所示。　节　流　阀　机　图３　Ｃ０２跨临界１＂１２循环原理示意　８Ｏ　１　４０　０　一２．０ｏ　—ｌ３５　ｋＪ／（ｋｇ・Ｋ）】　图４　ＣＯ２跨临界１℃循环Ｔ—ｓ示意　回热器　气体冷却器　节　流　阀　图５　ＣＯ２跨临界１℃＋ＩＨＸ循环原理示意　图６是其相应的温熵。从高压气体冷却器出　来的ｃｏ２流体经过回热器降温（６—７），由节流阀节　维普资讯 http://www.cqvip.com

２００６年第３４卷第７期　流体机械　５７　流到蒸发压力（７—８），再进入蒸发器蒸发吸热（８　两级压缩带中冷器循环中也可以增设回热器（简　ＨＸ循环），此系统的工作原理如图９　—１），从蒸发器出来的流体进入回热器被加热（１　称ＴＣ＋ＩＣ＋Ｉ　—２），而后进入低压级压缩机压缩至中压（２—３），　所示，图１Ｏ给出了其相应的Ｔ—ｓ示意。中压排气经低压气体冷却器冷却后成为高压压缩　机的吸气（３—４），再被高压压缩机压缩至高压（４　—５），然后排入高压气体冷却器冷却（５—６），完成　一个循环过程。　８０　４Ｊ０　０　—２．Ｏ０　一１．３５　一Ｕ．　７０　ｓ［ｋＪ／（ｋｇ＇Ｋ）ｌ　图６　ＣＯ２跨临界　ｒｃ＋ＩＨＸ循环　—ｓ示意　２．２．３两级压缩带中冷器循环　ｃ（）’两级压缩带中冷器（简称Ｉｃ循环、１℃＋Ｉｃ　循环）的工作原理见图７。从高压气体冷却器出来　的流体进行分股，其中一股经节流阀１节流降温　后进一步冷却另一股高压流体，这股高压流体被　冷却后进人节流阀２节流，然后再进入蒸发器吸　收热量，图８给出了其相应的Ｔ—Ｓ示意。　节　流　阀１　图７　ｃｏ２跨临界Ｔ℃＋ＩＣ循环原理示意　ｓＩｋ３／（ｋｇ‘Ｋ）】　图８　ＣＯ２跨临界　ｒｃ＋Ｉｃ循环Ｔ—ｓ示意　中冷　图９　ＣＣｈ跨临界ｒＩ℃＋Ｉｃ＋ＩＨＸ循环原理示意　８０　ｒ一　．　４０　Ｏ　—ｌ－３５　ｋＪ／（ｋｇ‘Ｋ）】　图１０　ＣＯ２跨临界　ｒｃ＋ＩＣ＋ＩＨＸ循环Ｔ—ｓ不意　２．２．４两级压缩膨胀机循环　膨胀机在ｃｏ２两级压缩循环中可存在多种配　置方式，研究表明＿６＇７ｊ，在ｃｏ２两级压缩循环中，将　膨胀机与高压级压缩机设计为同轴连接，并且高　压级压缩机所需的输入功全部由膨胀机的输出功　来驱动，可得到较高的循环效率，这里将这种循环　方式简称ＴＣＤＨ。由于此循环中膨胀功的大小决　定了所驱动压缩机的输入功率，因此中间压力随　之确定。图１１是ＴＣＤＨ循环的原理示意。　膨　蒸发器　图１１　ＣＯ２跨临界ＴＣＤＨ循环原理示意　维普资讯 http://www.cqvip.com

５８　ＦＴＬＵＩＤ　ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ　Ｖ０１．３４，Ｎｏ．７，２００６　图１２给出了其相应的Ｔ—ｓ示意。　一２．００　一１．３５　—０．７０　ｋＪ／（ｋｇ‘Ｋ）】　图１２　ＣＯｚ跨临界ＴＣＤＨ循环Ｔ—ｓ示意　３性能计算与比较　为了简化模型的计算，假设ｃ０２跨ｌ临界节流　阀和膨胀机循环都在最佳高压侧压力下运行，并　且取五种两级压缩循环的高压侧压力与ＳＣＥ循环　相同，这样它们就可以在最优中间压力下运行　（ＴＣＤＨ循环除外）。计算条件如下：（１）压缩机的　效率取为７０％；（２）膨胀机的效率设为６０％；（３）　蒸发温度的范围取为一２０～２０℃；（４）两个气体冷　却器的出口温度相等，设定为３４～５０℃；（５）过热　度为１Ｏ℃。下面给出各循环的性能系数计算式，　公式中的序号与对应原理图中的序号相一致。　对于Ｃｏ２跨ｌ临界ＳＣＥ循环，膨胀机的输出功　可以用来抵消一部分压缩机耗功，系统的性能系　数可用下式计算：　ＣＤＰ＝　（１）　对于ＣＯ２跨临界ＳＣＶ循环，只要把上式分母　中的后一项去掉即可。　对于Ｃｏ２跨ｌ临界ＴＣ以及ＴＣ＋呶循环，流经　高压级压缩机及低压级压缩机的制冷剂流量相　同。所不同的是回热循环在压缩机的吸入口有过　热度，在回热器中存在热平衡。它们的性能系数　分别用公式（２）和（３）计算。　ＣＤＰ＝　（２）　ＣＤＰ＝　（３）　对于两级压缩带中冷器及其回热循环，流经　高压级压缩机及低压级压缩机的制冷剂流量不　同。设流经高压级压缩机的流量为ｍ＾，ｋｇ／ｓ；低压　级压缩机的流量为ｍｚ，ｋｇ／￣。经过整理可得它们　的性能系数可分别用公式（４）和（５）计算。　Ｑｏ＝　＝　（４）　Ｑｏ＝　＝　带　（５）　式中Ｑ　——制冷量，ｋＷ　——压缩机耗功，ｋＷ　对于ＴＣＤＨ循环，高压级压缩机所需的输入　功全部由膨胀机的输出功供给，该系统的性能系　数可用下式计算：　ｃＤＰ＝　等　丽（６）　当蒸发温度为５℃，过热度为１０℃，膨胀机效　率取６０％时，图１３给出了上述七种制冷循环的性　能系数随气体冷却器出口温度的变化。从图中可　以看出，所有循环的ＣＯＰ都随气体冷却器出口温　度的增大而下降，图中的图例顺序给出了几种循　环ＣＯＰ的递减顺序。当膨胀机的效率达到６０％　时，ＴＣＤＨ循环的效率最高；ＳＣＥ循环的性能系数　高于其它五种循环；另外，四种两级压缩循环的性　能均高于ＳＣＶ循环，这其中１、Ｃ＋ＩＣ＋ＩＨＸ的ＣＯＰ　最高，而ＴＣ循环的性能系数最低。但是如果考虑　到成本，所占空间以及设备重量等因素，ＴＣ循环　可能更占优势。　－－￣－ＴＣＤＨ循环　－－ｉ－ＳＣＥ循环　．．．＿ＴＣ＋ＩＣ＋ＩＨｘ循环　＋ＴＣ＋ＩＣ循环’　一ＴＣ＋ＩＨＸ循环　．．１ＴＣ循环　＋ＳＣｖ循环　３４　４２　５０　气体冷却器出口温度（℃）　图１３　ＣＯＰ随气体冷却器出口温度变化　当气体冷却器出口温度为４０℃，过热度为　１０￣Ｃ时，图１４给出了七种制冷循环的性能系数随　蒸发温度的变化，它们都随蒸发温度的升高而增　大。与上述的分析结果相同，ＴＣＤＨ循环的效率最　高；所不同的是，当蒸发温度低于一ｌ０℃左右时，　ＴＣ＋ＩＣ＋ＩＨＸ循环以及ＴＣ＋ＩＣ循环的性能系数　高于ＳＣＥ循环，说明两级压缩带中冷器循环适于　在蒸发温度较低时应用；当蒸发温度大于一ｌ０℃　左右时，ＳＣＥ循环的性能系数高于其它五种循环；　另外，四种两级压缩循环的性能均高于单级节流　阀循环，　这其中当蒸发温度较高时（大于１３℃左　维普资讯 http://www.cqvip.com

２００６年第３４卷第７期　流体机械　５９　右），Ｔｃ＋ＩＨＸ循环的ＣＯＰ高于其它三种两级压　积也基本相当，那么就可以很方便地组织冷却介　　缩循环，如果蒸发温度再升高，ＴＣ＋Ｉｃ循环的性能　质的流程。系数最低。　６．０　－￣－ＴＣＤＨ循环　＋ＳＣＥ循环　－￣－ＴＣ＋ＩＣ＋ＩＨＸ循环　－＇￣－ＴＣ＋ＩＣ循环　－Ｏ－ＴＣ＋ＩＨＸ循环　＋ＴＣ循环　一ｓｃＶ循环　ｒ　１．０　Ｅ：：：：．．．．．　．．．．．．．．．　．．ＪＬ．．．．．．　．．．．．．．．．．．．．．．．１．＋　一２０　０　２０　蒸发温度（℃）　图１４　ＣＯＰ随蒸发温度的变化趋势　通过计算结果可以看出，当膨胀机的效率为　６０％时，在给定工况范围内，ＴＣＤＨ循环的性能最　好。当膨胀机的效率不同时，除节流阀循环外，其　它循环的ＣＯＰ都随之变化，这可从图ｌ５看出。　当气体冷却器出口温度为４０℃，蒸发温度为５￣Ｃ，　过热度为１０℃时，对于ＳＣＥ循环，只有当膨胀机的　效率大于５０％时，ＳＣＥ循环的ＣＯＰ才能高于其　它五种循环；而对于ＴＣＤＨ循环，只要膨胀机的效　率大于３１％，它的ＣＯＰ就高于其它六种循环。从　中也可以看出，ＴＣＤＨ循环是一种有发展前途的循　环方式，关键问题是提高膨胀机的效率。　５．０　一ＴＣＤＨ循环　－－Ｉｇ－－ＳＣＥ循环　＋ＴＣ＋ＩＣ＋ＩＨＸ循环　—．－ＴＣ＋ＩＣ循环　—　ＴＣ＋ＩＨＸ循环　—一ＴＣ循环　—Ｏ．０　－ＳＣＶ循环　０　１　０．４　０．７　１．０　膨胀机效率　图１５　ＣＯＰ随膨胀机效率的变化　４　ＴＣＤＨ循环优化配置分析　从计算结果可发现，只要膨胀机的效率大于　３１％，ＴＣＤＨ循环的性能就高于其它六种循环。从　循环的原理图１１中可以看出，工质从低压压缩机　和高压压缩机出来后都需要在气体冷却器中进行　冷却，如将两组换热器设计在一起，可以简化气体　冷却器设计。甚至，如果能够达到两组换热器工　质的进口温度相等，即两个压缩机的排气温度相　等，而且出口温度比较接近，这样两组换热器的面　这里对ＴＣＤＨ循环进行优化配置计算。给定　设计工况，假设蒸发温度为５℃，气体冷却器出口　温度为４０℃，膨胀机的效率为０～１００％。但是考　虑到在这种循环中，膨胀功的大小决定了所驱动　压缩机的输入功率，因此中间压力随之确定，这样　就必须通过调节高压侧压力以达到上述目的。图　１６给出了该循环的高压侧压力以及由此而确定的　中间压力随膨胀机效率的变化。由图可见，高压　侧压力和中间压力都随膨胀机效率的增加而上　升，但是高压侧压力上升的速度较快，而中间压力　增加的相对缓慢。这可以解释为，当膨胀机效率　增大时，所回收的膨胀功较多，那么所驱动的高压　级压缩机压比增大，在满足两个压缩机排气温度　相近的条件下，对中间压力变化的影响不会太大，　而对高压侧压力的影响较大。　ｌ２　９　６　膨胀机效率　图１６高压和中间压力随膨胀机效率变化　为了计算的方便，给出高压侧压力和中间压　力与膨胀机效率之间的函数关系式。　Ｐｈｉｇｈ＝３．７０１＋２０．１５叩一２８．３０ｒ／　＋１５．２３　ｒ／　（０．３≤≤１．０）　（７）　Ｐｍ／ａ：５．２９１＋７．７１０ｒ／一１０．４３叩　＋５．３６６ｒ／　（０．３≤７７≤１．０）　（８）　式中Ｐｈ　——高压侧压力，ＭＰａ　ｐ　——中间压力，ＭＰａ　——膨胀机效率　实际上，如果不考虑ＴＣＤＨ循环的优化配置　问题，就其本身来说，它是存在最佳高压侧压力　的。图１７给出了其最佳高压侧压力与中间压力　随膨胀机效率的变化。从中发现，最佳高压侧压　力先增加，并在某个膨胀机效率下达到最大值，而　后又随效率的增加而下降，这与图１６中的变化趋　势是不同的。同样，这种条件下的中间压力与图　１６中的变化趋势也不相同，它是随着效率的增加　维普资讯 http://www.cqvip.com

６０　ＦＬＵＩＤ　ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ　Ｖｏ１．３４，Ｎｏ．７，２００６　而　降　Ｆ　富　ｏ　２　９　６　ｏ．３０　ｏ．６５　１．ｏｏ　膨胀机效率　图１７最佳侧压力和中间压力随膨胀机效率的变化　当ＴＣＤＨ循环在结构上达到优化配置时，高　低压压缩机的排气温度是相等的；但是当这种循　环在最佳高压侧压力下运行时，高低压压缩机的　排气温度随膨胀机效率的变化较大，这可从图１８　明显看出。低压压缩机的排气温度随膨胀机效率　的增加而下降，高压级排气温度则升高。当膨胀　机效率较低时，两个排气温度相差较大，而随着膨　胀机效率的增加，两者趋于接近。　０＿３０　０．６５　１．ｏｏ　膨胀机效率　图１８最佳高压压力一Ｆ排气温度比较　为了比较两种配置在性能方面的差异，图１９　给出了它们的ＣＯＰ随膨胀机效率的变化趋势。　很显然，优化配置循环的ＣＯＰ随膨胀机效率的增　加上升幅度较快，最佳高压侧压力时的ＣＯＰ增加　幅度较慢。并且当膨胀机效率较低时（３０％左　右），优化配置循环的ＣＯＰ远低于最佳高压侧压　力时的值，而随着膨胀机效率的增加，两者不断趋　近。当膨胀机的效率达到接近８０％以上时，两种　情况下的ＣＯＰ才能够基本相当。从中也可以发　现，在较高的膨胀机效率下，这种优化配置结构比　较占优势，而当膨胀机的效率较低时，这种配置结　构的性能较低。所以在优化整个系统的结构设计　时，应该权衡考虑各方面因素的影响。　一　一　赠　鲫　∞　加　Ｏ＿３　Ｏ．６５　１．ｏｏ　膨胀机效率　图１９两种配置的ＣＯＰ比较　５结语　对７种ｃｏ２跨临界循环的性能进行对比分析　发现，当膨胀机的效率达到６０％时，ＴＣＤＨ循环的　效率高于其它６种循环。并且在给定气体冷却器　出口温度和蒸发温度下，只要膨胀机的效率大于　３ｌ％，ＴＣＤＨ循环的ＣＯＰ就高于其它六种循环，所　以是一种有发展前途的循环方式。　为了简化气体冷却器的设计，对ＴＣＤＨ循环　进行了结构配置优化分析，并与存在最佳高压压　力时的循环进行了性能比较。可以发现，优化配　置循环的ＣＯＰ低于最佳高压压力循环时的ＣＯＰ，　只有当膨胀机的效率达到接近８０％以上时，两者　的ＣＯＰ才能够基本相当。　总之，用膨胀机代替节流阀是提高ｃ０２跨ｌ临　界循环性能的根本途径，关键问题是提高膨胀机　的效率。在实际应用时，不仅要考虑循环的性能，　还应该考虑结构合理性、技术可行性、制造成本以　及调节控制等方面的问题。　参考文献：　Ｉ１］ＬｏｒｅｎｔｚｅｎＧ．Ｒｅｖｉｖａｌ　ｏｆｃａｒｂＤｎ　ｄｉｏｘｉｄｅ　ａｓ　ａ　ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ［Ｊ］．　Ｉｎｔ．Ｊ．Ｒｅｆｒｉｇ，１９９４，１７（５）：２９２．３０１．　［２］查世彤．二氧化碳跨临界循环膨胀机的研究与开发　【Ｄ］．天津大学博士论文，２０Ｏ２．　［３］李敏霞．二氧化碳跨临界循环转子式膨胀机的分析　与实验研究［Ｄ］．天津大学博士论文，２００３．　［４］魏东．ｃｏ２跨临界循环换热与膨胀机理的研究［Ｄ］．　天津大学博士论文，２０Ｏ２．　（下转第４６页）　维普资讯 http://www.cqvip.com

ＦＬＵＩＤ　ＭＡＣＨＩＮＥＲＹ　Ｖｏ１．３４，Ｎｏ．７，２００６　训练样本集。压力信号是由离散数据组成，在一　个循环周期的压力信号中等间隔取１２０个离散　点，将其作为每种故障的特征向量。由每两种故　障状态的特征向量训练得到一个支持向量机，这　样对于５种工作状态会训练得到１０个支持向量　同结构的ＢＰ神经网络的分类性能却难以判断，　因此难以确定满足最优分类条件的神经网络结　构；还应看到，ＢＰ神经网络的分类效果并没有随　训练精度的提高而提高，反而出现了过学习现象。　可见支持向量机分类器具有更好的鲁棒性和应用　能力。　５结语　机。在测试时，取测得压力信号的另外５０组作为　测试样本集，信号预处理与训练样本相同，然后将　其分别输入到已训练的支持向量机中，由其分类　后得到测试结果。　提出了一种基于支持向量机的往复压缩机气　４结果与分析　缸活塞系统故障诊断技术，并用现场采集的试验　数据进行了测试。经试验测试表明，与常用的ＢＰ　为了比较支持向理机的分类效果，选取Ｐ＝３　的多项式和宽度参数），＝０．０１的ＲＢＦ作为核函　数；为对比支持向量机与神经网络的分类效果，还　设计了８０—２０—５和４０—１０—５两种ＢＰ网络结　构，选取　＝０．０１，０．００１的训练误差，采用与支持　神经网络相比，该方法克服了ＢＰ网络结构难以　确定和存在局部最优点等缺陷。此外，该方法还　具有较强的适应性和有效性、鲁棒性和推广性。　因此，支持向量机的应用为故障诊断技术提供了　一种新途径。　向量机分类器相同的训练样本和测试样本进行训　练、测试，最后将其分类结果与支持向量机对比　（见表１）。　表１支持向量机与ＢＰ网络的分类结果　分类器类型　多项式ＳＶＭｓ（ｄ＝３）　ＲＢＦ—ＳＶＭｓ（Ｙ＝０．Ｏ１）　ＢＰ（８０—２０—５．６＝０．Ｏ１）　ＢＰ（８０—２０—５，６＝０．Ｏ１）　ＢＰ（４０—１０—５，６＝０．Ｏ１）　ＢＰ（４０—１０—５，　＝０．００１）　参考文献：　ｌ１ｊ　Ｂｏｓｅｒ　Ｂ，Ｇｕｙｏｎ　Ｉ，Ｖａｐｎｉｋ　Ｂ．Ａ　ｔｒａｉｎｉｎｇ　ａｌｇｏｒｉｔｈｍ　ｆｏｒ　ｏｐ—　ｔｕｎａｌ　ｍａｒｇｉｎ　ｃｌａｓｓｉｉｆｅｒｓ［Ａ］．Ｉｎ：Ｆｉｆｔｈ　Ａｎｎｕａｌ　Ｗｏｒｋｓｈｏｐ　ｏｎ　Ｃｏｍｐｕｍｆｉｏｎａｌ　Ｌｅａｒｎｉｎｇ　Ｔｈｅｏｒｙ　ｌ　Ｃｊ．Ｐｉｔｔｓｂｕｒｇｈ：ＡＣＭ　Ｐｒｅｓｓ，１９９２．　分类准确率　０．９５２　０．９５４　０．８９２　０．８５４　０．８７１　０．８６２　１２ｊ　Ｃｏｒｔｅｓ　Ｃ，Ｖａｐｎｉｋ　Ｖ．Ｓｕｐｐｏｒｔ　ｖｅｃｔｏｒ　ｎｅｔｗｏｒｋｓ［Ｊ］．Ｍａ—　ｃｈｉｎｅ　Ｌｅａｒｎｉｎｇ，１９９５，２０：２７３—３９７．　［３］　时文刚，刘树林，张嘉钟．基于支持向量机的往复　泵泵阀故障诊断方法［Ｊ］．机械强度，２１３０２，２４（３）：　３６２—３６４．　［４］王金东，张嘉钟，杨敬源．２Ｄ１２往复压缩机气缸内　通过比较两种分类器的分类结果可知，对于　相同有限数量的样本，支持向量机的分类效果要　好于ＢＰ神经网络。再者，对于不同核函数的支　持向量机，使用大致相同的支持向量集合时分类　性能很接近；然而，对于大致相同的训练样本，不　（上接第６０页）　ｌ５　Ｊ　Ｈｕｆｆ　Ｈａｎｓ—Ｊｏａｃｈｉｍ，Ｈｗａｎｇ　Ｙａｎｈｏ，Ｒａｄｅｒｍａｅｈｅｒ　Ｒｅｉｎ．　ｈａｒｄ．Ｏｐｔｉｏｎｓ　ｆｏｒ　ａ　ｔｗｏ－ｓｔａｇｅ　ｔｒａｎｓｃｒｉｉｆｃａｌ　ｃａｒｂｏｎ　ｄｉｏｘｉｄｅ　ｃｙｃｌｅ．Ｐｒｅｌｉｍｉｎａｒｙ　Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　５　ＩＩＲ—Ｇｕｓｔａｖ　压力检测技术［Ｊ］．压缩机技术，２００２（５）：２１—２３．　作者简介：王金东（１９６４．），男，博士后，教授，主要研究方向：　机械设备故障诊断、石油机械研制，获省科学技术二等奖一项，获　省教育厅科学技术一等奖一项，通讯地址：１６３３１８黑龙江大庆市　大庆石油学院机械科学与工程学院。　ｏｒ　ａ　ｓｅｃｏｎｄ　ｇｅｎｅｒａｔｆｉｏｎ　Ｃ０２－－ｅｘｐａｎｄｅｒ．Ｐｒｅｌｉｍｉｎａｒｙ　Ｐｒｏ．　ｃｅｅｄｉｎｇｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　５ｔｈ　ＩＩＲ—Ｇｕｓｍｖ　Ｌｅｒｅｎｔｚｅｎ　Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ　ｏｎ　Ｎａｔｕｒａｌ　Ｗｏｒｋｉｇ　Ｆｎｌｕｉｓ　ａｔｄ　Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ，ｃｈｉｎａ，Ｓｅｐ￣ｍｂｅｒ　１７—２０，２００２：１８９—１９５．　ｅｒｅｎｔＬｚｅｎ　Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ　ｏｎ　Ｎａｔｕｒａｌ　Ｗｏｒｋｉｇ　Ｆｌｕｉｎｄｓ　ａｔ　Ｇｕａｎｇｚｈｏｕ，Ｃｈｉｎａ，Ｓｅｐｔｅｍｂｅｒ　１７—２０，２００２：１４３—１４９．　６］杨俊兰，马一太，管海清，等．Ｃ０２跨临界双级压缩循　环中膨胀机的优化配置性能分析［Ｊ］．流体机械，　‘２００５，作者简介：杨俊兰（１９７１一），女，讲师．博士，主要从事热能与　动力工程方面的教学和科研工作，研究方向主要是热能工程以及　制冷与热泵技术，通讯地址：３００３８４天津市西青区津静公路天津　城市建设学院能源与机械工程系热动教研室。　３３（２）：５４－５８．　［７］Ｎｉｃｋｌ　Ｊ，Ｗｉｌｌ　Ｇ，Ｋｒａｕｓ　ＷＥ，ｅｔ　ａ１．Ｄｅｓｉｇｎ　ｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎｓ