超臨界補氣增焓高溫CO2熱泵熱風機實驗研究

吳孟霞，李帥旗，王漢治，宋文吉，馮自平

（1.中國科學技術大學工程科學學院，安徽 合肥 230026；2.中國科學院廣州能源研究所，廣東 廣州510640）

0 引言

隨著《蒙特利爾協定書》及其基加利修正案的相繼生效，對臭氧層有著嚴重破壞作用的氯氟烴（CFC）類制冷劑已經被全面禁用，氫氯氟烴（HCFC）和高GWP（Global Warming Potential）的氫氟烴（HFC）類制冷劑也正面臨著削減和淘汰。在此情況下，環境友好的天然工質CO2日益受到重視，并被認為是氟利昂的長期替代制冷劑[1]。CO2不僅具有顯著的環保優勢和安全性能還擁有優良的傳熱特性和熱力學性能，在低溫制冷領域和高溫制熱領域均有廣闊的應用前景。尤其CO2跨臨界熱泵循環在放熱過程中具有較大的溫度滑移特性，使其高溫制熱上的應用優勢更為顯著。

與傳統的氟利昂熱泵系統相比，CO2熱泵能制取高達90℃的熱水和120℃的熱風[3]，[4]。可作為鍋爐的部分替代，在干燥、滅菌[5]、生活熱水[6]、建筑供暖[7]中發揮重要作用。韓宗偉[8]對CO2熱泵熱水器系統模擬分析發現，在室外溫度為-13.8℃，出水溫度為90℃時，系統COP仍能達到1.73。祝銀海[9]實驗研究了CO2高溫熱泵熱水器的系統性能，研究表明，在壓縮機頻率為85 Hz，環境溫度25℃，蒸發溫度14℃時，系統在制取95℃熱水時COP最大可達3.9。Kaiser和Martin[10]調查了CO2高溫熱泵在南非的工業應用潛力，結果表明，CO2熱泵可滿足51%的部分工業用熱，且節能效果明顯，同時能減少30%的碳排放。因此將CO2高溫熱泵應用于工業生產的前景十分可觀。

在塑料、電池材料、鋁型材等工業應用領域，物料的烘干要求出風溫度較高，甚至達到100℃以上，而常規CO2熱泵在高制熱溫度下運行時，會導致系統性能嚴重惡化[11]。采用補氣增焓技術是提升制熱性能的可行方案之一[12]～[14]。但常規CO2補氣增焓技術主要用于改善極端低溫環境下運行時的系統性能，其采用亞臨界補氣，在循環加熱工況下對COP的提升幅度十分有限，此外由于亞臨界區的溫度限制，常規CO2補氣增焓系統難以適用于高氣體冷卻器出口溫度的工況。

本文提出超臨界補氣增焓技術，以改善高溫循環加熱狀態下的CO2熱泵系統性能，并搭建了CO2高溫熱泵系統實驗臺，重點分析了主路膨脹閥開度、壓縮機頻率、氣體冷卻器的風機頻率對壓縮機排氣溫度、氣體冷卻器出口溫度、出風溫度、單位制熱量、壓縮比功耗及COP等的影響，同時以得到最高出風溫度為目標，探究了CO2熱泵熱風機系統在不同參數條件下的系統性能。為CO2高溫熱泵在循環加熱工況下的應用及性能提升奠定了基礎。

1 實驗原理與方法

1.1 實驗裝置

實驗系統的流程圖及循環的壓焓（P-h）圖如圖1所示。

圖1 高溫CO2熱泵系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of high temperature CO2 heat pump

由圖1可知，該CO2熱泵系統采用跨臨界循環，由補氣增焓壓縮機、氣體冷卻器、過冷器、回熱器、蒸發器、節流閥及氣液分離器等組成。從壓縮機出來的CO2高溫高壓氣體首先進入氣體冷卻器加熱空氣產生高溫熱風（a～b），之后進入過冷器中被冷卻（b～c），再進入回熱器與從蒸發器出來的氣體進行換熱（c～d），離開回熱器的CO2氣體分流成兩路：一路在補氣膨脹閥的節流作用下，降壓至壓縮機的中間壓力（d～j），之后進入過冷器與氣體冷卻器出來的氣體進行換熱，此時處于超臨界狀態的CO2氣體由補氣口進入壓縮機（j～k）；另一路的CO2氣體則經過主路膨脹閥節流至蒸發壓力（d～e），再進入蒸發器蒸發吸熱（e～f），從蒸發器出來的氣體在回熱器中，被加熱至過熱狀態后進入氣液分離器（f～g），從氣液分離器出來的氣體由壓縮機主吸氣口進入，完成第一級壓縮后（g～h）與從過冷器出來的氣體混合后（h～i）進行第二級的壓縮（i～a），完成一個循環。

表1為CO2熱泵系統主要部件。系統的溫度和壓力測量分別采用精度為±1℃的銅-康銅T型熱電偶和精度為±2.5% F.S.的日本鷺宮HSK型壓力傳感器，輸出信號通過型號為keysight34972A的數據采集器自動采集。

表1 CO2熱泵系統主要部件Table 1 Main equipment of CO2 heat pump system

1.2 系統性能計算

根據圖1各測點測得的數據，可由狀態點的溫度T和壓力值P計算焓值h，即：

相對補氣量βv定義為補氣工質流量mi和工質總流量mt之比，根據過冷器中高溫制冷劑放出的熱量等于低溫制冷劑吸收的熱量關系，相對補氣量也可用過冷器的進出口焓差之比表示。

式中：hb為氣體冷卻器出口即進入過冷器之前制冷劑焓值，kJ/kg；hc為過冷器出口即回熱器進口制冷劑焓值，kJ/kg；hk為過冷器出口即壓縮機補氣進口制冷劑焓值，kJ/kg；hj為補氣膨脹閥節流之后即過冷器進口制冷劑焓值，kJ/kg。

單位制熱量q為

式中：UY為不確定度；Y為變量X的函數；UXi為各個獨立變量的不確定度。

2 實驗結果分析

2.1 主路膨脹閥開度對系統性能的影響

在固定壓縮機頻率180 Hz、氣體冷卻器風機頻率30%（總轉速為2 800 r/min）、補氣膨脹閥開度120步（總步數為240步）不變時，系統性能隨主路膨脹閥開度（總步數為240步）的變化曲線如圖2所示。

圖2 系統性能隨主路膨脹閥開度的變化Fig.2 Variation of system performance with the main loop expansion valve

從圖2中可以看出，相對補氣量、壓縮比功和單位制熱量均呈現降低趨勢。主路膨脹閥開度的增大使得補氣回路的流量降低導致相對補氣量降低，隨著主路膨脹閥開度增大，壓縮機的排氣溫度降低、蒸發溫度升高，對應的比焓與之變化一致，因此壓縮機的壓縮比功降低。排氣溫度和氣體冷卻器出口溫度都呈現降低趨勢。

圖3為溫度隨主路膨脹閥開度的變化曲線。

圖3 溫度隨主路膨脹閥開度的變化Fig.3 Variation of temperature with the main loop expansion valve

由圖3可知，二者溫度差逐漸降低，相應的焓差也逐漸降低，因此單位制熱量降低。而COP則隨著主路膨脹閥開度增大而增大，這是由于壓縮比功的下降幅度大于制熱量的下降幅度。當主路膨脹閥開度由70步調至150步，COP提高了17.9%，因此適當增大主路膨脹閥的開度，有利于提高系統COP。

此外，蒸發溫度有明顯增加的趨勢，因此主路膨脹閥開度變化直接影響了蒸發溫度，進而影響系統COP。出風溫度隨主路膨脹閥開度的增大而降低，其原因是排氣溫度降低使得氣冷器進口換熱溫差降低，換熱量逐漸減少，無法充分加熱空氣，因此出風溫度降低。

2.2 壓縮機頻率對系統性能的影響

圖4為主路膨脹閥開度120步、風機頻率30%和補氣膨脹閥開度120步條件下，壓縮機頻率對壓縮機的排氣溫度、氣體冷卻器出口溫度及蒸發壓力和排氣壓力的影響規律。

圖4 壓縮機頻率對溫度和壓力的影響Fig.4 Effect of compressor frequency on temperature and pressure

由圖4可知，排氣溫度、氣體冷卻器出口溫度和排氣壓力均隨著壓縮機頻率的增加而升高，而蒸發壓力則呈下降趨勢。隨著壓縮機頻率的升高，入口吸氣量增加，蒸發壓力降低，排氣壓力升高，壓比增大，因此排氣溫度升高。同時由于CO2質量流量增加，氣體冷卻器中制冷劑無法充分換熱，因此氣體冷卻器出口溫度升高。當壓縮機頻率從120 Hz變化至180 Hz時，排氣溫度和氣體冷卻器出口溫度分別從69.64，35.73℃升高至96.60，49.48℃。

圖5為壓縮機頻率對系統性能的影響。由圖可知，單位制熱量、壓縮比功和相對補氣量均隨壓縮機頻率增加而增大，而COP呈現降低趨勢。

圖5 壓縮機頻率對系統性能的影響Fig.5 Effect of compressor frequency on system performance

這是因為蒸發溫度伴隨蒸發壓力的降低而降低，壓縮機吸氣溫度也相應降低，而排氣溫度升高，對應的比焓與之變化一致，因此壓縮機的壓縮比功升高。排氣溫度和氣體冷卻器出口溫度的差值隨壓縮機頻率增大而輕微增加，因此單位制熱量增加。此外，氣體冷卻器出口溫度升高和蒸發壓力的降低，導致單位功耗增加幅度較大，而單位制熱量增長較為緩慢，從而導致系統COP降低。

2.3 氣體冷卻器風機頻率對系統性能的影響

圖6為在主路膨脹閥開度120步，壓縮機頻率180 Hz及補氣膨脹閥開度120步條件下，出風溫度和氣體冷卻器出口溫度隨氣體冷卻器風機頻率的變化規律。

圖6 溫度隨氣體冷卻器風機頻率的變化Fig.6 Variations of temperature with fan frequency of the gas cooler

由圖6可知，隨著氣體冷卻器風機頻率的增大，排氣溫度、氣體冷卻器出口溫度和出風溫度均降低。風機頻率增大使得空氣的風量增大，熱負荷增大，CO2在氣體冷卻器中被冷卻到更低的溫度，因此氣體冷卻器出口溫度降低。同時風量的增大導致空氣無法充分被加熱，因此出風溫度降低。當風機頻率由40%減小至20%時，出風溫度和氣體冷卻器出口溫度分別升高了54.5%，90.9%。

圖7為氣體冷卻器風機頻率對單位制熱量、壓縮比功及COP的影響情況。

圖7 風機頻率對系統性能的影響Fig.7 Effect of fan frequency of the gas cooler on system performance

由圖7可知，壓縮比功無明顯變化，而單位制熱量和COP均隨著風機頻率的增大而增大。這是由于排氣溫度和氣體冷卻器出口溫度的溫度差逐漸增大，相應的焓差也隨之增大，因此單位制熱量增加，從而導致系統COP增大。氣體冷卻器出口溫度的降低是COP升高的主要原因之一。增大風機頻率會使得系統COP提高，但出風溫度由此降低，因此要根據實際需求，選擇合適的風機頻率。

2.4 高出風溫度工況下實驗數據分析

以獲得較高出風溫度為目的，選取多組不同實驗條件：補氣膨脹閥開度固定120步、主路膨脹閥開度（85，90，95步）、壓縮機頻率（165，170，175 Hz）、氣體冷卻器風機頻率（20%，25%，30%），分析高出風溫度（86～135℃）下主路膨脹閥開度、壓縮機頻率、氣體冷卻器的風機頻率等對系統COP及制熱量的影響情況。表2給出了27組實驗條件的主要測點溫度和壓力的實驗數據及COP和制熱量的計算值及其不確定度UCOP，UQ。

在主路膨脹閥開度和壓縮機頻率一定時，比較在不同風機頻率下（1，2，3組或4，5，6組或7，8，9組等）出風溫度、COP和制熱量發現：風機頻率越低出風溫度越高，且當風機頻率每降低1%，出風溫度最大提升了5.07%，而COP和制熱量則隨著風機頻率增大而增大。由1，4，7組、2，5，8組和3，6，9等組可得，增加壓縮機運行頻率有利于出風溫度的提高，壓縮機頻率每提高1%，出風溫度最大可提升2.10%，COP則略微下降，而制熱量則由于單位制熱量的增加而增大。由1，10，19組、2，11，20組和3，12，21等組得，在壓縮機頻率和風機頻率處于實驗范圍中較低數值（壓縮機頻率為165 Hz；風機頻率為20%，25%）時，主路膨脹閥開度（85～90步）對出風溫度的影響較大，主路膨脹閥開度每減小5步，出風溫度有5℃左右的提升。而在表2中其他實驗條件下，每5步地調節主路膨脹閥開度，出風溫度變化并不明顯，僅有1～3℃的變化。因此，為制取更高溫度的熱風，可通過降低主路膨脹閥的開度和氣體冷卻器風機頻率和提高壓縮機頻率的方式實現，其中降低風機頻率對出風溫度的提升效果更加明顯，但均會造成COP降低。因此要根據實際需求平衡與能耗及系統性能的關系，選擇最佳的運行工況。

表2 生物炭的孔隙結構及元素分析Table 2 Pore structure and elemental analysis of biochar

此外，由4，7，16和25組可以看出，出風溫度最高可達130℃以上，此時COP值較低，在1.40～1.50之間。這是由于在出風溫度為130℃左右時，氣體冷卻器出口溫度高達70℃以上，較高的氣體冷卻器出口溫度及現有實驗壓縮機相對較低的壓比導致COP明顯降低。

3 結論

本文對超臨界補氣增焓高溫CO2熱泵熱風機系統進行了實驗研究。重點分析了主路膨脹閥開度、壓縮機頻率、氣體冷卻器風機頻率對出風溫度、氣體冷卻器出口溫度、相對補氣量和COP的影響。得出的主要結論如下。

①增大主路膨脹閥開度，出風溫度呈現降低趨勢，而COP呈升高趨勢。當主路膨脹閥開度由70步調至150步，COP提高了17.9%。

②為獲取更高溫度的熱風，可通過降低主路膨脹閥開度和風機頻率或提高壓縮機頻率的方式實現。其中降低風機頻率對于出風溫度的提升效果最為明顯，當風機頻率每調低1%，出風溫度最大提升了5.07%。但均會造成COP降低。因此要根據實際需求平衡與能耗及系統性能的關系，選擇最佳的運行工況。

③在主路膨脹閥開度、壓縮機頻率、氣體冷卻器風機頻率分別為85步，170 Hz，20%；85步，175 Hz，20%；90步，175 Hz，20%；95步，175 Hz，20%的4組實驗中，出風溫度均可達130℃以上，對應COP為1.40～1.50，氣冷器出口溫度均在75℃以上，可通過降低氣體冷卻器的出口溫度提升系統COP。