基于引射器的雙溫蒸發CO2熱泵系統性能分析

李小燕 代寶民 滑 雪 劉 晨 劉圣春

(1 生態環境部對外合作與交流中心 北京 100035；2 天津商業大學 天津市制冷技術重點實驗室 天津 300134)

提高熱泵系統的能效是實現“雙碳”目標的有效途徑[1]。對于供熱及工業應用領域，運用高溫熱泵可將30～60 ℃的余熱加熱至80～100 ℃[2]，在節能效果及環保效果方面均優于常規電鍋爐或燃煤、燃氣鍋爐，是一種高效的能源利用方式。

2021年9月15日起，《〈關于消耗臭氧層物質的蒙特利爾議定書〉基加利修正案》對我國已正式生效[3]，然而目前市場上大多數熱泵系統均采用GWP較高的工質。因此，采用低GWP的環境友好工質是未來熱泵系統發展的必然選擇，其中自然工質CO2因其優良的環保特性和熱物性受到廣泛關注[4]。齊海峰等[5]對比了5種CO2熱泵系統，結果表明，對于CO2熱泵系統，直接過冷系統在環境溫度為-20～20 ℃時，系統COP最高，較常規CO2系統可提升3.8%～20.9%。He Yujia等[6]提出一種用于室內供暖的跨臨界CO2熱泵系統，通過對3個典型城市供暖季節性能的評價，改造后系統的能效提高2.4%～6.5%。Dai Baomin等[7]提出一種集補氣增焓和機械過冷為一體的新型CO2熱泵系統結構，分析結果表明在20 ℃的低環境溫度下，COP比常規CO2系統高36.51%。

綜上可知，對雙溫蒸發熱泵系統的研究大多基于常規制冷劑，對于適用于生產高溫熱水的CO2雙溫蒸發系統的研究較少。因此，本文構建了帶引射器的CO2雙溫蒸發熱泵系統的熱力學模型，并對其性能進行了分析，為CO2熱泵系統的性能優化提供理論參考。

1 模型建立

1.1 系統介紹

圖1所示為基本CO2熱泵系統(Base)。CO2從蒸發器出口以干飽和蒸氣狀態(狀態點1)進入壓縮機，壓縮到過熱蒸氣(1-2)。然后進入氣體冷卻器，CO2在氣體冷卻器內與換熱流體(水或空氣)進行換熱(2-3)。CO2從氣體冷卻器流出后直接進入節流閥，成為兩相流體(3-4)，最后流入蒸發器(4-1)，并從有限熱容熱源流體(通常為水或空氣)吸收熱量，完成循環。

圖1 基本CO2熱泵系統 (Base)

圖2所示為帶引射器的常規CO2熱泵系統(Ej-Evap1)。系統僅配置一個蒸發器，從氣體冷卻器流出的CO2一次流體進入引射器加速降壓(3-4)，可將從蒸發器流出的二次流體引射吸入(9-4)，在混合段內(4-5)混合后，經過擴散段(5-6)從引射器的出口排出變為氣液兩相流體，隨后進入氣液分離器進行分離，飽和液(6-7)在節流閥內節流降壓后(7-8)進入蒸發器(8-9)，并從熱源吸收熱量，飽和氣體(6-1)被吸入壓縮機。

圖2 帶引射器的常規CO2熱泵系統 (Ej-Evap1)

圖3所示為帶引射器的雙溫蒸發CO2熱泵系統(Ej-Evap2)，從氣體冷卻器流出的CO2流體分為兩股，其中一股流入節流閥(3-4)，節流后進入低溫級蒸發器，蒸發吸熱變為飽和氣體(4-5)，另一股進入引射器一次流進口(3-6)，引射從低溫蒸發器流出的二次流(5-6)，兩股流體經由引射器(6-8)進入高溫級蒸發器繼續吸熱至狀態點1(8-1)，依次進入由壓縮機(1-2)和氣體冷卻器(2-3)后完成循環。熱源流體依次流過高溫級和低溫級蒸發器，熱源流體被連續梯級冷卻。

圖3 帶引射器的雙溫蒸發CO2熱泵系統 (Ej-Evap2)

1.2 熱泵系統建模

通過調用REFPROP 10.0[15]對流體物性進行計算。熱力學模型建立基于以下假設：

1)系統在穩態工況下運行；

2)忽略系統部件、連接管路的熱損失和壓降[14]；

3)氣體冷卻器和蒸發器的窄點溫差均設置為5 ℃[16]；

4)蒸發器出口流體為飽和氣體；

1.2.1 引射器模型

采用定壓混合的熱力學模型[17]，基于以下假設建立引射器模型：

1)噴射器內部為一維穩態流動；

2)混合段為恒壓混合過程；

3)忽略噴射器進出口處流體的動能；

4)引射器噴管、擴散以及混合效率分別取ηn= 0.85、ηd= 0.85和ηm= 0.90[11,18]。

一次流出口流速：

(1)

(2)

擴壓段流體進出口比焓：

(3)

(4)

擴壓段流體出口理想比焓：

hd,out,is=ηd(hd,out-hd,in)+hd,in

(5)

(6)

(7)

1.2.2 能量模型

蒸發器：

(8)

(9)

氣體冷卻器：

(10)

壓縮機總效率[19]：

(11)

壓縮機：

(12)

COP=Qh/W

(13)

1.2.3分析模型

πtot=ED,HE/ED,pinch,HE

=(ED,pinch,HE+ED,fluid,HE)/ED,pinch,HE

(14)

πsink=ED,GC/ED,pinch,GC

(15)

(16)

2 結果與討論

2.1 模型驗證

為驗證構建模型的可靠性，將本文模型計算得出的Ej-Evap1系統COP與Deng Jianqiang等[17]的數據進行對比，結果如圖4所示。由圖4可知，通過本文模型計算得到的COP與文獻中的結果吻合較好，平均誤差僅為2.67%，推測是由于物性計算軟件不同導致。通過以上驗證過程可證明本文計算模型的可靠性和計算結果的準確性。

圖4 COP的模型及驗證結果對比

2.2 最優排氣壓力

以上3個系統的COP隨排氣壓力的變化如圖5所示。由圖5可知，COP先線性迅速增加后緩慢降低，在某一排氣壓力下COP達到最大值。對于Ej-Evap2，當排氣壓力為9.87 MPa時，取得COP最大值為4.84，該最大COP下的排氣壓力稱為最優排氣壓力。通過對比可知，雖然Ej-Evap2的最優排氣壓力高于其他兩個系統，但COP也顯著高于其他兩個系統，與Base系統相比，其最大COP提升率高達9.88%。且即使同處于Base系統達到最優排氣壓力9.67 MPa時的壓力條件下，Ej-Evap1與Ej-Evap2系統的COP依然高于Base，引射器與雙溫蒸發器的引入可顯著提升系統的性能。

圖5 系統COP隨排氣壓力的變化

圖6所示為Ej-Evap2系統制熱量和壓縮機功耗隨排氣壓力的變化。由圖6可知，COP呈現上述變化趨勢的原因是：制熱量Qh隨排氣壓力的升高先急劇線性增加，達到最優排氣壓力后陡然增加緩慢，而壓縮機功耗W隨排氣壓力的升高緩慢上升，最終導致COP先急劇上升至最大值再緩慢降低。

圖6 Ej-Evap2系統制熱量和壓縮機功耗隨排氣壓力的變化

圖7所示為不同排氣壓力下Ej-Evap2系統T-s圖。進一步分析COP隨排氣壓力的變化，由圖7(a)可知，當排氣壓力為8.80 MPa時，由于制冷劑節流過早，氣體冷卻器出口狀態位于臨界點的右側，蒸發器入口干度大，蒸發器吸熱量少，此時氣體冷卻器側僅有一個窄點，且位于氣冷器內部。由圖7(b)可知，隨著排氣壓力增加，氣體冷卻器出口CO2溫度逐漸降低，當增至9.70 MPa時，氣體冷卻器出口狀態移至臨界點的左側，唯一的窄點也逐漸向氣冷器內部移動。由圖7(c)可知，當排氣壓力繼續增至最優壓力9.87 MPa時為最優工況，氣體冷卻器出現兩個窄點，分別位于氣體冷卻器內部和出口處，此時的低溫蒸發溫度和高溫蒸發溫度分別為5.01 ℃和9.00 ℃，溫差為3.99 ℃，比蒸發溫度為5 ℃的Ej-Evap1的COP提升了2.32%。由圖7(d)可知，當排氣壓力增至11.00 MPa時，窄點又減少為一個且位于氣體冷卻器出口。對于雙溫蒸發CO2熱泵系統，當氣冷器存在兩個窄點時，存在最大COP。這是由于此時換熱器的換熱流體與工質形成良好的溫度匹配，減小了換熱過程中的不可逆損失，系統性能達到最佳。對于蒸發器側，CO2的蒸發溫度為定值，熱源側換熱流體進出口溫差為10 ℃，窄點出現在蒸發器制冷劑的入口側。

圖7 不同排氣壓力下Ej-Evap2系統T-s圖

2.3 排氣溫度及COP

壓縮機排氣溫度隨熱水溫度的變化如圖8所示。由圖8可知，CO2熱泵系統引入引射器后，排氣溫度可顯著降低。當熱水出口溫度為100 ℃時，Base系統排氣溫度高達119.46 ℃，Ej-Evap1和Ej-Evap2系統的排氣溫度為115.01 ℃和114.99 ℃。這是因為當引入引射器后，壓縮機的吸氣壓力升高，導致壓縮比減小，排氣溫度會降低。

圖8 壓縮機排氣溫度隨熱水出口溫度的變化

系統COP隨熱水側出口溫度的變化如圖9所示。由圖9可知，在熱水出口溫度為60～100 ℃的范圍內，Ej-Evap2的COP最高，當熱水側出溫度為60 ℃時，COP最大達4.84，比Ej-Evap1和Base系統分別提高2.32%和9.88%，且隨著熱水側出口溫度的升高，Ej-Evap1和Ej-Evap2之間的差距逐漸減小。

圖9 COP隨熱水側出口溫度的變化

2.4 升壓比及引射率

Ej-Evap1和Ej-Evap2的升壓比和引射率如圖10所示。由圖10可知，升壓比和引射率均隨熱沉側出口溫度的增加而增加，Ej-Evap2的升壓比始終高于Ej-Evap1，當熱源側進口溫度為30 ℃，熱沉側出口溫度為100 ℃時，Ej-Evap2的升壓比最高為1.21，比Ej-Evap1高7.90%。而Ej-Evap1引射率始終高于Ej-Evap2，上述工況下Ej-Evap1引射率最大達到0.86，比Ej-Evap2提升45.85%。此外，對于帶引射器的系統，當二次流進口壓力不變時，吸氣壓力與升壓比有關，升壓比越大，吸氣壓力越高。

圖10 升壓比和引射率隨熱水出口溫度的變化

2.5 換熱匹配特性

圖11所示為不同系統的工質與換熱流體的溫度匹配情況。陰影部分表示由傳熱溫差引起的不可逆損失，包括窄點不可逆損失(ED,pinch)和流體不可逆損失(ED,fluid)，根據π的定義，其值越接近于1表示熱配性能越好[20]。由圖11可知，通過引入雙溫蒸發，蒸發器的換熱匹配可得到顯著改善，Base和Ej-Evap1的不可逆性能指數πsource高達2.00，而Ej-Evap2只有1.51。3種系統氣體冷卻器側的熱匹配性均優于蒸發器側，這得益于CO2工質超臨界放熱過程較大的溫度滑移的特性。且對于雙溫蒸發系統，氣體冷卻器側的換熱匹配情況最好，Base系統氣體冷卻器側的不可逆性能指數πsink最大達1.65，而Ej-Evap2系統氣體冷卻器側的不可逆性能指數πsink最小只有1.52。綜合考慮兩方面性能，Ej-Evap2系統的總熱匹配性能最好，為3.03，其不可逆指數πtot比Base系統降低16.99%。

圖11 工質與換熱流體溫度匹配特性

3 結論

本文建立了基于引射器的雙溫蒸發CO2熱泵系統的模型，并進行了優化分析。從能效和換熱匹配等方面與基本CO2熱泵系統進行對比，得到如下結論：

1)3種系統的COP均隨排氣壓力的增加先升高再緩慢下降，存在最佳排氣壓力及最大的COP。

2)在熱泵熱水器名義工況下，雙蒸發器系統(Ej-Evap2)COP最高達4.84，比Base和Ej-Evap1分別提升9.88%和2.32%。

3)CO2熱泵系統引入引射器后，排氣溫度可顯著降低。當熱水出口溫度為100 ℃時，相對Base系統，Ej-Evap1和Ej-Evap2系統的排氣溫度分別降低4.45 ℃和4.47 ℃。

4)引入雙溫蒸發系統的換熱匹配可顯著得到改善，尤其是蒸發器側，Base和Ej-Evap1的不可逆性能指數πsource高達2.00，而Ej-Evap2只有1.51。

符號說明

h——比焓，kJ/kg

p——壓力，MPa

Q——熱容量，kW

r——升壓比

T——溫度，℃

u——流速，m/s

W——功，kW

η——效率

μ——卷吸比

π——不可逆性能指數

COP——性能系數

GWP——全球變暖潛值

下標

1,2,3…,13——狀態點

d——擴散器

D——損失

Eje——引射器

Evap——蒸發器

fluid——流體

g——總體

GC——氣體冷卻器

h——熱量/排氣

HE——換熱器

HT——高溫

in——進口

LT——低溫

m——混合室

n——噴嘴

out——出口

p——一次流

pinch——窄點

s——二次流

sink——熱沉側

source——熱源側

tot——總和

本文受天津市自然科學基金(20JCQNJC00600)和食品冷鏈裝置節能及儲運新技術創新團隊項目(TD13-5088)資助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Tianjin (No. 20JCQNJC00600) and Food Cold Chain Device Energy Saving and New Technology Innovation Team (No. TD13-5088).)