R245fa 高溫蒸氣熱泵理論與實驗研究

趙兆瑞 吳華根 邢子文 于志強

（1西安交通大學能源與動力工程學院 西安 710049；2煙臺冰輪股份有限公司 煙臺 264002）

在過去的數(shù)十年中，能源需求的快速增長引發(fā)了大量節(jié)能與環(huán)保問題，其中的重要議題是提高能源利用率。目前，在工業(yè)領(lǐng)域，回收利用的熱能尚不足所有可回收熱能的30%，大量余熱浪費反而導致熱污染問題［1］。另一方面，在大量的工業(yè)系統(tǒng)中，高溫蒸氣的需求量很大［2］。之前的系統(tǒng)設(shè)計中，往往采用蒸氣鍋爐的方式供熱以產(chǎn)生蒸氣，但隨著小型鍋爐的逐漸禁用，在很多工業(yè)場合不得不使用電鍋爐代替。眾所周知，電鍋爐無論從能源利用效率還是環(huán)境保護意義上，都是較差的，因此開發(fā)一種高效穩(wěn)定的蒸氣產(chǎn)生系統(tǒng)就顯得意義極其重大，而高溫熱泵就是目前最有前景的應(yīng)用開發(fā)方向［3］。熱泵系統(tǒng)最早被應(yīng)用在暖通空調(diào)領(lǐng)域，作為提供不超過40℃的熱量的高效方式，被廣泛應(yīng)用在家用和商用領(lǐng)域，而隨著供熱溫度的不斷提高，可以應(yīng)用在越來越多的工業(yè)領(lǐng)域。但對于蒸氣產(chǎn)生系統(tǒng)，由于其供熱溫度超過100℃，對系統(tǒng)設(shè)計、工質(zhì)選擇或是部件開發(fā)都提出了極高的要求［4］。因此，近年來工業(yè)高溫熱泵的研究也主要集中在這3方面。

針對高溫工質(zhì)的研究，主要目的是尋找一種，具有較高臨界溫度、低工作壓力、良好熱穩(wěn)定性、相變潛熱大、密度高、良好傳熱傳質(zhì)性能的高溫工質(zhì)，并且要考慮工質(zhì)經(jīng)濟性與安全性的問題。目前，尚未有一種完美滿足所有條件的工質(zhì)出現(xiàn)，因此部分學者研究多種組分混合工質(zhì)的優(yōu)化與開發(fā)。J.Sarkar等［5］研究了R744/R600a混合工質(zhì)在高溫熱泵中運行性能，結(jié)果表明該工質(zhì)相較于R114具有較好的熱力學性能，較高的高溫側(cè)壓力。Yu Jianlin等［6］分析了跨臨界R32/R290高溫熱泵的工作特性，并證明與CO2相比，跨臨界熱泵具有更高的 COP。G.A.LONGO等［7-9］分析了R124/R142b/R600a混合制冷劑的熱力學性能，實驗證明COP可大于3。然而，混合工質(zhì)由于其泄漏過程改變物性，導致長期運行性能差，再次充灌難度較大，因此更多學者關(guān)注應(yīng)用純工質(zhì)滿足高溫熱泵需求。R245fa與R1234ze（Z）均證明在高達140℃的供熱區(qū)間內(nèi)具有良好的熱力學性能。

熱泵系統(tǒng)研究方面，主要針對系統(tǒng)優(yōu)化改進，以提高運行COP與容量。Zhang Jing等［10］總結(jié)了基礎(chǔ)熱回收循環(huán)回收效率，得到MVR（mechanical vapor recompression）系統(tǒng)最適合開式循環(huán)，而TVR（thermal vapor recompression）系統(tǒng)更適合應(yīng)用噴射器進行熱流能量回收。潘利生等［11］研究了兩級壓縮機經(jīng)濟器熱泵循環(huán)，并證明其COP提升了15.2%（R152a熱泵系統(tǒng)）和12.4%（R245fa熱泵系統(tǒng)）。

而關(guān)鍵部件的研究更多基于現(xiàn)有制冷劑與熱泵系統(tǒng)，在運行壓力范圍、換熱方式、穩(wěn)定性等方面拓展系統(tǒng)應(yīng)用領(lǐng)域。Wu Xiaokun等［12］研究了R245fa雙螺桿壓縮機應(yīng)用在印染工業(yè)高溫熱泵中。M.Chamoun等［13］研發(fā)了水蒸氣螺桿壓縮機樣機并研究了其應(yīng)用在水作為工質(zhì)的熱泵系統(tǒng)中的性能。S.Karagoz等［14-16］研究了有關(guān)多種形式換熱器應(yīng)用在高溫熱泵系統(tǒng)的性能。

之前的研究更多的針對熱泵系統(tǒng)的模擬或?qū)嶒灒r有針對高溫熱泵的理論分析與實驗研究結(jié)合。本文整體模擬了一套R245fa工質(zhì)的高溫蒸氣產(chǎn)生系統(tǒng)，并搭建實驗臺驗證模擬結(jié)果，研究系統(tǒng)COP、制熱量、換熱性能及工作狀態(tài)隨工況的變化規(guī)律。

1 模型描述

本文建立了針對R245fa熱泵系統(tǒng)的數(shù)學模型，對各個獨立部件分別進行模擬，并預測系統(tǒng)整體性能，機組系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 高溫熱泵系統(tǒng)流程Fig.1 Process of high temperature heat pump system

為簡化系統(tǒng)，模型進行如下假設(shè)：1）穩(wěn)定狀態(tài)假設(shè)，系統(tǒng)的運行狀態(tài)及各性能參數(shù)在相同工況下保持不變；2）節(jié)流過程及膨脹過程被視為絕熱過程，忽略所需時間；3）忽略換熱器中的流動阻力損失。

1.1 控制方程

在熱泵系統(tǒng)中，每個部件可以被視作工質(zhì)流入流出的獨立控制單元，并帶有熱量交換及能量輸入輸出［17］，基本控制方程可以描述為：

式中：m為質(zhì)量，kg；Q為換熱量，kJ；W為功，kJ；h為比焓，kJ/kg。

1.2 壓縮機模型

系統(tǒng)采用一組往復式活塞壓縮機以壓縮工質(zhì)，絕熱效率為［18］：

式中：ηa為壓縮機絕熱效率；χ為壓比；pdis為排氣壓力，kPa；psuc為吸氣壓力，kPa。

1.3 換熱器模型

換熱器的換熱效能，無論針對蒸發(fā)器中R245fa與低溫熱源的換熱，或是冷凝器中工質(zhì)與高溫熱水的換熱，都取決于換熱器的傳熱系數(shù)、傳熱面積及制冷劑/水的質(zhì)量流率［19-20］：

式中：ε為換熱效能；UA為熱導率，kW/K；cp為比熱容，kJ/（kg·K）；t為溫度，K；下標 c 為冷凝器；e為蒸發(fā)器；f為流體；i為進口；o為出口。（to-ti）max取決于流體進出口溫差中的較大值。

對數(shù)平均溫差LMTD可通過下式進行計算：

1.4 壓力損失模型

工質(zhì)管路中的壓力損失，尤其是壓縮機吸氣管路中的壓力損失，對熱泵系統(tǒng)整體性能有很大的影響，將直接提高壓縮機功耗、排氣溫度，進而降低系統(tǒng)COP。壓力損失的計算涵蓋沿程阻力損失及局部阻力損失兩部分［21-22］。文中忽略了工質(zhì)中潤滑油對流動阻力的損失，因此計算結(jié)果與吸氣管路中的工質(zhì)密度、動力黏性系數(shù)、管路直徑等參數(shù)有關(guān)，計算式為：

式中：l為長度，m；fsp為局部阻力損失系數(shù)；G為質(zhì)量流率，kg/（m2·s）；d為直徑，m；Re為雷諾數(shù)；v為流速，m/s；ρ為密度，kg/m3；g為氣體。

2 實驗系統(tǒng)

實驗系統(tǒng)采用單級活塞式壓縮機、干式蒸發(fā)直接膨脹供液的蒸氣熱泵系統(tǒng)。蒸氣熱泵系統(tǒng)整體包括熱源側(cè)回路、制熱工質(zhì)循環(huán)、蒸氣側(cè)回路三部分。

1）熱源側(cè)回路包括進出水法蘭、進出水溫度及壓力顯示儀表，熱源溫度（蒸發(fā)溫度）為50～85℃，系統(tǒng)過熱度控制在14℃范圍內(nèi)，溫度測量采用Pt100溫度傳感器，測量精度為±0.15℃。

2）蒸氣側(cè)回路由閃蒸水罐、高溫循環(huán)水泵、節(jié)流閥、水路附件組成，蒸氣壓力的運行范圍0～150 kPa，壓力測量采用CYG-41000壓力傳感器，最大承壓7 MPa，測量精度為±0.15%。

3）制熱工質(zhì)循環(huán)回路包括壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器、回熱器、供液閥組。制熱工質(zhì)采用R245fa。制熱工質(zhì)高溫側(cè)設(shè)計壓力3.0 MPa，低溫側(cè)設(shè)計壓力1.4 MPa。壓縮機形式為自動型單級活塞式壓縮機，能夠根據(jù)負荷進行增減載。蒸發(fā)器采用板式換熱器，蒸發(fā)器出口設(shè)置溫度及壓力傳感器，通過PLC進行過熱度控制，工質(zhì)與水為逆流換熱；冷凝器采用臥式殼管式冷凝器，進水口設(shè)置壓力表，出口設(shè)置溫度傳感器。

3 結(jié)果與討論

3.1 誤差分析

圖2為模擬所得COP與實驗測得COP的對比，對比幾個關(guān)鍵點的實驗COP與計算COP，其中COP為具體值與參考點（60/110）的比值。系統(tǒng)COP為：

式中：qcond為冷凝器換熱率，通過熱水流量與進出口溫差計算；Pcomp為壓縮機功率，kW。

圖2 實驗與計算結(jié)果對比Fig.2 Comparison of theoretical and experimental results

由圖2可知，在對比的共15個穩(wěn)定工況點中，模擬結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)擬合較好，誤差范圍控制在±5%之內(nèi)。僅有的誤差較大的點，是系統(tǒng)運行在極端工況（54.9/107.7）時的運行數(shù)據(jù)，吸排氣過熱度較大，且壓縮機運行在較大欠壓縮工況下，而誤差也控制在可接受范圍內(nèi)。因此上述模型對機組實際運行的模擬準確度較高，可信賴度較好。

3.2 COP

圖3所示為熱泵系統(tǒng)COP隨蒸發(fā)溫度的變化，其中冷凝溫度控制在（110±2）℃范圍內(nèi)，而COP也表達為相對COP。

圖3 熱泵系統(tǒng)相對COP隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.3 The relative COP of the heat pump system varies with the evaporation temperature

由圖3可知，隨著蒸發(fā)溫度的上升，系統(tǒng)COP快速上升，但上升速度隨著溫度的增高不斷減緩，可能是3方面因素共同作用的結(jié)果：1）隨著蒸發(fā)溫度的升高，熱泵提升溫度范圍不斷減小，相同供熱條件下絕熱功需求減小，理論COP上升；2）由于蒸發(fā)溫度上升，壓縮機進氣壓力升高，無論壓比或壓差都顯著減小，泄漏、換熱等問題都得到改善，絕熱效率提高；3）由于系統(tǒng)工作在欠壓縮工況下，不僅理論上損失大量效率，并且?guī)砼艢膺^熱度的提高，因此隨著蒸發(fā)溫度的升高，整體效率得到提升。

3.3 制熱量

圖4所示為制熱量隨蒸發(fā)溫度的變化?？梢钥闯觯S著蒸發(fā)溫度的升高，制熱量近乎呈線性升高。

圖4 熱泵系統(tǒng)制熱量隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.4 The heating capacity of the heat pump system varies with the evaporation temperature

原因有以下兩方面：1）隨著蒸發(fā)溫度的升高，進氣壓力提高，制冷劑在壓縮機進口處的密度明顯升高，在螺桿壓縮機相同的吸氣容積情況下，吸氣質(zhì)量增大，導致在相同冷凝工況下，供熱量顯著增加；2）由于進氣壓力的升高，壓縮機工作在較小壓比的工況下，外泄漏損失減小，壓縮機容積效率上升，排氣容量增加，同樣增加了供熱量。

3.4 排氣過熱度

圖5所示為排氣過熱度隨蒸發(fā)溫度的變化?？芍w上隨著蒸發(fā)溫度的提高，排氣過熱度呈下降的趨勢。

圖5 壓縮機排氣過熱度隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.5 The compressor discharge overheat varies with the evaporation temperature

原因有以下兩方面：1）隨著蒸發(fā)溫度的上升，壓縮機壓比與壓差下降，絕熱效率提高，在壓縮過程中產(chǎn)生更少的熱量，當相同排氣壓力時，排氣過熱度更低；2）排氣溫度升高，自機體向工質(zhì)的傳熱量下降，更多熱量被潤滑油帶走，進一步降低了排氣過熱度。此外，容積效率上升帶來更低的進氣加熱度，也在一定程度上影響了排氣過熱。

3.5 傳熱溫差（冷凝、蒸發(fā)）

圖6所示為蒸發(fā)器傳熱溫差隨蒸發(fā)溫度的變化?？梢?，隨著蒸發(fā)溫度的上升，傳熱溫差也顯著上升。

圖6 蒸發(fā)器傳熱溫差隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.6 The evaporator heat exchanging temperature difference varies with the evaporation temperature

由于蒸發(fā)溫度上升引起蒸發(fā)壓力增大，制冷劑密度增加，導溫系數(shù)降低，引起換熱器兩側(cè)的傳熱溫差增大。

圖7所示為傳熱系數(shù)隨水流速率的變化。可知隨著水流速率的上升，傳熱系數(shù)上升，原因在于水流速速的增加提高了換熱器傳熱效率。

圖7 換熱器傳熱系數(shù)隨水流速率的變化Fig.7 The heat exchanger efficiency varies with the water flow rate

4 結(jié)論

本文針對水蒸氣產(chǎn)生裝置，設(shè)計一套R245fa高溫熱泵，利用部分余熱資源提供工業(yè)用水蒸氣，在50～85℃的余熱溫度范圍內(nèi)，對105℃的高溫水進行供熱，用于制取微壓水蒸氣。對熱泵系統(tǒng)與各組件建立數(shù)學模型，計算并預測系統(tǒng)整體性能。搭建實驗臺，對機組運行狀況、各部件運行參數(shù)進行測試，與模擬結(jié)果進行對比，分析各參數(shù)隨工況等的變化規(guī)律，得出以下結(jié)論：

1）實驗結(jié)果與模擬結(jié)果較為吻合，誤差控制在±5%的范圍內(nèi)，偶有誤差較大的點是由于極端工況下機組運行偏離設(shè)計工況較大所致。

2）隨著蒸發(fā)溫度的上升，系統(tǒng)COP快速上升，在50～85℃蒸發(fā)溫度變化過程中，相對COP由0.55變化至1.3，但上升速度隨著溫度的增高不斷減緩，這是理論COP變化、壓縮機換熱及泄漏、欠/過壓縮工況變化共同作用的結(jié)果。

3）隨蒸發(fā)溫度的升高，制熱量幾乎呈線性升高。

4）隨著蒸發(fā)溫度的提高，排氣過熱度呈下降的趨勢，可能由于壓縮機絕熱效率與換熱變化導致。

5）隨著蒸發(fā)溫度的上升，傳熱溫差也顯著上升。而隨著水流速率的上升，傳熱系數(shù)相應(yīng)上升，變化范圍為1.7 ～2.8 kW/（m2·K）。

［1］胡斌，王文毅，王凱，等.高溫熱泵技術(shù)在工業(yè)制冷領(lǐng)域的應(yīng)用［J］. 制冷學報，2011，32（5）：1-5. （HU Bin，WANG Wenyi，WANG Kai，et al.The application of hightemperature heat pump in industrial refrigeration field［J］.Journal of Refrigeration，2011，32（5）：1-5.

［2］趙力.高溫熱泵在我國的應(yīng)用及研究進展［J］.制冷學報，2005，26（2）：8-13. （ZHAO Li.Application and development of high temperature heat pumps in China［J］.Journal of Refrigeration，2005，26（2）：8-13.

［3］江明旒，吳靜怡，孫鵬，等.兩級冷凝熱泵熱水系統(tǒng)的實驗研究［J］. 制冷學報，2010，31（1）：6-10. （JIANG Mingliu，WU Jingyi，SUN Peng，et al.Experimental study on hot water system with two-stage condensation heat pump［J］.Journal of Refrigeration，2010，31（1）： 6-10.

［4］昝成，史琳.ODP為零的熱泵混合工質(zhì)性能匹配及非共沸特性研究［J］.制冷學報，2008，29（4）：8-12.（ZAN Cheng，SHI Lin.Study on performance matching and zeotropic characteristics of non-ozone depleting refrigerant mixture for heat pump［J］.Journal of Refrigeration，2008，29（4）： 8-12.

［5］SARKAR J，BHATTACHARYYA S.Assessment of blends of CO2with butane and isobutane as working fluids for heat pump applications［J］.International Journal of Thermal Sciences，2009，48（7）：1460-1465.

［6］YU Jianlin，XU Zong，TIAN Gaolei.A thermodynamic analysis of a trans-critical cycle with refrigerant mixture R32/R290 for a small heat pump water heater［J］.Energy and Buildings，2010，42（12）： 2431-2436.

［7］LONGO G A，CLAUDIO Z，RIGHETTI G，et al.Experimental assessment of the low GWP refrigerant HFO-1234ze（Z）for high temperature heat pumps［J］.Experimental Thermal＆ Fluid Science，2014，57：293-300.

［8］BROWN S J，ZILIOB C，CAVALLINIB A.The fluorinated olefin R-1234ze（Z）as a high-temperature heat pumping refrigerant［ J］.International Journal of Refrigeration，2009，32（6）： 1412-1422.

［9］FUKUDA S，KONDOU C，TAKATA N，et al.Low GWP refrigerants R1234ze（E）and R1234ze（Z）for high temperature heat pumps［J］.International Journal of Refrigeration，2014，40（3）： 161-173.

［10］ZHANG Jing，ZHANG Honghu，HE Yaling，et al.A comprehensive review on advances and applications of industrial heat pumps based on the practices in China［J］.Applied Energy，2016，178： 800-825.

［11］潘利生，王懷信.帶經(jīng)濟器的兩級壓縮式熱泵系統(tǒng)中高溫工況循環(huán)性能理論研究［J］.太陽能學報，2012，33（11）：1908-1913. （PAN Lisheng，WANG Huaixin.Theoretical study on two-stage compression heat pump with economizer in moderately high temperature situation［J］.Acta Energiae Solaris Sinica，2012，33（11）： 1908-1913.）

［12］WU Xiaokun，XING Ziwen，HE Zhilong，et al.Performance evaluation of a capacity-regulated high temperature heat pump for waste heat recovery in dyeing industry［J］.Applied Thermal Engineering，2016，93： 1193-1201.

［13］CHAMOUN M，RULLIERE R，HABERSCHILL P，et al.Modelica-based modeling and simulation of a twin screw compressor for heat pump applications［J］.Applied Thermal Engineering，2013，58（1/2）：479-489.

［14］KARAGOZ S，YILMAZ M，COMAKLI O，et al.R134a and various mixtures of R22/R134a as an alternative to R22 in vapour compression heat pumps［J］.Energy Conversion ＆ Management，2004，45： 181-196.

［15］MA Xuehu，CHEN Jianbin，LI Songping，et al.Application of absorption heat transformer to recover waste heat from a synthetic rubber plant［J］.Applied Thermal Engineering，2003，23（7）：797-806.

［16］PAN Lisheng，WANG Huaixin，CHEN Qingying，et al.Theoretical and experimental study on several refrigerants of moderately high temperature heat pump［J］.Applied Thermal Engineering，2011，31（11/12）： 1886-1893.

［17］LEE T S，LIU C H，CHEN T W，et al.Thermodynamic analysis of optimal condensing temperature of cascade-condenser in CO2/NH3cascade refrigeration systems［J］.International Journal of Refrigeration，2006，29（7）： 1100-1108.

［18］REDóN A，NAVARRO-PERIS E，PITARCH M，et al.A-nalysis and optimization of subcritical two-stage vapor injection heat pump systems［J］.Applied Energy，2014，124：231-240.

［19］LI Yunxiang，YU Jianlin.Theoretical analysis on optimal configurations of heat exchanger and compressor in a twostage compression air source heat pump system［J］.Applied Thermal Engineering，2016，96： 682-689.

［20］JIN Xu，WANG Shugang，ZHANG Tengfei，et al.Intermediate pressure of two-stage compression system under different conditions based on compressor coupling model［J］.International Journal of Refrigeration，2012，35（4）：827-840.

［21］TANG Hao，WU Huagen，WAG Xiaolin，et al.Performance study of a twin-screw expander used in a geothermal organic Rankine cycle power generator［J］.Energy，2015，90（1）： 631-642.

［22］OUS T，MUJIC E，STOSIC N.Experimental investigation on water-injected twin-screw compressor for fuel cell humidification［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part C：Journal of Mechanical Engineering Science，2012，226（12）：2925-2932.