采用非共沸工質機械過冷跨臨界CO2熱泵供暖性能分析

代寶民 張 鵬 劉圣春 王銘慧 孫悅桐 王嘉豪 徐田雅慧 肖 鵬

(1 天津商業大學 天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134；2 天津市丹華宏業制冷技術有限公司 天津 300354)

節能提效是實現我國“2030碳達峰，2060碳中和”的重要舉措[1]。為改善我國北方地區冬季大氣污染問題，相比于常規電加熱或燃煤等供暖方式，空氣源熱泵技術可顯著提升能效，降低碳排放[2]。目前市場上空氣源熱泵產品多采用HFCs工質，《〈蒙特利爾議定書〉基加利修正案》[3]規定我國于2045年前對HFCs的使用消減80%，尋找環境友好的新型環保工質迫在眉睫。

自然工質與低GWP工質備受關注。其中CO2因環保、無毒、不可燃等優點成為極具潛力的替代工質[4]。然而對于供暖應用場景，回水溫度高(≥30 ℃)導致CO2節流損失大，CO2熱泵供暖系統效率低于常規工質系統，限制其推廣應用[5]。采用機械過冷可對氣體冷卻器出口的CO2流體進一步冷卻，減小節流損失[6]。機械過冷存在最優過冷度，但其數值過大(14～30 ℃)[7]，采用常規工質導致過冷器中的恒溫蒸發過程與超臨界CO2流體的降溫過程熱匹配較差，造成顯著的換熱不可逆損失，影響系統效率，可利用非共沸工質相變溫度滑移的特性解決CO2過冷過程溫度不匹配問題[8]。對于制冷工況，空氣側進出口溫差較小(<10 ℃)，分析結果表明，采用非共沸工質可使系統COP提升46.53%[9]。對于供熱應用，末端為常規散熱片時供回水溫差較大(≥20 ℃)[10]，預測采用非共沸工質可提升系統熱泵供暖性能，但影響規律尚不明確，非共沸工質組元及組分的選取對CO2供暖系統的影響機制需進一步研究。

綜上所述，本文提出采用非共沸工質用于機械過冷CO2跨臨界熱泵系統，對系統性能進行優化，并與采用純質的機械過冷CO2熱泵系統進行對比分析，進一步提升CO2熱泵系統能效，為盡早實現“碳達峰”和“碳中和”的承諾提供理論支撐。

1 模型建立

1.1 實驗系統

機械過冷CO2熱泵系統如圖1所示。循環1-2-3-4-5-1為CO2跨臨界熱泵循環；循環1′-2′-3′-4′-1′為蒸氣壓縮機械過冷循環，循環工質可為純質或非共沸工質。CO2進入壓縮機被壓縮為高溫高壓的超臨界流體，然后進入氣體冷卻器加熱回水并在過冷器中冷卻，再經節流降壓進入蒸發器吸收空氣中的熱量變為低溫低壓的氣態CO2，再被壓縮機吸入完成循環。過冷器也為機械過冷循環的蒸發器，兩循環通過過冷器聯接起來。回水分為兩路，分別流經氣體冷卻器和冷凝器，加熱后混合作為供水為用戶供暖。

圖1 機械過冷CO2熱泵循環原理Fig.1 The principle of CO2 air-source heat pump system with mechanical subcooling

圖2 純質與非共沸工質機械過冷CO2跨臨界熱泵循環T-s圖Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 refrigeration cycle with mechanical subcooling using pure and zeotropic refrigerant

1.2 工質選擇

本文所選工質如表1所示，均為低GWP工質，ODP均為0，并按照各自沸點高低由低至高排列。

表1 所選工質的物理性質、安全特性與環保特性[11]Tab.1 The physical properties,safety and environmental characteristics of refrigerant[11]

1.3 熱力性能模型

1.3.1 假設條件

本文模型基于如下假設建立：1)系統均在穩定工況下運行；2)換熱器及管路的熱損失與壓降忽略不計；3)用戶供水溫度Tw,out和回水溫度Tw,in分別為65 ℃和40 ℃[10]；4)過冷循環冷凝器出口為飽和液態；5)氣體冷卻器、冷凝器、過冷器窄點溫差均為5 ℃[12]；6)環境溫度T0為-12 ℃，環境溫度比蒸發溫度高10 ℃[13]。

1.3.2 熱力性能計算模型

1)CO2循環

壓縮機：

Wcom,CO2=mCO2(h2-h1)

(1)

ηg,CO2=(h2 s-h1)/(h2-h1)

(2)

ED,com,CO2=T0mCO2(s2-s1)

(3)

ηg,CO2為CO2壓縮機總效率，通過式(4)計算[14]：

0.732 5

(4)

氣體冷卻器：

Qh,CO2=mCO2(h2-h3)

(5)

ED,gc,CO2=T0[mw,gc(sw,out-sw,in)-

mCO2(s2-s3)]

(6)

節流閥：

ED,tv,CO2=T0mCO2(s2-s1)

(7)

蒸發器：

ED,eva,CO2=T0[mCO2(s1-s5)-

mair(sair,in-sair,out)]

(8)

2)機械過冷循環

過冷器：

msub=mCO2(h3-h4)/(h1′-h4′)

(9)

ED,eva,sub=T0[msub(s1′-s4′)-

mCO2(s3-s4)]

(10)

壓縮機：

Wcom,sub=msub(h2′-h1′)

(11)

ηs,sub=(h2s′-h1′)/(h2′-h1′)

(12)

ED,com,sub=T0msub(s2′-s1′)

(13)

ηg,sub為壓縮機等熵效率，通過式(14)計算[14]：

0.370 1

(14)

節流閥：

ED,tv,sub=T0msub(s4′-s3′)

(15)

冷凝器：

Qh,sub=msub(h2′-h3′)

(16)

ED,cond,sub=T0[mw,sub(sw,out-sw,in)-

msub(s2′-s3′)]

(17)

3)系統整體

COP=Qh,tot/Wtot

=(Qh,CO2+Qh,sub)/(Wcom,CO2+Wcom,sub)

(18)

ηtot=1-ED,tot/Wtot

(19)

πglide=ΕD,comp/ΕD,pinch

=(ΕD,fluid+ΕD,pinch)/ΕD,pinch

(20)

模型中設計的工質及換熱流體的物性通過REFPROP軟件計算[16]。

2 結果與討論

系統COP和溫度滑移隨第一組元質量分數的變化如圖3所示。本文選取6種非共沸工質研究溫度滑移對系統性能的影響，其中包括3種大溫度滑移工質對，最大溫度滑移為35.64～47.33 ℃，3種小溫度滑移工質對，最大溫度滑移為11.03～14.77 ℃。由文獻[7]可知本系統存在最優排氣壓力和過冷度，以下結果均在最優工況下進行討論。由圖3可知，采用不同溫度滑移非共沸工質的系統性能顯著不同。圖3(a)所示3種大溫度滑移工質系統COP隨X增大呈“M”型變化，系統COP均在X=0.6附近取得最大值，3種大溫度滑移工質最大COP分別為2.42、2.43和2.45。3種小溫度滑移工質系統COP與溫度滑移變化規律一致，均隨X的增大先增大后減小，但COP小于大溫度滑移工質。R600在5種純質中取得最高COP為2.14。可以看出相對純質，采用混合工質可顯著提高系統COP，采用R1234ze(E)/R601(60/40)相對純R1234ze(E)和R601分別提高了13.82%和12.99%。因此，相對于使用純質和小溫度滑移工質，大溫度滑移工質可顯著提高系統能效，但對應的最大COP未出現在最大溫度滑移處，這是由于溫度滑移直接影響工質與CO2流體以及熱水的溫度匹配。

圖3 系統COP和溫度滑移隨第一組元質量分數的變化Fig.3 Variation of COP and temperature glide with mass fraction of the first component

采用純質與非共沸工質機械過冷CO2熱泵系統的COP隨環境溫度的變化如圖4所示。可知在-30～20 ℃的全工況環境溫度范圍內，非共沸工質的COP均遠高于采用純質機械過冷CO2熱泵和傳統CO2熱泵，且采用大溫度滑移工質的系統COP比小溫度滑移工質高。采用R1234ze(E)/R601(60/40)的COP最高，與純R1234ze(E)、R601相比分別提高8.93%～13.11%和9.64%～11.27%。因此，在全工況環境溫度范圍內，采用大溫度滑移非共沸工質均可顯著改善機械過冷CO2熱泵系統的能效。下面以R1234ze(E)/R601為例進行解釋。

圖5 R1234ze(E)/R601溫度匹配圖Fig.5 Temperature matching of R1234ze(E)/R601

在XR1234ze(E)為0.4時，溫度滑移最大為47.18 ℃，但COP未取得最大值，這是由于較大的溫度滑移遠大于CO2和熱水的進出口溫差，冷凝器僅存在唯一窄點，位于工質出口，為“過匹配”，導致溫度匹配出現偏離，性能未達到最佳。在XR1234ze(E)為0.9時，溫度滑移降至8.63 ℃，此時溫度滑移遠小于CO2和熱水的進出口溫差，冷凝器僅存在唯一窄點，為“欠匹配”，導致系統性能不佳。因此，需要選取溫度滑移適宜的非共沸工質，過大過小均會導致系統性能欠佳。

傳統CO2熱泵、采用純質與非共沸工質的機械過冷CO2熱泵系統的最優排氣壓力如圖6所示。由圖6可知，過冷系統采用非共沸工質可有效降低系統最優排氣壓力，非共沸工質對應的排氣壓力遠低于采用純質和傳統CO2熱泵，使用R290/R601(70/30)時最優排氣壓力達到了7.50 MPa，COP為2.43，與采用純質R290、R601時和傳統CO2熱泵相比，最優排氣壓力分別降低了27.85%、23.35%和34.49%。綜上所述，采用混合工質可有效降低CO2壓縮機排氣壓力，提高壓縮機效率，同時降低了系統設計的承壓要求和成本，提高系統運行的安全性。

圖6 不同工質對應的系統最優排氣壓力Fig.6 Optimum discharge pressure corresponding to different refrigerant

圖7所示為系統過冷循環采用純質和非共沸工質時CO2最優過冷度。由圖6可知，相對純質采用非共沸工質時CO2流體獲得更大過冷度，當使用R1234yf/R601(60/40)時最優過冷度達到了38.17 ℃，與純質R1234yf和R601相比分別提高13.70 ℃和16.11 ℃。可知對于圖中的6種非共沸工質，最優過冷度與溫度滑移及COP呈正相關。這是由于過冷度越大，CO2節流前溫度越低，節流不可逆損失越小，系統COP越高。

圖7 不同工質對應的最優過冷度Fig.7 Optimum subcooling temperature corresponding to different refrigerant

采用非共沸工質壓縮機功耗占系統總功耗的比值隨第一組元質量分數的變化如圖8所示。由圖8可知，采用非共沸工質時的功耗比顯著大于純質。采用純R600功耗比最低為0.195 6，而采用R1234yf/R600(10/90)的功耗比高達0.352 0，這主要是由于采用非共沸工質的過冷度遠大于純質，導致過冷器換熱量較大，即過冷循環制冷量增加，壓縮機功耗提高。雖然采用非共沸工質時過冷循環功耗比較大，但CO2壓縮機的功耗仍顯著大于過冷循環壓縮機功耗，表明CO2系統仍然占主導，非共沸工質過冷系統起輔助作用。

圖8 過冷循環壓縮機功耗比隨第一組元質量分數的變化Fig.8 Variation of compressor power consumption ratio of subcooling cycle with mass fraction of the first component

圖9 系統火用效率隨第一組元質量分數變化規律Fig.9 The exergy efficiency of system with mass fraction of the first component

圖10 R1234ze(E)/R601系統單位制熱量火用損Fig.10 Exergy loss of system unit heat control of R1234ze(E)/R601

3 結論

本文對采用非共沸工質的機械過冷跨臨界CO2熱泵進行了性能分析，得到結論如下：

1)機械過冷循環采用非共沸工質可有效提高系統COP，且非共沸工質優于純質，大溫度滑移工質優于小溫度滑移工質。使用R1234ze(E)/R601(60/40)的系統COP高達2.45，相對使用純質組元最高提升13.82%。

2)采用非共沸工質可有效降低系統排氣壓力并獲得更大的過冷度。當使用R290/R601(70/30)時，最優排氣壓力可降低27.85%，使用R1234yf/R601(60/40)時最優過冷度高達38.17 ℃。

4)非共沸工質選取不僅要考慮具有較大溫度滑移，其溫焓曲線的凹凸性也要與換熱流體的溫度曲線相匹配。推薦采用大溫度滑移非共沸工質R1234ze(E)/R601(60/40)用于機械過冷跨臨界CO2熱泵。

本文受天津市自然科學基金項目(20JCQNJC00600)、天津市研究生科研創新項目(2020YJSS060)和大學生創新創業訓練項目(202110069067)資助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Tianjin (No.20JCQNJC00600),Tianjin Research Innovation Project for Postgraduate Students (No.2020YJSS060)and Student′s Platform for Innovation and Entrepreneurship Training Program (No.202110069067).)

符號說明

E——火用效率，kJ/kg

h——比焓，kJ/kg

m——質量流量，kg/s

p——壓力，MPa

Q——熱容量，kW

s——比熵，kJ/(kg·K)

T——溫度，℃

W——功，kW

X——質量分數

η——效率

π——溫度匹配指數

COP——性能系數

GWP——全球變暖潛力值

ODP——臭氧消耗潛力值

LEL——爆炸下限

w——水

下標

0——參考狀態點

b——沸騰

c——臨界

CO2——二氧化碳

com——壓縮機

comp——部件

cond——泠凝器

D——損失

eva——蒸發器

fluid——流體

g——壓縮機整體

gc——氣體冷卻器

glide——溫度滑移

h——加熱

in——進口

out——出口

pinch——窄點

s——等熵

sc——過冷器

sink——熱沉側

source——熱源側

sub——過冷循環

tot——系統整體

tv——節流閥

w——水