跨臨界CO2熱泵的熱氣旁通除霜方法及除霜時間分析

王驛凱， 葉祖樑， 潘祖棟， 趙建峰， 胡 斌， 曹 鋒

(1. 西安交通大學 能源與動力工程學院， 西安 710049； 2. 浙江盾安機電科技有限公司， 浙江 諸暨 311800； 3. 上海交通大學 機械與動力工程學院， 上海 200240)

世界大多數國家的建筑能耗中約有20%～30%來源于對熱水及供暖的需求[1-2].空氣源跨臨界CO2熱泵系統因其在低溫環境下也能產生90 ℃高溫熱水而被得到廣泛應用[3].然而，當熱泵系統在寒冷地區運行時，蒸發器表面將會結霜，換熱性能急劇下降，不利于系統有效運行[4].因此，當霜層增加到一定厚度時，應及時進行除霜.Amer等[4]指出隨著新材料技術的發展，通過蒸發器表面處理抑制霜層形成的方法，雖然可在不增加額外系統耗功的情況下進行除霜，但其長期運行的可靠性與經濟性值得進一步研究.目前，常規熱泵系統的除霜方法主要有兩種：熱氣除霜和逆向除霜[5].但由于運行壓力過高和獨特的換熱特性，逆向除霜方法缺少適用的四通換向閥，無法適用于跨臨界CO2熱泵系統.

國內外學者對熱氣除霜技術進行了深入的理論分析與實驗研究.Liu等[6]通過實驗對比，驗證熱氣除霜方法的可靠性.Huang等[7]對熱氣除霜和逆向除霜穩定性進行實驗對比，發現逆向除霜影響房間舒適度.Kim[8]和Hoffenbecker等[9]的研究結果表明提高熱氣溫度可明顯增強除霜能力.Liang等[10]提出新型熱氣除霜方法，并通過實驗研究證明其可有效消除傳統逆向除霜時系統壓力波動劇烈、室內舒適性較差等問題.

目前，國內外關于熱氣除霜方法在跨臨界CO2熱泵系統中的應用研究較少.Minetto[11]實驗研究了一種熱氣貫通除霜方法，即將高溫制冷劑通過系統內部件后，在蒸發器內放熱除霜，同時在除霜過程中在低壓側儲液罐外部增加2個450 W的電加熱.實驗結果表明當環境溫度為0 ℃時，整個除霜過程持續了18 min；同時作者僅在高低壓側設置2個壓力傳感器，也并未在文獻中給出除霜過程的壓力變化曲線，不利于讀者去分析該除霜方法.Hu等[12-13]提出清晰的控制邏輯，實驗驗證了該方法.但由于制冷劑在除霜過程中需先經過氣體冷卻器，其與氣體冷卻器中的靜止水仍然存在換熱，導致高溫制冷劑在蒸發器進口點溫度明顯降低，延長除霜時間，除霜效果并不明顯.因此，熱氣除霜過程中的系統動態運行特性以及除霜效率的提高值得學者進一步研究.

對于退出除霜的判定條件，Huang[7]、Ding等[14]和Wang等[15]設定蒸發器盤管溫度為10或12 ℃時系統退出除霜，但未對溫度傳感器的安裝位置進行實驗研究.考慮到蒸發器盤管溫度在除霜過程中溫度上升變化的不均勻性，Kim等[16]和Ge等[17]指出，利用新型傳感器或增加傳統傳感器的安裝數量，可明顯提高系統的控制精度，有利于系統的安全運行.

因此，本文提出另外一種熱氣除霜方法——熱氣旁通除霜方法.首先在空氣源跨臨界CO2熱泵機組上，本文采用流通面積較大的旁通銅管作為節流機構；然后為分析系統運行特性，在系統各部件進出口設置多個壓力和溫度傳感器，實時采集除霜過程中的參數變化情況，對熱旁通除霜過程中的動態參數變化進行深入探究，并繪制不同時刻的系統壓焓圖；同時探究環境溫度變化對除霜時間以及系統性能的影響；最后本文與文獻數據對比除霜效率和除霜時間，驗證熱氣旁通除霜方案的優越性.

1 熱氣旁通除霜方法

熱氣旁通除霜方法的系統圖如圖1所示.當系統進入除霜模式時，風機和水泵停止工作，除霜電磁閥打開，電子膨脹閥全關.其除霜過程可描述為3個階段：1—2為整個壓縮過程，低溫低壓制冷劑經壓縮機壓縮后變為高溫高壓狀態；2—3為節流過程，此時壓縮機排氣經旁通銅管節流后變成低壓高溫氣體；3—4為放熱過程，高溫制冷劑在蒸發器內部放熱，而后回到壓縮機，此時翅片表面霜層逐漸融化；4—1為蒸發器出口制冷劑經氣液分離器進入壓縮機.

圖1 熱旁通除霜系統流程圖Fig.1 Flow chart of hot-gas bypass defrosting system

圖2 跨臨界CO2熱泵系統示意圖Fig.2 Schematic diagram of transcritical CO2 heat pump system

2 實驗系統

2.1 實驗系統和測試裝置

本實驗在余熱回收高溫熱泵系統實驗中心內完成，通過空氣調節系統控制環境溫度.空氣源跨臨界CO2熱泵實驗系統示意圖如圖2所示，系統主要部件包括壓縮機、氣體冷卻器、電子膨脹閥、蒸發器、過濾器、氣液分離器和除霜電磁閥.壓縮機采用半封閉式活塞壓縮機，額定排氣量為11.69 m3/h；氣體冷卻器采用異型螺旋管套管換熱器，鋼管尺寸為?28 mm×1.5 mm，3組并聯；蒸發器采用的2片翅片銅管型換熱器呈V字型分布，翅片厚度為0.2 mm，翅片間距為2.4 mm；旁通銅管(圖中虛線部分)外徑尺寸為?12.7 mm.

在實驗過程中，采用如表1所示的實驗檢測設備，實時采集各測量點參數并分析系統運行性能.

表1 各檢測設備說明表Tab.1 Description of each testing instrument

2.2 控制系統和除霜控制邏輯

實驗過程中采用西門子公司S7-200可編程序控制器(PLC)控制跨臨界CO2熱泵系統，顯示面板采用步科觸摸屏，將熱泵機組各測點配置的溫度和壓力傳感器接入PLC中，對系統各測點溫度、壓力信號進行實時采集，用來判斷熱泵機組在不同工況下的整體運行特性.

圖3 除霜判定與流程圖Fig.3 Defrosting judgment and flow chart

在跨臨界CO2熱泵系統實際運行過程中，常采用“時間-溫度”除霜控制邏輯對系統進入與退出除霜條件進行判定[18].圖3所示為除霜判定與流程圖.當系統滿足除霜條件時，除霜電磁閥打開，同時水泵和風機停止運行，電子膨脹閥關閉.需要指出的是，在文獻[12-13]的跨臨界CO2系統熱貫通除霜判定條件中，將進入除霜時的環翅溫差(環境溫度與翅片溫度差值)設定為常數8 ℃；考慮到系統在不同環溫下，空氣含濕量和結霜速度存在明顯差異性，而環翅溫差可直接反映蒸發器在結霜時的換熱特性，因此本文將其按照環境溫度進行分段設置，作為系統進入除霜的判定條件.本文在蒸發器不同回路上安裝4個溫度傳感器，取其平均值作為翅片溫度，并參照文獻 [7,12-14] 設定系統退出除霜時翅片溫度為12 ℃.

2.3 性能計算

制熱量為

Q=mwcp(Tout-Tin)

(1)

式中：mw為水側質量流量;cp為水定壓比熱容;Tin和Tout分別為系統進出水溫度.

總耗功量為

W=Wcomp+Wpump+Wfan

(2)

式中：Wcomp、Wpump、Wfan分別為壓縮機、水泵、風機耗功量.

制熱系數為

(3)

平均制熱量為

(4)

式中：ΣQ為一個除霜周期內的總制熱量;Tf和Td分別為一個除霜周期內的結霜和除霜時間.

總制熱系數為

(5)

式中：Wf和Wd分別為一個除霜周期內的結霜和除霜能耗.

2.4 測試工況

為對除霜過程動態參數變化進行探究，并通過測點數據繪制不同時刻的除霜壓焓圖，同時分析除霜時間及除霜效率的變化，本文依據日本標準《JRA4060-2014 工業用熱泵熱水器》以及文獻[12-13]中工況要求，選擇如表2所示的運行工況.

表2 測試工況說明表Tab.2 Description of test conditions

3 結果與討論

3.1 動態參數變化

熱氣旁通除霜中壓力動態變化如圖4所示.除霜電磁閥在時間為0 s時打開，高溫高壓制冷劑經流通面積更大的旁通銅管直接進入蒸發器.由于需要重新建立壓力平衡，排氣壓力由9.13 MPa迅速降低至7.84 MPa，吸氣壓力和蒸發器進出口壓力均快速升高0.6 MPa，而后均進入緩慢增長階段；在80 s時，系統進入穩定除霜狀態，此時壓力變化較為平緩；在除霜時間達到500 s時，由于此時霜層已經基本完全融化，壓力開始陡增.在570 s時，系統判定達到退出條件，熱氣旁通除霜結束.

圖4 壓力動態變化Fig.4 Dynamic variation of pressure

圖5 溫度動態變化Fig.5 Dynamic variation of temperature

圖5所示為熱氣旁通除霜中CO2溫度動態變化情況.當系統進入除霜后，排氣溫度迅速降低而后逐漸穩定，此時系統進入潛熱除霜階段，溫度參數基本保持不變.在除霜時間為500 s時，霜層基本融化，各測點溫度逐步升高，直至570 s時退出除霜.文獻[12]中指出，熱貫通除霜方法中高溫制冷劑經氣體冷卻器放熱后，其氣冷出口溫度穩定在28～30 ℃，因此其蒸發器進口溫度必然小于20 ℃；而在本文的方法中，高溫高壓的制冷劑不再經過氣體冷卻器器，因此其蒸發器進口溫度明顯升高，在除霜穩定期溫度值穩定在30 ℃左右，有利于縮短除霜時間，提高除霜效率.

圖6 不同除霜時刻的壓焓圖Fig.6 Pressure-enthalpy diagram at different defrosting times

因此，根據壓力和溫度在熱氣旁通除霜過程中的動態變化曲線，其整個除霜過程可大致分為3個階段：系統啟動除霜、穩定除霜和準備退出除霜階段.根據時間變化可以看出，穩定除霜階段在整個除霜過程中的時間比例最大.結合圖4和5所示的壓力、溫度瞬時變化和理論分析結果，可得到如圖6所示的熱氣旁通除霜中不同時刻下的系統壓焓圖.圖中點1為壓縮機吸氣，點2為壓縮機排氣，點3為蒸發器進口，點4為蒸發器出口.在圖6(a)所示的除霜啟動階段，制冷劑在蒸發器出口點的溫度值仍然低于0 ℃，經氣液分離器后，在壓縮機吸氣點處接近飽和狀態.隨著除霜時間增加，蒸發器進出口壓力和溫度值逐漸升高.在除霜穩定期(圖6(b))，蒸發器進口點溫度值在等溫線30 ℃左右，有利于系統穩定除霜；此時蒸發器出口點制冷劑溫度已明顯高于0 ℃，且制冷劑在蒸發器中的換熱量(點3至點4)與圖6(a)相比明顯減少，蒸發器出口制冷劑干度有所增加.在系統準備退出除霜階段(圖6(c))時，其排氣壓力及溫度值與穩定除霜階段相比，已經明顯增大.在穩定除霜過程中，蒸發壓力基本保持在3.5 MPa，直至除霜結束時升高至3.8 MPa.

為了對熱氣旁通除霜時系統的整體性能進行評估，對系統進行一個完整結除霜周期性能參數測試.從圖7中可以看出，機組運行后經 1 000 s達到制熱量峰值57.03 kW，而后隨著蒸發器表面結霜，換熱性能下降，當機組制熱量衰減為峰值的90%(51.88 kW)時，自動進入除霜過程，系統制熱量Q與制熱系數COP迅速衰減為0.由式(4)和(5)可知，其除霜能耗為 11.741 MJ，平均制熱量Qave與總制熱系數COPtotal分別為48.4 kW和2.614.

圖7 一個完整結除霜周期動態變化Fig.7 Dynamic variation of a complete frosting and defrosting cycle

3.2 環境參數對除霜時間影響

對比分析不同環境溫度下熱氣旁通除霜時系統吸排氣壓力變化，如圖8所示.在環境溫度為2 ℃時除霜速度明顯更快，與環境溫度為-7 ℃時相比減少近200 s.分析原因可知，當系統進入除霜過程后，制冷劑只與蒸發器表面的霜層存在換熱.由于系統在-7 ℃時進入除霜，蒸發器表面霜層溫度更低，所以將同一時刻的吸排氣壓力值相比，-7 ℃時其排氣與吸氣壓力也明顯更低；當蒸發器表明霜層逐漸融化，兩種不同環境溫度下的制冷劑均與0 ℃的冰水混合物進行熱交換，此時吸氣壓力基本一致.對比不同環境溫度下，系統退出除霜時的時間差(ΔT1)與穩定除霜過程中相同排氣壓力值下的時間差(ΔT2)，發現其值大致相等，因此可認為霜層溫度主要影響除霜啟動階段的吸排氣壓力變化；當系統進入潛熱穩定除霜階段后，其排氣壓力變化曲線可看作是隨時間軸的水平延長.進一步分析可知，當機組在相同環境溫度下運行時，即使除霜開始時刻熱氣溫度不同，其對啟動階段時間的影響對于整個除霜周期來說可以忽略，除霜時間主要由穩定除霜時間決定.

圖8 不同環境溫度下除霜時吸排氣壓力動態變化Fig.8 Dynamic variation of suction-discharge pressures under different ambient temperatures when defrosting

基于上述分析，利用控制變量法，在同一濕度(84%)和不同環境溫度(-20、-15、-12、-7、2、7和10 ℃)的工況下，保持進出水溫度不變，實驗對比除霜能耗與除霜時間的變化，其結果如圖9所示.從圖中可以發現，隨著環境溫度的增加，除霜能耗值依次為29.353、24.796、21.204、16.560、11.741、8.762和7.448 MJ；而除霜時間的變化情況為 1 390、1 210、1 000、780、570、420和350 s，其除霜能耗比值與除霜時間比值兩者的變化趨勢基本一致，說明在不同的環境溫度下進行除霜時，系統除霜能耗的變化主要是由于熱氣旁通穩定除霜時間的差異性引起的，且均隨著環境溫度的增加而逐漸降低.同時當環境溫度高于0 ℃時，環境溫度與霜層之間的熱傳遞也將進一步縮短除霜時間.而當環境溫度相同，但相對濕度不同時，結果如表3所示，除霜時間和除霜能耗均會隨著環境濕度的增加而增大，這主要是因為當環境相對濕度較大時，蒸發器表面的霜層密度較大，除霜過程中翅片表面的水含量增多，除霜時間必然延長.

圖9 不同環境溫度下除霜能耗與時間變化Fig.9 Variation of defrosting energy consumption and time under different ambient temperatures

Tab.3 Results of defrosting energy consumption and time under different relative humidities

環境溫度/℃相對濕度/%除霜時間/s除霜能耗/MJ28457011.74127050010.284-78478016.560-77069014.723-1284100021.204-127088019.059

3.3 除霜效率

為對熱氣旁通方法的除霜效率進行計算與對比，在文獻[12]和[13]中的運行工況(環境干濕球溫度為2/1 ℃，進出水溫度為Tin=12 ℃,Tout=80 ℃)下進行實驗.

除霜效率作為評判除霜方法優劣的重要標準，其定義為融化霜層實際需要的能量與除霜過程中系統總能耗的比值：

(6)

式中：ηd為除霜效率;Qf為實際融化霜層需要的能量;Wd為除霜能耗.

實際除霜過程中需要的熱量為

(7)

(8)

式中：下標f表示霜層;m為融霜中收集的總融水質量;cp,f為霜層比熱容; ΔTf為霜層溫度的絕對值;Lf為霜層汽化潛熱;t為變量即除霜時間;τ為除霜時間最大值.

經計算得到，熱氣旁通的除霜效率為46.5%，與文獻[12]中熱貫通效率34.8%相比，其值提高近33.62%；同時文獻[12]和[13]中指出，整個除霜過程持續約600 s，而對比本實驗除霜時間約為500 s.分析可知，存在兩方面原因：一方面，在熱貫通除霜方案中，制冷劑CO2在流經氣體冷卻器時放出大量熱，導致制冷劑在蒸發器入口點的溫度值明顯降低；另一方面，本文采用外徑為12.7 mm的旁通銅管作為節流機構，與電子膨脹閥相比，其流通面積較大，這在一定程度上可增大系統制冷劑流量，縮短除霜時間.

(9)

3.4 誤差分析

由式(1)～(3)可知，可利用水流量、進出水溫度和功率直接測量值，通過函數關系得到Q和COP值.由于本實驗采用電磁流量計，所以式(1)可以轉化為

(10)

式中：ρ為水的密度;V為水側體積流量.

由式(10)可知，實驗誤差主要受水流量、進出水溫度和功率測量值的影響.由于在除霜實驗中，制熱量持續下降，所以本小節選取圖7中制熱量峰值對應的運行工況和運行參數進行計算.此時進出水溫度Tin和Tout分別為5和65 ℃，水流量V為0.83 m3/h，制熱量Q為57.03 kW，系統耗功W為17.824 kW，系統性能系數COP為3.20.

實驗不確定度[20]為

(11)

式中：w為結果的不確定度值;R為獨立變量x的函數;wxi為每個獨立變量的不確定度.

由式(11)可得制熱量Q的不確定度為

(12)

式中：Vmin和Tmin分別為水流量和進出水溫度的精確度.

因此，制熱量Q的相對誤差為

(13)

同理，制熱性能系數COP的不確定度為

0.04

(14)

制熱性能系數COP的相對誤差為

(15)

綜上所述，制熱量Q和制熱性能系數COP的相對誤差分別為1.32%和1.25%，滿足實驗允許誤差5%范圍之內，說明本實驗結果滿足實驗要求.

4 結論

本文通過搭建跨臨界CO2熱泵系統實驗臺，采用熱氣旁通除霜技術，對系統除霜過程中的動態參數變化進行實驗研究.在此基礎上，繪制除霜不同時刻的系統壓焓圖，并根據實驗結果，分析環境溫度對除霜時間的影響；同時根據除霜效率，分析熱氣旁通除霜方案的優勢.本文得到的主要結論有：

(1) 機組采用熱旁通除霜技術，在環境溫度為2/1 ℃、進出水溫度為5/65 ℃運行工況下實驗測試，發現其可進行快速且有效除霜，各測點動態參數變化較為平緩.在除霜過程中，因高溫制冷劑直接旁通至蒸發器，在除霜穩定期蒸發器進口溫度為30 ℃左右，有利于縮短除霜時間.

(2) 除霜時間主要由穩定除霜期時間決定，除霜能耗比值與除霜時間比值的變化趨勢基本一致，環境溫度越低，濕度越大時，除霜時間越長，除霜過程中的能耗值越大.

(3) 通過實驗數據分析，確定熱氣旁通除霜效率為46.5%，與文獻中數據相比提高33.62%，說明采用旁通銅管作為節流機構的熱氣旁通除霜方法更適用于空氣源跨臨界CO2熱泵系統，有利于系統的高效運行.