采用分流過冷的跨臨界CO2冷熱聯供系統性能

王磊，張信榮

（北京大學工學院，北京 100871）

工業是國民經濟發展的主導力量，在工業生產中為了保證裝備運轉、生產安全，需要大量的冷、熱供應。以往工業生產主要依賴于煤炭等化石資源直接轉化為電力或冷、熱量供應給各生產環節，這種方式資源消耗大、能源轉化效率低、環境污染嚴重。中國政府制定了節能減排的國家級能源戰略，明確提出了要大力發展清潔生產和循環經濟。因此，在工業生產中可以使用更加清潔高效的利用逆卡諾循環原理的制冷、熱泵系統滿足冷、熱需求。為了應對能源與環境的問題，中國政府一直在積極推動著熱泵技術在工業領域的應用。由于環保的要求，熱泵系統循環的工質選擇與應用受到一些國際公約的限制。目前中國已經完成了氯氟烴（CFCs）的全面淘汰，含氫氯氟烴（HCFCs）的淘汰進程也接近了尾聲，以環境友好、性能優異的天然工質取代傳統的熱泵工質成為未來發展的方向。

CO的臭氧消耗潛值（ODP）=0，全球變暖潛值（GWP）=1，傳熱性能和流動性好，容積制冷量大，是一種天然工質。CO跨臨界壓縮循環的排氣溫度高，而且在冷卻過程中會產生較大的溫度滑移，因此特別適合在制冷的同時進行制熱。這一點對同時需要制冷及制熱的工業領域特別適合。目前中國仍然廣泛地采用以燃煤鍋爐為主的加熱系統，劉圣春等的研究表明，使用CO熱泵循環系統與燃煤鍋爐相比總成本可以節省120%，與燃氣鍋爐相比總成本可以節省26%，燃煤鍋爐的CO排放量約為CO熱泵系統的5.3倍，約為天然氣鍋爐的6.5 倍。工業制熱的特點是溫度高，而CO的臨界溫度較低，在應用過程中必須對CO進行有效過冷，否則會導致節流前工質干度過大，工質在蒸發側的單位質量吸熱量過低，系統循環效率過低。目前，對CO進行過冷的方法包括：回熱循環、帶經濟器的兩級壓縮中間冷卻循環、機械輔助過冷循環、熱電輔助過冷循環。回熱循環對跨臨界CO熱泵系統的性能提升并不明顯，而兩級壓縮與各類輔助過冷系統勢必會增加系統的復雜程度，影響系統運行的穩定性，增大投資成本。

本文提出了三種無需外部系統輔助僅依靠系統自身工質分流實現過冷的跨臨界CO熱泵冷熱聯供系統，通過模擬計算分析不同工況下系統性能的變化情況。

1 系統模型與方法

1.1 分流過冷原理

分流過冷的基本原理就是將CO跨臨界循環中某一位置的CO分流出來，利用分流的CO直接或通過節流進入低溫狀態后與循環中需要冷卻的CO進行熱量交換，實現跨臨界系統中CO在進入節流過程前的充分冷卻。

根據CO分流位置的不同可以有三種不同的系統基本形式：蒸發器與節流閥間分流；氣體冷卻器與過冷器間分流；過冷器與節流閥間分流。后文描述中將依次以系統一、系統二、系統三代表。

（1）系統一 圖1 為系統一的原理圖與壓焓圖。在該系統循環中，CO經過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態點3，然后在過冷器中實現進一步過冷到狀態點4變為液態CO，液態CO經過節流后會分流成兩部分：一部分直接進入蒸發器進行蒸發吸熱完成末端的制冷需求，狀態點由5 轉變為6；另一部分則進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現超臨界CO的充分冷凝，狀態點由7 轉變為8。最終兩路CO工質在壓縮機吸氣前混合為狀態0點。

圖1 分流過冷循環系統一原理圖與壓焓圖

（2）系統二 圖2 為系統二的原理圖與壓焓圖。在該系統循環中，CO經過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態點3后分流為兩部分：一部分進入過冷器中實現進一步過冷到狀態點4 變為液態CO，然后經過節流閥變為低溫低壓的狀態5，狀態5 的CO在蒸發器內吸熱完成末端的制冷需求，出口為狀態6的氣態CO；另一部分則直接通過輔助節流閥節流為狀態點7 的低溫中壓狀態，進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現超臨界CO的充分冷凝，狀態點由7 轉變為8。最終分流的兩部分CO混合后為狀態0點。

圖2 分流過冷循環系統二原理圖與壓焓圖

（3）系統三 圖3 為系統三的原理圖與壓焓圖。在該系統循環中，CO經過壓縮機壓縮進入高溫高壓的超臨界狀態點2，超臨界CO在氣體冷卻器中經過初步冷卻完成對末端的制熱需求達到狀態點3，然后在過冷器中實現進一步過冷到狀態點4變為液態CO后分流為兩部分：一部分直接經過節流閥變為低溫低壓的狀態點5，狀態點5 的CO在蒸發器內吸熱完成末端的制冷需求，出口為狀態點6 的氣態CO；另一部分則通過輔助節流閥節流為狀態點7 的低溫中壓狀態，進入過冷器與超臨界CO進行換熱，實現超臨界CO的充分冷凝，狀態點由7 轉變為8。最終分流的兩部分CO混合后為狀態0點。

圖3 分流過冷循環系統三原理圖與壓焓圖

1.2 計算模型與方法

本文采取熱力循環計算的方式進一步分析不同工況下前述三種系統的性能變化規律，下面對三種系統的熱力學模型作出如下假設：①忽略管道與換熱器內部制冷工質流動的流動阻力與動能變化；②各換熱器在進行熱量交換時無能量損失；③除蒸發器、冷卻器外，系統其余部件不與外界環境發生熱量交換；④節流前后認為工質的焓值不發生變化；⑤蒸發器出口為對應的蒸發壓力下的飽和氣；⑥分流工質在過冷器出口為對應蒸發壓力下的飽和氣；⑦壓縮機吸氣前有氣液分離裝置，吸氣為蒸發器、過冷器出口工質發生混合后對應壓力下的飽和氣；⑧過冷器出口冷、熱工質間溫差為5℃；⑨工質壓縮過程按照等效率0.75進行。

（1）系統綜合COP 計算方法 循環性能系數（coefficient of performance，COP）是評價統性能的一個重要指標，包含制冷、制熱的系統綜合COP計算方法見式(1)。

（2）分流比FR 的計算方法 從系統中分流CO工質，分流的工質比例影響蒸發器內制冷量與系統COP。另外，工質經過輔助節流閥的節流后還會影響壓縮機的吸氣壓力。分流工質占循環總工質流量的質量分數計算見式(2)。

對于系統一、系統三有式(3)。

對于系統二有式(4)。

分別聯立式(2)、式(3)或式(2)、式(4)均可得到式(5)。

在以上模型假設與計算方法基礎上，改變不同的熱力學計算工況，分別計算并討論各系統的性能與循環關鍵參數的變化情況。模擬計算的工況條件如表1所示。

表1 計算工況

2 結果與分析

2.1 分流比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

基于系統模型假設，保持過冷器出口溫度為25℃時不同計算工況下各系統所需的分流比FR 的變化情況如圖4所示。系統二、系統三的分流位置雖然不同，但在FR 計算條件下對應的各狀態點的比焓值卻是相同的，因此FR 的變化情況在圖中完全重合。從圖中可以看出，在氣體冷卻器出口溫度相同時，FR 隨著排氣壓力的增大而減??；在排氣壓力相同時，FR 隨著氣體冷卻器出口溫度的升高而增大。在相同的制冷量下，采用分流冷卻的系統需要配合使用更大排氣量的壓縮機，因此FR 數值越低對系統的實施越有利，排氣壓力更高、氣體冷卻器出口溫度更低的應用場合下也更有利于分流過冷的跨臨界系統實施。

圖4 分流比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.2 增壓比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

在系統二、系統三中存在輔助節流閥，因此CO經過分流后會形成壓力、溫度不同的兩路，不同壓力、溫度的CO在壓縮機吸氣前會進行混合，因此FR 的比例變化會影響壓縮機的吸氣壓力。保持過冷器出口溫度為25℃，不同計算工況下壓縮機增壓比變化情況如圖5 所示。系統一在同一排氣壓力下的增壓比不隨氣體冷卻器出口溫度的變化而變化，僅隨排氣壓力的增大而線性增大，從系統一的壓焓圖來看，在節流后分流進入過冷器工質的壓力與蒸發器中工質的壓力相同，均為系統的蒸發壓力，因此系統的增壓比只是不同工況下排氣壓力與蒸發壓力的比值。由于系統二、系統三在過冷器出口的工質溫差均保持相同，而FR的變化也完全相同，導致系統二、系統三分流后的工質壓力變化也相同，壓縮機在吸氣狀態點的壓力也相同，系統增壓比變化也完全相同。在系統二、系統三中氣體冷卻器出口溫度相同時，增壓比隨著排氣壓力的增大而增大；在排氣壓力相同時，增壓比隨著氣體冷卻器出口溫度的增大而減小。

圖5 增壓比隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.3 綜合COP隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

保持過冷器出口溫度為25℃，不同計算工況下綜合COP變化情況如圖6所示。系統二、系統三雖然工質分流的位置不同，但在綜合COP 計算條件下對應的各狀態點的比焓值卻是相同的，因此綜合COP 的變化情況在圖中完全重合。從圖中可以看出，在氣體冷卻器出口溫度相同時，綜合COP 隨著排氣壓力的增大而增大，氣體冷卻器出口溫度較低時，綜合COP 增大到一定幅度后會出現緩慢下降的趨勢；在排氣壓力相同時，綜合COP 隨著氣體冷卻器出口溫度的升高而減小。絕大多數計算工況下系統二、系統三的綜合COP是高于系統一的，最大提高幅度為17.62%。綜合COP由系統制冷量、制熱量、壓縮機功耗共同決定，在氣體冷卻器出口溫度及過冷器出口溫度不變時，提高排氣壓力會令排氣溫度升高，制熱量增大，根據圖4 可知FR 則會減小，這就導致制冷量也增大，根據圖5可知增壓比會增大，壓縮功增大。綜合三種因素，就會表現出綜合COP 在一定排氣壓力范圍內逐漸增大，而隨著排氣壓力繼續增大出現緩慢下降的變化規律。這表明一定的工況下，采用分流過冷的跨臨界CO冷熱聯供系統存在最佳的排氣壓力。

圖6 綜合COP隨排氣壓力與氣體冷卻器出口溫度變化情況

2.4 分流過冷系統與無過冷系統的性能差別

將式(5)代入式(1)可以得到式(6)。

式(6)與無過冷的跨臨界CO系統的綜合COP計算公式完全相同。對于系統一雖然采取了分流過冷，但是系統循環中參與計算綜合COP 的各狀態點比焓值與直接從氣體冷卻器出口進行節流的無過冷系統完全相同。這也表明系統一的綜合COP 與無過冷的跨臨界CO系統完全相同，該系統對綜合COP無任提高作用?？偟膩碚f，系統二、系統三相對于系統一的性能提高幅度也代表著系統二、系統三相對于無過冷的跨臨界CO系統的性能提高幅度。

2.5 綜合COP隨排氣壓力與過冷溫度變化情況

CO的臨界溫度為30.98℃，在氣體冷卻器出口溫度為45℃的條件下，不同排氣壓力與不同過冷溫度對系統綜合性能的影響如圖7 所示。由本文2.4節可知，系統一的綜合COP 變化與無過冷系統完全相同，因此過冷溫度變化對綜合COP 無任何影響，綜合COP 變化只與排氣壓力相關。對于系統二、系統三，排氣壓力較低時，過冷溫度越低，獲得的綜合COP 越高；排氣壓力低于9.5MPa 時，過冷溫度每降低1℃，綜合COP 平均可提高2%，排氣壓力高于9.5MPa 時，系統綜合COP 則幾乎不受過冷溫度變化的影響。更低的過冷溫度雖然可以降低蒸發器進口的CO比焓值，但也會導致壓縮機吸氣壓力降低，壓縮機功耗增大，因此在較高排氣壓力下綜合COP對過冷溫度變化不敏感。

圖7 COP隨排氣壓力與過冷溫度變化情況

3 結論

本文提出了三種采用分流過冷的跨臨界CO冷熱聯供系統循環，通過模擬計算對三種系統的性能水平進行分析，獲得以下結論。

（1）蒸發器與節流閥間分流的系統方案對跨臨界CO冷熱聯供系統的綜合COP 無任何提高作用，性能變化規律完全與無過冷系統相同。氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節流閥間分流的系統方案的性能變化規律完全相同。

（2）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節流閥間分流的系統方案均會提高跨臨界CO冷熱聯供系統的綜合COP，全部計算工況下最大提高幅度為17.62%。

（3）在氣體冷卻器出口溫度與過冷器出口溫度確定時，系統排氣壓力越高，分流比例FR值越低。

（4）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節流閥間分流的系統方案在相同排氣壓力下均會提高吸氣壓力，在氣體冷卻器出口工質溫度確定時，存在最佳的排氣壓力使綜合COP最高。

（5）氣體冷卻器與過冷器間分流、過冷器與節流閥間分流的系統方案在排氣壓力大于9.5MPa時，綜合COP對過冷溫度變化不敏感。

符號說明

COP ——系統性能系數

FR ——用于過冷分流的工質占循環總工質流量的質量分數

——二氧化碳比焓值，kJ/kg

——系統循環總質量流量，kg/s

——分流出的工質流量，kg/s

下角標

1 ——壓縮機吸氣狀態點

2 ——壓縮機排氣狀態點

3 ——氣體冷卻器出口狀態點

4 ——節流閥進口狀態點

5 ——蒸發器進口狀態點

6 ——蒸發器出口狀態點

7 ——分流工質在過冷器進口狀態點

8 ——分流工質在過冷器出口狀態點