采用分流過冷的跨臨界CO2冷熱聯(lián)供系統(tǒng)性能

王磊，張信榮

（北京大學工學院，北京 100871）

工業(yè)是國民經(jīng)濟發(fā)展的主導力量，在工業(yè)生產(chǎn)中為了保證裝備運轉(zhuǎn)、生產(chǎn)安全，需要大量的冷、熱供應。以往工業(yè)生產(chǎn)主要依賴于煤炭等化石資源直接轉(zhuǎn)化為電力或冷、熱量供應給各生產(chǎn)環(huán)節(jié)，這種方式資源消耗大、能源轉(zhuǎn)化效率低、環(huán)境污染嚴重。中國政府制定了節(jié)能減排的國家級能源戰(zhàn)略，明確提出了要大力發(fā)展清潔生產(chǎn)和循環(huán)經(jīng)濟。因此，在工業(yè)生產(chǎn)中可以使用更加清潔高效的利用逆卡諾循環(huán)原理的制冷、熱泵系統(tǒng)滿足冷、熱需求。為了應對能源與環(huán)境的問題，中國政府一直在積極推動著熱泵技術(shù)在工業(yè)領域的應用。由于環(huán)保的要求，熱泵系統(tǒng)循環(huán)的工質(zhì)選擇與應用受到一些國際公約的限制。目前中國已經(jīng)完成了氯氟烴（CFCs）的全面淘汰，含氫氯氟烴（HCFCs）的淘汰進程也接近了尾聲，以環(huán)境友好、性能優(yōu)異的天然工質(zhì)取代傳統(tǒng)的熱泵工質(zhì)成為未來發(fā)展的方向。

CO的臭氧消耗潛值（ODP）=0，全球變暖潛值（GWP）=1，傳熱性能和流動性好，容積制冷量大，是一種天然工質(zhì)。CO跨臨界壓縮循環(huán)的排氣溫度高，而且在冷卻過程中會產(chǎn)生較大的溫度滑移，因此特別適合在制冷的同時進行制熱。這一點對同時需要制冷及制熱的工業(yè)領域特別適合。目前中國仍然廣泛地采用以燃煤鍋爐為主的加熱系統(tǒng)，劉圣春等的研究表明，使用CO熱泵循環(huán)系統(tǒng)與燃煤鍋爐相比總成本可以節(jié)省120%，與燃氣鍋爐相比總成本可以節(jié)省26%，燃煤鍋爐的CO排放量約為CO熱泵系統(tǒng)的5.3倍，約為天然氣鍋爐的6.5 倍。工業(yè)制熱的特點是溫度高，而CO的臨界溫度較低，在應用過程中必須對CO進行有效過冷，否則會導致節(jié)流前工質(zhì)干度過大，工質(zhì)在蒸發(fā)側(cè)的單位質(zhì)量吸熱量過低，系統(tǒng)循環(huán)效率過低。目前，對CO進行過冷的方法包括：回熱循環(huán)、帶經(jīng)濟器的兩級壓縮中間冷卻循環(huán)、機械輔助過冷循環(huán)、熱電輔助過冷循環(huán)?；責嵫h(huán)對跨臨界CO熱泵系統(tǒng)的性能提升并不明顯，而兩級壓縮與各類輔助過冷系統(tǒng)勢必會增加系統(tǒng)的復雜程度，影響系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性，增大投資成本。

本文提出了三種無需外部系統(tǒng)輔助僅依靠系統(tǒng)自身工質(zhì)分流實現(xiàn)過冷的跨臨界CO熱泵冷熱聯(lián)供系統(tǒng)，通過模擬計算分析不同工況下系統(tǒng)性能的變化情況。

1 系統(tǒng)模型與方法

1.1 分流過冷原理

分流過冷的基本原理就是將CO跨臨界循環(huán)中某一位置的CO分流出來，利用分流的CO直接或通過節(jié)流進入低溫狀態(tài)后與循環(huán)中需要冷卻的CO進行熱量交換，實現(xiàn)跨臨界系統(tǒng)中CO在進入節(jié)流過程前的充分冷卻。

根據(jù)CO分流位置的不同可以有三種不同的系統(tǒng)基本形式：蒸發(fā)器與節(jié)流閥間分流；氣體冷卻器與過冷器間分流；過冷器與節(jié)流閥間分流。后文描述中將依次以系統(tǒng)一、系統(tǒng)二、系統(tǒng)三代表。

（1）系統(tǒng)一 圖1 為系統(tǒng)一的原理圖與壓焓圖。在該系統(tǒng)循環(huán)中，CO經(jīng)過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態(tài)點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經(jīng)過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態(tài)點3，然后在過冷器中實現(xiàn)進一步過冷到狀態(tài)點4變?yōu)橐簯B(tài)CO，液態(tài)CO經(jīng)過節(jié)流后會分流成兩部分：一部分直接進入蒸發(fā)器進行蒸發(fā)吸熱完成末端的制冷需求，狀態(tài)點由5 轉(zhuǎn)變?yōu)?；另一部分則進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現(xiàn)超臨界CO的充分冷凝，狀態(tài)點由7 轉(zhuǎn)變?yōu)?。最終兩路CO工質(zhì)在壓縮機吸氣前混合為狀態(tài)0點。

圖1 分流過冷循環(huán)系統(tǒng)一原理圖與壓焓圖

（2）系統(tǒng)二 圖2 為系統(tǒng)二的原理圖與壓焓圖。在該系統(tǒng)循環(huán)中，CO經(jīng)過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態(tài)點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經(jīng)過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態(tài)點3后分流為兩部分：一部分進入過冷器中實現(xiàn)進一步過冷到狀態(tài)點4 變?yōu)橐簯B(tài)CO，然后經(jīng)過節(jié)流閥變?yōu)榈蜏氐蛪旱臓顟B(tài)5，狀態(tài)5 的CO在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱完成末端的制冷需求，出口為狀態(tài)6的氣態(tài)CO；另一部分則直接通過輔助節(jié)流閥節(jié)流為狀態(tài)點7 的低溫中壓狀態(tài)，進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現(xiàn)超臨界CO的充分冷凝，狀態(tài)點由7 轉(zhuǎn)變?yōu)?。最終分流的兩部分CO混合后為狀態(tài)0點。

圖2 分流過冷循環(huán)系統(tǒng)二原理圖與壓焓圖

（3）系統(tǒng)三 圖3 為系統(tǒng)三的原理圖與壓焓圖。在該系統(tǒng)循環(huán)中，CO經(jīng)過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態(tài)點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經(jīng)過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態(tài)點3，然后在過冷器中實現(xiàn)進一步過冷到狀態(tài)點4變?yōu)橐簯B(tài)CO后分流為兩部分：一部分直接經(jīng)過節(jié)流閥變?yōu)榈蜏氐蛪旱臓顟B(tài)點5，狀態(tài)點5 的CO在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱完成末端的制冷需求，出口為狀態(tài)點6 的氣態(tài)CO；另一部分則通過輔助節(jié)流閥節(jié)流為狀態(tài)點7 的低溫中壓狀態(tài)，進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現(xiàn)超臨界CO的充分冷凝，狀態(tài)點由7 轉(zhuǎn)變?yōu)?。最終分流的兩部分CO混合后為狀態(tài)0點。

圖3 分流過冷循環(huán)系統(tǒng)三原理圖與壓焓圖

1.2 計算模型與方法

本文采取熱力循環(huán)計算的方式進一步分析不同工況下前述三種系統(tǒng)的性能變化規(guī)律，下面對三種系統(tǒng)的熱力學模型作出如下假設：①忽略管道與換熱器內(nèi)部制冷工質(zhì)流動的流動阻力與動能變化；②各換熱器在進行熱量交換時無能量損失；③除蒸發(fā)器、冷卻器外，系統(tǒng)其余部件不與外界環(huán)境發(fā)生熱量交換；④節(jié)流前后認為工質(zhì)的焓值不發(fā)生變化；⑤蒸發(fā)器出口為對應的蒸發(fā)壓力下的飽和氣；⑥分流工質(zhì)在過冷器出口為對應蒸發(fā)壓力下的飽和氣；⑦壓縮機吸氣前有氣液分離裝置，吸氣為蒸發(fā)器、過冷器出口工質(zhì)發(fā)生混合后對應壓力下的飽和氣；⑧過冷器出口冷、熱工質(zhì)間溫差為5℃；⑨工質(zhì)壓縮過程按照等效率0.75進行。

（1）系統(tǒng)綜合COP 計算方法 循環(huán)性能系數(shù)（coefficient of performance，COP）是評價統(tǒng)性能的一個重要指標，包含制冷、制熱的系統(tǒng)綜合COP計算方法見式(1)。

（2）分流比FR 的計算方法 從系統(tǒng)中分流CO工質(zhì)，分流的工質(zhì)比例影響蒸發(fā)器內(nèi)制冷量與系統(tǒng)COP。另外，工質(zhì)經(jīng)過輔助節(jié)流閥的節(jié)流后還會影響壓縮機的吸氣壓力。分流工質(zhì)占循環(huán)總工質(zhì)流量的質(zhì)量分數(shù)計算見式(2)。

對于系統(tǒng)一、系統(tǒng)三有式(3)。

對于系統(tǒng)二有式(4)。

分別聯(lián)立式(2)、式(3)或式(2)、式(4)均可得到式(5)。

在以上模型假設與計算方法基礎上，改變不同的熱力學計算工況，分別計算并討論各系統(tǒng)的性能與循環(huán)關(guān)鍵參數(shù)的變化情況。模擬計算的工況條件如表1所示。

表1 計算工況

2 結(jié)果與分析

2.1 分流比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

基于系統(tǒng)模型假設，保持過冷器出口溫度為25℃時不同計算工況下各系統(tǒng)所需的分流比FR 的變化情況如圖4所示。系統(tǒng)二、系統(tǒng)三的分流位置雖然不同，但在FR 計算條件下對應的各狀態(tài)點的比焓值卻是相同的，因此FR 的變化情況在圖中完全重合。從圖中可以看出，在氣體冷卻器出口溫度相同時，F(xiàn)R 隨著排氣壓力的增大而減?。辉谂艢鈮毫ο嗤瑫r，F(xiàn)R 隨著氣體冷卻器出口溫度的升高而增大。在相同的制冷量下，采用分流冷卻的系統(tǒng)需要配合使用更大排氣量的壓縮機，因此FR 數(shù)值越低對系統(tǒng)的實施越有利，排氣壓力更高、氣體冷卻器出口溫度更低的應用場合下也更有利于分流過冷的跨臨界系統(tǒng)實施。

圖4 分流比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.2 增壓比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

在系統(tǒng)二、系統(tǒng)三中存在輔助節(jié)流閥，因此CO經(jīng)過分流后會形成壓力、溫度不同的兩路，不同壓力、溫度的CO在壓縮機吸氣前會進行混合，因此FR 的比例變化會影響壓縮機的吸氣壓力。保持過冷器出口溫度為25℃，不同計算工況下壓縮機增壓比變化情況如圖5 所示。系統(tǒng)一在同一排氣壓力下的增壓比不隨氣體冷卻器出口溫度的變化而變化，僅隨排氣壓力的增大而線性增大，從系統(tǒng)一的壓焓圖來看，在節(jié)流后分流進入過冷器工質(zhì)的壓力與蒸發(fā)器中工質(zhì)的壓力相同，均為系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力，因此系統(tǒng)的增壓比只是不同工況下排氣壓力與蒸發(fā)壓力的比值。由于系統(tǒng)二、系統(tǒng)三在過冷器出口的工質(zhì)溫差均保持相同，而FR的變化也完全相同，導致系統(tǒng)二、系統(tǒng)三分流后的工質(zhì)壓力變化也相同，壓縮機在吸氣狀態(tài)點的壓力也相同，系統(tǒng)增壓比變化也完全相同。在系統(tǒng)二、系統(tǒng)三中氣體冷卻器出口溫度相同時，增壓比隨著排氣壓力的增大而增大；在排氣壓力相同時，增壓比隨著氣體冷卻器出口溫度的增大而減小。

圖5 增壓比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.3 綜合COP隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

保持過冷器出口溫度為25℃，不同計算工況下綜合COP變化情況如圖6所示。系統(tǒng)二、系統(tǒng)三雖然工質(zhì)分流的位置不同，但在綜合COP 計算條件下對應的各狀態(tài)點的比焓值卻是相同的，因此綜合COP 的變化情況在圖中完全重合。從圖中可以看出，在氣體冷卻器出口溫度相同時，綜合COP 隨著排氣壓力的增大而增大，氣體冷卻器出口溫度較低時，綜合COP 增大到一定幅度后會出現(xiàn)緩慢下降的趨勢；在排氣壓力相同時，綜合COP 隨著氣體冷卻器出口溫度的升高而減小。絕大多數(shù)計算工況下系統(tǒng)二、系統(tǒng)三的綜合COP是高于系統(tǒng)一的，最大提高幅度為17.62%。綜合COP由系統(tǒng)制冷量、制熱量、壓縮機功耗共同決定，在氣體冷卻器出口溫度及過冷器出口溫度不變時，提高排氣壓力會令排氣溫度升高，制熱量增大，根據(jù)圖4 可知FR 則會減小，這就導致制冷量也增大，根據(jù)圖5可知增壓比會增大，壓縮功增大。綜合三種因素，就會表現(xiàn)出綜合COP 在一定排氣壓力范圍內(nèi)逐漸增大，而隨著排氣壓力繼續(xù)增大出現(xiàn)緩慢下降的變化規(guī)律。這表明一定的工況下，采用分流過冷的跨臨界CO冷熱聯(lián)供系統(tǒng)存在最佳的排氣壓力。

圖6 綜合COP隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.4 分流過冷系統(tǒng)與無過冷系統(tǒng)的性能差別

將式(5)代入式(1)可以得到式(6)。

式(6)與無過冷的跨臨界CO系統(tǒng)的綜合COP計算公式完全相同。對于系統(tǒng)一雖然采取了分流過冷，但是系統(tǒng)循環(huán)中參與計算綜合COP 的各狀態(tài)點比焓值與直接從氣體冷卻器出口進行節(jié)流的無過冷系統(tǒng)完全相同。這也表明系統(tǒng)一的綜合COP 與無過冷的跨臨界CO系統(tǒng)完全相同，該系統(tǒng)對綜合COP無任提高作用?？偟膩碚f，系統(tǒng)二、系統(tǒng)三相對于系統(tǒng)一的性能提高幅度也代表著系統(tǒng)二、系統(tǒng)三相對于無過冷的跨臨界CO系統(tǒng)的性能提高幅度。

2.5 綜合COP隨排氣壓力與過冷溫度變化情況

CO的臨界溫度為30.98℃，在氣體冷卻器出口溫度為45℃的條件下，不同排氣壓力與不同過冷溫度對系統(tǒng)綜合性能的影響如圖7 所示。由本文2.4節(jié)可知，系統(tǒng)一的綜合COP 變化與無過冷系統(tǒng)完全相同，因此過冷溫度變化對綜合COP 無任何影響，綜合COP 變化只與排氣壓力相關(guān)。對于系統(tǒng)二、系統(tǒng)三，排氣壓力較低時，過冷溫度越低，獲得的綜合COP 越高；排氣壓力低于9.5MPa 時，過冷溫度每降低1℃，綜合COP 平均可提高2%，排氣壓力高于9.5MPa 時，系統(tǒng)綜合COP 則幾乎不受過冷溫度變化的影響。更低的過冷溫度雖然可以降低蒸發(fā)器進口的CO比焓值，但也會導致壓縮機吸氣壓力降低，壓縮機功耗增大，因此在較高排氣壓力下綜合COP對過冷溫度變化不敏感。

圖7 COP隨排氣壓力與過冷溫度變化情況

3 結(jié)論

本文提出了三種采用分流過冷的跨臨界CO冷熱聯(lián)供系統(tǒng)循環(huán)，通過模擬計算對三種系統(tǒng)的性能水平進行分析，獲得以下結(jié)論。

（1）蒸發(fā)器與節(jié)流閥間分流的系統(tǒng)方案對跨臨界CO冷熱聯(lián)供系統(tǒng)的綜合COP 無任何提高作用，性能變化規(guī)律完全與無過冷系統(tǒng)相同。氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節(jié)流閥間分流的系統(tǒng)方案的性能變化規(guī)律完全相同。

（2）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節(jié)流閥間分流的系統(tǒng)方案均會提高跨臨界CO冷熱聯(lián)供系統(tǒng)的綜合COP，全部計算工況下最大提高幅度為17.62%。

（3）在氣體冷卻器出口溫度與過冷器出口溫度確定時，系統(tǒng)排氣壓力越高，分流比例FR值越低。

（4）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節(jié)流閥間分流的系統(tǒng)方案在相同排氣壓力下均會提高吸氣壓力，在氣體冷卻器出口工質(zhì)溫度確定時，存在最佳的排氣壓力使綜合COP最高。

（5）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節(jié)流閥間分流的系統(tǒng)方案在排氣壓力大于9.5MPa時，綜合COP對過冷溫度變化不敏感。

符號說明

COP ——系統(tǒng)性能系數(shù)

FR ——用于過冷分流的工質(zhì)占循環(huán)總工質(zhì)流量的質(zhì)量分數(shù)

——二氧化碳比焓值，kJ/kg

——系統(tǒng)循環(huán)總質(zhì)量流量，kg/s

——分流出的工質(zhì)流量，kg/s

下角標

1 ——壓縮機吸氣狀態(tài)點

2 ——壓縮機排氣狀態(tài)點

3 ——氣體冷卻器出口狀態(tài)點

4 ——節(jié)流閥進口狀態(tài)點

5 ——蒸發(fā)器進口狀態(tài)點

6 ——蒸發(fā)器出口狀態(tài)點

7 ——分流工質(zhì)在過冷器進口狀態(tài)點

8 ——分流工質(zhì)在過冷器出口狀態(tài)點