跨臨界二氧化碳熱泵噴射循環(huán)實(shí)驗(yàn)

鄒春妹，岑繼文，劉培，蔣方明（中國科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，中國科學(xué)院廣州能源研究所先進(jìn)能源系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)室，廣東 廣州 510640）

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跨臨界二氧化碳熱泵噴射循環(huán)實(shí)驗(yàn)

鄒春妹，岑繼文，劉培，蔣方明
（中國科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，中國科學(xué)院廣州能源研究所先進(jìn)能源系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)室，廣東 廣州 510640）

摘要：在跨臨界CO2熱泵熱水器系統(tǒng)中引入優(yōu)化設(shè)計(jì)的噴射器，對系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，分析了制熱系數(shù)、引射比、升壓比、噴射器效率等參數(shù)隨熱水體積流量和出口溫度及高壓側(cè)壓力的變化趨勢以及優(yōu)化設(shè)計(jì)的噴射器對系統(tǒng)的影響。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：隨著熱水體積流量減小或其出口溫度增加，引射比將逐漸減小，而噴射器效率逐漸升高；在測試工況范圍內(nèi)升壓比基本保持不變，系統(tǒng)COPh最高將近3.5；系統(tǒng)高壓側(cè)的壓力因優(yōu)化噴射器的引入而明顯降低，有利于系統(tǒng)的安全運(yùn)行；跨臨界二氧化碳熱泵噴射循環(huán)系統(tǒng)存在一個最優(yōu)運(yùn)行壓力，值得注意的是在最優(yōu)運(yùn)行壓力下，熱水出水溫度雖未達(dá)到最高，但依舊超過55℃。系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行在最優(yōu)高壓側(cè)壓力下，不僅系統(tǒng)性能大幅度提高，而且保證了熱水的出水溫度。

關(guān)鍵詞：噴射器；優(yōu)化設(shè)計(jì)；熱力學(xué)；CO2；跨臨界循環(huán)；熱泵；COPh

2015-06-11收到初稿，2015-07-28收到修改稿。

聯(lián)系人：岑繼文。第一作者：鄒春妹（1990—），女，碩士研究生。

Received date: 2015-06-11.

Foundation item: supported by the National Basic Research Program of China (2011CB710700) and the Guangdong-CAS Cooperation Project (2011B090300038).

引　言

為了緩解全球變暖、臭氧層破壞等環(huán)境問題，采用CO2作為制冷劑越來越受到研究者的重視，因?yàn)镃O2是一種對環(huán)境無害的綠色環(huán)保的天然制冷劑：對臭氧層的破壞為零，溫室效應(yīng)僅為目前使用的R132a和R22的1/1000[1]。

由于CO2的臨界溫度很低，通常都低于熱泵/制冷循環(huán)的放熱溫度，因此，目前廣泛應(yīng)用的是跨臨界CO2熱泵/制冷循環(huán)。但是跨臨界CO2基本循環(huán)系統(tǒng)中由于壓縮機(jī)進(jìn)出口壓差很大，存在系統(tǒng)效率不高的缺陷。因此如何提高系統(tǒng)性能成為了研究跨臨界CO2循環(huán)的熱點(diǎn)。研究表明在CO2跨臨界循環(huán)中引入噴射器、內(nèi)部熱交換器、渦流管、膨脹機(jī)等均可提高循環(huán)效率[2-13]。其中噴射器由于其低成本、技術(shù)成熟、可利用低品位熱源驅(qū)動等優(yōu)點(diǎn)，用于開發(fā)CO2熱泵熱水器市場前景廣闊。

Yang等[10]采用膨脹機(jī)代替節(jié)流閥來研究帶縮膨脹機(jī)的CO2跨臨界循環(huán)的性能，結(jié)果表明，單級壓縮膨脹機(jī)循環(huán)（SCE）的COPh相較于單級壓縮基本循環(huán)（SCV）可提高44.58%，而兩級壓縮膨脹機(jī)循環(huán)（TCDH）的COPh相較于SCV可提高45.62%；Torrella等[11]在基本循環(huán)中引入內(nèi)部熱交換器（IHE），通過對比研究表明，帶有內(nèi)部熱交換器的跨臨界CO2循環(huán)的效率和制冷量相較于基本循環(huán)均可提高12%；Sarkar[12]通過熱力學(xué)分析表明，在CO2跨臨界循環(huán)中引入渦流管代替節(jié)流閥可以回收一部分膨脹功，減小節(jié)流損失，提高循環(huán)效率；Lee等[13]通過實(shí)驗(yàn)研究指出噴射器的尺寸參數(shù)對系統(tǒng)性能有很大影響且每個參數(shù)都存在一個最佳值，還得出CO2跨臨界噴射循環(huán)的COPh相較于基本循環(huán)提高了15%。

由于CO2在噴射器內(nèi)部發(fā)生相變，使得噴射器的尺寸設(shè)計(jì)研究變得很復(fù)雜，難于通過計(jì)算獲得非常精準(zhǔn)的設(shè)計(jì)尺寸，因此本文基于以往文獻(xiàn)結(jié)果，對噴射器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并搭建了帶噴射器的CO2熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺，通過改變熱水流量和出口溫度及高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,分析COPh、制熱量、引射比、升壓比、噴射器效率等參數(shù)的變化趨勢以及噴射器的優(yōu)化對系統(tǒng)的影響。

1　實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

實(shí)驗(yàn)裝置流程簡圖及主要的溫度、壓力、流量和功率測點(diǎn)如圖1所示。圖2為對應(yīng)的壓焓圖。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)包括CO2熱泵系統(tǒng)、熱水系統(tǒng)、冷凍水系統(tǒng)以及測控系統(tǒng)。其中，CO2熱泵系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、噴射器、氣體冷卻器、氣液分離器、節(jié)流閥、安全閥等部件組成。

圖1　跨臨界CO2熱泵噴射循環(huán)示意圖Fig.1　Schematic diagram of transcritical CO2heat pump water heater system with ejector

圖2　跨臨界CO2熱泵噴射循環(huán)壓焓圖Fig.2　Pressure-specific enthalpy diagram of transcritical CO2heat pump system

1.1CO2熱泵系統(tǒng)主要部件

1.1.1氣體冷卻器實(shí)驗(yàn)中的氣體冷卻器的通道設(shè)計(jì)是管殼換熱器?？紤]到氣體冷卻器中的CO2處于超臨界的高溫高壓狀態(tài)，溫度高達(dá)120℃，壓力最高可為14 MPa，因此設(shè)計(jì)氣體冷卻器時首要考慮的是安全性和密封性問題。經(jīng)可靠性分析可知，選擇合適的材料和計(jì)算管壁厚度是保證管路系統(tǒng)安全運(yùn)行的保障。通過壁厚公式計(jì)算，換熱器決定采用熱邊界層中斷套管式換熱器，采用16根?6×1 mm的不銹鋼管為二氧化碳通道，外管為?50×0.5 mm的不銹鋼管作為熱水通道?？紤]到加工難度以及安全性問題，減少焊點(diǎn)，內(nèi)部16根微通道分4層平行排布，每隔15 cm在每層通道間設(shè)置邊界層中斷通道，打斷原有邊界層并生成新的邊界層。而換熱面積則是基于Yoon等[14]所提出的換熱關(guān)聯(lián)式，經(jīng)過計(jì)算，逆流式管殼式氣體冷卻器的換熱管總長5000 mm。

1.1.2蒸發(fā)器蒸發(fā)器為同軸換熱器，內(nèi)管為波紋管形式，換熱面積為1.0 m2，適用于CO2冷媒劑。實(shí)驗(yàn)中采用順流換熱方式。

1.1.3壓縮機(jī)壓縮機(jī)為意大利Dorin 公司生產(chǎn)的往復(fù)式CO2壓縮機(jī)，其額定功率為4 kW。

1.1.4噴射器噴射器主要由工作噴嘴、接受室、混合室及擴(kuò)散室等部件組成。噴射器的工作原理具體表現(xiàn)為：來自氣體冷卻器的壓力較高的液態(tài)CO2經(jīng)工作噴嘴降壓增速，由于該流體與來自蒸發(fā)器的壓力較低的氣態(tài)CO2之間存在壓差而卷吸此引射流體進(jìn)入接受室，兩股流體發(fā)生動量交換并進(jìn)入混合室內(nèi)混合，進(jìn)行動量和質(zhì)量交換，在此過程中速度漸漸均衡，且常常伴有激波作用導(dǎo)致壓力有所升高。此后混合流體進(jìn)入擴(kuò)散室，因速度變緩而使得壓力繼續(xù)升高。最終，使得擴(kuò)散室出口處混合流體的壓力高于引射流體的壓力，即提升了壓縮機(jī)入口的壓力，減少了壓縮機(jī)耗功，從而提高系統(tǒng)效率。

本文設(shè)計(jì)的是適合于CO2熱泵熱水器的兩相流固定式噴射器（圖3），其尺寸如圖4所示。根據(jù)文獻(xiàn)[13,15-18]可知，噴射器的喉部面積、混合室的尺寸和擴(kuò)散室角度等對噴射器的性能有著很大的影響。本文設(shè)計(jì)的噴射器的工作噴嘴的喉部尺寸是根據(jù)Elbel[16]所采用的經(jīng)驗(yàn)流動模型計(jì)算，這種模型考慮了由于超臨界CO2主動流在工作噴嘴出現(xiàn)閃蒸導(dǎo)致的潛在的亞穩(wěn)態(tài)效應(yīng)。同時基于前期實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，適當(dāng)?shù)脑龃蠛聿棵娣e可以有效提高噴射器的效率，因此在模型計(jì)算的基礎(chǔ)上嘗試著將喉部直徑擴(kuò)大為1.8 mm。根據(jù)以往的實(shí)驗(yàn)和模擬結(jié)果可知，擴(kuò)散室的角度對噴射器的效率有很大的影響，而且有研究表明擴(kuò)散室的角度在一定范圍內(nèi)對噴射器的性能的作用并沒有相差很多[17]，因此為了使工作流體和引射流體可以充分混合，本實(shí)驗(yàn)的噴射器擴(kuò)散室角度取10°。

圖3　噴射器Fig.3　Ejector

圖4　噴射器尺寸Fig.4　Parameters of designed ejector

1.2測量裝置

壓力傳感器：測定CO2壓力采用南京高華MB300型變送器，量程0～15 MPa，精度為±0.5%。

溫度傳感器：Omega公司生產(chǎn)的k型鎧裝熱電偶，精度±0.5℃。

CO2流量測量：DMF-1-2.5型號質(zhì)量流量計(jì)，流量：0～200 kg·h-1，壓力：0～25 MPa，溫度：-50～50℃，輸出：4～20 mA，精度：0.2%。

水流量測量：Z-3002面板式流量計(jì)，測量范圍為1.8～18 L·min-1，精度為±5%；ZYIA面板式流量計(jì)，測量范圍為2～18 L·min-1，精度為±4%。

電表：精度為±0.5%

1.3系統(tǒng)參數(shù)以及不確定度

（1）引射比，定義為工作流體與引射流體的質(zhì)量流量之比，即為

式中引射流體的質(zhì)量流量根據(jù)蒸發(fā)器的換熱公式計(jì)算，即

式中，r為蒸發(fā)器壓力所對應(yīng)的潛熱，kJ·kg-1；cp,w為水的比熱容，kJ·kg-1·K-1；Δte,w為冷凍水流經(jīng)蒸發(fā)器的溫差，℃；Qe,w為冷凍水的體積流量，L·min-1；ρw為冷凍水的密度，kg·m-3。

（2）升壓比，即噴射器出口壓力與引射流體進(jìn)口壓力之比，定義式為

（3）噴射器效率

根據(jù)噴射器的具體原理可知，工作流體和引射流體在噴射器內(nèi)部的變化過程可看成是工作流體從進(jìn)口壓力膨脹至出口壓力，而引射流體則是從其進(jìn)口壓縮至出口壓力[19]，如圖5所示。由此可得噴射器效率的定義式為

式中，h3為工作流體進(jìn)口焓；h3s為工質(zhì)從工作流體進(jìn)口壓力等熵變化為噴射器出口壓力所對應(yīng)的焓值；h8為引射流體進(jìn)口焓；h8s為工質(zhì)從引射流體進(jìn)口壓力等熵變化為噴射器出口壓力所對應(yīng)的焓值。

圖5　噴射器內(nèi)工作流體和引射流體的變化過程Fig.5　Expansion and compression of driving and driven flows inside ejector(phigh—high side pressure; pdiff—ejector outlet pressure; pevap—evaporatorpressure; pms—mixing section inlet pressure)

（4）制熱量

式中，mgc,w為熱水的質(zhì)量流量，kg·min?1；Qgc,w為熱水的體積流量，L·min?1；Δtgc,w為熱水流經(jīng)氣體冷卻器的溫差，℃。

（5）制熱系數(shù)COPh

式中，W為壓縮機(jī)功率，kW。

（6）不確定度傳遞公式[20]

根據(jù)測量裝置的精度計(jì)算得COPh的實(shí)驗(yàn)不確定為5%左右。

2　實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

實(shí)驗(yàn)中所有測試工況是在空氣濕度為84%左右，室溫保持為24℃下進(jìn)行的。表1列舉了COPh超過3的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。由表可知，在不同工況下升壓比基本保持不變，說明主要是噴射器的尺寸決定了升壓比的大小，升壓比的大小與外界條件關(guān)系不大。同時由升壓比的定義式

可知，升壓比即傳統(tǒng)循環(huán)的壓比與噴射循環(huán)的壓比之比，表1實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表明帶噴射器的熱泵循環(huán)可以降低系統(tǒng)的壓比，使高低壓側(cè)壓差變小，提高壓縮機(jī)的等熵效率，從而減小了壓縮機(jī)的耗功量，提高了壓縮機(jī)的等熵效率，從而提高系統(tǒng)性能。從表1可知當(dāng)熱水流量為8 L·min-1，熱水進(jìn)口溫度為18℃，冷凍水流量為10 L·min-1，冷凍水溫度為24℃，氣體冷卻器壓力僅為7.8 MPa時系統(tǒng)COPh最高將近3.5，且系統(tǒng)的高壓側(cè)運(yùn)行壓力變化范圍為7～8 MPa，比較之前設(shè)計(jì)的噴射器，喉部直徑為1.2 mm，擴(kuò)散室角度為5°，混合室直徑和長度分別為3、10 mm，其所在系統(tǒng)的高壓側(cè)運(yùn)行壓力為9～12 MPa，系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)所得最高COPh為3.0，對比說明優(yōu)化設(shè)計(jì)的噴射器的引入使得氣體冷卻器壓力降低很多，而且使得系統(tǒng)COPh提升了16.7%，即優(yōu)化的噴射器的引入更利于系統(tǒng)的安全運(yùn)行，且能顯著提高系統(tǒng)的性能。

2.1熱水的影響

如圖6、圖7所示，當(dāng)熱水出口溫度升高，或當(dāng)熱水流量減小時，引射比減小。這是因?yàn)楫?dāng)熱水出口溫度升高，或當(dāng)熱水流量減小時，工作流體壓力隨之升高，而在制冷量一定的情況下，由于引射流體壓力不變，引射流體的質(zhì)量流量也保持不變，因此在噴射器噴嘴面積固定的情況下，工作流體壓力與背壓的壓差增大使工作流體流量相應(yīng)增大，根據(jù)式（1）可知，引射比此時會減小。值得注意的是圖6、圖7所示的噴射器效率隨熱水出口溫度升高或熱水流量升高均升高。當(dāng)熱水出口溫度增加或熱水流量減小時，工作流體壓力隨著增大，因?yàn)橐淞黧w壓力保持不變，因此在一定的升壓比下，引射流體等熵焓變的增大幅度高于工作流體等熵膨脹的焓變幅度，根據(jù)式（4）可知，噴射器效率應(yīng)將隨著熱水出口水溫升高或熱水流量減小而增大，如圖6所示，但圖7體現(xiàn)了相反的變化趨勢，這有可能是因?yàn)樵趫D7的實(shí)驗(yàn)工況下，系統(tǒng)并未運(yùn)行在最佳壓力所致。

從圖8、圖9可知，當(dāng)熱水出口溫度增加，或者熱水流量減小時，COPh呈單調(diào)下降趨勢。這是因?yàn)楫?dāng)熱水出口溫度增加或其流量減小時，氣體冷卻器壓力會隨之增加（圖6、圖7），且工質(zhì)在氣體冷卻器出口的溫度也會隨之升高，因此使得氣體冷卻器進(jìn)出口焓差減小，而在引射流體壓力保持一定且升壓比基本不變時，提高氣體冷卻器壓力會導(dǎo)致壓縮機(jī)的壓比增大，即壓縮機(jī)耗功量增大，且熱水出口溫度增加或其流量減小會導(dǎo)致氣體冷卻器的換熱效率降低，從而導(dǎo)致制熱量減小，最終使COPh下降。

表1　實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Table 1　Some experimental data

圖6　熱水出口溫度對氣體冷卻器壓力、引射比和噴射器效率的影響Fig.6　Gas cooler pressure，entrainment ratio and ejector efficiency as a function of hot water outlet temperature at Tgc,w,in=21℃，Qe,w=9 L·min-1and Qgc,w=10 L·min-1

圖7　熱水流量對氣體冷卻器壓力、引射比和噴射器效率的影響Fig.7　Gas cooler pressure，entrainment ratio and ejector efficiency as a function of hot water flow rate at Tgc,w,in=21℃,Te,w,in=21℃ and Qe,w=11 L·min-1

圖8　熱水出口溫度對COPh的影響Fig.8　Experimental COPhas a function of hot water outlet temperature at Tgc,w,in=21℃，Qevap,w=9 L·min-1and Qgc,w=10 L·min-1

圖9　熱水流量對COPh的影響Fig.9　Experimental COPhas a function of hot water flow rate at Tgc,w,in=21℃，Te,w,in=21℃ and Qevap,w=11 L·min-1

2.2高壓側(cè)壓力的影響

如下所述的實(shí)驗(yàn)結(jié)果對應(yīng)的測試工況為：保持冷凍水和熱水進(jìn)口溫度為21℃，冷凍水體積流量保持12 L·min?1，熱水體積流量為4.5 L·min?1，高壓側(cè)壓力變化范圍為7～8.5 MPa。

從圖10可看出，在該工況下帶噴射器的跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)存在一個最佳運(yùn)行壓力，為7.78 MPa，使得COPh達(dá)到最大，此時工質(zhì)在氣體冷卻器出口溫度為38.81℃。這是因?yàn)楫?dāng)系統(tǒng)高壓側(cè)壓力未達(dá)到最佳運(yùn)行壓力時，制熱量的增加要求熱水出口溫度增加，即要求增加工質(zhì)在氣體冷卻器的放熱量，則只有提高高壓側(cè)壓力，而當(dāng)高壓側(cè)壓力高于最佳運(yùn)行壓力而繼續(xù)提高高壓側(cè)壓力，會導(dǎo)致卷吸的引射流質(zhì)量流量變小，使得流經(jīng)壓縮機(jī)的工質(zhì)的質(zhì)量流量減小和工質(zhì)在氣體冷卻器進(jìn)出焓差減小，從而導(dǎo)致COPh的降低。而系統(tǒng)最高COPh時的最佳運(yùn)行壓力為7.8 MPa，工質(zhì)在氣體冷卻器出口溫度為35.81℃，可知系統(tǒng)在這兩種不同工況下的最佳運(yùn)行壓力很相近，這與Xu等[21]所提出的最佳運(yùn)行壓力與工質(zhì)在氣體冷卻器出口溫度存在線性關(guān)系不相同，這可能是因?yàn)楸緦?shí)驗(yàn)所采用的噴射器明顯降低了高壓側(cè)壓力。

從圖11可知，熱水溫度隨著高壓側(cè)壓力的升高而升高，但當(dāng)壓力達(dá)到8.2 MPa后稍有下降的趨勢。這與徐肖肖等[22]的結(jié)果類似，值得注意的是，熱水出口溫度并非與文獻(xiàn)結(jié)果一樣從最優(yōu)運(yùn)行壓力開始下降，但系統(tǒng)運(yùn)行在最優(yōu)運(yùn)行壓力下熱水溫度雖未達(dá)到最高，熱水出口溫度依舊超過55℃。這說明了熱泵系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行在最佳高壓側(cè)壓力具有十分重要的意義，不僅大幅度提高系統(tǒng)性能，而且保證了熱水的出水溫度。

圖10　高壓側(cè)壓力對COPh的影響Fig.10　COPhas a function of high side pressure

圖11　高壓側(cè)壓力對熱水出口溫度的影響Fig.11　Hot water outlet temperature as a function of high side pressure

3　結(jié)　論

本文將優(yōu)化的噴射器應(yīng)用到跨臨界CO2熱泵熱水器系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺上，研究并分析了熱水進(jìn)口溫度和熱水流量及高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)COPh、升壓比、噴射器效率和引射比的影響以及優(yōu)化的噴射器對系統(tǒng)的影響。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：當(dāng)熱水流量減小或熱水出口溫度升高時，引射比降低，噴射器效率提高，制熱系數(shù)呈下降的趨勢；在所有測試工況下，升壓比均大于1；優(yōu)化噴射器的引入可以明顯降低系統(tǒng)的高壓側(cè)壓力，且使系統(tǒng)的性能進(jìn)一步提高，該系統(tǒng)COPh最高為將近3.5；帶噴射器的跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)存在一個最佳運(yùn)行壓力，系統(tǒng)穩(wěn)定在最佳運(yùn)行壓力下不僅可以提高系統(tǒng)的性能，而且保證了熱水的出水溫度。本文的實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果為后續(xù)的噴射器的優(yōu)化設(shè)計(jì)以及噴射器系統(tǒng)的性能優(yōu)化打下了較好的基礎(chǔ)。

References

[1]CEN J L，LIU P，JIANG F M. A novel transcritical CO2refrigeration cycle with two ejectors [J]. International Journal of Refrigeration，2012，35 (8): 2233-2239.

[2]YARI M，MCHMOUDI S M S. Thermodynamic analysis and optimization of novel ejector-expansion TRCC (transcritical CO2) cascade refrigeration cycles (novel transcritical CO2cycle) [J]. Energy，2011，36 (12): 6839-6850.

[3]APREA C，MAIORINO A. An experimental evaluation of the transcritical CO2refrigerator performances using an internal heat exchanger [J]. International Journal of Refrigeration，2008，31 (6): 1006-1011.

[4]ZHANG F Z，JIANG P X，LIN Y S，et al. Efficiencies of subcritical and transcritial CO2inverse cycles with and without an internal heat exchanger [J]. Applied Thermal Engineering，2011，31 (4): 432-438.

[5]KIM H J，AHN J M，CHO S O，et al. Numerical simulation on scroll expander-compressor unit for CO2transcritical cycles [J]. Applied Thermal Engineering，2008，28 (13): 1654-1661.

[6]ELBEL S，HRNJAK P. Ejector refrigeration: an overview of historical and present developments with an emphasis on air conditioning applications [C/OL]//International Refrigeration and Air Conditioning Conference，2008. http://docs.lib.purdue.edu/cgi/viewcontent.cgi? article= 1883&context=iracc

[7]ELBEL S. Historical and present developments of ejector refrigeration systems with emphasis on transcritical carbon dioxide air-conditioning applications [J]. International Journal of Refrigeration，2011，34 (7): 1545-1561.

[8]SARKAR J. Optimization of ejector-expansion transcritical CO2heat pump cycle [J]. Energy，2008，33 (9): 1399-1406.

[9]YARI M. Performance analysis and optimization of a new two-stage ejector-expansion trancritical CO2refrigeration cycle [J]. International Journal of Thermal Sciences，2009，48 (10): 1997-2005.

[10]YANG J L，MA Y T，LIU S C. Performance investigation of transcritical carbon dioxide two-stage compression cycle with expander [J]. Energy，2007，32 (3): 237-245.

[11]TORRELLA E，SáNCHEZ D，LLOPIS R，et al. Energetic evaluation of an internal heat exchanger in a CO2transcritical refrigeration plant using experimental data [J]. International Journal of Refrigeration，2011，34 (1): 40-49.

[12]SARKAR J. Cycle parameter optimization of vortex tube expansion transcritical CO2system [J]. International Journal of Thermal Sciences，2008，48 (9): 1823-1828.

[13]LEE J S，KIM M S，KIM M S. Experimental study on the improvement of CO2air conditioning system performance using an ejector [J]. International Journal of Refrigeration，2011，34 (7): 1614-1625.

[14]YOON S H，KIM J H，HWANG Y W. Heat transfer and pressure drop characteristics during the in-tube cooling process of carbon dioxide in the supercritical region [J]. International Journal of Refrigeration，2003，26 (8): 857-864.

[15]BANASIAK K，HAFNER A，ANDRESEN T. Experimental and numerical investigation of the influence of the two-phase ejector geometry on the performance of the R744 heat pump [J]. International Journal of Refrigeration，2012，35 (6): 1617-1625.

[16]ELBEL S. Experimental and analytical investigation of a two-phase ejector used for expansion work recovery in a transcritical R744 air-conditioning system [D]. Urbana: University of Illinois at Urbana-Champaign，2007.

[17]ELBEL S. Historical and present developments of ejector refrigeration systems with emphasis on transcritical carbon dioxide air-conditioning applications [J]. International Journal of Refrigeration，2011，34 (7): 1545-1561.

[18]NAKAGAWA M，MARASIGAN A R，MATSUKAWA T，et al. Experimental investigation on the effect of mixing length on the performance of two-phase ejector for CO2refrigeration cycle with and without heat exchanger [J]. International Journal of Refrigeration，2011，34 (7): 1604-1613.

[19]ELBEL S，HRNJAK P. Experimental validation of a prototype ejector designed to reduce throttling losses encountered in transcritical R744 system operation [J]. International Journal of Refrigeration，2008，31 (3): 411-422.

[20]STEELE W G，F(xiàn)ERGUSON R A，TAYLOR R P，et al. Comparison of ANSI/ASME and ISO models for calculation of uncertainty [J]. ISA Transactions，1994，33 (4): 339-352.

[21]XU X X，CHEN G M，TANG L M，et al. Experimental investigation on performance of transcritical CO2heat pump system with ejector under optimum high-side pressure [J]. Energy，2012，44 (1): 870-877.

[22]徐肖肖，陳光明，唐黎明，等. 跨臨界CO2噴射熱泵系統(tǒng)的理論與實(shí)驗(yàn)研究 [J]. 工程熱物理學(xué)報(bào)，2013，34 (2): 201-204. XU X X，CHEN G M，TANG L M，et al. Theoretical and experimental investigation on performance of transcritical CO2heat pump system with ejector [J]. Journal of Engineering Thermophysics，2013，34 (2): 201-204.

Transcritical CO2heat pump system with an ejector

ZOU Chunmei，CEN Jiwen，LIU Pei，JIANG Fangming
(Laboratory of Advanced Energy Systems，CAS Key Laboratory of Renewable Energy，Guangzhou Institute of Energy Conversion，Chinese Academy of Sciences，Guangzhou 510640，Guangdong，China)

Abstract:An optimized design of the ejector was presented，which was applied to a transcritical CO2heat pump as an experimental water heater system. Experiments were carried out not only to investigate the effects of flow rate and outlet temperature of hot water and the high-side pressure on the system and the ejector performance，such as the heating coefficient of performance (COPh)，entrainment ratio，pressure lift and ejector efficiency，but also to reflect the ejector influence on system performance. The experimental results show that though the ejector efficiency was related to the entrainment ratio，their change with the hot water flow rate or the outlet temperature were different. In the other word，the entrainment ratio was decreased while the ejector efficiency was increased with the decrease of the cooling water flow rate or the increase of the outlet temperature. Under the experimental working conditions，pressure lift was kept constant and the COPhreached about 3.5. With this ejector，high side optimal pressure decreased dramatically，which results in safer operation for this system. However when the COPhreached the highest value，the ejector efficiency was not the best one. The experimental results also showed that there existed an optimal operation pressure for the transcritical CO2heat pump with the ejector. What should be noted was under optimal hide side pressure，hot water outlet temperature was not the highest value but still more than 55℃. Therefore stable operation in the optimal high side pressure for the heat pump system is of greatsignificance. It can not only greatly improve system performance，but also ensure attain higher water temperature of the hot water.

Key words:ejector; optimal design; thermodynamics; CO2; transcritical cycle; heat pump; COPh

DOI：10.11949/j.issn.0438-1157.20150905

中圖分類號：TB 61

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：0438—1157（2016）04—1520—07

基金項(xiàng)目：國家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃項(xiàng)目（2011CB710700）；廣東省中國科學(xué)院全面戰(zhàn)略合作項(xiàng)目（2011B090300038）。

Corresponding author:CEN Jiwen，cenjw@ms.giec.ac.cn