機械過冷跨臨界CO2熱泵供暖系統(tǒng)性能分析

(1 天津商業(yè)大學 天津市制冷技術(shù)重點實驗室 天津300134； 2 冰輪環(huán)境技術(shù)股份有限公司 煙臺264000； 3 天津大學熱能研究所 天津300072)

近年來，我國北方冬季霧霾天氣頻現(xiàn)，供暖季燃煤產(chǎn)生的顆粒物是導致霧霾問題的一大誘因。采用空氣源熱泵技術(shù)進行“煤改電”是解決北方地區(qū)清潔供暖、改善空氣質(zhì)量的重要措施[1]。

目前市場上空氣源熱泵產(chǎn)品充注的制冷劑主要以R22和R410A等HCFCs和HFCs類工質(zhì)為主。其中HCFCs目前正處于加速淘汰階段，根據(jù)《蒙特利爾議定書》基加利修正案[2]，我國將于2024年對HFCs的生產(chǎn)和消費進行凍結(jié)，并在2045年完成80%的消減進度。為了尋求環(huán)境友好的替代制冷劑，自然工質(zhì)、低GWP工質(zhì)受到廣泛關(guān)注。其中CO2由于其GWP=1、ODP=0、無毒、不可燃等優(yōu)點成為極具潛力的替代工質(zhì)[3-4]。

CO2的臨界溫度為31.1 ℃，臨界壓力高達7.38 MPa，用于熱泵供暖工況時，CO2放熱過程處于超臨界狀態(tài)，具有較大的溫度滑移。因此，CO2適用于進出口溫差較大的熱泵熱水器系統(tǒng)，并能將常溫水加熱至90 ℃[5]。對于供暖系統(tǒng)，常見的散熱末端形式主要為散熱片、地板輻射及風機盤管，其供回水推薦設(shè)計溫度范圍如表1所示。由表1可知，散熱末端為散熱片時供回水溫差較高(≥20 ℃)，且回水溫度較高；散熱末端為地盤管和風機盤管時，供回水溫差較小。CO2系統(tǒng)的能效隨氣冷器出口(回水溫度)的升高急劇降低[6]，不適用于回水溫度較高的常規(guī)散熱片供暖，且不能體現(xiàn)CO2大溫度滑移的優(yōu)勢。有學者提出對CO2氣體冷卻器出口的CO2流體進行冷卻以改善CO2系統(tǒng)的性能。R. Llopis等[7-8]最先提出機械過冷的解決方案，并進行了理論和實驗研究。代寶民等[9-11]的分析結(jié)果表明，機械過冷系統(tǒng)存在最優(yōu)過冷度，提出機械過冷循環(huán)采用非共沸工質(zhì)，與采用純質(zhì)相比，COP可提高4.91%；還提出采用熱電過冷器和膨脹機耦合提升CO2系統(tǒng)能效的新構(gòu)型。Yang Dongfang等[12]提出了R134a和CO2聯(lián)合供暖系統(tǒng)，研究表明，在供回水溫度為70/50 ℃時，COP可提升18.2%。Song Yulong等[13-14]對比分析了該新型供暖系統(tǒng)與R134a/CO2復疊系統(tǒng)的性能，發(fā)現(xiàn)氣體冷卻器存在最優(yōu)中間水溫。

表1 不同散熱末端推薦供回水溫度Tab.1 Recommended water supply and return water temperature for different terminal heat exchangers

本文基于機械過冷跨臨界CO2制冷系統(tǒng)[9-10]，提出將其應用于冬季供暖，通過機械過冷循環(huán)的蒸發(fā)吸熱過程冷卻跨臨界CO2循環(huán)氣體冷卻器出口的CO2超臨界流體。對機械過冷跨臨界CO2供暖系統(tǒng)的運行特性進行了分析，為采用CO2熱泵進行高效清潔供暖提供理論參考。

1 模型建立

機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)原理和T-s圖如圖1和圖2所示。圖中循環(huán)1-2-3-4-5-1為跨臨界CO2熱泵循環(huán)，本文稱主循環(huán)；1′-2′-3′-4′-1′為蒸氣壓縮機械過冷循環(huán)，選用的過冷循環(huán)工質(zhì)為R1234yf。從散熱末端流回的回水分為兩路，分別流過主循環(huán)的氣體冷卻器和機械過冷循環(huán)的冷凝器，加熱匯入水箱混合后進行供暖。氣體冷卻器出口的超臨界CO2流體進入機械過冷循環(huán)的蒸發(fā)器被冷卻(3-4)，本文稱該蒸發(fā)器為冷卻蒸發(fā)器，過冷度定義為T3-T4。

圖1 機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)原理Fig.1 The principle of transcritical CO2 heat pump system with dedicated subcooling

圖2 機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)T-s圖Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 heat pump system with dedicated subcooling

系統(tǒng)熱力模型基于以下假設(shè)建立：1)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)運行；2)忽略換熱器和管路中的壓降和散熱損失，換熱器均為逆流式；3)主循環(huán)和機械過冷循環(huán)熱水進出口溫度相同；4)冷凝器、氣體冷卻器與換熱流體(水)窄點溫差為5 ℃；5)冷卻蒸發(fā)器窄點溫差為5 ℃；6)蒸發(fā)器過熱度為5 ℃，蒸發(fā)溫度比環(huán)境溫度低10 ℃；7)標準工況選為環(huán)境溫度T0=-12 ℃、回水溫度Tw,in=40 ℃、供水溫度Tw,out=75 ℃。

(1)主循環(huán)

壓縮機：

WCom,CO2=mCO2(h2-h1)/(ηm,CO2ηe,CO2)

(1)

式中：ηm, CO2和ηe, CO2分別為CO2壓縮機的機械效率和電機效率，均取0.8；WCom,CO2為CO2循環(huán)壓縮機功耗，kW；mCO2為質(zhì)量流量，kg/s；h1和h2為各狀態(tài)點的焓值，kJ/kg。

ηs,CO2=(h2s-h1)/(h2-h1)

(2)

式中：ηs, CO2為CO2壓縮機的等熵效率，可通過下式計算[17]：

(3)

氣體冷卻器：

Qh,CO2=mCO2(h2-h3)

=mwater,CO2(hwater,CO2,out-hwater,CO2,in)

(4)

式中：Qh,CO2為CO2循環(huán)的制熱量，kW；mwater,CO2為氣體冷卻器的水流量，kg/s。

節(jié)流閥：

h6=h3(無過冷)

(5)

h5=h4(有過冷)

(6)

COPBASE=Qh,CO2/WCom,CO2

(7)

式中：COPBASE為常規(guī)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)性能系數(shù)。

(2)機械過冷循環(huán)

壓縮機：

WCom,MS=mMS(h2′-h1′)/(ηm,MSηe,MS)

(8)

式中：WCom,MS(kW)、mMS(kg/s)分別為機械過冷循環(huán)壓縮機的功耗及制冷劑流量;ηm,MS和ηe,MS分別為機械過冷循環(huán)壓縮機的機械效率和電機效率，均取為0.9。

ηs,MS為壓縮機等熵效率，為壓比的函數(shù)，可通過下式計算[18]：

(9)

冷凝器：

Qh,MS=mMS(h2′-h3′)

=mwater,MS(hwater,MS,out-hwater,MS,in)

(10)

節(jié)流閥：

h4′=h3′

(11)

冷卻蒸發(fā)器：

mMS(h1′-h4′)=mCO2(h3-h4)

(12)

(13)

式中：COPSC為機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)性能系數(shù)；Qh,Tot為總制熱量，kW;Wcom,Tot為總功耗，kW。

2 結(jié)果與討論

在標準工況下，系統(tǒng)整體COP隨排氣壓力和過冷度的變化如圖3所示。由圖3可知，COP隨排氣壓力和過冷度的增大均先迅速增大后緩慢下降，在排氣壓力為10.787 MPa、過冷度為21.84 ℃時，系統(tǒng)COP最大為1.586。由F. Kauf[6]的分析可知，跨臨界CO2循環(huán)COP隨排氣壓力呈現(xiàn)最大值，主要是由于在超臨界區(qū)域等溫線呈現(xiàn)S形曲線變化，壓縮機功耗和制熱(冷)量隨排氣壓力變化速率不一致。

圖4所示為系統(tǒng)性能參數(shù)隨過冷度的變化。由圖4可知，在排氣壓力為10.787 MPa時，CO2壓縮機功耗(WCom,CO2)不隨過冷度變化，但機械過冷循環(huán)的壓縮機功耗(WCom,MS)隨過冷度的增大而增加較快，導致總功耗(WCom,Tot)的增幅顯著?？傊茻崃?Qh,Tot)呈近似線性變化，綜合結(jié)果導致整體COP隨過冷度的增大呈先增大后減小的趨勢，即存在對應最大COP的最優(yōu)過冷度。

圖3 COP隨排氣壓力和過冷度的變化Fig.3 COP variation with discharge pressure and subcooling degree

圖4 系統(tǒng)性能參數(shù)隨過冷度的變化Fig.4 Variation of system performance with subcooling degree

由上述分析可知，機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)在最優(yōu)排氣壓力和最優(yōu)過冷度條件下存在最大COP。為了進行合理對比，下文結(jié)果均基于最優(yōu)工況進行分析和討論。

圖5所示為常規(guī)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)(下標為BASE)和機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)(下標為SC)的變工況特性。

圖5 最大COP隨環(huán)境溫度和供回水溫度的變化Fig.5 Variation of maximum COP with ambient, water supply and return water temperature

由圖5可知，常規(guī)和機械過冷系統(tǒng)能效均隨環(huán)境溫度的升高而增加。由圖5(a)可知，當回水溫度為40 ℃時，最大COPSC隨供水溫度的增加而降低，在供水溫度為45～75 ℃范圍內(nèi)，最大COPBASE保持不變。主要因常規(guī)跨臨界CO2循環(huán)的排熱過程發(fā)生在超臨界區(qū)域，溫度滑移大，此時氣體冷卻器中熱水與超臨界CO2流體的換熱窄點出現(xiàn)在CO2側(cè)的出口位置，即使供水溫度為75 ℃，窄點的位置也沒有改變，使得CO2循環(huán)的COP不隨供水溫度變化。對于機械過冷系統(tǒng)，CO2循環(huán)與常規(guī)CO2系統(tǒng)的狀態(tài)點一致，但機械過冷循環(huán)冷凝器的窄點為冷凝過程的露點位置，導致冷凝溫度隨供水溫度升高而升高，使機械過冷循環(huán)的COP降低，導致整體COP隨供水溫度的升高而下降。本文提出的機械過冷熱泵系統(tǒng)的COP均高于常規(guī)CO2系統(tǒng)，在標準工況條件下，相對常規(guī)CO2系統(tǒng)(COP=1.369)能效提高15.9%。

由圖5(b)可知，當環(huán)境溫度為-10 ℃，回水溫度由40 ℃升至50 ℃時，COPBASE降幅高達16.9%。這是由于氣冷器窄點溫差的限制，回水溫度與氣冷器CO2出口溫度變化一致，氣冷器溫度越高，CO2系統(tǒng)性能衰減越顯著。但COPSC僅下降8.4%，機械過冷熱泵系統(tǒng)的性能在變工況條件下更加平穩(wěn)，通過機械過冷循環(huán)對CO2進行冷卻可有效緩解常規(guī)CO2熱泵系統(tǒng)能效隨回水溫度升高而快速下降的問題。因機械過冷循環(huán)降低了CO2節(jié)流前的溫度，有效降低了節(jié)流不可逆損失，并將CO2冷卻過程釋放的熱量通過壓縮機做功泵送至回水，機械過冷循環(huán)的蒸發(fā)溫度較高，其循環(huán)性能遠高于蒸發(fā)溫度較低的CO2循環(huán)，進而提高了整體能效。

由圖5還可知，環(huán)境溫度越低機械過冷對系統(tǒng)能效的改善越顯著，在供回水溫度為75/40 ℃的條件下，環(huán)境溫度為10 ℃時COP提升9.7%，-30 ℃時高達21.5%，表明機械過冷系統(tǒng)在低環(huán)境溫度條件下的優(yōu)勢更顯著。

圖6所示為常規(guī)及機械過冷系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化。由圖6可知在環(huán)境溫度為-30～10 ℃范圍內(nèi)，最優(yōu)排氣壓力變化不明顯。且機械過冷系統(tǒng)的排氣壓力顯著低于常規(guī)系統(tǒng)，在環(huán)境溫度為-10 ℃、供回水溫度為65/40 ℃時，二者的排氣壓力分別為10.306、11.905 MPa，通過機械過冷循環(huán)可降低約1.6 MPa，降壓效果顯著。供水溫度越低，降壓效果越明顯，當供水溫度為45 ℃時，壓力降低高達2.1 MPa。因供水溫度越低，其最優(yōu)過冷度越高(如圖7所示)，根據(jù)F. Kauf等[6,19]的分析可知，跨臨界CO2循環(huán)最優(yōu)排氣壓力與節(jié)流前CO2溫度呈正相關(guān)，較高的過冷度導致CO2節(jié)流前溫度較低，相應的最優(yōu)排氣壓力較低，降壓效果顯著。

圖6 最優(yōu)排氣壓力隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化Fig.6 Variation of optimum discharge pressure with ambient and water supply temperature

圖7 最優(yōu)過冷度隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化Fig.7 Variation of optimum subcooling degree with ambient and water supply temperature

由圖7可知，最優(yōu)過冷度隨環(huán)境溫度降低呈近似線性增加的趨勢，在環(huán)境溫度為-30～10 ℃、供回水溫度為75/40 ℃條件下，最優(yōu)過冷度為13.69～30.54 ℃，表明在低環(huán)境溫度下需要較高的過冷度，以縮小CO2流體節(jié)流前后的溫差，降低節(jié)流損失以獲取最高能效。

圖8所示為CO2壓縮機排氣溫度隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化。由圖8可知通過機械過冷可降低排氣溫度，且在低環(huán)境溫度條件下，排氣溫度降低更顯著。環(huán)境溫度為-30 ℃時，排氣溫度降低21.60 ℃。因通過機械過冷可降低最優(yōu)排氣壓力(見圖6)，在壓縮機吸氣狀態(tài)一致的條件下，排氣溫度隨排氣壓力降低而下降。因此，采用機械過冷是提高CO2熱泵用于供暖性能的可行解決方案，且在低環(huán)境溫度下的性能提升更加顯著。

圖8 排氣溫度隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化Fig.8 Variation of discharge temperature with ambient and water supply temperature

圖9 功耗比隨環(huán)境溫度的變化Fig.9 Variation of compressor power consumption ratio with ambient temperature

機械過冷CO2熱泵系統(tǒng)機械過冷循環(huán)壓縮機功耗(WCom,MS)與CO2循環(huán)功耗(WCom,CO2)比值的變化如圖9所示。由圖9可知在供回水溫度為75/40 ℃工況下，二者比值隨環(huán)境溫度的降低稍有增加，在環(huán)境溫度為-30～10 ℃范圍內(nèi)，比值為22.7%～32.1%，表明相對CO2系統(tǒng)，通過配置小型的常規(guī)工質(zhì)蒸氣壓縮系統(tǒng)，即可實現(xiàn)常規(guī)CO2熱泵系統(tǒng)改進，實現(xiàn)系統(tǒng)供暖性能的顯著提升。通過上述分析可推斷，若采用機械過冷對常規(guī)CO2熱泵系統(tǒng)進行改進優(yōu)化，僅需配置小型的蒸氣壓縮循環(huán)，經(jīng)濟性優(yōu)勢明顯。

表2 制冷劑的物理性質(zhì)、安全及環(huán)保特性[20]Tab.2 The physical properties, safety and environmental characteristics of refrigerant

圖10所示為機械過冷CO2熱泵系統(tǒng)的機械過冷循環(huán)和CO2循環(huán)兩側(cè)水質(zhì)量流量比隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化。由圖10可知現(xiàn)在多數(shù)工況下，機械過冷循環(huán)側(cè)的水流量小于CO2循環(huán)，即熱量輸出還是以CO2循環(huán)為主，機械過冷循環(huán)為輔。由圖7可知，最優(yōu)過冷度隨供水溫度的增加而降低，過冷度較低導致機械過冷循環(huán)制熱量較小，即機械過冷循環(huán)的水流量較低。但在供水溫度較低時(Tw,out=45 ℃)，機械過冷循環(huán)水流量大于CO2循環(huán)。CO2熱泵適用于生產(chǎn)高溫熱水，但當要求供水溫度較低時，采用常規(guī)制冷劑的機械過冷循環(huán)的貢獻占主導。

機械過冷循環(huán)工質(zhì)的選取會影響系統(tǒng)整體性能，本文選取了11種GWP較低或現(xiàn)階段廣泛使用的制冷劑，其物理、安全及環(huán)保特性如表2所示。分析了不同工質(zhì)應用于機械過冷CO2熱泵供暖系統(tǒng)的性能，在標準工況下常規(guī)CO2熱泵及機械過冷熱泵系統(tǒng)的COP結(jié)果如圖11所示。由圖11可知，選取的11種機械過冷循環(huán)的工質(zhì)與CO2組成的新型熱泵系統(tǒng)的COP均高于常規(guī)CO2系統(tǒng)。其中能效最高的為R717及R32，COP分別為1.710和1.691，相對常規(guī)CO2系統(tǒng)提升了24.9%和23.5%，性能改善效果顯著，COP提升率最低的為R1234yf。

圖10 水流量比隨環(huán)境溫度和供水溫度的變化Fig.10 Variation of water mass flow rate ratio with ambient and water supply temperature

圖11 不同機械過冷循環(huán)制冷劑對應的整體COPFig.11 Overall COP with different refrigerants of mechanical subcooling cycle

3 結(jié)論

本文提出了機械過冷跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)，以改善常規(guī)CO2熱泵系統(tǒng)用于冬季供暖的性能。通過構(gòu)建熱力系統(tǒng)模型，對機械過冷和常規(guī)系統(tǒng)在不同環(huán)境溫度、供回水溫度下的運行特性進行分析，得出如下結(jié)論：

1)機械過冷CO2熱泵系統(tǒng)能效受CO2排氣壓力和過冷度的影響顯著，系統(tǒng)存在最優(yōu)排氣壓力和最優(yōu)過冷度，對應最大COP，在標準工況下，相比常規(guī)CO2系統(tǒng)能效提高15.9%。

2)機械過冷可有效解決常規(guī)CO2系統(tǒng)回水溫度過高時COP急劇衰減的問題，回水溫度由40 ℃升至50 ℃時，常規(guī)系統(tǒng)COP下降16.9%，而機械過冷熱泵系統(tǒng)的COP僅下降8.4%。

3)通過機械過冷可降低壓縮機排氣壓力和溫度，供水溫度越低降壓效果越明顯，當供水溫度為45 ℃時，壓力降低高達2.1 MPa，主要受過冷度變化的影響。

4)機械過冷循環(huán)工質(zhì)的選取會影響系統(tǒng)整體性能，在選取的11種機械過冷循環(huán)工質(zhì)中，能效最高的為R717及R32，最低的為R1234yf。

5)在低環(huán)境溫度工況下，通過機械過冷對CO2熱泵性能的提升效果更顯著，通過配置小型常規(guī)工質(zhì)蒸氣壓縮系統(tǒng)即可實現(xiàn)CO2熱泵系統(tǒng)的改進，經(jīng)濟性優(yōu)勢明顯。

本文受天津市高等學校自然科學研究項目(No.160018)資助。(The project was supported by the Natural Science Research Project of Tianjin Higher Learning Institution (No.160018).)