R32/R1234ze(E)余熱回收型供暖熱泵循環(huán)性能的理論評估

李國柱, 劉鴻濤, 巨福軍,3, 馮臻博, 鄭慧凡, 穆珍珍, 侯前蕾

(1.建筑安全與環(huán)境國家重點實驗室， 北京 100013； 2.中原工學(xué)院 能源與環(huán)境學(xué)院， 河南 鄭州 450007；3.國家建筑工程技術(shù)研究中心， 北京 100013)

現(xiàn)階段，我國至少有50%的工業(yè)能耗會成為工業(yè)余熱，且占比較大的低溫工業(yè)余熱回收利用率較低[1]。供暖能耗是我國建筑能耗的主要組成部分，因此利用熱泵裝置來回收50 ℃以下的低溫工業(yè)余熱用于建筑供暖，是實現(xiàn)我國“3060”雙碳戰(zhàn)略目標(biāo)的重要措施之一[2-3]。隨著《蒙特利爾議定書》(基加利修正案)的出臺，尋找適用于熱泵的低GWP替代工質(zhì)的任務(wù)已迫在眉睫。鑒于純工質(zhì)尚不能滿足所有的替代要求，混合工質(zhì)成為獲取理想工質(zhì)的有效途徑[4]。

因具有優(yōu)異的環(huán)境性能和熱力學(xué)性能等，R32/R1234ze(E) 作為具有潛力的替代工質(zhì)吸引了眾多學(xué)者的關(guān)注[5-8]。Yang等[6]對家用熱泵的實驗研究發(fā)現(xiàn)，R32/R1234ze(E) (42/58) 系統(tǒng)的制熱和制冷COP均優(yōu)于R410A系統(tǒng)。Fukuda等[7]研究發(fā)現(xiàn)，R32/R1234ze(E) (80/20) 空調(diào)在制熱工況下的COP占優(yōu)，而R32/R1234ze(E) (50/50) 系統(tǒng)在制冷工況下的COP占優(yōu)。Wang等[8]理論對比了采用閃蒸器和采用經(jīng)濟(jì)器的R32/R1234ze(E) 噴氣增焓熱泵的系統(tǒng)性能。陳紅群等[9]基于熱泵熱水器實驗研究發(fā)現(xiàn)R32/R1234ze(E) 系統(tǒng)在不同工況下的COP均較R410A系統(tǒng)明顯升高，而其排氣壓力則明顯降低。王路路等[10]的實驗研究發(fā)現(xiàn)，不同工況下R32/R1234ze(E) (73/27) 和R410A熱泵的COP偏差不大，且前者獲得較低的制熱量和排氣溫度。

國內(nèi)外學(xué)者針對R32/R1234ze(E) 在多種熱泵和空調(diào)系統(tǒng)中的替代可行性已開展了大量的研究工作，然而，針對其在低溫(50 ℃以下)余熱回收型供暖熱泵中的替代可行性研究尚不多見。鑒于R22仍是我國現(xiàn)階段使用最廣泛的熱泵工質(zhì)，本文將基于工質(zhì)特性和循環(huán)性能的綜合分析來理論評估R32/R1234ze(E) 在低溫余熱回收型供暖熱泵中替代R22的可行性，以期為供暖熱泵的工質(zhì)替代和低溫余熱的回收利用提供必要的參考依據(jù)。

1 基于工質(zhì)特性的工質(zhì)優(yōu)選

1.1 環(huán)境性能

不同工質(zhì)的環(huán)境性能見表1。由表1可知，R32和R1234ze(E)的ODP均為0，且兩者的GWP和大氣壽命均明顯低于R22，尤其是R1234ze(E)。按照聯(lián)合國環(huán)境署的溫室氣體劃分方法，R32屬于中GWP工質(zhì)[11]。在0/100～40/60濃度區(qū)間內(nèi)，R32/R1234ze(E)的GWP均低于300，屬于聯(lián)合國環(huán)境署定義的低GWP工質(zhì)。此外，R32/R1234ze(E)在0/100～100/0濃度區(qū)間內(nèi)的ODP均為0。因此，R32/R1234ze(E)在0/100～40/60濃度區(qū)間內(nèi)具有優(yōu)異的環(huán)境性能。

表1 工質(zhì)的環(huán)境性能Tab. 1 Environmental performance of the refrigerants

1.2 熱力學(xué)性能

1.2.1 標(biāo)準(zhǔn)沸點和飽和蒸氣壓

如圖1所示，隨著R32濃度的升高，R32/R1234ze(E)的標(biāo)準(zhǔn)沸點和飽和蒸氣壓呈現(xiàn)出截然相反的變化趨勢，其中標(biāo)準(zhǔn)沸點呈迅速下降的趨勢，而飽和蒸氣壓則呈飛速上升的趨勢。為獲得適中的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，將適宜作為R22替代工質(zhì)的標(biāo)準(zhǔn)沸點(標(biāo)準(zhǔn)露點和標(biāo)準(zhǔn)泡點的算術(shù)平均值)區(qū)間設(shè)為-45～-15 ℃。由圖1可見，R32/R1234ze(E)在0/100～55/45濃度區(qū)間內(nèi)可以滿足對替代工質(zhì)標(biāo)準(zhǔn)沸點的要求。為實現(xiàn)灌注式替代，替代工質(zhì)的飽和蒸氣壓不宜大于被替代工質(zhì)。在0/100～40/60濃度區(qū)間內(nèi)，R32/R1234ze(E)的飽和蒸氣壓(飽和溫度為25 ℃)均低于R22，其具備對R22進(jìn)行灌注式替代的潛力。

圖1 標(biāo)準(zhǔn)沸點和飽和蒸氣壓隨R32濃度的變化Fig. 1 Variation of normal boiling point and saturated vapor pressure with R32 concentration

1.2.2 臨界溫度和汽化潛熱

如圖2所示，R32/R1234ze(E)的臨界溫度和汽化潛熱隨R32濃度的變化表現(xiàn)出迥異的變化規(guī)律。替代工質(zhì)需要具備適中的臨界溫度以便兼顧COP和制熱量?？紤]到熱泵的運行工況[12]，將適宜作為R22替代工質(zhì)的臨界溫度區(qū)間設(shè)定為90～110 ℃。由圖2可知，在0/100～40/60濃度區(qū)間內(nèi)，R32/R1234ze(E)可以滿足對替代工質(zhì)臨界溫度的需求。較高的工質(zhì)汽化潛熱有利于增強系統(tǒng)的制熱效果。由圖2還可發(fā)現(xiàn)，R32/R1234ze(E) 在20/80～100/0濃度區(qū)間內(nèi)的汽化潛熱均高于R22，相應(yīng)地具有增強系統(tǒng)制熱量的潛力。

圖2 臨界溫度和汽化潛熱隨R32濃度的變化Fig. 2 Variation of critical temperature and latent heat of vaporization with R32 concentration

1.2.3 溫度滑移

圖3給出了不同飽和壓力下R32/R1234ze(E) 的溫度滑移隨R32濃度的變化規(guī)律。由圖3可知，在3種壓力下，R32/R1234ze(E) 的溫度滑移均隨著R32濃度的升高而先快速上升后迅速下降，且均在濃度為20/80處出現(xiàn)了最大值；相同濃度下，R32/R1234ze(E) 的溫度滑移隨著壓力的升高而降低。考慮到較大的熱水溫升和熱源溫降，將0/100～100/0濃度區(qū)間內(nèi)的R32/R1234ze(E) 作為供暖熱泵的備選替代工質(zhì)。

圖3 溫度滑移隨R32濃度的變化Fig. 3 Variation of temperature glide with R32 concentration

R32/R1234ze(E)在0/100～15/85濃度區(qū)間內(nèi)的汽化潛熱均低于R22，但考慮到其具有優(yōu)異的環(huán)境性能，仍可將其作為備選的替代工質(zhì)。因此，本文將0/100～40/60濃度區(qū)間內(nèi)的R32/R1234ze(E) 作為余熱回收型供暖熱泵的備選替代工質(zhì)。

2 熱泵循環(huán)性能的模型構(gòu)建

2.1 余熱回收型供暖熱泵介紹

如圖4所示，余熱回收型供暖熱泵由壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器和水-水換熱器組成。冷凝器、蒸發(fā)器和水-水換熱器均為逆流換熱器。鑒于工業(yè)生產(chǎn)中存在大量30～50 ℃的低溫工業(yè)余熱，本文以40 ℃的低溫工業(yè)廢水作為研究對象?？紤]到工業(yè)廢水中通常含有油污、酸性或堿性物質(zhì)等，通過水-水換熱器與工業(yè)廢水進(jìn)行換熱后作為供暖熱泵用熱源以實現(xiàn)保護(hù)熱泵機組的目的。40 ℃的低溫工業(yè)廢水經(jīng)水-水換熱器換熱后溫度降為30 ℃，而熱源的溫度則由20 ℃提升至30 ℃。

圖4 余熱回收型供暖熱泵循環(huán)流程圖Fig. 4 Flow chart of heating heat pump circulation for waste heat recovery

圖5所示為余熱回收型供暖熱泵的理論循環(huán)示意圖，其理論循環(huán)包括等熵效率為0.7的壓縮過程1-2、冷凝過程2-3-4-5、絕熱節(jié)流過程5-6和蒸發(fā)過程6-1。

圖5 余熱回收型供暖熱泵T-s理論循環(huán)Fig. 5 T-s theoretical cycle of heating heat pump for waste heat recovery

2.2 假設(shè)條件

在構(gòu)建余熱回收型供暖熱泵循環(huán)性能模型時，進(jìn)行了以下假設(shè)：

(1) 熱泵處于穩(wěn)定運行狀態(tài)；

(2) 熱泵系統(tǒng)與環(huán)境間不存在散熱損失；

(3) 忽略工質(zhì)在換熱器和管道中的壓降；

(4) 冷凝器中的傳熱窄點為3 K，蒸發(fā)器中的平均傳熱溫差為7 K；

(5) 蒸發(fā)器出口的工質(zhì)為飽和蒸氣。

2.3 確定數(shù)學(xué)模型

(1) 工質(zhì)流量[13-14]

(1)

λv=1-0.01[(pdis/psuc)1/κ-1]

(2)

λT=(T6+T1)(T3+T4)

(3)

式中：Mr為工質(zhì)流量，kg/s；ηv為壓縮機容積效率；V為壓縮機排氣量，m3/s；vsuc為吸氣比容，m3/kg；λv為容積系數(shù)；λp為壓力系數(shù)，設(shè)為1.0；λL為泄漏系數(shù)，設(shè)為0.82；λT為溫度系數(shù)；κ為絕熱指數(shù)；pdis為排氣壓力，MPa；psuc為吸氣壓力，MPa。

(2) 制熱量

Qh=Mr(h2-h5)

(4)

式中：Qh為制熱量，kW；h為焓值，kJ/kg。

(3)COPh

(5)

式中：COPh為制熱性能系數(shù)；Wcom為壓縮機功耗，kW。

(4) 壓比

Rcom=pdis/psuc

(6)

式中，Rcom為壓比。

(5) 冷凝器中傳熱窄點

1) 出口工質(zhì)為過冷狀態(tài)

Δtp,cc=t5-thwi

(7)

Δtp,c=min[(t2-thwo),Δtdp,c,Δtbp,c]

(8)

(9)

(10)

2) 出口工質(zhì)為兩相或飽和液態(tài)

Δtp,cc=tr,co-thwi

(11)

Δtp,c=min[(t2-thwo),Δtdp,c]

(12)

(13)

式中：Δtp,cc為冷凝器中的控制傳熱窄點，取3 K；thwi和thwo分別為熱水進(jìn)口和出口溫度，℃；tr,co為冷凝器出口工質(zhì)溫度，℃；Δtdp,c和Δtbp,c分別為冷凝器中露點和泡點處的傳熱溫差，K；Δtp,c為冷凝器中的傳熱窄點，K。

(6) 蒸發(fā)器中平均傳熱溫差

(14)

Δtmin,e=min[(thso-t6),(thsi-t1)]

(15)

Δtmax,e=max[(thso-t6),(thsi-t1)]

(16)

式中：Δtm,e為蒸發(fā)器中對數(shù)平均傳熱溫差，K；Δtmax,e和Δtmin,e分別為蒸發(fā)器中最大和最小的傳熱溫差，K；thsi和thso分別為熱源進(jìn)口和出口溫度，℃。

(17)

(18)

(19)

(20)

Itot=Ic+Ie+Iev+Icom

(21)

ηexe=1-Itot

(22)

2.4 計算

圖6給出了余熱回收型供暖熱泵循環(huán)性能模型對應(yīng)的計算流程?；贓ES構(gòu)建的熱泵循環(huán)性能模型包含熱泵循環(huán)性能計算子模塊、冷凝器中傳熱窄點與蒸發(fā)器中平均傳熱溫差的迭代搜尋子模塊。計算中混合工質(zhì)的物性參數(shù)可通過調(diào)用REFPROP 9.1獲得。

圖6 供暖熱泵循環(huán)性能計算流程Fig. 6 Flow chart of cycle performance calculation of heating heat pump

2.5 熱泵供暖工況設(shè)定

本文依據(jù)GB 50736-2012[12]設(shè)定了散熱末端為散熱器時供暖熱泵的標(biāo)準(zhǔn)工況和低溫工況。其相應(yīng)的環(huán)境參數(shù)如表2所示。其中低溫工況有助于提升室內(nèi)環(huán)境舒適性和降低供暖熱泵能耗。不難發(fā)現(xiàn)，兩種工況下熱水溫升(25 ℃)明顯高于熱源溫降(10 ℃)，相應(yīng)的會導(dǎo)致熱水側(cè)和熱源側(cè)對工質(zhì)溫度滑移的需求出現(xiàn)明顯差異。

表2 兩種工況下的環(huán)境側(cè)參數(shù)Tab. 2 Environmental side parameters of two conditions ℃

2.6 模型驗證

利用上述模型對R32/R1234ze(E)水-水空調(diào)機組在28/72和42/58兩種濃度下的系統(tǒng)性能進(jìn)行理論預(yù)測。與Yang等[6]獲得的實驗結(jié)果相比，制熱工況下R32/R1234ze(E)空調(diào)系統(tǒng)的理論COPh的偏差不大于4.43%，制冷工況下其理論COPr的偏差不大于6.71%。因此，上述熱泵循環(huán)性能模型具有較好的系統(tǒng)性能預(yù)測準(zhǔn)確性，能夠用于理論評估R32/R1234ze(E)在余熱回收型供暖熱泵中替代R22的可行性。需要指出的是，文獻(xiàn)[6]中制熱實驗工況下的設(shè)置參數(shù)包括：熱水的進(jìn)口溫度與出口溫度分別為20 ℃和45 ℃，熱源的進(jìn)口溫度與出口溫度分別為15 ℃和9 ℃，制熱量為2.2 kW，過熱度為4 ℃±1 ℃。文獻(xiàn)[6]中制冷實驗工況下的設(shè)置參數(shù)包括：熱水的進(jìn)口溫度與出口溫度分別為30 ℃和45 ℃，熱源的進(jìn)口溫度與出口溫度分別為20 ℃和10 ℃，制冷量為2.0 kW，過熱度為4 ℃±1 ℃。

3 熱泵循環(huán)性能的分析

表3給出了標(biāo)準(zhǔn)和低溫供暖工況下R32/ R1234ze(E)(20/80)和R22余熱回收型供暖熱泵的主要循環(huán)性能參數(shù)，以便于直觀評估混合工質(zhì)的替代潛力。本文將最大COPh對應(yīng)的工質(zhì)濃度稱為最優(yōu)濃度，并將最優(yōu)濃度20/80下的R32/R1234ze(E) 簡稱為Mopt。鑒于Mopt系統(tǒng)在兩種供暖工況下均獲得最大COPh，將Mopt作為最具潛力的余熱回收型供暖熱泵替代工質(zhì)。

表3 兩種工況下Mopt和R22供暖熱泵的循環(huán)性能參數(shù)Tab. 3 Cycle performances of Mopt and R22 heating heat pump under two conditions

3.1 COPh和制熱量分析

圖7展示了兩種工況下COPh和Qh隨R32濃度的變化規(guī)律。由圖可知，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下的COPh均隨著R32的增多而先升高后降低，且其最大COPh(4.078和5.114)均在最優(yōu)濃度(最大溫度滑移)20/80處獲得，其分別較R22系統(tǒng)提升了0.74%和4.86%；在相同濃度下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)工況下的COPh均明顯低于低溫工況，其主要原因是標(biāo)準(zhǔn)工況下較高的熱水溫度導(dǎo)致排氣壓力和冷凝溫度明顯升高，見圖8；隨著R32的增多，R32/R1234ze(E) 系統(tǒng)在兩種工況下的制熱量均飛速升高，主要是因為R32的增多導(dǎo)致R32/R1234ze(E)的臨界溫度迅速降低(見圖2)，相應(yīng)的獲得較高的吸氣密度和工質(zhì)流量；在相同濃度下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)工況下的制熱量均明顯低于低溫工況，其主要歸因于低溫工況下對應(yīng)著較低的排氣壓力(見圖8)，相應(yīng)的冷凝相變放熱明顯高于標(biāo)準(zhǔn)工況；在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下，Mopt系統(tǒng)的制熱量分別較R22系統(tǒng)降低了21.80%和18.86%，其主要是因為Mopt具有較高的臨界溫度(見圖2)。因此，Mopt系統(tǒng)在余熱回收型供暖熱泵中替代R22時需要增大機組容量。

圖7 COPh和Qh隨R32濃度的變化Fig. 7 Variation of COPh and Qh with R32 concentration

圖8 排氣壓力和吸氣壓力隨R32濃度的變化Fig. 8 Variation of discharge pressure and suction pressure with R32 concentration

3.2 壓縮機運行參數(shù)分析

圖8顯示了兩種工況下R32濃度對排氣壓力和吸氣壓力的作用規(guī)律。由圖可知，在兩種工況下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)的排氣壓力和吸氣壓力均隨著R32的增多而快速升高，主要是因為R32的加入導(dǎo)致R32/R1234ze(E)的標(biāo)準(zhǔn)沸點快速降低(見圖1)；在相同濃度下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)工況下的排氣壓力較低溫工況明顯升高，但其吸氣壓力則與低溫工況基本相當(dāng)，其主要歸因于標(biāo)準(zhǔn)工況下較高的熱水溫度和兩種工況下熱源溫度保持不變；在兩種工況下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)均在0/100～35/65濃度范圍內(nèi)獲得低于R22系統(tǒng)的排氣壓力；與R22系統(tǒng)相比，Mopt系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下排氣壓力分別降低了0.570 0 MPa和0.532 0 MPa，其吸氣壓力分別降低了0.175 7 MPa和0.163 4 MPa。因此，Mopt的應(yīng)用會顯著提升熱泵機組的運行安全。

圖9給出了兩種工況下R32濃度對壓比和排氣溫度的影響規(guī)律。由圖9可見，在兩種工況下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)的壓比均隨著R32的增多而先快速降低后緩慢降低，其主要是排氣壓力和吸氣壓力綜合作用的結(jié)果，且吸氣壓力發(fā)揮了主導(dǎo)作用(見圖8)；在相同濃度下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)標(biāo)準(zhǔn)工況下的壓比較低溫工況明顯升高，其主要是因為標(biāo)準(zhǔn)工況下排氣壓力明顯高于低溫工況，而其吸氣壓力則與低溫工況基本相當(dāng)；在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下，Mopt系統(tǒng)分別獲得稍高和稍低于R22系統(tǒng)的壓比；R32/R1234ze(E)系統(tǒng)在兩種工況下排氣溫度均隨著R32濃度的升高而迅速上升，其主要歸因于排氣溫度是工質(zhì)濃度、壓比和吸氣溫度等綜合作用的結(jié)果；在相同濃度下，標(biāo)準(zhǔn)工況下R32/R1234ze(E)系統(tǒng)的排氣溫度均明顯高于低溫工況，其主要原因是標(biāo)準(zhǔn)工況下的壓比明顯高于低溫工況；在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下，Mopt系統(tǒng)的排氣溫度分別較R22系統(tǒng)降低了14.54 ℃和13.30 ℃。因此，Mopt的使用有利于延長壓縮機的使用壽命。

圖9 壓比和排氣溫度隨R32濃度的變化Fig. 9 Variation of pressure ratio and discharge temperature with R32 concentration

圖10 ηexe,Itot與部件損率隨R32濃度的變化(標(biāo)準(zhǔn)工況)Fig. 10 Variation of ηexe，Itot and the component exergy loss rates with R32 concentration (standard condition)

表4 Mopt和R22供暖熱泵的ηexe和部件損率(標(biāo)準(zhǔn)工況)Tab. 4 ηexe and the component exergy loss rates of Mopt and R22 heating heat pump (standard condition) %

4 結(jié)論

本文借助熱泵循環(huán)性能模型評估了初步優(yōu)選出的R32/R1234ze(E)在低溫余熱回收型供暖熱泵中替代R22的可行性，得到以下結(jié)論：

(1) 通過工質(zhì)特性的綜合比較，R32/R1234ze(E)(0/100～40/60)被初步選為余熱回收型供暖熱泵用替代工質(zhì)。

(2) 在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下，R32/R1234ze(E)系統(tǒng)均在最優(yōu)濃度20/80處獲得最大COPh，其均較R22系統(tǒng)為優(yōu)，然而制熱量則均明顯降低。因此，Mopt在余熱回收型供暖熱泵中替代R22時需要增大機組容量。

(3) 與R22系統(tǒng)相比，Mopt系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)和低溫工況下獲得了稍低的排氣壓力和明顯降低的排氣溫度。因此，Mopt的使用有利于提升系統(tǒng)運行安全和延長壓縮機使用壽命。