胡余生，劉雪濤，李敏霞，徐嘉，李昱翰

（1空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能?chē)?guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東珠海519070；2珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海519070；3天津大學(xué)中低溫?zé)崮芨咝Ю媒逃恐攸c(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津300350）

在我國(guó)北方的冬天，霧霾成為主要的環(huán)境污染問(wèn)題。我國(guó)政府正試圖通過(guò)減少化石燃料的消耗、改善燃油質(zhì)量以及利用熱泵供暖和熱水來(lái)解決這一問(wèn)題。熱泵是一種節(jié)約能源的優(yōu)良技術(shù)，然而，由于大多數(shù)氫氟烴（HFCs）會(huì)加劇全球變暖趨勢(shì)，熱泵工質(zhì)的選取成為必須面對(duì)的一大挑戰(zhàn)。根據(jù)歐盟含氟氣體F-gas 法規(guī)[1]，HFCs 削減進(jìn)度為：2015年削減7%，2017 年削減37%，2020 年削減55%，2025年削減69%，2030年削減79%。

在眾多的替代工質(zhì)中，自然工質(zhì)特別是CO2受到了廣泛關(guān)注[2-8]。CO2作為制冷工質(zhì)，具有許多優(yōu)點(diǎn)[9]：其臭氧消耗潛能值（ODP）為0，全球變暖潛能值（GWP）為1；成本非常低，易于獲得；無(wú)毒、不易燃，安全性和穩(wěn)定性良好；有很大的潛熱。與常規(guī)循環(huán)不同，CO2跨臨界循環(huán)有以下特點(diǎn)：其放熱過(guò)程是在超臨界狀態(tài)下進(jìn)行的，工質(zhì)無(wú)相變發(fā)生，放熱過(guò)程的換熱器被稱(chēng)為氣體冷卻器而不是冷凝器；其壓縮比很小，壓縮機(jī)效率較高；CO2的黏度很小，導(dǎo)致流動(dòng)摩擦很小，允許較小管徑。

20世紀(jì)90年代，CO2跨臨界循環(huán)理論被挪威工業(yè)大學(xué)Lorentzen[10]提出，極大推動(dòng)了CO2在制冷領(lǐng)域的使用與研究。提高CO2跨臨界循環(huán)的系統(tǒng)效率近幾年來(lái)成為國(guó)內(nèi)外相關(guān)研究的重點(diǎn)，目前CO2跨臨界循環(huán)在實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)會(huì)采用回?zé)崞?，同時(shí)結(jié)合壓縮機(jī)最優(yōu)排氣壓力以提高效率[11-13]。

天津大學(xué)[14-16]在CO2熱泵系統(tǒng)領(lǐng)域研究較早，對(duì)回?zé)崞髟贑O2跨臨界單級(jí)壓縮及雙級(jí)壓縮系統(tǒng)中的作用進(jìn)行了理論分析與實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明兩種系統(tǒng)中采用回?zé)崞骶苊黠@提高制熱系數(shù)（COPh）。夏國(guó)青等[17]對(duì)太陽(yáng)能輔助CO2熱泵系統(tǒng)的套管式回?zé)崞鬟M(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算并開(kāi)展了相關(guān)的實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，系統(tǒng)帶回?zé)崞鞅葻o(wú)回?zé)崞鰿OPh提高約10.2%。Sánchez等[18]做了大量實(shí)驗(yàn)，對(duì)回?zé)崞靼惭b在循環(huán)中的不同位置（氣體冷卻器出口、儲(chǔ)液器出口）進(jìn)行了分析，比較制冷量、壓縮機(jī)耗功、COP以及壓縮機(jī)出口溫度的變化，發(fā)現(xiàn)同時(shí)在兩個(gè)位置設(shè)置回?zé)崞骺梢詫⒆顑?yōu)排氣壓力下COP提升13%。除此之外，采用膨脹機(jī)也有助于提高系統(tǒng)效率[19-20]。

在原有研究中，雖然提出了提高系統(tǒng)效率的方法并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，但沒(méi)有從CO2工質(zhì)及系統(tǒng)本質(zhì)上解釋其原因。本文從CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)特性出發(fā)，再分析影響系統(tǒng)效率的本質(zhì)，從而根據(jù)這些特性提出提高CO2熱泵運(yùn)行效率的改進(jìn)方法，為實(shí)際設(shè)計(jì)提供參考。

1 系統(tǒng)模型及熱力學(xué)分析

1.1 帶回?zé)崞鞯腃O2跨臨界熱泵系統(tǒng)

帶回?zé)崞鞯腃O2跨臨界熱泵系統(tǒng)主要包括蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、氣體冷卻器、節(jié)流閥、回?zé)崞鳎↖HX），其系統(tǒng)組成和循環(huán)方式如圖1所示。1→2→3→4→1是無(wú)回?zé)崞鞯难h(huán)過(guò)程，1→1'→2'→2→3→3'→4'→4→1是有回?zé)崞鞯难h(huán)過(guò)程。其中，回?zé)崞魇拐舭l(fā)器出口的CO2工質(zhì)與氣體冷卻器出口的CO2工質(zhì)進(jìn)行換熱，從而使前者過(guò)熱，后者過(guò)冷。

1.2 循環(huán)熱力學(xué)分析

圖1 帶回?zé)崞鞯腃O2跨臨界熱泵系統(tǒng)及T-s圖

為方便分析，作以下假設(shè)：①系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)條件下進(jìn)行循環(huán)；②壓縮機(jī)壓縮過(guò)程為絕熱非等熵過(guò)程；③忽略CO2工質(zhì)在系統(tǒng)中的熱損失、壓力損失以及節(jié)流損失；④流經(jīng)各部件及管道的CO2工質(zhì)質(zhì)量流量相同。

以單位質(zhì)量流量CO2工質(zhì)為例，圖1 所述系統(tǒng)為基礎(chǔ)，建立式(1)～式(5)熱力學(xué)模型。

式中，hi(i = 1,2,3,…)為各點(diǎn)的比焓；qc為單位制冷量；qh為單位制熱量；w為單位壓縮機(jī)功耗；COPc為制冷性能系數(shù)；COPh為制熱性能系數(shù)。

基于上述系統(tǒng)模型假設(shè)和熱力學(xué)分析，本文通過(guò)MATLAB 編寫(xiě)程序，調(diào)用REFPROP 中CO2工質(zhì)物性來(lái)計(jì)算系統(tǒng)各參數(shù)，對(duì)CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)特性進(jìn)行理論分析，討論COPh的變化情況。

2 系統(tǒng)特性分析

2.1 回?zé)崞鲗?duì)系統(tǒng)性能的影響

假設(shè)蒸發(fā)溫度為0℃，壓縮機(jī)等熵效率為70%，圖2給出了系統(tǒng)在不同排氣壓力、不同氣體冷卻器出口溫度條件下COPh隨過(guò)熱度的變化情況。發(fā)現(xiàn)在7.5MPa 情況下，出口溫度為28℃時(shí)回?zé)釡囟仍酱?，COPh反而降低，而30℃時(shí)，隨著過(guò)熱度的增大，COPh則是增加的，其他壓力情況下也存在這樣的情況，即在不同排氣壓力下氣體冷卻器出口溫度存在某一臨界值，當(dāng)溫度高于此值時(shí)回?zé)嵊兄谔岣呦到y(tǒng)COPh，當(dāng)溫度低于此值時(shí)回?zé)岱炊鴷?huì)降低系統(tǒng)COPh。

原因解釋如下，在排氣壓力為7.5MPa 的情況下，圖3 給出了壓力為7.5MPa 情況下，氣體冷卻器出口溫度分別為28℃和30℃時(shí)制熱量以及壓縮機(jī)功耗增長(zhǎng)率（因過(guò)熱增加的量與總量之比）隨過(guò)熱度的變化情況?？梢钥吹剑S著過(guò)熱度增加，壓縮機(jī)功耗增長(zhǎng)率大于氣體冷卻器出口溫度28℃時(shí)制熱量增長(zhǎng)率，而小于30℃時(shí)制熱量增長(zhǎng)率，因此導(dǎo)致前者的COPh小于后者的。同時(shí)表明對(duì)應(yīng)某一壓力，存在一個(gè)氣體冷卻器出口溫度臨界值，大于或小于這個(gè)臨界值，回?zé)崞鲗?duì)制熱量和壓縮機(jī)功耗的增長(zhǎng)影響是不同。因此對(duì)這個(gè)臨界值進(jìn)行擬合，是壓力與氣體冷卻器出口溫度的函數(shù)，擬合曲線如圖4所示。通過(guò)擬合得式(6)。

式中，t為氣體冷卻器出口溫度臨界值，℃；p為運(yùn)行壓力，MPa。小于此溫度t 則建議不設(shè)回?zé)崞鳌?/p>

由圖2 可以看出運(yùn)行壓力在7.5～10MPa 其值基本在28～35℃變化，因此可以簡(jiǎn)化以28℃為判斷值，高于28℃時(shí)設(shè)定回?zé)崞?，而低?8℃不再設(shè)回?zé)崞鳌?/p>

圖3 不同氣體冷卻器出口溫度下制熱量以及壓縮機(jī)功耗增長(zhǎng)率隨過(guò)熱度變化曲線

圖4 排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度臨界值擬合曲線

圖5 給出了超臨界CO2焓值在不同壓力下隨溫度的變化情況?？梢钥闯鰵怏w冷卻器出口溫度在30～40℃時(shí)，焓的變化很大，這一區(qū)域?yàn)榻R界區(qū)，也就是說(shuō)當(dāng)氣體冷卻器出口溫度在這個(gè)區(qū)域時(shí)，利用回?zé)崞骼^續(xù)降低超臨界流體的溫度，其焓減小的情況非常劇烈，直接影響進(jìn)入膨脹閥流體的焓值從而減小節(jié)流損失，因此導(dǎo)致不同氣體冷卻器出口溫度下制熱量相差很大。對(duì)于單位質(zhì)量流量CO2工質(zhì)，相同過(guò)熱度下所增加的制熱量與氣體冷卻器出口溫度無(wú)關(guān)，因此出現(xiàn)圖3的情況，壓縮機(jī)功耗增長(zhǎng)率大于氣體冷卻器出口溫度28℃時(shí)制熱量增長(zhǎng)率而小于30℃時(shí)制熱量增長(zhǎng)率。由于COPh是制熱量與壓縮機(jī)功耗的比值，導(dǎo)致圖2 中7.5MPa排氣壓力下，當(dāng)氣體冷卻器出口溫度為28℃時(shí)過(guò)熱度的增加會(huì)使COPh降低，而30℃時(shí)過(guò)熱度的增加會(huì)使COPh升高。因此，探究回?zé)崞鲗?duì)系統(tǒng)性能的影響需要考慮氣體冷卻器出口溫度，不同排氣壓力下其氣體冷卻器出口溫度存在某一臨界值，當(dāng)溫度高于此值，回?zé)嵊兄谔岣呦到y(tǒng)COPh，當(dāng)溫度低于此值，回?zé)釙?huì)降低系統(tǒng)COPh。

圖5 不同壓力下焓值隨溫度變化曲線

2.2 氣體冷卻器出口溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

氣體冷卻器出口溫度會(huì)影響CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)的性能。假設(shè)蒸發(fā)溫度為0℃，過(guò)熱度為0℃，圖6給出了不同排氣壓力下節(jié)流損失隨氣體冷卻器出口溫度的變化趨勢(shì)。從圖中可以看出，在溫度低于28℃時(shí)，較低的出口溫度和較低的壓力都會(huì)導(dǎo)致較低的節(jié)流損失，這往往意味著高COPh；在溫度高于28℃時(shí)，存在使此氣體冷卻器出口溫度下節(jié)流損失最低的最優(yōu)排氣壓力。

圖7 給出了不同排氣壓力下COPh隨氣體冷卻器出口溫度的變化趨勢(shì)。圖7與圖6基本上是對(duì)應(yīng)的，節(jié)流損失越小，COPh越大。從圖7 中可以看出，在溫度低于28℃時(shí)，氣體冷卻器出口溫度越低，排氣壓力越低，則COPh越高；當(dāng)溫度在28～44℃時(shí)，存在使此氣體冷卻器出口溫度下COPh最高的最優(yōu)排氣壓力。最優(yōu)排氣壓力的擬合曲線如圖8所示。

圖6 不同排氣壓力下節(jié)流損失隨氣體冷卻器出口溫度變化曲線

圖7 不同排氣壓力下COPh隨氣體冷卻器出口溫度變化曲線

通過(guò)擬合得式(7)。

圖8 氣體冷卻器出口溫度與最優(yōu)排氣壓力擬合曲線

式中，壓力為氣體冷卻器出口溫度t 大于30℃時(shí)對(duì)應(yīng)的最優(yōu)壓力popt，MPa。可通過(guò)式(7)利用溫度推算最優(yōu)壓力。從式(7)可以看出氣體冷卻器出口溫度越高，最優(yōu)壓力也就越高，而壓縮機(jī)的最高壓力和排氣溫度都是受限制的，目前，壓縮機(jī)所能達(dá)到的安全壓力為15MPa，而安全工作壓力則為＜14 MPa。排氣溫度的限制則為＜120℃。當(dāng)氣體冷卻器排氣溫度為50℃，其對(duì)應(yīng)的最優(yōu)溫度就已經(jīng)超過(guò)了14MPa，因此在高于50℃時(shí)，實(shí)際系統(tǒng)是無(wú)法在最優(yōu)壓力下運(yùn)行的。

從圖7 中也可以發(fā)現(xiàn)，溫度在30～40℃時(shí)，COPh隨氣體冷卻器出口溫度變化幅度很大，這與CO2工質(zhì)在近臨界區(qū)內(nèi)焓值差別很大導(dǎo)致制熱量變化很大有關(guān)。當(dāng)氣體冷卻器出口溫度過(guò)高時(shí)，某些壓力情況下，如橢圓框內(nèi)的幾條線的趨勢(shì)，COPh會(huì)低于1，這是不合理的，這意味著熱泵獲得的熱量永遠(yuǎn)小于壓縮機(jī)耗功。原因是在此氣體冷卻器出口溫度情況下節(jié)流，流體會(huì)直接節(jié)流成過(guò)熱氣體，不能獲得低溫的兩相流體從外界吸收熱量。因此，在不同的排氣壓力下，氣體冷卻器出口溫度存在最高限定值，以保證熱泵效率大于1。

圖9給出了不同排氣壓力下氣體冷卻器出口限定溫度隨蒸發(fā)溫度的變化趨勢(shì)。從圖中可以看出，蒸發(fā)溫度越低，排氣壓力越高，則氣體冷卻器出口限定溫度越高。因此對(duì)于采暖機(jī)來(lái)說(shuō)，如回水溫度設(shè)定為45℃，則運(yùn)行壓力至少要選擇9MPa，如果回水溫度達(dá)到60℃甚至更高，則高壓運(yùn)行壓力還要更高，要在11MPa運(yùn)行，避免效率嚴(yán)重衰減。

對(duì)于熱泵來(lái)說(shuō)，排氣壓力影響壓縮機(jī)的排氣溫度。例如，為了獲得65℃的水，壓縮機(jī)排氣溫度最好高于80℃，如圖10，此時(shí)壓力則應(yīng)高于9MPa。如果想達(dá)到出水溫度為80℃甚至90℃，壓縮機(jī)的排氣壓力必須高于10MPa 以上?？梢?jiàn)壓縮機(jī)排氣壓力還需要由出水的設(shè)計(jì)溫度決定。因此氣體冷卻器出口溫度影響壓縮機(jī)排氣壓力的選擇，同時(shí)壓縮機(jī)排氣壓力將影響壓縮機(jī)的排氣溫度，壓力越高排氣溫度越高。

圖9 不同排氣壓力下氣體冷卻器出口限定溫度隨蒸發(fā)溫度變化曲線

圖10 壓縮機(jī)在兩個(gè)效率情況下的排氣溫度

2.3 膨脹機(jī)對(duì)系統(tǒng)性能的影響

假設(shè)蒸發(fā)溫度為0℃，過(guò)熱度為0℃，圖11 給出了不同排氣壓力下節(jié)流損失與壓縮功之比隨氣體冷卻器出口溫度的變化趨勢(shì)。從圖中可以看出，節(jié)流損失與壓縮功之比的變化與氣體冷卻器出口溫度成正比，與排氣壓力成反比。節(jié)流損失與壓縮功之比越大，意味著系統(tǒng)可回收的能量占比越多。因此氣體冷卻器排氣溫度越高、壓縮機(jī)排氣壓力越低，則節(jié)流損失越大，膨脹機(jī)可回收的能量越多，研究發(fā)現(xiàn)為了減少節(jié)流損失，可以使用膨脹機(jī)來(lái)代替節(jié)流閥，回收做功產(chǎn)生的能量，從而提高CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)的COPh。

圖11 不同排氣壓力下節(jié)流損失與壓縮功之比隨氣體冷卻器出口溫度變化曲線

假設(shè)氣體冷卻器出口溫度為25℃，排氣壓力為7.5MPa，壓縮機(jī)等熵效率為70%，膨脹機(jī)等熵效率為60%，圖12展示了CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)有無(wú)膨脹機(jī)COPh的對(duì)比。有膨脹機(jī)的系統(tǒng)COPh比無(wú)膨脹機(jī)的系統(tǒng)約高12%，可見(jiàn)膨脹機(jī)能夠顯著提高系統(tǒng)性能。如果氣體冷卻器出口溫度升高，利用膨脹機(jī)回收能量，則系統(tǒng)效率提高至少高于12%。因此膨脹機(jī)特別是在氣體冷卻器排氣溫度高于28℃時(shí)，其對(duì)提高系統(tǒng)效率非常有幫助。

圖12 有無(wú)膨脹機(jī)COPh對(duì)比

3 結(jié)論

（1）CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)中回?zé)崞鞑⒉豢偸怯兄谔岣逤OPh。在不同的排氣壓力下，氣體冷卻器出口溫度存在相對(duì)應(yīng)的臨界值，當(dāng)溫度小于臨界值時(shí)回?zé)釙?huì)降低系統(tǒng)的COPh，當(dāng)溫度大于臨界值時(shí)回?zé)嵊兄谔岣呦到y(tǒng)的COPh，應(yīng)根據(jù)此臨界值來(lái)考慮系統(tǒng)中是否應(yīng)該加入回?zé)崞?。建議在氣體冷卻器出口溫度低于28℃時(shí)，可不設(shè)回?zé)崞鳌?/p>

（2）氣體冷卻器出口溫度高于28℃時(shí)，系統(tǒng)存在最優(yōu)排氣壓力；而高于50℃時(shí)，根據(jù)現(xiàn)有壓縮機(jī)情況設(shè)定，此時(shí)實(shí)際系統(tǒng)無(wú)法在最優(yōu)壓力下運(yùn)行。因此建議系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)氣體冷卻器出口溫度盡量小于50℃。

（3）在不同的排氣壓力情況下，氣體冷卻器出口溫度存在最高限定值，否則COPh不合理。壓力越高，限定值也越高。

（4）對(duì)于高出水（風(fēng)）溫度情況，如＞65℃，要根據(jù)壓縮機(jī)的排氣溫度和氣體冷卻器出口溫度聯(lián)合進(jìn)行合適的高壓側(cè)壓力選擇，以滿(mǎn)足溫度和效率的要求。

（5）CO2流體經(jīng)過(guò)節(jié)流閥會(huì)產(chǎn)生節(jié)流損失，使用膨脹機(jī)代替節(jié)流閥可以減少節(jié)流損失，而且氣體冷卻器的出口溫度越高，利用膨脹機(jī)就越有價(jià)值，可大幅度提高系統(tǒng)的COPh。