非共沸工質(zhì)雙壓冷凝熱泵熱水器性能研究

DOI：10.19912/j.0254-0096.tynxb.2021-1027 文章編號(hào)：0254-0096（2023）02-0344-09

摘 要：提出一種雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器（DPS）系統(tǒng)新構(gòu)型，采用碳?xì)浞枪卜泄べ|(zhì)作為制冷劑，可實(shí)現(xiàn)熱水的連續(xù)梯級(jí)低損加熱，采用黃金分割法對(duì)系統(tǒng)熱力性能進(jìn)行優(yōu)化。結(jié)果表明，非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)的熱力學(xué)性能優(yōu)于純質(zhì)的DPS系統(tǒng)和單級(jí)熱泵系統(tǒng)，雙壓冷凝系統(tǒng)在最優(yōu)中間水溫時(shí)取得最大COP。名義工況下，采用R600/R601a（40/60）的DPS系統(tǒng)COP高達(dá)5.17，相對(duì)采用純質(zhì)的DPS系統(tǒng)和單級(jí)系統(tǒng)分別提高9.45%和14.25%。采用溫度滑移合理的非共沸工質(zhì)可顯著減少損，改善冷凝器的熱匹配特性，系統(tǒng)效率最高提升11.70%，名義工況下推薦R600/R601a（40/60）作為工質(zhì)對(duì)。

關(guān)鍵詞：制冷劑；熱泵系統(tǒng)；碳?xì)浠衔铮荒苄?；溫度匹?/p>

中圖分類(lèi)號(hào)：TK121 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引 言

提升能源利用效率是實(shí)現(xiàn)中國(guó)2030年碳達(dá)峰及2060年碳中和的重要舉措［1］。熱泵熱水器可通過(guò)電能輸入將熱源（空氣或水）中的熱量提質(zhì)，把常溫水加熱至所需溫度，用于生活熱水或滿(mǎn)足生產(chǎn)工藝需求。與常規(guī)電加熱或燃煤、燃?xì)忮仩t相比，可大幅提升能效，降低碳排放［2］。然而，現(xiàn)有的熱泵熱水器大多是采用充注氫氟碳化合物（hydrofluorocarbons， HFCs）的常規(guī)單級(jí)壓縮循環(huán)，HFCs具有較高的溫室效應(yīng)潛能（global warming potential， GWP）［3-4］?！睹商乩麪栕h定書(shū)》基加利修正案［5］規(guī)定中國(guó)需在2045年前完成80%的HFCs消減，因此尋求新型環(huán)保工質(zhì)刻不容緩。其中碳?xì)漕?lèi)工質(zhì)（hydrocarbons， HCs）的GWP低、熱力學(xué)性能優(yōu)異，是替代HFCs的可靠方案［6-7］，2019年國(guó)際電工委員會(huì)通過(guò)的標(biāo)準(zhǔn)IEC 60335-2-89：2019［8］規(guī)定，易燃性制冷劑的充注量限值從150 g增至500 g，為HCs在熱泵熱水器的應(yīng)用提供了依據(jù)。

國(guó)內(nèi)外專(zhuān)家學(xué)者對(duì)熱泵熱水器系統(tǒng)的構(gòu)型和工質(zhì)選擇進(jìn)行了大量研究［9］。許文華等［10］分析了不同組分CO2質(zhì)量分?jǐn)?shù)對(duì)采用CO2/低GWP混合工質(zhì)的熱泵熱水器系統(tǒng)熱力性能系數(shù)以及工況壓力的影響，得出混合工質(zhì)通過(guò)降低高壓側(cè)運(yùn)行壓力可提高熱力性能的結(jié)論。吳薇等［11］提出一種新型集熱/蓄能/蒸發(fā)一體化太陽(yáng)能熱泵熱水器，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。代寶民等［12］構(gòu)建5種不同類(lèi)型的雙壓冷凝熱泵系統(tǒng)，并進(jìn)行能量和性能的分析，發(fā)現(xiàn)雙壓冷凝高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的性能明顯優(yōu)于常規(guī)熱泵系統(tǒng)的性能。Bamigbetan等［13］對(duì)R600高溫?zé)岜脡嚎s機(jī)樣機(jī)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明該裝置具有良好的溫度、壓力和更高溫度的熱傳遞潛力，此外還研究了一種用于余熱回收的碳?xì)浠衔锔邷責(zé)岜茫?4］。Nawaz等［15］研究并評(píng)估了R290和R600a作為熱泵熱水系統(tǒng)R134a的替代品的性能。

名義工況下，熱泵熱水器熱水側(cè)進(jìn)出口溫差為40 ℃，而熱源側(cè)溫差僅為5 ℃［16］。常規(guī)熱泵熱水器受制于較高的出水溫度，冷凝溫度較高，導(dǎo)致冷凝過(guò)程的溫度匹配較差，系統(tǒng)性能較低［17］。針對(duì)以上問(wèn)題，本文提出采用低GWP的HCs非共沸工質(zhì)的雙壓冷凝熱泵系統(tǒng)新構(gòu)型，可實(shí)現(xiàn)熱水被非共沸工質(zhì)連續(xù)梯級(jí)加熱，以顯著降低換熱流體與工質(zhì)之間的換熱不可逆損失，以期為構(gòu)建高效熱泵熱水器系統(tǒng)構(gòu)型以及工質(zhì)選擇提供理論參考。

1 模型建立

1.1 系統(tǒng)介紹

圖1為雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器系統(tǒng)（dual-pressure condensation heat pump water heater system，DPS）圖。蒸發(fā)器出口的制冷劑蒸汽進(jìn)入內(nèi)部換熱器，加熱為過(guò)熱狀態(tài)（0—1）被壓縮機(jī)吸入壓縮至中溫中壓過(guò)熱氣（1—2）后進(jìn)入中間冷卻器，將低壓壓縮機(jī)出口過(guò)熱氣冷卻（2—2x），加熱熱水（[wim]—[wim′]）。中間冷卻器出口的工質(zhì)分為兩股：一股流過(guò)低溫冷凝器（2x—7）加熱熱水（[win—wim]）；另一股被高壓壓縮機(jī)壓縮（3—4）后進(jìn)入高溫冷凝器（4—5）進(jìn)一步加熱熱水（[wim′—wout]），之后流過(guò)高壓節(jié)流閥節(jié)流降壓（5—6），與低溫冷凝器過(guò)冷液混合后流至狀態(tài)點(diǎn)8（6+7→8），然后兩股制冷劑匯合后進(jìn)入內(nèi)部換熱器冷卻（8—10）進(jìn)入低壓節(jié)流閥，節(jié)流降壓（10—9）后進(jìn)入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱（9—1），完成循環(huán)。熱水依次流過(guò)低溫冷凝器、中間冷卻器和高溫冷凝器被連續(xù)梯級(jí)加熱。圖2為雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器系統(tǒng)在名義工況（[TSin=15 ℃，TSout=10 ℃，TWin=15 ℃，TWout=55 ℃]）下的T-s圖。

1.2 工質(zhì)選擇

本文所選非共沸工質(zhì)組元均為HCs，其物理、安全和環(huán)保特性按標(biāo)準(zhǔn)沸點(diǎn)排序如表1所示?？煽吹剑?中所選HCs均屬于“低GWP”［18］的范疇?？紤]到CO2非常適用于熱泵熱水器工況、R134a為現(xiàn)有熱泵熱水器的主流工質(zhì)、R245fa適用于高溫工況，本文選擇這3種工質(zhì)作為對(duì)比，其特性見(jiàn)表1。

1.3 系統(tǒng)模型

1.3.1 假設(shè)條件

本文通過(guò)調(diào)用REFPROP 10.0對(duì)工質(zhì)物性進(jìn)行計(jì)算，模型的建立基于以下假設(shè)：

1）熱泵系統(tǒng)在穩(wěn)定工況下運(yùn)行；

2）換熱過(guò)程中忽略與環(huán)境的熱量交換以及管路和換熱器中的壓降［19］；

3）冷凝器和蒸發(fā)器的窄點(diǎn)溫差均設(shè)為5 ℃［21］；

4）環(huán)境溫度為25 ℃；

5）調(diào)整中間冷卻器和內(nèi)部熱交換器的換熱量，以滿(mǎn)足高壓壓縮機(jī)排氣為飽和氣，避免濕壓縮。

1.3.2 熱力性能計(jì)算模型

壓縮機(jī)：

冷凝器：

節(jié)流閥：

蒸發(fā)器：

中間冷卻器：

內(nèi)部換熱器：

系統(tǒng)性能系數(shù)（coefficient of performance，[COP]）可被定義為：

換熱器（heat exchanger， HE）的總損為換熱器窄點(diǎn)損和流體損之和［21］：

換熱器單位制熱量損：

熱源和熱水側(cè)的窄點(diǎn)損［21］：

引入πg(shù)［21］定量描述蒸發(fā)器、冷凝器中工作流體和傳熱流體之間的熱匹配性能，稱(chēng)之為不可逆性能指數(shù)：

系統(tǒng)效率即熱力學(xué)第二定律效率（[η]）表征了熱力學(xué)完善度，是評(píng)價(jià)不可逆損失相對(duì)大小的重要參數(shù)，其計(jì)算公式為：

2 結(jié)果和討論

2.1 最優(yōu)中間水溫

雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器系統(tǒng)在名義工況下的COP隨中間水溫（[Tw，im]）的變化規(guī)律如圖3所示?？煽闯?，各工質(zhì)的COP隨中間水溫的增大先升高后降低，在某一中間水溫下達(dá)到最大，對(duì)于R600/R601a，在中間水溫為32 ℃時(shí)，最大COP為5.17，本文將最大COP對(duì)應(yīng)的中間水溫稱(chēng)為最優(yōu)中間水溫。這是由于隨著中間水溫的增大，低壓級(jí)壓縮機(jī)的質(zhì)量流量及功耗增大，而相應(yīng)高壓級(jí)壓縮機(jī)的逐漸減小，導(dǎo)致總功耗先減小后增大，在某一中間水溫下系統(tǒng)獲得最大COP。對(duì)于非共沸工質(zhì)系統(tǒng)的COP曲線(xiàn)在某一中間水溫時(shí)出現(xiàn)階躍或彎折，這是由于當(dāng)中間水溫變化時(shí)，窄點(diǎn)溫差的位置和數(shù)量會(huì)隨之發(fā)生變化。

圖4是R600a/R601（20/80）在中間水溫分別為22、36、48 ℃時(shí)雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵系統(tǒng)的T-s圖?？煽闯?，隨著中間水溫的增大，高低溫冷凝器窄點(diǎn)的位置和數(shù)量均發(fā)生變化，當(dāng)窄點(diǎn)的位置或數(shù)量發(fā)生變化時(shí)，冷凝壓力會(huì)出現(xiàn)突變或冷凝過(guò)冷度發(fā)生變化，導(dǎo)致系統(tǒng)COP曲線(xiàn)出現(xiàn)階躍或彎折。以下對(duì)比和分析均基于最優(yōu)工況開(kāi)展。

2.2 溫度滑移和COP隨組分變化規(guī)律

為探討非共沸工質(zhì)溫度滑移對(duì)系統(tǒng)性能的影響，本文選取3種大溫度滑移（R600a/R601、R1270/R600和R290/R600）和3種小溫度滑移（R600a/R600、R601a/R601和R600/R601a）工質(zhì)進(jìn)行分析。在熱泵熱水器名義工況下，系統(tǒng)COP和對(duì)應(yīng)非共沸工質(zhì)溫度滑移如圖5所示?？煽吹?，溫度滑移較大的非共沸工質(zhì)COP呈“M”型曲線(xiàn)變化，而溫度滑移較小的非共沸工質(zhì)COP先增大后減小。對(duì)于3種大溫度滑移的工質(zhì)，當(dāng)?shù)谝唤M分質(zhì)量分?jǐn)?shù)（[X]）為0.2時(shí)，COP均取得最大值，分別為5.09、5.05和5.06。對(duì)于3種小溫度滑移的工質(zhì)，當(dāng)[X]=0.4時(shí)，COP均取得最大值分別為4.71、4.77、5.17。并且可看到，相對(duì)純工質(zhì)，使用非共沸工質(zhì)的系統(tǒng)COP可顯著提高，使用純R600和R601a的COP為4.65和4.71，R600/R601a（40/60）相對(duì)兩種純組元分別提高11.18%和9.78%。綜上可知，相對(duì)純質(zhì)，非共沸工質(zhì)可顯著提升雙壓冷凝熱泵系統(tǒng)效率，并且提升能力與溫度滑移直接相關(guān)，因?yàn)闇囟然朴绊懝べ|(zhì)與熱水及熱源的溫度匹配。

為了進(jìn)一步分析溫度滑移對(duì)系統(tǒng)性能匹配特性的影響，圖6以R600a/R601為例，展示了不同組分非共沸工質(zhì)與換熱流體在名義工況下的溫度匹配情況，橫坐標(biāo)為無(wú)量綱換熱量，因?yàn)闊崴募訜崃窟h(yuǎn)遠(yuǎn)大于熱源側(cè)的熱量，因此定義熱水被加熱的熱量為1，其他熱量在此基礎(chǔ)上進(jìn)行無(wú)量綱化處理，陰影部分表示換熱溫差引起的換熱不可逆損失。由式（22）～式（24）可知，理想流體的不可逆性能指數(shù)[πg(shù)]=1，[πg(shù)]越接近于1，說(shuō)明換熱器熱匹配性能越好［22］。由圖6可知，采用純工質(zhì)（R600a或R601）時(shí)冷凝器損最大，冷凝器的不可逆性能指數(shù)[πg(shù)，hw]也最大，分別高達(dá)2.68和2.65，相應(yīng)的COP為4.70和4.60，采用非共沸工質(zhì)后，冷凝器的溫度匹配得到顯著改善，并且隨著R600a質(zhì)量分?jǐn)?shù)（[XR600a]）的增大，[πg(shù)，hw]先減小后增大，熱源不可逆性能指數(shù)πg(shù)，s呈先減小后增大再減小的趨勢(shì)，在[XR600a=0.2]時(shí)蒸發(fā)器損最小，πg(shù)，s=1.27，表明混合物沸騰過(guò)程和熱源換熱過(guò)程得到良好匹配，COP最大為5.09。而在[XR600a=0.6]時(shí)，雖然冷凝器損最小，但此時(shí)蒸發(fā)器損最大，熱源熱匹配惡化，πg(shù)，s高達(dá)2.12，對(duì)應(yīng)COP最小，為4.77。通過(guò)優(yōu)化非共沸工質(zhì)組分可使得制冷劑和換熱流體有更好的溫度匹配，顯著降低換熱過(guò)程中的流體損。

2.3 系統(tǒng)變工況特性

圖7為雙壓冷凝熱泵熱水器系統(tǒng)（DPS）變工況下的系統(tǒng)COP，并與傳統(tǒng)單級(jí)熱泵熱水器系統(tǒng)（single-stage compression system， SS）進(jìn)行比較。圖7a為[TSin=15 ℃，TSout=10 ℃]，[TWin=15 ℃]，出水溫度為55～105 ℃時(shí)不同工質(zhì)的COP。由圖7a可見(jiàn)，隨著熱水出口溫度的升高，系統(tǒng)COP呈逐漸減小的趨勢(shì)。與純工質(zhì)的DPS系統(tǒng)和SS系統(tǒng)相比，非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)的COP顯著增大，在熱水出口溫度為55 ℃時(shí)，采用純質(zhì)R1234ze（Z）的DPS系統(tǒng)COP最高為4.72，在單級(jí)系統(tǒng)中采用CO2時(shí)COP最高為4.52，而采用R600/R601a（40/60）對(duì)應(yīng)的COP可高達(dá)5.17，相對(duì)采用純質(zhì)的COP最高的DPS系統(tǒng)（工質(zhì)R1234ze（Z））和單級(jí)系統(tǒng)（工質(zhì)CO2）分別提高了9.45%和14.25%。當(dāng)熱水出口溫度為105 ℃時(shí)，純質(zhì)的DPS的COP最高為3.16，在SS系統(tǒng)中COP最高為3.19，采用R600/R601a（40/60）的DPS系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的COP可達(dá)3.20，相對(duì)純質(zhì)DPS和單級(jí)系統(tǒng)分別提高了1.41%和0.37%。雖然熱水出口溫度越高，COP提升越少，但非共沸工質(zhì)DPS系統(tǒng)性能在出水溫度為55～105 ℃時(shí)均高于純質(zhì)DPS系統(tǒng)和SS系統(tǒng)。

圖7b為[TSin=15 ℃，TWin=15 ℃，TWout=55 ℃]，熱源出口溫度為0～10 ℃時(shí)采用不同工質(zhì)的系統(tǒng)COP。由圖7b可知，隨著熱源出口溫度的升高，系統(tǒng)COP逐漸增大。當(dāng)熱源出口溫度為0～10 ℃時(shí)，采用R600/R601a（40/60）較采用純R1234ze（Z）的DPS系統(tǒng)COP提高了7.40%～10.83%，較采用CO2的SS系統(tǒng)COP提高了12.84%～15.79%。圖7c為[TSout=][10 ℃，][TWin=15 ℃，][TWout=55 ℃，]熱源進(jìn)口溫度為15～35 ℃時(shí)采用不同工質(zhì)的COP?？煽吹?，隨著熱源進(jìn)口溫度的升高，非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)的COP先增大后不變，并且大溫度滑移工質(zhì)的系統(tǒng)COP提升更顯著。純質(zhì)SS系統(tǒng)COP和純質(zhì)DPS的COP穩(wěn)定不變，不隨熱源進(jìn)口溫度的變化而變化。

綜上可看出，非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)相對(duì)純質(zhì)的DPS系統(tǒng)和純質(zhì)SS系統(tǒng)在不同的出水溫度、熱源側(cè)工況下均可顯著提升系統(tǒng)能效。對(duì)于不同非共沸工質(zhì)，采用R600/R601a（40/60）非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)表現(xiàn)出較為優(yōu)異的系統(tǒng)性能。

圖8為DPS系統(tǒng)壓縮機(jī)排氣溫度在[TSin=15 ℃，][TSout=10 ℃，TWin=15 ℃，TWout=55～105 ℃]時(shí)的變化情況，并與SS系統(tǒng)進(jìn)行比較。從圖8可看出，隨著熱水出口溫度的升高，壓縮機(jī)排氣溫度呈逐漸增大的趨勢(shì)。當(dāng)熱水出口溫度為105 ℃時(shí)，非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)的壓縮機(jī)排氣溫度最高為110.56 ℃，純質(zhì)的DPS系統(tǒng)COP最高為112.61 ℃，在采用CO2的SS系統(tǒng)中，壓縮機(jī)排氣溫度可高達(dá)119.17 ℃。當(dāng)熱水進(jìn)口溫度由55～105 ℃變化時(shí)，采用R600/R601a（40/60）的DPS系統(tǒng)較采用純質(zhì)的R1234ze（Z）的DPS系統(tǒng)和采用CO2的SS系統(tǒng)的壓縮機(jī)排氣溫度分別降低了2.10～2.58 ℃和9.14～12.83 ℃。因此，采用非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)可顯著降低壓縮機(jī)排氣溫度。這主要是由于選取的HCs混合物大多數(shù)為干工質(zhì)，壓縮機(jī)入口狀態(tài)為飽和氣狀態(tài)。

2.4 系統(tǒng)效率分析

以R600a/R601和R600/R601a為例，在名義工況下對(duì)不同溫度滑移非共沸工質(zhì)系統(tǒng)各部件損進(jìn)行分析，結(jié)果如圖9所示。圖9a為大溫度滑移的R600a/R601的損圖?？梢钥闯?，純質(zhì)R600a和R601的總損分別為0.149和0.145，在[XR600a=0.2]時(shí)取得最小總損，為0.128，相較于純質(zhì)R600a和R601分別降低了14.09%和11.72%。非共沸工質(zhì)的總損呈現(xiàn)“W”型曲線(xiàn)變化，其中蒸發(fā)器、冷凝器和低壓級(jí)節(jié)流閥的損變化顯著，總損變化趨勢(shì)與蒸發(fā)器損（[eD，evap]）變化一致，這主要是由于熱源溫降較?。? ℃），在[XR600a=0.3～0.8]時(shí)非共沸工質(zhì)溫度滑移遠(yuǎn)大于熱源溫降，導(dǎo)致蒸發(fā)器中工質(zhì)與熱源溫度匹配較差，系統(tǒng)總損較大。壓縮機(jī)的損最大，占總損的49.89%～52.34%。其次是冷凝器和蒸發(fā)器，分別占總不可逆損失的13.43%～28.47%和13.27%～23.05%。節(jié)流閥的損小于上述部件，占總體損的4.33%～13.17%。圖9b為小溫度滑移非共沸工質(zhì)R600/R601a的損圖?？煽闯觯到y(tǒng)總損隨[XR600]先減小后增大，在[XR600=0.4]時(shí)可取得最小總損0.125，相對(duì)純R600和R601a分別降低了14.97%和13.79%。這是由于此時(shí)非共沸工質(zhì)溫度滑移（6.70 ℃）與熱源溫降相當(dāng)，蒸發(fā)器中溫度匹配良好，但冷凝器損明顯大于圖9a中R600a/R601（60/40）的冷凝器損。這是由于對(duì)于熱泵熱水器工況，熱水溫升高（40 ℃），在冷凝器中經(jīng)歷兩次連續(xù)加熱，R600a/R601（60/40）的大溫度滑移（16.92 ℃）特性與熱水溫升形成良好的溫度匹配（如圖6e所示），而小溫度滑移工質(zhì)R600/R601a（40/60）雖然熱源側(cè)匹配較好，但與熱水匹配不佳。系統(tǒng)性能的提升應(yīng)考慮熱源側(cè)和熱水側(cè)的綜合匹配特性。

圖10為非共沸工質(zhì)的雙壓冷凝熱泵系統(tǒng)效率在名義工況下隨[X]的變化規(guī)律?？煽吹?，相對(duì)采用純質(zhì)的系統(tǒng)，采用非共沸工質(zhì)使系統(tǒng)效率也得以提升。小溫度滑移工質(zhì)R600/R601a在[XR600=0.4]時(shí)取得最大效率為0.353，相對(duì)采用純質(zhì)的R600和R601a的DPS系統(tǒng)分別提升了10.62%和11.70%，相對(duì)采用純質(zhì)的SS系統(tǒng)（工質(zhì)CO2）提升了16.44%。并且系統(tǒng)效率與非共沸工質(zhì)的溫度滑移相關(guān)聯(lián)：對(duì)于大溫度滑移工質(zhì)，效率曲線(xiàn)與COP相似，也呈現(xiàn)“M”型曲線(xiàn)變化，對(duì)于小溫度滑移工質(zhì)，呈先增加后減小的變化趨勢(shì)。非共沸工質(zhì)雖然可顯著提高系統(tǒng)效率，但需要根據(jù)熱泵運(yùn)行工況，根據(jù)溫度滑移合理選擇工質(zhì)。

3 結(jié) 論

本文提出熱泵熱水器系統(tǒng)的雙壓冷凝梯級(jí)加熱（DPS）新構(gòu)型，采用碳?xì)浠衔铮℉Cs）非共沸工質(zhì)作為制冷劑，實(shí)現(xiàn)換熱流體連續(xù)梯級(jí)加熱，對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行優(yōu)化和分析，得到如下主要結(jié)論：

1）中間水溫對(duì)DPS熱泵熱水器系統(tǒng)的性能系數(shù)（COP）影響顯著，系統(tǒng)COP隨中間水溫的升高先增大后減小，存在最大系統(tǒng)COP和最優(yōu)中間水溫。

2）采用HCs非共沸工質(zhì)的DPS系統(tǒng)可明顯提升系統(tǒng)COP，降低壓縮機(jī)排氣溫度。采用R600/R601a（40/60）的DPS系統(tǒng)COP相對(duì)采用純質(zhì)DPS系統(tǒng)和常規(guī)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)最高提升9.45%和14.25%，排氣溫度分別降低2.58 ℃和12.83 ℃。

3）HCs非共沸工質(zhì)可顯著改善換熱過(guò)程的溫度匹配，減少換熱不可逆損失。采用R600/R601a（40/60）時(shí)，取得最大總效率0.353，相對(duì)采用純質(zhì)的R600和R601a的DPS系統(tǒng)分別提升10.62%和11.70%。

4）DPS熱泵熱水器性能受非共沸工質(zhì)的溫度滑移影響顯著，名義工況下推薦采用R600/R601a（40/60）作為雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器系統(tǒng)的工質(zhì)對(duì)。

符號(hào)表

[a] 低溫級(jí)冷凝器的質(zhì)量流量，kg/s

[ED] 損，kJ

[h] 比焓，kJ/kg

[m] 質(zhì)量流量，kg/s

[p ] 壓力，MPa

[pc] 臨界壓力，MPa

[Q] 制熱或制冷能力，kW

[s] 比熵，kJ/（kg· K）

[T] 溫度，℃或K

[W] 功耗，kW

[X] 第一組分質(zhì)量分?jǐn)?shù)

下標(biāo)

[0，1，2，3，4，5，6，7，8] 狀態(tài)點(diǎn)

[ambi] 環(huán)境

[b] 沸點(diǎn)

[bub] 泡點(diǎn)

[Comp] 壓縮機(jī)

[Cond] 冷凝器

[c] 臨界

[dew] 露點(diǎn)

[Evap] 蒸發(fā)器

[g] 滑移

[hw] 熱水

[IC] 中間冷卻器

[IHX] 內(nèi)部換熱器

[in] 進(jìn)口

[out] 出口

[pinch] 窄點(diǎn)

[r] 制冷劑

[source] 熱源

[Valve] 節(jié)流閥

[w] 水

希臘符號(hào)

[π] 溫度匹配指標(biāo)

[η] 系統(tǒng)效率

首字母縮略

[COP] 性能系數(shù)

DPS 雙壓冷凝梯級(jí)加熱熱泵熱水器

GWP 全球變暖潛能值

HC 碳?xì)浠衔?/p>

HE 換熱器

HFC 氫氟碳化合物

HP 高壓

HT 高溫

HTC 高溫循環(huán)

IC 中間冷卻器

im 中間水溫

LEL 爆炸下限

LP 低壓

LT 低溫

LTC 低溫循環(huán)

ODP 臭氧消耗潛能值

PP 窄點(diǎn)

SS 傳統(tǒng)的單級(jí)熱泵

［參考文獻(xiàn)］

［1］ 杜祥琬，馮麗妃. 碳達(dá)峰與碳中和引領(lǐng)能源革命［N］. 中國(guó)科學(xué)報(bào)， 2020-12-22（001）.

DU X W， FENG L F. Carbon peaking and carbon neutrality are leading the energy revolution［N］. Chinese science daily， 2020-12-22（001）.

［2］ WILLEM H， LIN Y， LEKOV A. Review of energy efficiency and system performance of residential heat pump water daily［J］. Energy and buildings， 2017， 143：191-201.

［3］ HEREDIA-ARICAPA" Y，" BELMAN-FLORES" J" M， MOTA-BABILONI" A，" et" al." Overview" of" low" GWP mixtures for the replacement of HFC refrigerants： R134a， R404A" " and" " R410A［J］." " International" " journal" " of refrigeration， 2020， 111： 113-123.

［4］ 代寶民， 李敏霞， 呂佳桐， 等. 超臨界CO2/R41小通道內(nèi)的換熱特性［J］. 化工學(xué)報(bào)， 2015， 66（3）： 924-931.

DAI B M， LI M X， LYU J T， et al. Heat transfer characteristics of supercritical CO2/R41 flowing in mini-channel［J］. CIESC journal， 2015， 66（3）： 924-931.

［5］ PUROHIT P， BORGFORD-PARNELL N， KLIMONT Z， et al. Achieving Paris climate goals calls for increasing ambition of the Kigali amendment［J］. Nature climate change， 2022， 12（4）： 339-342．

［6］ HARBY K. Hydrocarbons and their mixtures as alternatives to environmental unfriendly halogenated refrigerants：" an" "updated" "overview［J］." Renewable" and sustainable energy reviews， 2017， 73： 1247-1264.

［7］ HEPBASLI A， KALINCI Y. A review of heat pump water heating" systems［J］." Renewable" and" sustainable" "energy reviews， 2009， 13（6-7）： 1211-1229.

［8］ IEC 60335-2-89：2019， Household and similar electrical appliances-Safety -Part 2-89： Particular requirements for commercial refrigerating appliances and ice-makers with an incorporated or remote refrigerant unit or motor-compressor［S］.

［9］ ZHANG J F， QIN Y， WANG C C. Review on CO2 heat pump" "water" "heater" "for" "residential" "use" "in" "Japan［J］. Renewable and sustainable energy reviews， 2015， 50：1383-1391.

［10］ 許文華， 李惟毅， 郭強(qiáng). 考慮環(huán)境影響的CO2/低GWP混合工質(zhì)熱泵熱水器工質(zhì)優(yōu)選［J］.太陽(yáng)能學(xué)報(bào)，2018， 39（1）： 84-89.

XU W H， LI W Y， GUO Q. Working fluids selecting of CO2 blends with low-GWP（global warming potential） heat pump system considering impact of environment［J］. Acta energiae solaris sinica， 2018， 39（1）： 84-89.

［11］ 吳薇， 王玲瓏， 張?zhí)饻? 一體化太陽(yáng)能熱泵熱水器蓄能特性對(duì)比研究［J］. 太陽(yáng)能學(xué)報(bào)， 2015， 36（9）： 2211-2216.

WU W， WANG L L， ZHANG T T. Comparative study on storage characteristics of the integrated solar heat pump water heater［J］. Acta energiae solaris sinica， 2015， 36（9）： 2211-2216.

［12］ DAI" B" M，" LIU" X，" LIU" S" C，" et" al. Dual-pressure condensation high temperature heat pump system for waste heat" recovery：" energetic" and" "exergetic" "assessment［J］. Energy conversion and management， 2020， 218： 112997.

［13］ BAMIGBETAN O， EIKEVIK T M， NEKS? P， et al. Experimental" " investigation" " of" " a" " "prototype" " "R-600 compressor for high temperature heat" pump［J］. Energy， 2019， 169： 730-738.

［14］ BAMIGBETAN O， EIKEVIK T M， NEKS? P， et al. The development of a hydrocarbon high temperature heat pump for waste heat recovery［J］. Energy， 2019， 173： 1141-1153.

［15］ NAWAZ K， SHEN B， ELATAR A， et al. R290 （propane） and R600a（isobutane） as natural refrigerants for" residential" "heat" "pump" "water" "heaters［J］." Applied thermal engineering， 2017， 127： 870-883.

［16］ GB/T 23137—2020， 家用和類(lèi)似用途熱泵熱水器［S］.

GB/T 23137—2020， Heat pump water heater for household and similar application［S］.

［17］ DAI B M， DANG C B， LI M X， et al. Thermodynamic performance assessment of carbon dioxide blends with low-global warming potential（GWP） working fluids for a heat pump" " "water" " "heater［J］." " International" " "journal" " of refrigeration， 2015， 56： 1-14.

［18］ United Nations Environment Programme （UNEP）. 2010 assessment report of the technology and economic assessment panel： montreal protocol on substances that deplete the ozone layer［R］. Nairobi， Kenya， 2010.

［19］ 李?yuàn)檴櫍?李舒宏， 張小松. 復(fù)合熱源CO2熱泵熱水器的模擬分析［J］. 化工學(xué)報(bào)， 2014， 65（增刊2）： 256-264.

LI S S， LI S H， ZHANG X S. Simulation of CO2 heat pump water heater with hybrid heat sources［J］. CIESC journal， 2014， 65（S2）： 256-264.

［20］ CALM J， HOURRAHAN G. Physical， safety， and environmental data for current and alternative refrigerants［C］//Proceedings of 23rd International Congress of Refrigeration， Prague， Czech Republic， 2011.

［21］ GALINDO J， RUIZ S， DOLZ V， et al. Advanced exergy analysis for a bottoming organic Rankine cycle coupled to an internal combustion engine［J］. Energy conversion and management， 2016， 126： 217-227.

［22］ ZüHLSDORF B， JENSEN J K， CIGNITTI S， et al. Analysis of temperature glide matching of heat pumps with zeotropic working fluid mixtures for different temperature glides［J］. Energy， 2018， 153： 650-660.

PERFORMANCE OF DUAL-PRESSUR CONDENSATION HEAT PUMP

WATER HEATER USING NON-ZEOTROPIC WORKING MEDIUM

Dai Baomin1，Liu Xiao1，Liu Shengchun1，F(xiàn)eng Yining1，Liu Jia1，Xiao Peng2

（1. Tianjin Key Laboratory of Refrigeration Technology， Tianjin University of Commerce， Tianjin 300134， China；

2. Danhua Hongye Refrigeration Technology Co.， Ltd.， Tianjin 300131， China）

Abstract：A new configuration of dual-pressure condensation heat pump water heater system （DPS） is proposed， and hydrocarbon （HC） zeotropic working medium is used as refrigerant. Therefore， the water is heated continously step by step with low exergy destruction in the condenser. Then， the thermal performance of the system is optimized by golden section method. The results indicate that the thermodynamic with pure refrigerant. The dual-pressure condensation system obtains the maximum coefficient of performance （COP） at the optimal intermediate water temperature. Under the normal working condition of the heat pump water heater， the COP of DPS system using R600/R601a（40/60） is as high as 5.17， which is 9.45% and 14.25% higher than that of DPS system and the single-stage system with pure refrigerant， respectively. When non-zeotropic working medium with suitable temperature glide is used， the exergy destruction can be significantly reduced to improve thermal matching of the condenser， the exergy efficiency of the overall system is enhanced by up to 11.70%. Consequently， it is recommended that R600/R601a（40/60） is the best candidate for water heater heat pump under normal working condition.

Keywords：refrigerant； heat pump system； hydrocarbon； energy efficiency； temperature matching