機械過冷跨臨界CO2熱泵供暖系統性能分析

(1 天津商業大學 天津市制冷技術重點實驗室 天津300134； 2 冰輪環境技術股份有限公司 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，供暖季燃煤產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進行“煤改電”是解決北方地區清潔供暖、改善空氣質量的重要措施[1]。

目前市場上空氣源熱泵產品充注的制冷劑主要以R22和R410A等HCFCs和HFCs類工質為主。其中HCFCs目前正處于加速淘汰階段，根據《蒙特利爾議定書》基加利修正案[2]，我國將于2024年對HFCs的生產和消費進行凍結，并在2045年完成80%的消減進度。為了尋求環境友好的替代制冷劑，自然工質、低GWP工質受到廣泛關注。其中CO2由于其GWP=1、ODP=0、無毒、不可燃等優點成為極具潛力的替代工質[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，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，并能將常溫水加熱至90 ℃[5]。對于供暖系統，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散熱片供暖，且不能體現CO2大溫度滑移的優勢。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]的分析結果表明，機械過冷系統存在最優過冷度，提出機械過冷循環采用非共沸工質，與采用純質相比，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系統能效的新構型。Yang Dongfang等[12]提出了R134a和CO2聯合供暖系統，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與R134a/CO2復疊系統的性能，發現氣體冷卻器存在最優中間水溫。

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[9-10]，提出將其應用于冬季供暖，通過機械過冷循環的蒸發吸熱過程冷卻跨臨界CO2循環氣體冷卻器出口的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熱泵系統原理和T-s圖如圖1和圖2所示。圖中循環1-2-3-4-5-1為跨臨界CO2熱泵循環，本文稱主循環；1′-2′-3′-4′-1′為蒸氣壓縮機械過冷循環，選用的過冷循環工質為R1234yf。從散熱末端流回的回水分為兩路，分別流過主循環的氣體冷卻器和機械過冷循環的冷凝器，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的蒸發器被冷卻(3-4)，本文稱該蒸發器為冷卻蒸發器，過冷度定義為T3-T4。

圖1 機械過冷跨臨界CO2熱泵系統原理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T-s圖Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 heat pump system with dedicated subcooling

系統熱力模型基于以下假設建立：1)系統穩態運行；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)主循環和機械過冷循環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)冷卻蒸發器窄點溫差為5 ℃；6)蒸發器過熱度為5 ℃，蒸發溫度比環境溫度低10 ℃；7)標準工況選為環境溫度T0=-12 ℃、回水溫度Tw,in=40 ℃、供水溫度Tw,out=75 ℃。

(1)主循環

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循環壓縮機功耗，kW；mCO2為質量流量，kg/s；h1和h2為各狀態點的焓值，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循環的制熱量，kW；mwater,CO2為氣體冷卻器的水流量，kg/s。

節流閥：

h6=h3(無過冷)

(5)

h5=h4(有過冷)

(6)

COPBASE=Qh,CO2/WCom,CO2

(7)

式中：COPBASE為常規跨臨界CO2熱泵系統性能系數。

(2)機械過冷循環

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，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)

節流閥：

h4′=h3′

(11)

冷卻蒸發器：

mMS(h1′-h4′)=mCO2(h3-h4)

(12)

(13)

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

2 結果與討論

在標準工況下，系統整體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COP最大為1.586。由F. Kauf[6]的分析可知，跨臨界CO2循環COP隨排氣壓力呈現最大值，主要是由于在超臨界區域等溫線呈現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所示為系統性能參數隨過冷度的變化。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。總制熱量(Qh,Tot)呈近似線性變化，綜合結果導致整體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 系統性能參數隨過冷度的變化Fig.4 Variation of system performance with subcooling degree

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

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

圖5 最大COP隨環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，常規和機械過冷系統能效均隨環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，最大COPBASE保持不變。主要因常規跨臨界CO2循環的排熱過程發生在超臨界區域，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在CO2側的出口位置，即使供水溫度為75 ℃，窄點的位置也沒有改變，使得CO2循環的COP不隨供水溫度變化。對于機械過冷系統，CO2循環與常規CO2系統的狀態點一致，但機械過冷循環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的COP均高于常規CO2系統，在標準工況條件下，相對常規CO2系統(COP=1.369)能效提高15.9%。

由圖5(b)可知，當環境溫度為-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系統性能衰減越顯著。但COPSC僅下降8.4%，機械過冷熱泵系統的性能在變工況條件下更加平穩，通過機械過冷循環對CO2進行冷卻可有效緩解常規CO2熱泵系統能效隨回水溫度升高而快速下降的問題。因機械過冷循環降低了CO2節流前的溫度，有效降低了節流不可逆損失，并將CO2冷卻過程釋放的熱量通過壓縮機做功泵送至回水，機械過冷循環的蒸發溫度較高，其循環性能遠高于蒸發溫度較低的CO2循環，進而提高了整體能效。

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

圖6所示為常規及機械過冷系統的最優排氣壓力隨環境溫度和供水溫度的變化。由圖6可知在環境溫度為-30～10 ℃范圍內，最優排氣壓力變化不明顯。且機械過冷系統的排氣壓力顯著低于常規系統，在環境溫度為-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，其最優過冷度越高(如圖7所示)，根據F. Kauf等[6,19]的分析可知，跨臨界CO2循環最優排氣壓力與節流前CO2溫度呈正相關，較高的過冷度導致CO2節流前溫度較低，相應的最優排氣壓力較低，降壓效果顯著。

圖6 最優排氣壓力隨環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 最優過冷度隨環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，最優過冷度隨環境溫度降低呈近似線性增加的趨勢，在環境溫度為-30～10 ℃、供回水溫度為75/40 ℃條件下，最優過冷度為13.69～30.54 ℃，表明在低環境溫度下需要較高的過冷度，以縮小CO2流體節流前后的溫差，降低節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，且在低環境溫度條件下，排氣溫度降低更顯著。環境溫度為-30 ℃時，排氣溫度降低21.60 ℃。因通過機械過冷可降低最優排氣壓力(見圖6)，在壓縮機吸氣狀態一致的條件下，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，且在低環境溫度下的性能提升更加顯著。

圖8 排氣溫度隨環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熱泵系統機械過冷循環壓縮機功耗(WCom,MS)與CO2循環功耗(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，二者比值隨環境溫度的降低稍有增加，在環境溫度為-30～10 ℃范圍內，比值為22.7%～32.1%，表明相對CO2系統，通過配置小型的常規工質蒸氣壓縮系統，即可實現常規CO2熱泵系統改進，實現系統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CO2熱泵系統進行改進優化，僅需配置小型的蒸氣壓縮循環，經濟性優勢明顯。

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

圖10所示為機械過冷CO2熱泵系統的機械過冷循環和CO2循環兩側水質量流量比隨環境溫度和供水溫度的變化。由圖10可知現在多數工況下，機械過冷循環側的水流量小于CO2循環，即熱量輸出還是以CO2循環為主，機械過冷循環為輔。由圖7可知，最優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制熱量較小，即機械過冷循環的水流量較低。但在供水溫度較低時(Tw,out=45 ℃)，機械過冷循環水流量大于CO2循環。CO2熱泵適用于生產高溫熱水，但當要求供水溫度較低時，采用常規制冷劑的機械過冷循環的貢獻占主導。

機械過冷循環工質的選取會影響系統整體性能，本文選取了11種GWP較低或現階段廣泛使用的制冷劑，其物理、安全及環保特性如表2所示。分析了不同工質應用于機械過冷CO2熱泵供暖系統的性能，在標準工況下常規CO2熱泵及機械過冷熱泵系統的COP結果如圖11所示。由圖11可知，選取的11種機械過冷循環的工質與CO2組成的新型熱泵系統的COP均高于常規CO2系統。其中能效最高的為R717及R32，COP分別為1.710和1.691，相對常規CO2系統提升了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 不同機械過冷循環制冷劑對應的整體COPFig.11 Overall COP with different refrigerants of mechanical subcooling cycle

3 結論

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

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

2)機械過冷可有效解決常規CO2系統回水溫度過高時COP急劇衰減的問題，回水溫度由40 ℃升至50 ℃時，常規系統COP下降16.9%，而機械過冷熱泵系統的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)機械過冷循環工質的選取會影響系統整體性能，在選取的11種機械過冷循環工質中，能效最高的為R717及R32，最低的為R1234yf。

5)在低環境溫度工況下，通過機械過冷對CO2熱泵性能的提升效果更顯著，通過配置小型常規工質蒸氣壓縮系統即可實現CO2熱泵系統的改進，經濟性優勢明顯。

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).)