單級跨臨界CO2 地源熱泵性能研究

王彥杰 劉雄* 錢亞中 葉志成 祝銘 李林蔚

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

自1989 年G Lorentzen 設計出跨臨界二氧化碳循環制冷系統以來，二氧化碳制冷/熱泵裝置的研究與應用已成為了全球范圍內受重視的熱點，當前已經在汽車空調，熱泵熱水器和復疊式制冷系統中獲得了大量應用[1]。本論文提出了一種二氧化碳跨臨界地源熱泵系統[2]，可同時提供冷量和熱量，作為直接膨脹式空調設備，能用于驅動恒溫恒濕空氣處理機組。本文介紹了其工作原理，并分析了其冬季運行工況性能。

1 地源熱泵系統

本文所研究的二氧化碳跨臨界地源熱泵系統由風系統、水系統、熱泵子系統等三部分組成，具體如圖1 所示。

風系統由用戶側換熱器，再熱器和預熱器組成。夏季工況時，預熱器不工作。被處理空氣先經用戶側換熱器，以直膨的方式被冷卻除濕，再進入再熱器被再熱。再熱器的熱水來源于熱水加熱器所回收的制冷冷凝熱。冬季工況時，再熱器不工作。新風先進入預熱器預熱，再與回風混合，然后再進入用戶側換熱器，以直膨的方式被加熱。預熱器中熱水來源于熱水加熱器。

圖1 用于驅動恒溫恒濕空氣處理機組的二氧化碳地源熱泵系統圖

水系統包括熱源側換熱器，熱水加熱器，再熱器，預熱器，埋地換熱器，電動三通閥和水泵等組成。熱水加熱器全年用于生產熱水，夏季工況時，所生產的熱水用于再熱器的再熱，當不需要再熱時，通過電動三通閥切換，送入埋地換熱器向土壤散熱。冬季工況時，熱水加熱器所生產的熱水用于預熱器給新風預熱，對于寒冷和嚴寒地區，新風溫度較低時，為避免預熱器被凍壞，水中應加防凍液。

熱泵子系統包括壓縮機、用戶側換熱器、熱源側換熱器、熱水加熱器、回熱器、貯液器、四通閥、節流閥1、節流閥2、電磁閥1、電磁閥2 等。工作時，節流閥1可用于控制壓縮機排氣壓力。節流閥2 可用于控制通過蒸發器的工質流量。

用戶側換熱器夏季工況作為蒸發器，用于空氣冷卻除濕，冬季工況作為氣體冷卻器，用于空氣的加熱。熱源側換熱器夏季工況用作氣體冷卻器，與水進行熱交換，水再通過埋地換熱器，向土壤散發制冷所產生的熱量。冬季工況用作蒸發器，從水中吸熱，水再通過埋地換熱器，從土壤中吸熱。

夏季工況時，電磁閥1 全開、電磁閥2 關閉。熱泵子系統的工作流程如下：壓縮機排氣口→四通閥→單向閥a→熱水加熱器→電磁閥1→熱源側換熱器→單向閥e→回熱器高壓側→節流閥1→貯液器→節流閥2→單向閥d→用戶側換熱器→四通閥→回熱器低壓側→壓縮機吸氣口。

冬季工況時，電磁閥1 關閉、電磁閥2 全開；其工作流程如圖1 中箭頭所示，具體如下：壓縮機排氣出→四通閥→用戶側換熱器→單向閥b→熱水加熱器→電磁閥2→回熱器高壓側→節流閥1→貯液器→節流閥2→單向閥f→熱源側換熱器→單向閥c→四通閥→回熱器低壓側→壓縮機吸氣口。以上工作流程對應的壓焓圖如圖2 所示。

圖2 地源熱泵循環的壓-焓圖

2 理論計算模型

壓縮機：

換熱器：

節流閥：

貯液器：

式（1）～（7）中：w 為壓縮機耗功量，W/kg；h 為狀態點的焓值，J/kg；η 為壓縮機等熵效率；m 為質量流量，kg/s；下標i 代表系統部件進口流體的狀態，下標o 代表系統部件出口流體的狀態，下標s 為實際流體，下標l 為理論流體。

系統性能的計算公式如下：

式中：Q 為單位時間內用戶側換熱器和預熱器中的換熱量之和，kW；W 為單位時間內系統中壓縮機的軸功，kW。

3 結果與分析

3.1 模擬條件

1）系統內各管道無壓降損失。

2）蒸發器出口制冷劑為飽和氣體。

3）制冷劑與室外空氣進口溫度之間的最小傳熱溫差為10 ℃。

4）制冷劑與熱水加熱器之間的最小傳熱溫差為5 ℃。

5）冬季送風溫度為40 ℃，回風溫度為22 ℃，新風量為10000 m3/h，新風預熱到5 ℃。

3.2 計算結果

3.2.1 新風溫度對系統性能的影響

在壓縮機排氣壓力為9 MPa、新風比為0.1 時，在不同的地埋管進口水溫下，系統性能隨室外新風溫度的變化情況如圖3 所示。從圖3 中可以看出，在固定地埋管進口水溫時，系統制熱性能都是隨著室外新風溫度的升高呈下降趨勢。但若固定室外新風溫度、改變地埋管進口水溫，系統COP 隨著地埋管進口水溫的升高呈上升趨勢。

圖3 不同地埋管進口水溫下，新風溫度對系統性能的影響

圖4 不同新風比下，新風溫度對系統性能的影響

在壓縮機排氣壓力為9 MPa、地埋管進口水溫為0 ℃時，在不同的新風比下，系統性能隨室外新風溫度的變化情況如圖4 所示。從圖4 中可以看出：在相同的新風比和地埋管進口水溫下，系統制熱性能都是隨著室外新風溫度的升高呈現出一直下降的趨勢。且在新風溫度為6 ℃（此時室外新風不預熱）時，COP 下降的變化趨勢發生改變。若固定室外新風溫度、改變新風比，系統COP 隨著新風比的增大反而呈上升趨勢。

在室外新風溫度為-15 ℃、地埋管進口水溫為0 ℃時，在不同的壓縮機排氣壓力下，系統性能隨室外新風溫度的變化情況如圖5 所示。從圖5 中可以看出：隨著室外新風溫度的升高，系統性能呈下降趨勢，且根據室外新風是否需預熱，其變化趨勢會出現較大變化。在壓縮機排氣壓力逐漸升高時，系統性能一直呈下降趨勢。

圖5 不同壓縮機排氣壓力下，新風溫度對系統性能的影響

3.2.2 新風比對系統性能的影響

在壓縮機排氣壓力為9 MPa，室外新風溫度為-15 ℃時，系統在不同的地埋管進口水溫下，其性能隨新風比的變化情況如圖6 所示。從圖6 中可以看出：在此設定工況下，若地埋管進口水溫一定，系統制熱性能COP 隨著新風比的增加呈上升的趨勢。若固定新風比、改變地埋管進口水溫，發現系統COP 隨著地埋管溫度的升高也是呈現上升趨勢。同時也可看出，地埋管進口水溫越高，系統COP 的變化趨勢隨新風比的增加變得越大。

在壓縮機排氣壓力為9 MPa，地埋管進口水溫為0 ℃時，在不同的新風溫度下，系統性能隨新風比的變化情況如圖7 所示。從圖7 中可以看出：在此設定工況下，若固定室外新風溫度，系統制熱性能COP 隨著新風比的增加呈上升趨勢。而若固定新風比、改變室外新風溫度，發現系統COP 隨著室外新風溫度的降低呈現上升的趨勢，且室外新風溫度越低，系統性能增長趨勢越大。

圖6 不同地埋管進口水溫下，新風比對系統性能的影響

圖7 不同新風溫度下，新風比對系統性能的影響

在地埋管進口的水溫為0 ℃、室外新風溫度為-15 ℃時，系統在不同的壓縮機排氣壓力下，其性能隨新風比的變化情況如圖8 所示。從圖8 可以看出：在相同的壓縮機排氣壓力下，系統性能隨新風比的增大呈近似直線上升。且在相同的新風比的情況下，壓縮機排氣壓力越低，系統性能越大。

圖8 不同壓縮機排氣壓力下，新風比對系統性能的影響

4 結論

本文對用于驅動恒溫恒濕空氣處理機組的二氧化碳地源熱泵系統在冬季運行時的制熱性能進行了研究，結果發現：

1）系統性能隨著室外新風溫度的升高呈近似直線的下降趨勢，且下降趨勢會在新風是否需預熱的情況下發生變化。隨著室外新風溫度的變化，新風比這一因素對系統性能影響較大，壓縮機排氣壓力次之，地埋管進口水溫影響最小。

2）系統性能隨新風比的增大呈近似直線的上升趨勢。且隨著新風比的增大，室外新風溫度越低，對系統性能影響越大。