吳孟霞，王漢治，李帥旗，宋文吉，馮自平

（1 中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)工程科學(xué)學(xué)院，安徽合肥230026；2 中國(guó)科學(xué)院廣州能源研究所，廣東廣州510640；3 中國(guó)科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州510640；4 廣東省新能源與可再生能源研究開(kāi)發(fā)與應(yīng)用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州510640）

近年來(lái)，隨著臭氧層破壞、溫室效應(yīng)等環(huán)境問(wèn)題的日益加劇和人們環(huán)保意識(shí)的提升，CO2以其綠色環(huán)保的優(yōu)勢(shì)成為了全氯氟烴（CFCs）和氟利昂（HCFCs）的替代工質(zhì)，并重新受到了廣泛關(guān)注。CO2不僅對(duì)環(huán)境友好而且低廉易得、無(wú)毒不燃，具有良好的流動(dòng)性和傳熱特性[1-2]，是熱泵、空調(diào)系統(tǒng)的理想工質(zhì)[3]。此外，CO2跨臨界循環(huán)具有高溫高效的特點(diǎn)，使其在高溫?zé)岜妙I(lǐng)域具有獨(dú)特的應(yīng)用優(yōu)勢(shì)。

自20 世紀(jì)90 年代以來(lái)，國(guó)內(nèi)外對(duì)CO2熱泵系統(tǒng)的研究熱度持續(xù)上升[4-5]，CO2熱泵熱水器最先在日本和歐美國(guó)家迅速發(fā)展并得到了市場(chǎng)推廣。相比于傳統(tǒng)的氟利昂熱泵系統(tǒng)，CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)可以高效制取90℃/120℃左右的高溫?zé)崴驘犸L(fēng)[1,6]，因此成為了鍋爐替代和煤改電的關(guān)鍵技術(shù)，在加熱、加濕、干燥、滅菌等工業(yè)生產(chǎn)過(guò)程中有著很大的應(yīng)用潛力[7]。White 等[8]對(duì)出水溫度分別為65℃、77.5℃、90℃的CO2熱泵系統(tǒng)的性能進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試和模擬分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：出水溫度為90℃時(shí)，在最優(yōu)排氣壓力下的性能系數(shù)（COP）可接近于3，且當(dāng)CO2熱泵加熱溫度從65℃提高到120℃的高溫時(shí)，制熱能力和COP 僅分別降低了33%和21%，可見(jiàn)CO2熱泵適于高溫供熱應(yīng)用。祝銀海等[9]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究對(duì)出水溫度75℃以上的CO2高溫?zé)岜脽崴鞯南到y(tǒng)性能進(jìn)行了分析，結(jié)果表明：在壓縮機(jī)頻率為85Hz、環(huán)境溫度25℃、蒸發(fā)溫度14℃時(shí)，系統(tǒng)制取95℃的熱水時(shí)的最大COP 可達(dá)3.9。Kaiser等[10]對(duì)CO2高溫?zé)岜迷谀戏堑墓I(yè)應(yīng)用進(jìn)行了調(diào)查研究，結(jié)果表明：CO2熱泵可以滿(mǎn)足51%的工業(yè)過(guò)程用熱。此外還發(fā)現(xiàn)：CO2熱泵能提供接近90℃/120℃的高溫?zé)崴?空氣，供熱COP 可達(dá)3.0 以上；不僅節(jié)能效果明顯，還大大減少了CO2的排放量。因此將CO2高溫?zé)岜脩?yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)的前景十分可觀(guān)。

對(duì)于工業(yè)過(guò)程中普遍存在的循環(huán)加熱工況，所需氣體冷卻器出口溫度較高，導(dǎo)致CO2熱泵系統(tǒng)性能急劇下降[11-14]。CO2噴氣增焓技術(shù)通過(guò)增大蒸發(fā)器的進(jìn)出口焓差能顯著提高極端環(huán)境下系統(tǒng)的加熱性能。Baek 等[15]通過(guò)實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)在環(huán)境溫度為-15℃時(shí)過(guò)冷噴射系統(tǒng)比閃蒸噴射系統(tǒng)的制熱量和COP分別提高了12.1%和12.7%。Chung等[16]對(duì)極端加熱和冷卻工況下的CO2熱泵性能進(jìn)行了優(yōu)化分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)在室內(nèi)/外溫度為17℃/43℃、20℃/-15℃的冷卻和加熱工況下，噴氣增焓系統(tǒng)的COP 比無(wú)噴射系統(tǒng)分別提高了6.8%、7.1%。Cho 等[17]研究了CO2雙級(jí)噴射循環(huán)性能，研究發(fā)現(xiàn)該循環(huán)系統(tǒng)的COP比雙級(jí)無(wú)噴射循環(huán)系統(tǒng)提高了16.5%。Bai等[18]提出了一種應(yīng)用于寒冷地區(qū)的噴射器增效中間補(bǔ)氣CO2熱泵系統(tǒng)并對(duì)其進(jìn)行了熱力學(xué)分析和模擬研究，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：在特定工況下，相比于傳統(tǒng)的氣體噴射循環(huán)，系統(tǒng)的COP 和單位容積制熱量最大可分別提升7.7%、9.5%。

常規(guī)CO2噴氣增焓技術(shù)采用亞臨界噴氣，有利于改善極端低溫環(huán)境下的系統(tǒng)性能，但由于亞臨界區(qū)的溫度限制難以應(yīng)用于氣體冷卻器出口溫度高于60℃的工況。鑒于此，本文提出了新型超臨界噴氣增焓CO2熱泵循環(huán)，以改善高溫循環(huán)加熱系統(tǒng)性能。并基于EES（engineering equation solver）軟件對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行仿真分析，重點(diǎn)研究了氣體冷卻器出口溫度為60℃時(shí)蒸發(fā)溫度、中間壓力、氣體冷卻器壓力、回?zé)崞骷斑^(guò)冷器的換熱溫差等參數(shù)對(duì)單位容積制熱量和COP 的影響規(guī)律，同時(shí)對(duì)比了無(wú)噴氣增焓、普通噴氣增焓系統(tǒng)與該超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。以此為高溫CO2熱泵的工業(yè)應(yīng)用奠定基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)描述

圖1 高溫CO2熱泵超臨界噴氣增焓系統(tǒng)

CO2熱泵系統(tǒng)采用跨臨界循環(huán)，高溫超臨界CO2在氣體冷卻器中冷卻時(shí)有明顯的溫度滑移，適合用于制取高溫?zé)崴蚩諝?。如圖1(a)所示，該系統(tǒng)由噴氣增焓壓縮機(jī)、氣體冷卻器、過(guò)冷器、回?zé)崞?、蒸發(fā)器、節(jié)流閥及氣液分離器等組成，圖1(b)為系統(tǒng)加熱循環(huán)的P-h圖。CO2氣體經(jīng)壓縮機(jī)壓縮至高壓狀態(tài)（Pg），成為高溫高壓的超臨界態(tài)氣體（狀態(tài)點(diǎn)1），進(jìn)入氣體冷卻器，在氣體冷卻器中被冷卻至狀態(tài)點(diǎn)2，隨后進(jìn)入過(guò)冷器中再次被冷卻至狀態(tài)點(diǎn)3，進(jìn)入回?zé)崞髋c從蒸發(fā)器出來(lái)的氣體進(jìn)行換熱至狀態(tài)點(diǎn)4。離開(kāi)回?zé)崞鞯腃O2氣體分流成兩路：一路（狀態(tài)點(diǎn)12）經(jīng)過(guò)膨脹閥1 的節(jié)流降壓（狀態(tài)13）至壓縮機(jī)的中間壓力Pm，然后進(jìn)入過(guò)冷器與氣體冷卻器出來(lái)的氣體進(jìn)行換熱，此時(shí)處于超臨界狀態(tài)的CO2氣體（狀態(tài)點(diǎn)14）由中間噴氣口進(jìn)入壓縮機(jī)；另一路的CO2氣體（狀態(tài)點(diǎn)5）經(jīng)過(guò)膨脹閥2節(jié)流至蒸發(fā)壓力Pe（狀態(tài)點(diǎn)6），再進(jìn)入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱，從蒸發(fā)器出來(lái)的氣體（狀態(tài)點(diǎn)7）在回?zé)崞髦斜患訜嶂吝^(guò)熱狀態(tài)（狀態(tài)點(diǎn)8），然后進(jìn)入氣液分離器，從氣液分離器出來(lái)的氣體（狀態(tài)點(diǎn)9）由壓縮機(jī)吸氣口進(jìn)入，完成第一級(jí)壓縮后（狀態(tài)點(diǎn)10）與從過(guò)冷器出來(lái)的氣體（狀態(tài)點(diǎn)14）等壓混合至狀態(tài)點(diǎn)11，再經(jīng)第二級(jí)的壓縮變成高溫高壓的氣體（狀態(tài)點(diǎn)1），自此完成一個(gè)循環(huán)。CO2噴射氣體在回?zé)崞髦袚Q熱再經(jīng)回?zé)崞鞒隹诜至?，拓寬了噴射壓力范圍，?shí)現(xiàn)了超臨界噴射。

2 模型建立

2.1 熱力學(xué)分析

對(duì)系統(tǒng)分析時(shí)作如下假設(shè)[19-20]：①系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)；②忽略換熱器、管道中的流動(dòng)損失；③壓縮過(guò)程為絕熱壓縮；④蒸發(fā)器出口的制冷劑為飽和態(tài)；⑤忽略噴氣過(guò)程中的壓力變化。

壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程為中間補(bǔ)氣的準(zhǔn)二級(jí)壓縮，其等熵效率可由式(1)、(2)計(jì)算[21],ηs,L和ηs,H分別為壓縮機(jī)低壓級(jí)和高壓級(jí)的等熵效率。

點(diǎn)9為壓縮機(jī)進(jìn)氣點(diǎn)，點(diǎn)10為壓縮機(jī)經(jīng)第一級(jí)壓縮后的狀態(tài)點(diǎn)，點(diǎn)11 為中間補(bǔ)氣與第一級(jí)壓縮后的氣體混合后的狀態(tài)，也即是第二級(jí)壓縮前的狀態(tài)點(diǎn)，點(diǎn)1為第二級(jí)壓縮后的狀態(tài)點(diǎn)。根據(jù)壓縮機(jī)等熵效率的定義可分別計(jì)算低壓級(jí)出口點(diǎn)10 和高壓級(jí)出口點(diǎn)1 的實(shí)際焓值，分別由式(3)～(5)和式(6)～(8)得出。

低壓級(jí)：

高壓級(jí)：

壓縮機(jī)的相對(duì)補(bǔ)氣量βv定義為式(9)。

壓縮機(jī)低壓級(jí)、高壓級(jí)耗功量及總的耗功量用式(10)～(13)求得。回?zé)崞?、過(guò)冷器、蒸發(fā)器和氣體冷卻器中的換熱量用式(14)～(17)表示。系統(tǒng)的制熱系數(shù)COP為式(18)。單位容積制熱量為式(19)。

2.2 模型驗(yàn)證

基于以上的熱力學(xué)模型編寫(xiě)了EES 計(jì)算程序，為證實(shí)計(jì)算程序及模型的可靠性，采用實(shí)驗(yàn)的方式進(jìn)行驗(yàn)證。圖2為實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的實(shí)物圖，采用了一臺(tái)型號(hào)為C-CV163L0A 的CO2雙轉(zhuǎn)子噴氣增焓壓縮機(jī)，其額定功率為0.885kW，回?zé)崞骱瓦^(guò)冷器均為套管式換熱器，氣體冷卻器和蒸發(fā)器為翅片管換熱器。設(shè)定壓縮機(jī)頻率為180Hz，膨脹閥1 的開(kāi)度為120步（總步數(shù)為250步），通過(guò)調(diào)節(jié)膨脹閥2的開(kāi)度得到COP 隨氣體冷卻器出口溫度變化的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。通過(guò)計(jì)算分別得出了實(shí)驗(yàn)和EES仿真系統(tǒng)COP隨氣體冷卻器出口溫度變化情況。從圖3 可以看出，實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真數(shù)據(jù)有較好的一致性，最大誤差為7%。

3 結(jié)果分析與討論

圖2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)實(shí)物圖

圖3 實(shí)驗(yàn)與模擬結(jié)果的對(duì)比

基于以上數(shù)值模型，利用EES軟件對(duì)該CO2熱泵系統(tǒng)的循環(huán)加熱特性進(jìn)行仿真分析。研究了不同的蒸發(fā)溫度（-15～20℃）、中間壓力（7.5～9.5MPa）、氣體冷卻器的壓力（10～16MPa）、中間換熱器和過(guò)冷器的換熱溫差（2～5℃）對(duì)單位容積制熱量和COP的影響，以及不同氣體冷卻器出口溫度（55～75℃）下的無(wú)噴氣增焓無(wú)回?zé)岬某Ｒ?guī)系統(tǒng)、普通噴氣增焓系統(tǒng)和超臨界噴氣增焓系統(tǒng)對(duì)COP的影響。

3.1 蒸發(fā)溫度的影響

圖4給出了蒸發(fā)溫度對(duì)排氣溫度、單位容積制熱量及COP 的影響規(guī)律。由圖可知，排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的升高而降低，而單位容積制熱量和COP都隨著蒸發(fā)溫度的增大而顯著提升。當(dāng)蒸發(fā)溫度從-15℃上升到20℃時(shí)，排氣溫度由175.3℃降低至102.1℃，降低了41.6%；單位容積制熱量由14985kJ/m3增 加 到23909kJ/m3，增 加 了59.6%；COP 由1.85 增加到3.16，增加了70.8%。隨著蒸發(fā)溫度的升高，壓縮機(jī)總壓比下降，進(jìn)而排氣溫度降低、COP升高。

3.2 中間壓力的影響

圖4 蒸發(fā)溫度對(duì)排氣溫度、單位容積制熱量和COP的影響

圖5 不同相對(duì)補(bǔ)氣量下，中間壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖5(a)～(c)分別為在不同的相對(duì)補(bǔ)氣量（βv=0.3、0.4、0.5）下排氣溫度、單位容積制熱量及COP隨壓縮機(jī)中間壓力的變化曲線(xiàn)。從圖5(a)、(b)可以看出，隨著壓縮機(jī)中間壓力的升高，排氣溫度和單位容積制熱量均降低。在同一中間壓力下，在所研究的工況范圍內(nèi)，相對(duì)補(bǔ)氣量βv越大，排氣溫度越低，而單位容積制熱量越高；且相對(duì)補(bǔ)氣量越大，排氣溫度和單位容積制熱量隨中間壓力變化的幅度就越大；在相對(duì)補(bǔ)氣量分別為0.3、0.4 和0.5時(shí)，當(dāng)中間壓力從7.5MPa 升至9.5MPa 時(shí)，排氣溫度分別降低了5.8%、7.8%、9.2%，單位容積制熱量降低了9.9%、14.7%、20.6%。由圖5(c)可得，存在一個(gè)最優(yōu)的中間壓力使得COP 最大，當(dāng)βv=0.3、0.4、0.5 時(shí)，中間壓力由7.5MPa 增加到最優(yōu)壓力時(shí)，COP 分別提高了0.8%、1.3%、2.4%，由此看出，βv越大，COP提高的幅度越大。最優(yōu)中間壓力均在8.5MPa附近取得。

3.3 氣體冷卻器壓力與出口溫度對(duì)COP的影響

圖6表示在不同氣體冷卻器出口溫度下，COP隨氣體冷卻器壓力的變化情況。圖7(a)、(b)分別為不同相對(duì)補(bǔ)氣量和中間壓力下氣體冷卻器出口溫度對(duì)系統(tǒng)COP的影響情況，同時(shí)對(duì)比了無(wú)噴氣增焓和回?zé)岬某Ｒ?guī)系統(tǒng)及普通噴氣增焓系統(tǒng)的系統(tǒng)性能。

圖6 不同氣體冷卻器出口溫度下，COP隨氣體冷卻器壓力的變化

從圖6 可以看出，隨著氣體冷卻器壓力的升高，COP呈現(xiàn)出先升高后降低的變化趨勢(shì)，存在最優(yōu)的氣體冷卻器壓力使得COP 達(dá)到最大。在氣體冷卻器出口溫度分別為55℃、60℃和65℃時(shí)，氣體冷卻器壓力從10MPa提高至最優(yōu)壓力，COP分別提高了20.4%、24.4%、27.1%。相比于圖5(c)的中間壓力對(duì)COP 的影響，氣體冷卻器壓力對(duì)COP 的影響作用更為顯著。同時(shí)可以看出在不同氣體冷卻器出口溫度下，COP達(dá)到最大時(shí)所對(duì)應(yīng)的最優(yōu)氣體冷卻器壓力不同，隨著氣體冷卻器出口溫度的升高最優(yōu)氣體冷卻器壓力也隨之增大：氣體冷卻器出口溫度為55℃、60℃、65℃時(shí)，最優(yōu)的氣體冷卻器壓力分別在12.5MPa、13.5MPa、14MPa 左右，對(duì)應(yīng)的COP分別為3.35、2.99、2.71。

圖7(a)對(duì)比了在最優(yōu)氣體冷卻器壓力和中間壓力下（最優(yōu)值依據(jù)共軛方向法計(jì)算）的常規(guī)跨臨界循環(huán)和超臨界噴氣增焓循環(huán)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。由圖可知，COP隨氣體冷卻器出口溫度的增大均呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。在相同的氣體冷卻器出口溫度下，超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP明顯高于常規(guī)跨臨界循環(huán)，且在所研究的參數(shù)范圍內(nèi)，相對(duì)補(bǔ)氣量越大，系統(tǒng)的COP 越高。在氣體冷卻器出口溫度為60℃時(shí)，相對(duì)補(bǔ)氣量為0.3、0.4、0.5的噴氣增焓系統(tǒng)COP分別比常規(guī)系統(tǒng)提高了14.8%、21.2%、29.2%。

圖7 COP隨氣體冷卻器出口溫度的變化

圖7(b)對(duì)比了在最優(yōu)氣體冷卻器壓力下，不同中間壓力的噴氣增焓循環(huán)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。CO2跨臨界循環(huán)的臨界壓力為7.38MPa，在中間壓力為5.5MPa、6.0MPa 及7.5MPa、8.0MPa 時(shí)，噴射氣體分別處于亞臨界狀態(tài)和超臨界狀態(tài)。由圖可知，超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP明顯高于普通噴氣增焓系統(tǒng)：在氣體冷卻器出口溫度為55℃時(shí)，噴射壓力為7.5MPa 時(shí)系統(tǒng)COP 比噴射壓力為6.0MPa系統(tǒng)高出了10.4%。同時(shí)，在氣體冷卻器出口溫度為60℃時(shí)超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP仍可達(dá)到3.0左右，因此，采用超臨界CO2噴氣增焓技術(shù)可以明顯改善CO2熱泵高溫循環(huán)加熱性能。

3.4 回?zé)崞骱瓦^(guò)冷器換熱溫差的影響

圖8為回?zé)崞骱瓦^(guò)冷器的換熱溫差對(duì)單位容積制熱量和COP 的影響情況。計(jì)算工況為：蒸發(fā)溫度為15℃；壓縮機(jī)的中間壓力為8.0MPa；氣體冷卻器壓力為12MPa；氣體冷卻器出口溫度為60℃；相對(duì)補(bǔ)氣量βv=0.4。

圖8 單位容積制熱量和COP隨回?zé)崞?、過(guò)冷器的換熱溫差的變化

從圖8可知，COP隨過(guò)冷器和回?zé)崞鞯膿Q熱溫差的升高而降低，且在較小溫差范圍內(nèi)，二者的換熱溫差對(duì)于COP 的影響較小。由等COP 線(xiàn)可知，過(guò)冷器換熱溫差的影響相比回?zé)崞鞯母鼮轱@著，例如，當(dāng)COP為2.933時(shí)，回?zé)崞鲹Q熱溫差從4.5℃降低到3.5℃時(shí)，過(guò)冷器換熱溫差相應(yīng)升高0.66℃。同樣，單位容積制熱量同樣隨著二者換熱溫差的增大而降低。單位容積制熱量為22194kJ/m3時(shí)，當(dāng)回?zé)崞鲹Q熱溫差降低1℃時(shí)，過(guò)冷器換熱溫差僅升高0.17℃。因此，通過(guò)減小過(guò)冷器的換熱溫差可以更為明顯地提高制熱性能，且有利于降低過(guò)冷器和回?zé)崞鞯目倱Q熱面積。

4 結(jié)論

本文通過(guò)EES軟件對(duì)新型高溫CO2熱泵超臨界噴氣增焓的性能進(jìn)行了研究，分析了蒸發(fā)溫度、中間壓力、氣體冷卻器壓力和出口溫度，回?zé)崞骱瓦^(guò)冷器的換熱溫差等參數(shù)變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響，得出的主要結(jié)論如下。

（1）在最優(yōu)排氣壓力下，當(dāng)氣體冷卻器出口溫度高達(dá)60℃時(shí)，新型跨臨界CO2熱泵循環(huán)的COP仍可達(dá)到3.0左右。

（2）系統(tǒng)的性能受蒸發(fā)溫度的影響較大，當(dāng)蒸發(fā)溫度從-15℃提高到20℃時(shí)，排氣溫度降低了41.8%，單位容積制熱量和COP 分別提高了59.6%和70.8%。

（3）相對(duì)于無(wú)回?zé)?、無(wú)噴氣增焓的常規(guī)系統(tǒng)，在氣體冷卻器出口溫度為60℃時(shí)，相對(duì)補(bǔ)氣量為0.3、0.4、0.5 的噴氣增焓系統(tǒng)COP 分別提高了14.8%、21.2%、29.2%；通過(guò)與普通噴氣增焓系統(tǒng)的比較發(fā)現(xiàn)，該系統(tǒng)COP 明顯優(yōu)于普通噴氣增焓系統(tǒng)，因此采用超臨界CO2噴氣增焓技術(shù)可以明顯改善CO2熱泵高溫循環(huán)加熱性能。

（4）氣體冷卻器壓力和中間壓力對(duì)系統(tǒng)COP的影響趨勢(shì)一致，均是先升高后降低，但氣體冷卻器壓力對(duì)系統(tǒng)的影響作用大于中間壓力。同時(shí)，系統(tǒng)存在最優(yōu)的氣體冷卻器壓力和中間壓力，在氣體冷卻器出口溫度為60℃、相對(duì)補(bǔ)氣量為0.4時(shí)，最優(yōu)氣體冷卻器壓力和中間壓力分別為13.5MPa和8.5MPa。

（5）過(guò)冷器和回?zé)崞鞯膿Q熱溫差對(duì)COP 的影響較小，單位容積制熱量隨過(guò)冷器和回?zé)崞鲹Q熱溫差的減小而增大，但主要受到過(guò)冷器換熱溫差的影響，因此通過(guò)降低過(guò)冷器的換熱溫差能更明顯地提高系統(tǒng)的性能。

符號(hào)說(shuō)明

COP—— 系統(tǒng)性能系數(shù)

h—— 比焓，kJ/kg

m˙—— 質(zhì)量流率，kg/s

P—— 壓力，MPa

qv—— 單位容積制熱量，kJ/kg

Q—— 換熱量，kJ

s—— 比熵，kJ/(kg·K)

t—— 溫度，℃

v—— 比容，m3/kg

W—— 功，kJ

η—— 效率

βv—— 相對(duì)補(bǔ)氣量

下角標(biāo)

1～14—— CO2熱泵循環(huán)的狀態(tài)點(diǎn)

c—— 壓縮機(jī)

e—— 蒸發(fā)器

g—— 氣體冷卻器

H—— 壓縮機(jī)高壓級(jí)

ihe—— 回?zé)崞?/p>

L—— 壓縮機(jī)低壓級(jí)

m—— 中間值

o—— 出口

opt—— 最優(yōu)值

s—— 等熵過(guò)程

sc—— 過(guò)冷器