叶祖樑,王驿凯,潘祖栋,赵建峰,曹锋,李明佳

(1.西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安;2.浙江盾安机电科技有限公司,311800,诸暨)

世界经济的不断发展带来的能源短缺和环境恶化等问题,促使着人们研究更环保更节能的新技术,高效节能的热泵技术在生活和工业供热方面具有很大的应用优势。跨临界CO2热泵系统[1]因其制冷剂优越的环保性、无毒不可燃、突出的热物性,得到了广泛的研究和应用。CO2在超临界状态下放热的类显热换热和温度滑移特性也非常适合用于生产热水,可以轻松得到65 ℃以上的热水。

在跨临界CO2系统的应用中,回热器是一种常用的改善系统性能的措施。Chen等定义了回热器的焓差效率,模拟研究回热器对跨临界CO2制冷系统最优排气压力的影响[2];白涛等通过理论分析对比了以R41和CO2为工质的带回热器跨临界热泵系统[3];Torrella等基于实验数据分析了跨临界CO2制冷系统有无回热器的差别,发现相同排压下回热器对压缩机功耗的影响不大[4];Ituna等采用CFD方法数值分析了在不同边界条件下,跨临界CO2制冷系统内回热器的质量流量、温度的变化情况以及CO2的物性变化[5]。Aprea等通过实验研究了带回热器的跨临界CO2住宅空调[6-7];Ghazizade等采用数值模拟的方法研究膨胀机和回热器在二氧化碳直膨式地源热泵中的应用,对比分析不同配置下的工作情况[8];Zhang等以热力分析方式研究回热器对CO2系统亚临界和跨临界运行的影响,提出了转变排压和CO2气冷出口温度的概念[9];Kim等数值研究了回热器长度对跨临界CO2水源热泵热水器的影响,结果表明,回热器长度增加会带来最优排压的减小[10];Snchez等通过实验,对比研究了回热器在跨临界CO2制冷系统中不同位置应用对系统性能的影响[11]。姜云涛等对带回热器和不带回热器的跨临界CO2水-水热泵进行了实验研究,回热器使制热系数提高了5%～10%[12]。李东哲等采用Dymola仿真平台对跨临界CO2热泵进行了模拟,回热器使最优性能系数提高了1.6%,最优排气压力降低了5%[13]。

众多回热器相关的研究主要集中在跨临界CO2系统在制冷领域的应用,在热泵热水器领域尤其是空气源的应用研究还较少。本文介绍了跨临界CO2热泵系统的基本流程,在理论分析回热器效率对系统性能系数影响的基础上,实验对比不同工况下有无回热器时系统运行的情况,研究回热器对系统最优排气压力等参数的影响。

1 跨临界CO2热泵系统的理论分析

1.1 系统流程及循环压焓图

跨临界CO2热泵系统的主要部件包括压缩机、气体冷却器、回热器、电子膨胀阀、蒸发器和气液分离器。热泵通过蒸发器从环境空气中吸收热量,在气体冷却器中对水放热生产热水。在气体冷却器中,不同于传统制冷剂,CO2在超临界状态下不发生相变,而是以一种类显热方式进行放热,在换热时发生温度滑移,压力与温度独立,带回热器的跨临界CO2循环如图1所示,图中数字1～6表示各状态点。跨临界CO2系统的一个重要特征是存在一个最优排气压力[14],在该压力下系统的性能系数ε最优。

(a)流程图

(b)压焓图图1 带回热器的跨临界CO2循环

系统循环中状态点1为压缩机吸气,同时为回热器低压侧出口,点2为压缩机排气,点3为气体冷却器出口,同时为回热器高压侧进口,点4为回热器出口,同时为电子膨胀阀进口,点5为电子膨胀阀出口,同时为蒸发器进口,点6为蒸发器出口,同时为回热器低压侧进口。回热器在循环中的作用是使气体冷却器出口(点3)的超临界CO2与蒸发器出口的低压制冷剂(点6)进行换热。一方面提高蒸发器出口制冷剂的过热度,增大压缩机吸气口(点1)温度;另一方面进一步冷却高压侧CO2(点4),从而减小蒸发器进口制冷剂干度,增大蒸发器进出口焓差。

1.2 回热器影响的理论分析

回热器的换热能力与其换热器的结构和尺寸有关,常被定义为回热器效率[15],为回热器低压侧中制冷剂获得的实际过热与理论上能得到的最大过热的比值,计算式为

(1)

式中:T1为压缩机吸气温度;T3为气体冷却器出口温度;T6为蒸发器出口温度。理论上,逆流换热的回热器中,换热面积无限大时,低压侧出口能被加热到高压侧进口的温度,即气体冷却器出口温度。

式(1)中采用温度差的比值而不是换热量的比值,因为无论是换热量还是温差的比值,其取值范围皆为0～1,且任一取值与对应的回热器换热能力一一对应。在此处不考虑定压比热对换热量的影响而仅考虑温差所造成的计算偏差,并不影响其定义与使用。

为了研究回热器对系统性能的影响,在固定蒸发温度Te=5 ℃、过热度Tsh=3K的工况下,分别对不同排气压力Pd和气冷出口温度Tgc,out下的系统性能系数ε随回热器效率ηIHX变化情况进行热力学理论分析,分析中压缩机等熵效率ηis为0.7。

理论分析时做如下假设:膨胀阀中的节流过程是等焓过程;系统与环境的换热忽略不计;蒸发器和气体冷却器内的换热是等压过程;回热器中无压降。CO2的物性来自于NISTREFPROP9.1。

根据给定条件,可以确定气冷出口点3和蒸发器出口点6的压力和温度T3、P3、T6、P6。由式(1),吸气点1温度计算式为

T1=T6+ηIHX(T3-T6)

(2)

考虑压缩机的等熵效率,排气点2的焓值为

h2=h1+(h2,dis-h1)/ηis

(3)

理论循环的单位质量流量制热量为

q=h2-h3

(4)

理论循环的单位质量流量功耗为

w=h2-h1

(5)

理论循环的系统性能系数为

(6)

式中:h1、h2、h3分别为循环中压缩机吸气、压缩机排气、气体冷却器出口状态的焓值;h2,dis为等熵压缩下的排气焓值。经过理论计算,回热器效率对性能系数的影响如图2所示。

图2 回热器效率对性能系数的影响

由图2可知:在排气压力Pd不变的情况下,随回热器效率ηIHX提高,性能系数的变化取决于气体冷却器出口温度Tgc,out,当Tgc,out较高时,回热器将提升性能系数ε,且随着气冷出口温度升高,ε的提升幅度也随之增大;在Tgc,out较低时,ηIHX提升反而会使其性能下降;随着Pd从9MPa升高到11MPa,ε增大则对应的Tgc,out也随之不断升高,在Pd=11MPa、Tgc,out=35 ℃的工况下,回热器效率增大使得ε降低。

选取Pd=10MPa、Tgc,out=25 ℃和Pd=9MPa、Tgc,out=40 ℃两个工况,用以分析回热器效率的增加导致不同性能系数ε变化趋势的原因。两个工况下ηIHX为0、0.6的循环压焓图如图3所示。由图3可知,两个工况下回热器效率的提升使得单位质量流量制热量q、功耗w增加,Δq、Δw为增量,两者之间的比值为

(7)

应用了回热器后的性能系数

(8)

图3 Pd=10 MPa、Tgc,out=25 ℃和Pd=9 MPa、Tgc,out= 40 ℃两工况下无回热与ηIHX=0.6时的循环对比

当Δε大于无回热器时的性能系数ε时,回热器使ε提升,反之则ε降低。在Tgc,out较低时,无回热器下的循环性能系数ε较高,而Tgc,out较高时,无回热器的性能系数ε较低,因此回热器在不同的气冷出口温度下导致不同的性能改变效果。排气压力对回热器效果的影响同样归结于不同排气压力下无回热器的性能系数。

2 实验测试条件

2.1 实验样机介绍

本文研究的空气源跨临界CO2热泵热水器样机系统和温度压力测点布置如图4所示。

图4 实验样机系统示意图

实验样机采用了半封闭活塞式压缩机。气体冷却器采用异形管套管换热器,壳侧为CO2制冷剂,管侧为水,换热器并联三组换热管,外管为Φ28mm×1.5mm的钢管,内外管通流面积比为1,总换热面积为4.26m2。蒸发器采用翅片管式换热器,2片V型布置,单片制冷剂分为12路,换热管为Φ7mm×0.7mm的铜管,翅片为铝制波纹片,翅片厚度为0.2mm,翅片间距为2.4mm,蒸发器配备两个风机。电子膨胀阀采用步进电机式。回热器同样采用异形管套管换热器,壳侧为高压制冷剂,管侧为低压制冷剂,外管Φ33mm×1.5mm的钢管,内外管通流面积比为1.2,总换热面积为0.27m2。为了研究回热器对系统的影响,样机采用两个截止阀进行控制,实现回热器有无状态的切换。

2.2 测试装置介绍

实验室由环境室、水路调节、空气调节、电气控制、数据采集等部分系统组成。环境室空气干湿球温度控制范围:干球温度为-25～55 ℃,湿球温度为2～45 ℃,控制精度为±0.2 ℃;水侧温度控制范围为5～90 ℃,控制精度为±0.2 ℃;被测机输入功率最大可测定24kW。

测试系统采用的温度传感器为PT100热电阻和T型热电偶,量程为-200～350 ℃,测量精度为±0.2 ℃;压力传感器量程为0～15MPa,精度为量程的±2.5%;水流量采用电磁流量计,量程为0～6m3/h,精度为±0.01m3/h;综合电参仪的功率量程为0.01～24kW,精度为量程的±2.5%。

3 实验结果与分析

3.1 实验测试的系统性能参数

空气源跨临界CO2热泵热水器的主要性能评价指标包括制热量、功耗和性能系数,计算式为

Qgc=mwcp(Tw,out-Tw,in)

(9)

式中:Qgc为系统制热量,kW;mw为水流量,kg/s;cp为比热容,kJ/(kg·K);Tw,in为进水温度;Tw,out为出水温度, ℃。水流量和进出水温度分别通过电磁流量计和PT100热电阻测量得到。总功耗为

Wtotal=Wc+Wf+We

(10)

式中:Wc为压缩机功耗;Wf为蒸发器风机功耗;We为机组电控功耗,kW。实验采用综合电参仪测量机组总功耗,系统性能系数为

(11)

3.2 实验结果分析讨论

(a)性能系数的变化

(b)制热量的变化

(c)功耗的变化图5 不同环温和回热器状态下排气压力的影响

保持进出水温度40、70 ℃不变,实验研究在环境温度16 ℃、2 ℃下,有无回热器时不同排气压力下的性能系数、制热量、功耗变化情况,实验结果如图5所示。由图5可知,在同样的工况下应用回热器,可降低最优排气压力,同时增大对应的最优性能系数;在有、无回热器状态一致时,环境温度的降低使得系统的最优排气压力、制热量、功耗以及最优性能系数都随之降低;系统功耗随着Pd以近乎线性的趋势增长;随Pd增加,制热量Qgc升高;当Pd大于最优排气压力时,制热量增长趋势明显减缓,制热量和功耗变化趋势的不同导致ε下降。

(a)性能系数的变化

(b)制热量的变化

保持环境温度2 ℃、出水温度70 ℃不变,分别在进水温度为10 ℃、40 ℃下进行对比实验,结果如图6所示。由图6可知:在回热器状态不变时,进水温度升高,使最优排气压力、功耗增大,制热量、最优性能系数降低;当进水温度为10 ℃时,有别于进水温度为40 ℃的情况,Pd大于最优压力之后,制热量呈现出减少趋势,使得ε越过最高点后的衰减速度要比进水温度高时更快。

(c)功耗的变化图6 不同进水温度和回热器状态下排气压力的影响

保持环境温度2 ℃、进水温度10 ℃不变,分别在出水温度70 ℃、90 ℃下的实验结果如图7所示。当出水温度升高时,最优排气压力、功耗升高,而最优性能系数下降,制热量则变化不大。

不同工况下有无回热器时性能参数的变化情况如表1所示。由表1可知:在实验运行工况范围内,应用回热器可不同程度地降低最优排气压力和功耗,最优排气压力降低比例最大为6.92%,功耗最大降低6.22%;制热量的变化趋势不定,从降低2.41%到升高2.24%,总体上变化幅度不及功耗;各工况最优排气压力下的ε均获得了提高,最多升高6.65%。

(a)性能系数的变化

(b)制热量的变化

(c)功耗的变化图7 不同出水温度和回热器状态下排气压力的影响

3.3 回热器对系统最优排压下循环的影响

基于实验测试结果,进一步地对应用回热器后的实际系统循环进行分析。在固定出水温度为70 ℃、环境温度分别为2 ℃/16 ℃、进水温度分别为10 ℃/40 ℃的运行工况下,对比分析有无回热器时最优排气压力下的系统循环压焓图变化情况,如图8所示。 图中点1～点4为无回热器的循环状态点,点1′～点6′则为有回热器时的循环状态点。

表1 有回热器相对于无回热器时的参数变化

(a)Tamb=16 ℃,Tw,in=40 ℃ (b)Tamb=2 ℃,Tw,in=40 ℃

(c)Tamb=16 ℃,Tw,in=10 ℃ (d)Tamb=2 ℃,Tw,in=10 ℃图8 不同工况下有无回热器的最优排压下的系统循环

由图8可知,回热器对于系统循环的压力影响主要发生在高压侧,4个工况的排气压力均有不同程度降低,在进水温度为40 ℃时,回热器对蒸发压力的影响微乎其微,而在进水温度为10 ℃时,蒸发压力也只是略有降低。回热器对状态点的温度影响也各有不同:经过回热器换热,对于压缩机吸排气状态而言,有回热时吸气点1′和排气点2′的温度分别比无回热时的点1和点2更高,因为吸气温度升高,整个循环制冷剂质量流量也随之减小,环境温度2 ℃、40/70 ℃进出水温度的工况下,有回热器时最优点的排气温度为133.7 ℃,而随着环境温度的进一步降低,蒸发压力降低,压缩机压比增大,排气温度会进一步增高,在小于2 ℃的低环境温度工况下,回热器应用时,只能在低回热器效率下,甚至无法应用,避免排气温度过高导致压缩机润滑油结焦,影响系统运行可靠性;点1和点6′的重合可知回热器对最优循环下的蒸发器出口状态影响非常小;当进水温度为40 ℃时,有无回热器时的气体冷却器出口温度相差不大,而在进水温度降低到10 ℃后,回热器使气冷出口温度明显减小。

回热器对状态点温度的影响可以反映在压缩机和气体冷却器的工作状态上。在有回热器的循环中,压缩机排气点2′与吸气点1′之间的焓差以及气体冷却器出口点3′与进口点2′的焓差都要比无回热器时的对应焓差更大。由于吸气温度的增加所导致的循环质量流量减少,参照表1中的数据,在应用了回热器后,制热量有增有减,而功耗则有不同程度的下降。

由表1、图8可知,回热器的应用会使得最优排气压力有所下降。对比分析表1可知,当其他两个工况参数不变时,环境温度降低、进出水温度升高会增大应用回热器后最优排气压力的降低程度。本文结合实验数据,建立实验关联式

(12)

式中:ΔPIHX为工况不变时应用回热器后所降低的最优排气压力值,MPa。关联式的适用范围如下:环境温度为2～16 ℃,进水温度为10～40 ℃,出水温度为70～90 ℃,回热器效率为0.54～0.61。式(12)可对类似的热泵系统中回热器对最优排气压力的影响提供参考,对回热器在工程中实际应用具有一定的指导意义。

3.4 理论和实验结果差异的分析

在1.2节的理论分析中,回热器对ε的提升与否取决于气体冷却器的出口温度,气冷出口温度较低时,回热器的应用将降低系统性能;气冷出口温度较高时,回热器将提升性能系数。而气冷器的出口温度与机组的进水温度有关,热泵系统的进水温度越低,气冷出口温度也相应降低。根据表1的实验结果,在进水温度较低时,回热器仍然能提升系统性能,这与理论分析的结果有所差异。理论分析和实验结果存在差异是因为回热器应用后导致的最优排气压力降低和制冷剂质量流量减小。

一方面是两者对功耗的影响。在理论分析中对比的是同一排气压力下回热器效率的影响,而在实验中发现,在应用了回热器之后将会降低最优排气压力。排气压力的降低减小了因回热器导致的吸排气温度增加所带来的功耗增量,同时由于制冷剂质量流量减少,压缩机的功耗整体上明显降低。

另一方面是两者对制热量的影响。理论分析时考虑的是单位制冷剂质量流量情况下的循环,未考虑制冷剂质量流量的影响。而在实验测试中,应用了回热器之后,系统制冷剂质量流量减小,同样的气体冷却器换热面积应用在变少的制冷剂流量上,这带来了更低的换热温差,因此在低进水温度的工况下,气冷出口温度明显降低,气体冷却器进出口制冷剂焓差进一步增大。在减少的制冷剂质量流量和增大的气冷器进出口焓差的共同作用下,最终有无回热器的最优排压下制热量有升有降,但总体变化不大。实验中应用了回热器之后,最优排气压力降低,制冷剂质量流量减小,从而压缩机功耗减小,制热量变化不大,从而导致性能系数ε获得了提高。

根据上述讨论,想要改进理论分析方法,得到关于回热器的可靠结论,必须要考虑回热器对制冷剂质量流量和最优排气压力的影响。因此,理论分析应考虑气体冷却器和压缩机的详细参数,以体现质量流量对制热量和功耗的影响,同时在最优排压下进行讨论,才能得到更有价值的结果。

4 结 论

本文基于实验样机,在理论分析的基础上,实验对比分析了不同工况下回热器的应用对空气源跨临界CO2热泵系统的影响,主要结论如下。

(1)根据理论分析,在排压不变的情况下,回热器对系统性能系数ε的提升与否取决于气体冷却器的出口温度。气冷出口温度较低时,回热器效率越高,ε越低;反之,气冷出口温度较高时,回热器效率越高,ε越高。这是由于在气冷出口温度较低时,性能系数ε较高,回热器效率提高导致的制热量增量与功耗增量的比值Δε小于无回热时的ε,因此降低了系统性能;气冷出口温度较高时,Δε则大于无回热时的性能系数,从而提高系统性能。

(2)根据实验结果,在测试工况中,回热器的应用总会使得系统的最优排气压力减小,最优排气压力下的性能系数提高、功耗下降,对制热量的影响则趋势不定。最优排压下的ε最多提升6.65%,功耗最多降低6.22%。同时回热器的应用还会导致系统排气温度增大,在小于2 ℃的低环境温度工况下,回热器应用时只能在低回热器效率下,甚至无法应用,避免了排气温度过高导致的压缩机润滑油结焦,影响了系统运行的可靠性。

(3)环境温度降低、进出水温度升高会增大应用回热器后最优排气压力的降低程度。基于实验数据,建立了该最优排压降低值关于环境温度、进出水温度之间的实验关联式,该关联式对回热器在工程中实际应用具有一定的指导意义。

(4)理论和实验分析结果差异的原因在于回热器应用后导致的最优排气压力降低和制冷剂质量流量减小。实验表明,在应用了回热器之后,最优排压下压缩机功耗减小,制热量变化不大,从而导致在低进水温度工况下性能系数ε仍得到提高。