帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統(tǒng)性能分析

董麗瑋，李敏霞，姚良，馬一太，詹浩淼

（中低溫熱能高效利用教育部重點實驗室(天津大學)，天津 300350）

空氣源熱泵作為一種優(yōu)良的節(jié)能供暖技術(shù)，能有效降低我國北方冬天使用燃煤的供暖方式造成的化石能源緊缺和嚴重的霧霾問題，成為政府大力提倡的供暖方式[1-2]。但采用熱泵供暖要考慮制冷劑的使用引起的臭氧層空洞和全球變暖等環(huán)境問題。根據(jù)《蒙特利爾議定書》基加利修正案，到2045年，氫氟烴（HFCs）類制冷劑的使用最終將削減至80%～85%，現(xiàn)在制冷與空調(diào)行業(yè)中使用的大部分HFCs 制冷劑將被取代。在眾多替代工質(zhì)中，CO2作為一種自然工質(zhì)，臭氧消耗潛能（ODP）為0，全球變暖潛能（GWP）為1，成本低、易獲得、性質(zhì)穩(wěn)定。用于熱泵供暖工況時，放熱過程處于超臨界狀態(tài)，在高壓側(cè)具有更大的溫度滑移，能獲得更高溫度的熱水[3]。由于其具有上述優(yōu)點，CO2熱泵技術(shù)在供暖領域獲得飛速發(fā)展[4-5]。

然而，在室外蒸發(fā)溫度較低時，CO2運行壓力較高造成高低壓壓差較大，節(jié)流損失大，系統(tǒng)性能下降。針對此問題，國內(nèi)外學者進行了大量的研究。其中引射器能減小制冷劑閃發(fā)造成的損失，同時降低壓縮機功耗，回收部分膨脹功，從而提高系統(tǒng)整體性能。Zhu等[6]對引射膨脹式跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)進行了試驗研究，結(jié)果表明，系統(tǒng)的COP 比基本系統(tǒng)提升約10.3%。機械過冷采用傳統(tǒng)的蒸汽壓縮制冷循環(huán)對氣體冷卻器出口的CO2氣體進行冷卻，可減少系統(tǒng)的節(jié)流損失。Llopis 等[7]對機械過冷系統(tǒng)進行熱力學分析的結(jié)果表明，與基本系統(tǒng)相比，機械過冷系統(tǒng)的性能系數(shù)（COP）最大能提升約20%，制冷量最大能提升約28.8%。此外，輔循環(huán)工質(zhì)種類也會影響機械過冷系統(tǒng)的性能。Dai等[8]提出在跨臨界CO2機械過冷系統(tǒng)的輔循環(huán)中使用非共沸混合工質(zhì)，研究表明使用具有合理溫度滑移的工質(zhì)時，與采用純工質(zhì)相比，能效可提升約4.91%。

考慮系統(tǒng)的實際運行，供暖期間室外溫度的波動以及不同地區(qū)的氣候條件如溫度、濕度、供熱負荷會直接影響熱泵系統(tǒng)的運行。供熱季節(jié)性能系數(shù)（HSPF）能綜合考慮各地區(qū)室外溫度變化、結(jié)除霜損失系數(shù)等因素，反映系統(tǒng)動態(tài)運行的性能。因此對不同系統(tǒng)HSPF的研究具有重要意義[9]。

鑒于在熱泵系統(tǒng)中對引射器和機械過冷相結(jié)合的研究較少，為進一步提升跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的性能，本文在原機械過冷系統(tǒng)的主循環(huán)或輔循環(huán)基礎上加入引射器，綜合了引射器系統(tǒng)和機械過冷系統(tǒng)的優(yōu)勢，提出了一種帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統(tǒng)。通過建立熱力學模型，對系統(tǒng)使用不同末端的性能進行了整體分析，并將該系統(tǒng)與已有系統(tǒng)進行對比，選取了4 個典型城市，分析了4種系統(tǒng)供暖期間的運行特性。結(jié)合我國各地氣候的實際情況，為不同地區(qū)尋找更高效的供暖系統(tǒng)提供了理論參考。

1 系統(tǒng)介紹

圖1 和圖2 分別為輔循環(huán)帶引射器系統(tǒng)［MSHPS （AWE）］ 和 主 循 環(huán) 帶 引 射 器 系 統(tǒng)［MSHPS（MWE）］的系統(tǒng)圖及其對應的壓焓圖。

圖1 輔循環(huán)帶引射器的系統(tǒng)原理圖和壓焓圖

圖2 主循環(huán)帶引射器的系統(tǒng)原理圖和壓焓圖

機械過冷即在跨臨界CO2熱泵基本循環(huán)的氣體冷卻器出口增加輔助循環(huán)，對氣體冷卻器出口的CO2氣流降溫冷卻，從而降低CO2節(jié)流前溫度。對于MSHPS（AWE），1-2-3-4-5 為跨臨界CO2基本循環(huán)，本文稱主循環(huán)，輔循環(huán)中加入引射器，輔循環(huán)過冷器出口的氣態(tài)工質(zhì)被來自氣體冷卻器的高壓流體引射，兩股流體在引射器內(nèi)充分混合后降速增壓，之后進入氣液分離器。分離之后的飽和氣體和飽和液體分別進入壓縮機和過冷器完成循環(huán)。對于MSHPS（MWE），在主循環(huán)中加入引射器，主循環(huán)蒸發(fā)器出口的氣態(tài)工質(zhì)被來自過冷器的高壓流體引射，輔循環(huán)12-13-14-15 為跨臨界CO2基本循環(huán)。散熱末端的回水分別經(jīng)過主、輔循環(huán)的氣體冷卻器，被加熱后進入混合水箱進行供暖。

2 系統(tǒng)模型建立

2.1 熱力學模型

為簡化熱力學計算，對系統(tǒng)作如下假設[10-12]：

（1）系統(tǒng)在穩(wěn)定工況下運行；

（2）壓縮機等熵效率為增壓比函數(shù)；

（3）忽略換熱器、各部件以及系統(tǒng)管路在運行中的熱量損失和壓力損失，換熱器均為逆流換熱；

（4）輔循環(huán)中過冷器和氣液分離器出口的流體均為飽和狀態(tài)；

（5）帶有引射器的循環(huán)中，壓縮機具有5℃吸氣過熱；

（6）氣體冷卻器中CO2出口與冷卻水進口溫差為5℃，過冷器中輔循環(huán)蒸發(fā)溫度與CO2出口溫差為5℃；

（7）忽略引射器進、出口動能，引射器內(nèi)流體混合過程視為等壓混合，過程中動量守恒。

（8）根據(jù)GB/T 25127.1，名義工況（額定工況）為環(huán)境溫度T0=-12℃，令蒸發(fā)溫度與環(huán)境溫度的差值為5℃，則蒸發(fā)溫度為-17℃；

（9）散熱末端選取散熱片（TDR）、地盤管（FCR）和小溫差風機盤管（STD-FCU），各末端供、回水溫度見表1。本文所有分析和討論均基于壓縮機排氣溫度≤140℃的有效數(shù)據(jù)[13]。

表1 不同散熱末端供回水溫度

輔循環(huán)帶引射器相關參數(shù)見式(1)～式(11)。

①主循環(huán)

壓縮機功耗以式(1)計算。

式中，mm為主循環(huán)CO2質(zhì)量流量，kg/s。

其中比焓hi（i=1,2,3,…）關系以式(2)計算。

式中，ηm,CO2為主循環(huán)壓縮機等熵效率，可由式(3)計算[16]。

氣體冷卻器

式中，Qm,h為主循環(huán)制熱量，kW。

膨脹閥

引射系數(shù)

式中，ma為被吸入的CO2的質(zhì)量流量，也即經(jīng)過輔循環(huán)蒸發(fā)冷卻器的質(zhì)量流量，kg/s；mg為工作流體CO2的質(zhì)量流量，也即經(jīng)過輔循環(huán)壓縮機的質(zhì)量流量，kg/s。

過冷器

輔主循環(huán)流量比

根據(jù)引射器能量守恒，引射系數(shù)μ滿足式(9)。

同時引射器出口CO2干度滿足式(10)。

引射系數(shù)由11 狀態(tài)點的干度與式(9)迭代計算得到[17]。

循環(huán)性能系數(shù)

式中，Qa,h為輔循環(huán)制熱量，kW；Wa,CO2為輔循環(huán)壓縮機功耗，kW。

主循環(huán)帶引射器相關參數(shù)見式(12)～式(14)。

引射系數(shù)μ滿足式(12)。

同時，引射器出口CO2干度滿足式(13)。

此處引射系數(shù)同樣由7 點狀態(tài)點的干度與式(16)迭代計算得到。

循環(huán)性能系數(shù)，如式(14)。

式中，Qm,h、Qa,h分別為主、輔循環(huán)制熱量，kW；Wm,CO2、Wa,CO2分別為主、輔循環(huán)壓縮機功耗，kW。

2.2 HSPF模型

HSPF 是指在采暖季節(jié)熱泵的總制熱量與消耗的總電能之比?？紤]我國不同氣候區(qū)由于緯度位置的差異引起的供熱負荷的不同，以及由于濕度的差異引起的結(jié)霜情況的不同，文獻[18]提出了現(xiàn)階段HSPF的計算方式，如式(15)～式(18)。

式中，HHL為不同室外溫度對應的供熱負荷，W/m2；qH,desi為供熱設計負荷，W/m2；tH為供熱啟動室外溫度，本文中取18℃；tH,desi為供熱室外設計溫度，℃；t0為供熱期間每小時對應的室外溫度，℃。

式中，HSTL 為總供熱負荷，W；A為建筑供熱面積，m2，本文中取100m2；τ為不同室外溫度對應的小時數(shù)，h。

式中，COPH(i)為不同蒸發(fā)溫度對應的系統(tǒng)供熱性能系數(shù)；Dfros,m為除霜損失系數(shù)。

選取城市的緯度位置和相關設計參數(shù)見表2。

表2 典型城市的相關參數(shù)

系統(tǒng)運行參數(shù)優(yōu)化及HSPF 的計算流程如圖3所示。通過對主、輔循環(huán)排氣壓力和過冷器出口溫度3個影響參數(shù)同時優(yōu)化，得到不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)的最優(yōu)COP。獲取各城市的氣象數(shù)據(jù)后進行統(tǒng)計匯總，利用已經(jīng)獲得的各蒸發(fā)溫度的最優(yōu)COP 進行各城市HSPF的計算。

圖3 系統(tǒng)運行參數(shù)優(yōu)化及HSPF計算流程

3 結(jié)果與討論

3.1 內(nèi)部參數(shù)變化對系統(tǒng)性能的影響

選定額定工況、確定帶引射器的循環(huán)中壓縮機吸氣過熱度和冷卻水供/回水溫度后，循環(huán)可變運行參數(shù)僅為主、輔循環(huán)排氣壓力和過冷器出口溫度。本節(jié)中分別討論了在額定工況下，兩種系統(tǒng)的性能參數(shù)隨主、輔循環(huán)排氣壓力和過冷器出口溫度的變化情況，且討論其中一個運行參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響時，其余可變運行參數(shù)取最優(yōu)值。

3.1.1 主輔循環(huán)排氣壓力對系統(tǒng)性能的影響

圖4 和圖5 分別為在額定工況下，以TDR、FCR 和STD-FCR 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP 隨主、輔循環(huán)排氣壓力的變化。隨著主、輔循環(huán)排氣壓力的升高，兩種系統(tǒng)的COP 均呈現(xiàn)先增加后減小的變化趨勢。以TDR、FCR 和STD-FCR 為末端的系統(tǒng)最優(yōu)主輔循環(huán)排氣壓力依次降低，最優(yōu)COP 依次升高，其中，以STD-FCU 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）最優(yōu)COP分別能達到3.014和3.217。原因是氣體冷卻器出口溫度降低，高壓側(cè)最優(yōu)排氣壓力降低，對應工況下的最優(yōu)COP升高[22-23]。兩種系統(tǒng)在最優(yōu)排氣壓力下均存在最大COP，原因是在CO2超臨界區(qū)域等溫線呈S曲線變化，壓縮機功耗和制熱量隨排氣壓力變化速率不一致[24]。

圖4 系統(tǒng)COP隨主循環(huán)排氣壓力的變化

圖5 系統(tǒng)COP隨輔循環(huán)排氣壓力的變化

3.1.2 過冷器出口溫度對系統(tǒng)性能的影響

圖6 所示為在額定工況下，以TDR、FCR 和STD-FCR 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP隨過冷器出口溫度的變化。隨著過冷器出口溫度的升高，兩種系統(tǒng)的COP 均呈現(xiàn)先增加后減小的變化趨勢。原因是隨著過冷器出口溫度的升高，系統(tǒng)的總制熱量和壓縮機總功耗變化速率不一致，綜合結(jié)果導致系統(tǒng)COP 先增加后減小[25]。

圖6 系統(tǒng)COP隨過冷器出口溫度的變化

由以上分析可知，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）在最優(yōu)主、輔循環(huán)排氣壓力和最優(yōu)過冷器出口溫度下存在最優(yōu)的COP。下文的結(jié)果均基于最優(yōu)工況進行對比分析。

3.2 不同系統(tǒng)性能對比分析

3.2.1 不同系統(tǒng)COP對比分析

圖7 所示為以TDR、FCR 和STD-FCU 為末端的系統(tǒng)COP 隨蒸發(fā)溫度的變化。由于蒸發(fā)溫度較低時，壓縮機排氣溫度較高，環(huán)境溫度低于一定值時，壓縮機排氣溫度降超過140℃，這樣的工況不被接受，所以各系統(tǒng)有其最低蒸發(fā)溫度限制。CO2基本系統(tǒng)（BASE 系統(tǒng)） 為-31℃，MSHPS 和MSHPS（AWE）為-33℃，MSHPS（MWE）則由于主循環(huán)中引射器的使用提升了壓縮機吸氣溫度，故蒸發(fā)器側(cè)可以達到更低的蒸發(fā)溫度，為-37℃，具有更好的低溫適應性。以BASE 系統(tǒng)、MSHPS 為基準的COP 增量。以BASE系統(tǒng)為基準，以TDR為末端的系統(tǒng)COP增量最高，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量分別為21.54%和27.04%；以MSHPS 為基準，以STD-FCU 為末端的系統(tǒng)COP 增量最高，MSHPS（AWE） 和MSHPS （MWE） 的COP 增 量 分 別 為2.62%和9.53%。

圖7 系統(tǒng)COP隨蒸發(fā)溫度的變化

3.2.2 不同系統(tǒng)供熱季節(jié)性能系數(shù)能（HSPF）對比分析

本節(jié)選取了我國4 個典型氣候城市，即哈爾濱、北京、西安、上海，對其使用不同系統(tǒng)時冬季供暖期間的HSPF進行了對比分析。

圖8 所示為選取的4 個城市的冬季供暖期間不同室外溫度對應的小時數(shù)（數(shù)據(jù)可通過DeST 軟件獲?。９枮I屬于嚴寒地區(qū)，溫度集中于-30～-10℃；北京和西安屬于溫帶季風氣候，冬冷夏熱，冬季氣溫集中于-10～10℃；上海緯度較低，屬于亞熱帶季風氣候，冬季氣溫較高，集中于0～20℃。

圖8 各城市冬季供暖期間不同室外溫度對應的時間

表3 額定工況下各系統(tǒng)最優(yōu)COP和COP增量

圖9 所示為選取的4 個典型城市使用以TDR、FCR 和STD-FCU 為末端的系統(tǒng)時的HSPF 和HSPF增量。緯度越低，系統(tǒng)的HSPF 越高，但使用以TDR和FCR為末端的系統(tǒng)時，上海的HSPF略低于西安，原因是上海地區(qū)濕度較高，系統(tǒng)運行時結(jié)霜較其他地區(qū)嚴重，除霜損失系數(shù)較低。以BASE系統(tǒng)為基準，嚴寒地區(qū)的HSPF 改善效果最明顯[18]。其中，哈爾濱地區(qū)以TDR 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量高達35.22%。系統(tǒng)以TDR為末端時，4個城市的HSPF的提升量有較大差值。故對應在氣體冷卻器出口溫度較高時，系統(tǒng)的HSPF 對城市緯度位置較為敏感，更適用于高緯度的嚴寒地區(qū)。系統(tǒng)以STD-FCU為末端時，4個城市的HSPF提升量變化幅度不明顯，故對應在氣體冷卻器出口溫度較低時，系統(tǒng)的HSPF對城市緯度位置不敏感。其中，上海地區(qū)以STD-FCU 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量約為25.27%，高于使用其他終端的情況。以MSHPS 為基準，城市的緯度位置對MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的HSPF提升量無明顯影響，但隨著氣體冷卻器出口溫度的降低，各城市的HSPF提升量均有一定程度的增加。上海地區(qū)以STD-FCU 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量最高，約為12.02%。綜上，以STD-FCU為末端的系統(tǒng)HSPF最高，以TDR為末端的系統(tǒng)更適用于高緯度的嚴寒地區(qū)，以STD-FCU為末端的系統(tǒng)更適用于低緯度的地區(qū)。

圖9 不同城市的HSPF和HSPF提升量

3.3 輔循環(huán)工質(zhì)種類對系統(tǒng)性能的影響

本文提出的兩種系統(tǒng)中，主、輔循環(huán)均以CO2為工質(zhì)，而CO2壓縮機造價高，成本約占總初投資成本的80%[26]，在實際工程中應考慮降低此項成本。輔循環(huán)側(cè)壓縮機的功耗與主循環(huán)相比很小[7]，而且主循環(huán)的熱量輸出占主導地位[24]，故可改變輔循環(huán)工質(zhì)，對比分析輔循環(huán)工質(zhì)種類對系統(tǒng)性能的影響。本節(jié)選取了包括CO2在內(nèi)的7 種現(xiàn)階段較為常用的純制冷劑以及混合制冷劑R32/R1234yf（50/50）作為輔循環(huán)工質(zhì)。

圖10(a)、(b)分別為在額定工況下MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最優(yōu)COP 和以MSHPS 為 基 準 時MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP增量。其中，以STD-FCU 為末端，輔循環(huán)工質(zhì)為R717 的系統(tǒng)的COP 最高。對于MSHPS （AWE），以FCR 為末端略高于以STDFCU 為末端的系統(tǒng)COP 提升量。其中輔循環(huán)工質(zhì)為CO2的系統(tǒng)COP 提升量最高，約為2.67%。而對于MSHPS（MWE），以STD-FCU 為末端，輔循環(huán)工質(zhì)為R717的COP提升量最高，約為10.02%。造成對應工質(zhì)在兩種系統(tǒng)中COP 提升效果不同的原因是在MSHPS（AWE）中，不同的工質(zhì)在輔循環(huán)引射器的作用下被引射，而在MSHPS（MWE）中輔循環(huán)為基本循環(huán)，工質(zhì)只經(jīng)過基本的亞臨界或跨臨界蒸汽壓縮過程。3 種系統(tǒng)以TDR 為末端時，3種系統(tǒng)的COP 無較大差值。而以FCR 和STD-FCU為末端時，輔循環(huán)使用其他工質(zhì)的COP 均高于使用CO2的情況。原因是輔循環(huán)為除CO2以外其他工質(zhì)時，以FCR 和STD-FCU 為末端的系統(tǒng)供水溫度與TDR 相比有較大程度的下降，對應輔循環(huán)冷凝溫度大幅降低，導致系統(tǒng)具有較高的COP。而輔循環(huán)工質(zhì)為CO2時，高壓側(cè)為超臨界無相變的冷卻過程，對應氣體冷卻器出口溫度下降程度較小，導致系統(tǒng)COP 較低。由于非共沸制冷劑存在相變溫度滑移，因此輔循環(huán)使用混合制冷劑R32/R1234yf 的系統(tǒng)COP 高于使用純工質(zhì)R32 和R1234yf 的系統(tǒng)，這與已有研究相符。但輔循環(huán)使用混合工質(zhì)的MSHPS 的COP 較高，故以其作為基準時，COP 增量并非最高，提升效果并非最優(yōu)。

圖10 系統(tǒng)COP及COP增量

4 結(jié)論

本文提出帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統(tǒng)。在系統(tǒng)分別以TDR（氣體冷卻器出口溫度45℃）、FCR（氣體冷卻器出口溫度40℃）和STDFCU（氣體冷卻器出口溫度35℃）為散熱末端時，通過熱力學建模，對額定工況下內(nèi)部參數(shù)的變化對系統(tǒng)性能的影響進行了分析與討論，并從能效和供暖期間的運行特性兩方面與已有系統(tǒng)進行了對比。改變輔循環(huán)工質(zhì)，對比了額定工況下工質(zhì)種類對MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）性能的影響。主要結(jié)論如下。

（1）與已有的機械過冷系統(tǒng)相似，新提出的兩種系統(tǒng)均存在最優(yōu)主、輔循環(huán)排氣壓力，最優(yōu)過冷器出口溫度，對應最高COP；以STD-FCU 為末端的系統(tǒng)COP最高。在額定工況下，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最高COP 分別能達到3.014和3.217。

（2）兩種系統(tǒng)對已有BASE系統(tǒng)和MSHPS的性能有一定程度的改善。在額定工況下，以BASE系統(tǒng)為基準，以TDR 為末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量最高，分別為21.539%和27.036%；以MSHPS 為基準，以STD-FCU 為末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP 增量 最 高， 分 別 為2.622% 和9.534%， MSHPS（MWE）對已有系統(tǒng)的性能具有更好的提升效果。此外，MSHPS（MWE）進一步降低了最低蒸發(fā)溫度限制，可達-37℃，具有較好的低溫適應性。

（3）城市的緯度位置和散熱末端形式會影響系統(tǒng)供暖期間的運行特性。以BASE系統(tǒng)為基準，嚴寒地區(qū)的HSPF提升量最高。以TDR為末端的系統(tǒng)更適用于高緯度的嚴寒地區(qū)，以STD-FCU 為末端的系統(tǒng)更適用于低緯度的地區(qū)。

（4）輔循環(huán)工質(zhì)的種類會影響系統(tǒng)的整體性能。MSHPS（AWE）使用CO2的效果最好，在額定工 況 下，以FCR 為 末 端，MSHPS （AWE） 較MSHPS 的COP 提升量最大，約為2.67%；MSHPS（MWE）使用R717 的效果最好，在額定工況下，以STD-FCU為末端，MSHPS（MWE）較MSHPS的COP 提升量最大，約為10.02%。與輔循環(huán)使用純工質(zhì)的系統(tǒng)相比，使用混合工質(zhì)的系統(tǒng)具有更高的COP，但提升效果并非最優(yōu)。