帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統性能分析

董麗瑋，李敏霞，姚良，馬一太，詹浩淼

（中低溫熱能高效利用教育部重點實驗室(天津大學)，天津 300350）

空氣源熱泵作為一種優良的節能供暖技術，能有效降低我國北方冬天使用燃煤的供暖方式造成的化石能源緊缺和嚴重的霧霾問題，成為政府大力提倡的供暖方式[1-2]。但采用熱泵供暖要考慮制冷劑的使用引起的臭氧層空洞和全球變暖等環境問題。根據《蒙特利爾議定書》基加利修正案，到2045年，氫氟烴（HFCs）類制冷劑的使用最終將削減至80%～85%，現在制冷與空調行業中使用的大部分HFCs 制冷劑將被取代。在眾多替代工質中，CO2作為一種自然工質，臭氧消耗潛能（ODP）為0，全球變暖潛能（GWP）為1，成本低、易獲得、性質穩定。用于熱泵供暖工況時，放熱過程處于超臨界狀態，在高壓側具有更大的溫度滑移，能獲得更高溫度的熱水[3]。由于其具有上述優點，CO2熱泵技術在供暖領域獲得飛速發展[4-5]。

然而，在室外蒸發溫度較低時，CO2運行壓力較高造成高低壓壓差較大，節流損失大，系統性能下降。針對此問題，國內外學者進行了大量的研究。其中引射器能減小制冷劑閃發造成的損失，同時降低壓縮機功耗，回收部分膨脹功，從而提高系統整體性能。Zhu等[6]對引射膨脹式跨臨界CO2熱泵系統進行了試驗研究，結果表明，系統的COP 比基本系統提升約10.3%。機械過冷采用傳統的蒸汽壓縮制冷循環對氣體冷卻器出口的CO2氣體進行冷卻，可減少系統的節流損失。Llopis 等[7]對機械過冷系統進行熱力學分析的結果表明，與基本系統相比，機械過冷系統的性能系數（COP）最大能提升約20%，制冷量最大能提升約28.8%。此外，輔循環工質種類也會影響機械過冷系統的性能。Dai等[8]提出在跨臨界CO2機械過冷系統的輔循環中使用非共沸混合工質，研究表明使用具有合理溫度滑移的工質時，與采用純工質相比，能效可提升約4.91%。

考慮系統的實際運行，供暖期間室外溫度的波動以及不同地區的氣候條件如溫度、濕度、供熱負荷會直接影響熱泵系統的運行。供熱季節性能系數（HSPF）能綜合考慮各地區室外溫度變化、結除霜損失系數等因素，反映系統動態運行的性能。因此對不同系統HSPF的研究具有重要意義[9]。

鑒于在熱泵系統中對引射器和機械過冷相結合的研究較少，為進一步提升跨臨界CO2熱泵系統的性能，本文在原機械過冷系統的主循環或輔循環基礎上加入引射器，綜合了引射器系統和機械過冷系統的優勢，提出了一種帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統。通過建立熱力學模型，對系統使用不同末端的性能進行了整體分析，并將該系統與已有系統進行對比，選取了4 個典型城市，分析了4種系統供暖期間的運行特性。結合我國各地氣候的實際情況，為不同地區尋找更高效的供暖系統提供了理論參考。

1 系統介紹

圖1 和圖2 分別為輔循環帶引射器系統［MSHPS （AWE）］ 和 主 循 環 帶 引 射 器 系 統［MSHPS（MWE）］的系統圖及其對應的壓焓圖。

圖1 輔循環帶引射器的系統原理圖和壓焓圖

圖2 主循環帶引射器的系統原理圖和壓焓圖

機械過冷即在跨臨界CO2熱泵基本循環的氣體冷卻器出口增加輔助循環，對氣體冷卻器出口的CO2氣流降溫冷卻，從而降低CO2節流前溫度。對于MSHPS（AWE），1-2-3-4-5 為跨臨界CO2基本循環，本文稱主循環，輔循環中加入引射器，輔循環過冷器出口的氣態工質被來自氣體冷卻器的高壓流體引射，兩股流體在引射器內充分混合后降速增壓，之后進入氣液分離器。分離之后的飽和氣體和飽和液體分別進入壓縮機和過冷器完成循環。對于MSHPS（MWE），在主循環中加入引射器，主循環蒸發器出口的氣態工質被來自過冷器的高壓流體引射，輔循環12-13-14-15 為跨臨界CO2基本循環。散熱末端的回水分別經過主、輔循環的氣體冷卻器，被加熱后進入混合水箱進行供暖。

2 系統模型建立

2.1 熱力學模型

為簡化熱力學計算，對系統作如下假設[10-12]：

（1）系統在穩定工況下運行；

（2）壓縮機等熵效率為增壓比函數；

（3）忽略換熱器、各部件以及系統管路在運行中的熱量損失和壓力損失，換熱器均為逆流換熱；

（4）輔循環中過冷器和氣液分離器出口的流體均為飽和狀態；

（5）帶有引射器的循環中，壓縮機具有5℃吸氣過熱；

（6）氣體冷卻器中CO2出口與冷卻水進口溫差為5℃，過冷器中輔循環蒸發溫度與CO2出口溫差為5℃；

（7）忽略引射器進、出口動能，引射器內流體混合過程視為等壓混合，過程中動量守恒。

（8）根據GB/T 25127.1，名義工況（額定工況）為環境溫度T0=-12℃，令蒸發溫度與環境溫度的差值為5℃，則蒸發溫度為-17℃；

（9）散熱末端選取散熱片（TDR）、地盤管（FCR）和小溫差風機盤管（STD-FCU），各末端供、回水溫度見表1。本文所有分析和討論均基于壓縮機排氣溫度≤140℃的有效數據[13]。

表1 不同散熱末端供回水溫度

輔循環帶引射器相關參數見式(1)～式(11)。

①主循環

壓縮機功耗以式(1)計算。

式中，mm為主循環CO2質量流量，kg/s。

其中比焓hi（i=1,2,3,…）關系以式(2)計算。

式中，ηm,CO2為主循環壓縮機等熵效率，可由式(3)計算[16]。

氣體冷卻器

式中，Qm,h為主循環制熱量，kW。

膨脹閥

引射系數

式中，ma為被吸入的CO2的質量流量，也即經過輔循環蒸發冷卻器的質量流量，kg/s；mg為工作流體CO2的質量流量，也即經過輔循環壓縮機的質量流量，kg/s。

過冷器

輔主循環流量比

根據引射器能量守恒，引射系數μ滿足式(9)。

同時引射器出口CO2干度滿足式(10)。

引射系數由11 狀態點的干度與式(9)迭代計算得到[17]。

循環性能系數

式中，Qa,h為輔循環制熱量，kW；Wa,CO2為輔循環壓縮機功耗，kW。

主循環帶引射器相關參數見式(12)～式(14)。

引射系數μ滿足式(12)。

同時，引射器出口CO2干度滿足式(13)。

此處引射系數同樣由7 點狀態點的干度與式(16)迭代計算得到。

循環性能系數，如式(14)。

式中，Qm,h、Qa,h分別為主、輔循環制熱量，kW；Wm,CO2、Wa,CO2分別為主、輔循環壓縮機功耗，kW。

2.2 HSPF模型

HSPF 是指在采暖季節熱泵的總制熱量與消耗的總電能之比。考慮我國不同氣候區由于緯度位置的差異引起的供熱負荷的不同，以及由于濕度的差異引起的結霜情況的不同，文獻[18]提出了現階段HSPF的計算方式，如式(15)～式(18)。

式中，HHL為不同室外溫度對應的供熱負荷，W/m2；qH,desi為供熱設計負荷，W/m2；tH為供熱啟動室外溫度，本文中取18℃；tH,desi為供熱室外設計溫度，℃；t0為供熱期間每小時對應的室外溫度，℃。

式中，HSTL 為總供熱負荷，W；A為建筑供熱面積，m2，本文中取100m2；τ為不同室外溫度對應的小時數，h。

式中，COPH(i)為不同蒸發溫度對應的系統供熱性能系數；Dfros,m為除霜損失系數。

選取城市的緯度位置和相關設計參數見表2。

表2 典型城市的相關參數

系統運行參數優化及HSPF 的計算流程如圖3所示。通過對主、輔循環排氣壓力和過冷器出口溫度3個影響參數同時優化，得到不同蒸發溫度下系統的最優COP。獲取各城市的氣象數據后進行統計匯總，利用已經獲得的各蒸發溫度的最優COP 進行各城市HSPF的計算。

圖3 系統運行參數優化及HSPF計算流程

3 結果與討論

3.1 內部參數變化對系統性能的影響

選定額定工況、確定帶引射器的循環中壓縮機吸氣過熱度和冷卻水供/回水溫度后，循環可變運行參數僅為主、輔循環排氣壓力和過冷器出口溫度。本節中分別討論了在額定工況下，兩種系統的性能參數隨主、輔循環排氣壓力和過冷器出口溫度的變化情況，且討論其中一個運行參數對系統性能的影響時，其余可變運行參數取最優值。

3.1.1 主輔循環排氣壓力對系統性能的影響

圖4 和圖5 分別為在額定工況下，以TDR、FCR 和STD-FCR 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP 隨主、輔循環排氣壓力的變化。隨著主、輔循環排氣壓力的升高，兩種系統的COP 均呈現先增加后減小的變化趨勢。以TDR、FCR 和STD-FCR 為末端的系統最優主輔循環排氣壓力依次降低，最優COP 依次升高，其中，以STD-FCU 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）最優COP分別能達到3.014和3.217。原因是氣體冷卻器出口溫度降低，高壓側最優排氣壓力降低，對應工況下的最優COP升高[22-23]。兩種系統在最優排氣壓力下均存在最大COP，原因是在CO2超臨界區域等溫線呈S曲線變化，壓縮機功耗和制熱量隨排氣壓力變化速率不一致[24]。

圖4 系統COP隨主循環排氣壓力的變化

圖5 系統COP隨輔循環排氣壓力的變化

3.1.2 過冷器出口溫度對系統性能的影響

圖6 所示為在額定工況下，以TDR、FCR 和STD-FCR 為 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP隨過冷器出口溫度的變化。隨著過冷器出口溫度的升高，兩種系統的COP 均呈現先增加后減小的變化趨勢。原因是隨著過冷器出口溫度的升高，系統的總制熱量和壓縮機總功耗變化速率不一致，綜合結果導致系統COP 先增加后減小[25]。

圖6 系統COP隨過冷器出口溫度的變化

由以上分析可知，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）在最優主、輔循環排氣壓力和最優過冷器出口溫度下存在最優的COP。下文的結果均基于最優工況進行對比分析。

3.2 不同系統性能對比分析

3.2.1 不同系統COP對比分析

圖7 所示為以TDR、FCR 和STD-FCU 為末端的系統COP 隨蒸發溫度的變化。由于蒸發溫度較低時，壓縮機排氣溫度較高，環境溫度低于一定值時，壓縮機排氣溫度降超過140℃，這樣的工況不被接受，所以各系統有其最低蒸發溫度限制。CO2基本系統（BASE 系統） 為-31℃，MSHPS 和MSHPS（AWE）為-33℃，MSHPS（MWE）則由于主循環中引射器的使用提升了壓縮機吸氣溫度，故蒸發器側可以達到更低的蒸發溫度，為-37℃，具有更好的低溫適應性。以BASE 系統、MSHPS 為基準的COP 增量。以BASE系統為基準，以TDR為末端的系統COP增量最高，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量分別為21.54%和27.04%；以MSHPS 為基準，以STD-FCU 為末端的系統COP 增量最高，MSHPS（AWE） 和MSHPS （MWE） 的COP 增 量 分 別 為2.62%和9.53%。

圖7 系統COP隨蒸發溫度的變化

3.2.2 不同系統供熱季節性能系數能（HSPF）對比分析

本節選取了我國4 個典型氣候城市，即哈爾濱、北京、西安、上海，對其使用不同系統時冬季供暖期間的HSPF進行了對比分析。

圖8 所示為選取的4 個城市的冬季供暖期間不同室外溫度對應的小時數（數據可通過DeST 軟件獲取）。哈爾濱屬于嚴寒地區，溫度集中于-30～-10℃；北京和西安屬于溫帶季風氣候，冬冷夏熱，冬季氣溫集中于-10～10℃；上海緯度較低，屬于亞熱帶季風氣候，冬季氣溫較高，集中于0～20℃。

圖8 各城市冬季供暖期間不同室外溫度對應的時間

表3 額定工況下各系統最優COP和COP增量

圖9 所示為選取的4 個典型城市使用以TDR、FCR 和STD-FCU 為末端的系統時的HSPF 和HSPF增量。緯度越低，系統的HSPF 越高，但使用以TDR和FCR為末端的系統時，上海的HSPF略低于西安，原因是上海地區濕度較高，系統運行時結霜較其他地區嚴重，除霜損失系數較低。以BASE系統為基準，嚴寒地區的HSPF 改善效果最明顯[18]。其中，哈爾濱地區以TDR 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量高達35.22%。系統以TDR為末端時，4個城市的HSPF的提升量有較大差值。故對應在氣體冷卻器出口溫度較高時，系統的HSPF 對城市緯度位置較為敏感，更適用于高緯度的嚴寒地區。系統以STD-FCU為末端時，4個城市的HSPF提升量變化幅度不明顯，故對應在氣體冷卻器出口溫度較低時，系統的HSPF對城市緯度位置不敏感。其中，上海地區以STD-FCU 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量約為25.27%，高于使用其他終端的情況。以MSHPS 為基準，城市的緯度位置對MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的HSPF提升量無明顯影響，但隨著氣體冷卻器出口溫度的降低，各城市的HSPF提升量均有一定程度的增加。上海地區以STD-FCU 為末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量最高，約為12.02%。綜上，以STD-FCU為末端的系統HSPF最高，以TDR為末端的系統更適用于高緯度的嚴寒地區，以STD-FCU為末端的系統更適用于低緯度的地區。

圖9 不同城市的HSPF和HSPF提升量

3.3 輔循環工質種類對系統性能的影響

本文提出的兩種系統中，主、輔循環均以CO2為工質，而CO2壓縮機造價高，成本約占總初投資成本的80%[26]，在實際工程中應考慮降低此項成本。輔循環側壓縮機的功耗與主循環相比很小[7]，而且主循環的熱量輸出占主導地位[24]，故可改變輔循環工質，對比分析輔循環工質種類對系統性能的影響。本節選取了包括CO2在內的7 種現階段較為常用的純制冷劑以及混合制冷劑R32/R1234yf（50/50）作為輔循環工質。

圖10(a)、(b)分別為在額定工況下MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最優COP 和以MSHPS 為 基 準 時MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP增量。其中，以STD-FCU 為末端，輔循環工質為R717 的系統的COP 最高。對于MSHPS （AWE），以FCR 為末端略高于以STDFCU 為末端的系統COP 提升量。其中輔循環工質為CO2的系統COP 提升量最高，約為2.67%。而對于MSHPS（MWE），以STD-FCU 為末端，輔循環工質為R717的COP提升量最高，約為10.02%。造成對應工質在兩種系統中COP 提升效果不同的原因是在MSHPS（AWE）中，不同的工質在輔循環引射器的作用下被引射，而在MSHPS（MWE）中輔循環為基本循環，工質只經過基本的亞臨界或跨臨界蒸汽壓縮過程。3 種系統以TDR 為末端時，3種系統的COP 無較大差值。而以FCR 和STD-FCU為末端時，輔循環使用其他工質的COP 均高于使用CO2的情況。原因是輔循環為除CO2以外其他工質時，以FCR 和STD-FCU 為末端的系統供水溫度與TDR 相比有較大程度的下降，對應輔循環冷凝溫度大幅降低，導致系統具有較高的COP。而輔循環工質為CO2時，高壓側為超臨界無相變的冷卻過程，對應氣體冷卻器出口溫度下降程度較小，導致系統COP 較低。由于非共沸制冷劑存在相變溫度滑移，因此輔循環使用混合制冷劑R32/R1234yf 的系統COP 高于使用純工質R32 和R1234yf 的系統，這與已有研究相符。但輔循環使用混合工質的MSHPS 的COP 較高，故以其作為基準時，COP 增量并非最高，提升效果并非最優。

圖10 系統COP及COP增量

4 結論

本文提出帶引射器的跨臨界CO2機械過冷熱泵系統。在系統分別以TDR（氣體冷卻器出口溫度45℃）、FCR（氣體冷卻器出口溫度40℃）和STDFCU（氣體冷卻器出口溫度35℃）為散熱末端時，通過熱力學建模，對額定工況下內部參數的變化對系統性能的影響進行了分析與討論，并從能效和供暖期間的運行特性兩方面與已有系統進行了對比。改變輔循環工質，對比了額定工況下工質種類對MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）性能的影響。主要結論如下。

（1）與已有的機械過冷系統相似，新提出的兩種系統均存在最優主、輔循環排氣壓力，最優過冷器出口溫度，對應最高COP；以STD-FCU 為末端的系統COP最高。在額定工況下，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最高COP 分別能達到3.014和3.217。

（2）兩種系統對已有BASE系統和MSHPS的性能有一定程度的改善。在額定工況下，以BASE系統為基準，以TDR 為末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量最高，分別為21.539%和27.036%；以MSHPS 為基準，以STD-FCU 為末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP 增量 最 高， 分 別 為2.622% 和9.534%， MSHPS（MWE）對已有系統的性能具有更好的提升效果。此外，MSHPS（MWE）進一步降低了最低蒸發溫度限制，可達-37℃，具有較好的低溫適應性。

（3）城市的緯度位置和散熱末端形式會影響系統供暖期間的運行特性。以BASE系統為基準，嚴寒地區的HSPF提升量最高。以TDR為末端的系統更適用于高緯度的嚴寒地區，以STD-FCU 為末端的系統更適用于低緯度的地區。

（4）輔循環工質的種類會影響系統的整體性能。MSHPS（AWE）使用CO2的效果最好，在額定工 況 下，以FCR 為 末 端，MSHPS （AWE） 較MSHPS 的COP 提升量最大，約為2.67%；MSHPS（MWE）使用R717 的效果最好，在額定工況下，以STD-FCU為末端，MSHPS（MWE）較MSHPS的COP 提升量最大，約為10.02%。與輔循環使用純工質的系統相比，使用混合工質的系統具有更高的COP，但提升效果并非最優。