姜云濤，馬一太，劉和成，張 鵬

(天津大學(xué)熱能研究所，天津 300072)

隨著《蒙特利爾議定書》和《京都議定書》的簽署，世界各國(guó)開始合力遏制全球變暖和臭氧層變薄的趨勢(shì).傳統(tǒng)制冷劑中 CFC逐漸被淘汰，對(duì) HCFC和 HFC的使用越來越受到嚴(yán)格的限制.因此，很多國(guó)家的科學(xué)家開始尋求環(huán)保的替代制冷劑.

20世紀(jì)90年代，前國(guó)際制冷學(xué)會(huì)主席Lorentzen教授[1]提倡使用自然工質(zhì)(如氨、CO2、R290等)應(yīng)對(duì)環(huán)境危機(jī)，并提出采用跨臨界CO2循環(huán)以及使用膨脹機(jī)回收有用功以提高循環(huán)效率.經(jīng)過 10多年的發(fā)展，對(duì)CO2作為制冷劑的研究已經(jīng)成為熱點(diǎn).

在日本，2001年市場(chǎng)上出現(xiàn)了“生態(tài)小精靈”CO2熱泵熱水器，以替代燃燒式鍋爐熱水器，經(jīng)過幾年的發(fā)展，系統(tǒng)效率已經(jīng)得到提高[2].在歐洲，以 CO2作為工質(zhì)的汽車空調(diào)、超市冷柜等產(chǎn)品已經(jīng)出現(xiàn).隨著熱泵系統(tǒng)中壓縮機(jī)[3-4]、換熱器[5]及膨脹節(jié)流裝置[6-8]的研究，技術(shù)不斷地進(jìn)步，CO2熱泵系統(tǒng)的效率將逐步提高，CO2作為工質(zhì)的競(jìng)爭(zhēng)力也將不斷提升.

在國(guó)內(nèi)，越來越多的科研院所加入到CO2制冷技術(shù)的研究中.天津大學(xué)熱能研究所對(duì) CO2作為制冷劑的研究比較早[9]，相繼開展了 CO2水-水熱泵[10]、膨脹機(jī)[11-14]及 CO2空氣源熱泵[12]等方面的研究.在CO2跨臨界循環(huán)中，CO2超臨界變溫放熱可以使水達(dá)到較高的溫度(如 90,℃)，效率還不低.這一優(yōu)點(diǎn)在熱泵熱水器中得到很好的體現(xiàn).為此，筆者開展了使用水-水熱泵系統(tǒng)制取中高溫?zé)崴膶?shí)驗(yàn)研究，在新的 CO2水-水熱泵系統(tǒng)中采用了新型的高效氣體冷卻器和蒸發(fā)器，并對(duì)帶回?zé)崞鲿r(shí)系統(tǒng)的性能與不帶回?zé)崞鲿r(shí)進(jìn)行比較.

1 CO2水-水熱泵系統(tǒng)

1.1 帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2壓縮循環(huán)

帶回?zé)崞鞯目缗R界 CO2熱泵系統(tǒng)的溫熵圖如圖1所示.

圖1 CO2跨臨界循環(huán)T-S圖Fig.1 T-S diagram of the transcritical CO2 cycle

由圖1可知循環(huán)流程為：蒸氣進(jìn)入壓縮機(jī)壓縮至超臨界(狀態(tài)7-1)，排氣在氣體冷卻器中變溫放熱(狀態(tài) 2-3)，放出的熱量使水加熱，冷卻后的工質(zhì)經(jīng)回?zé)崞鬟M(jìn)一步冷卻(狀態(tài)3-4)；然后，經(jīng)節(jié)流閥降壓至兩相狀態(tài)(狀態(tài) 4-5,h)，接著，進(jìn)入蒸發(fā)器吸收熱量(狀態(tài) 5,h-8)；最后，蒸氣進(jìn)入壓縮機(jī)被壓縮，依此循環(huán)往復(fù).

1.2 水-水熱泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)

熱泵系統(tǒng)以水為冷熱源，使用 CO2作為工質(zhì)，系統(tǒng)示意如圖2所示.

壓縮機(jī)采用意大利 Dorin公司生產(chǎn)的活塞式CO2壓縮機(jī)，額定輸入功率為 4.0,kW.節(jié)流閥為自制的調(diào)節(jié)閥，可根據(jù)實(shí)驗(yàn)工況進(jìn)行調(diào)節(jié).回?zé)崞鳛樘坠苁?，高壓工質(zhì)在內(nèi)管流動(dòng).

青辰死中得活，嚇出了一身冷汗，然而未等緩過勁來，便見那巖鷹貼著崖壁直而向上，鷹頭一點(diǎn)，鐵喙正啄在了他上方的繩索上。雞卵粗細(xì)的登山繩，在它的一啄之力下，竟猝然繃斷，他只覺身體一空，直朝崖下墜落。

水系統(tǒng)包括冷凍水系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)和外部平衡用水源系統(tǒng).通過控制電加熱器和外部平衡用水源系統(tǒng)可以使兩個(gè)水箱的水溫控制在0～90,℃.

工質(zhì)質(zhì)量流量計(jì)采用 Siemens公司生產(chǎn)的傳感器和信號(hào)轉(zhuǎn)換器.溫度測(cè)量采用K型熱電偶，壓力采用壓力傳感器進(jìn)行測(cè)量.

氣體冷卻器和蒸發(fā)器同為套管式換熱器，采取小通道多管路形式，材料為銅管.

圖2 CO2水-水熱泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)示意Fig.2 Schematic diagram of water-water heat pump using CO2 as refrigerant

1.3 實(shí)驗(yàn)條件

在跨臨界CO2壓縮循環(huán)中，需要確定的參數(shù)比較多.對(duì)帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)，通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥使蒸發(fā)溫度為－10～5,℃，氣體冷卻器的出水溫度為 45,℃，同時(shí)，蒸發(fā)器的進(jìn)水溫度控制在約 11.5,℃，得到幾個(gè)典型的實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表1所示.

表1 制熱系數(shù)和壓力比隨蒸發(fā)溫度的變化Tab.1 Changes of COPh and ratios of pressure with differ-Tab. 1 ent evaporation temperatures

從表 1可以看出，對(duì)帶回?zé)崞鞯难h(huán)，在相同的氣體冷卻器進(jìn)出水溫度下，存在較高的 COPh值，同時(shí)，考慮到壓縮機(jī)的排氣溫度不應(yīng)該過高或過低，熱泵系統(tǒng)存在較優(yōu)的蒸發(fā)溫度.

其他實(shí)驗(yàn)條件：氣體冷卻器進(jìn)水溫度分別為15,℃、20,℃和 25,℃；蒸發(fā)溫度為－5,℃；氣體冷卻器出水溫度為45～70,℃.

1.4 性能系數(shù)及評(píng)估公式

式中：Q為獲得的冷(熱)量，kW；W為壓縮機(jī)耗功，kW.

制熱系數(shù)公式為

式中：Qh為制熱量，kW；qm為工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；h2和 h3為氣體冷卻器進(jìn)出口工質(zhì)的焓值(如圖 1所示)，kJ/kg.

制冷系數(shù)公式為

式中：Qc為制冷量，kW；h8和 h5h為蒸發(fā)器進(jìn)出口工質(zhì)的焓值(如圖1所示)，kJ/kg.相對(duì)制熱量影響指數(shù)為

式中：Q1為帶回?zé)崞鲿r(shí)的制熱量，kW；Q2為不帶回?zé)崞鲿r(shí)的制熱量，kW.

相對(duì)制熱系數(shù)影響指數(shù)為

式中：COPh,1為帶回?zé)崞鲿r(shí)的制熱系數(shù)；COPh,2為不帶回?zé)崞鲿r(shí)的制熱系數(shù).

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

在實(shí)驗(yàn)中，氣體冷卻器進(jìn)水溫度(tw,in)分別為15,℃、20,℃和 25,℃，氣體冷卻器出水溫度(tw,out)為45～70,℃.在蒸發(fā)溫度同為－5,℃時(shí)，得到的實(shí)驗(yàn)結(jié)果如下.

(1)在 3種進(jìn)水溫度下，帶回?zé)崞鲿r(shí)熱泵系統(tǒng)的制熱系數(shù)隨出水溫度的變化趨勢(shì)如圖3所示.

圖3 制熱系數(shù)隨冷卻器出水溫度的變化情況Fig.3 Variation of COPh with respect to outlet water temperature of the gascooler

從圖 3可以看出，制熱系數(shù)隨著冷卻器出水溫度的升高而降低.同一出水溫度下，冷卻器進(jìn)水溫度為 15,℃時(shí)制熱效率最高，20,℃時(shí)次之，25,℃時(shí)最低.在 3種工況下，獲得 65,℃的熱水時(shí)，熱泵循環(huán)的制熱系數(shù)分別為2.8、2.7和2.54.

(2)在冷卻器進(jìn)水溫度約為 20,℃時(shí)，帶回?zé)崞髋c不帶回?zé)崞鲗?duì)系統(tǒng)的影響如圖4所示.

圖4 制熱和制冷系數(shù)隨冷卻器出水溫度的變化情況Fig.4 Variations of COPh and COPc with respect to outlet water temperature of the gascooler

從圖 4可以看出，在相同的蒸發(fā)溫度下，帶回?zé)崞骱筒粠Щ責(zé)崞鞯难h(huán)，制熱系數(shù)隨著氣體冷卻器出水溫度的升高而降低.帶回?zé)崞鞯难h(huán)的制熱系數(shù)略高于不帶回?zé)崞鞯难h(huán)，約高 0.2.當(dāng)進(jìn)水溫度同為20,℃并獲得65,℃的熱水時(shí)，帶回?zé)崞鞯难h(huán)制熱系數(shù)達(dá)到 2.7，不帶回?zé)崞鞯难h(huán)制熱系數(shù)為2.53.如果在此工況下冷量可以加以利用，帶回?zé)崞鞯难h(huán)總效率為 4.7，不帶回?zé)崞鞯难h(huán)總效率為4.3.

(3)相對(duì)制熱量影響指數(shù)(RCI)及相對(duì)制熱系數(shù)影響指數(shù)(RCOPI)的變化如圖5所示.

從圖 5可以看出，相對(duì)制熱量影響指數(shù)為9%～13%，相對(duì)制熱系數(shù)影響指數(shù)為 5%～10%.與不帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)相比較，回?zé)崞魇篃岜孟到y(tǒng)的制熱量增加，同時(shí)，使熱泵系統(tǒng)的制熱系數(shù)增加.在提供 65,℃的熱水時(shí)，帶回?zé)崞鞯臒岜孟到y(tǒng)制熱量增加約 10%，而制熱系數(shù)增加約6.4%.

(4)壓縮機(jī)的排氣壓力隨氣體冷卻器出水溫度的變化趨勢(shì)如圖6所示.

圖6 壓縮機(jī)排氣壓力隨冷卻器出水溫度的變化情況Fig.6 Variation of hot compressor discharge pressure with respect to outlet water temperature of the gascooler

從圖6可以看出，氣體冷卻器出水溫度影響壓縮機(jī)的排氣壓力，出水溫度越高壓縮機(jī)的排氣壓力相應(yīng)地升高.在相同的出水溫度條件下，冷卻器進(jìn)水溫度較低時(shí)，壓縮機(jī)的排氣壓力相應(yīng)地較低.無論是否帶回?zé)崞?，壓縮機(jī)的排氣壓力都高于工作流體CO2的臨界壓力(7.377,MPa)，工質(zhì)處于超臨界狀態(tài)下變溫放熱.熱水溫度的變化會(huì)導(dǎo)致排氣壓力的變化，應(yīng)根據(jù)熱水溫度的實(shí)際需求來選擇較優(yōu)的工況.

(5)熱水的質(zhì)量流量隨氣體冷卻器出水溫度的變化趨勢(shì)如圖7所示.

圖7 熱水的質(zhì)量流量隨冷卻器出水溫度的變化情況Fig.7 Variation of hot water mass flow rate with respect to outlet water temperature of the gascooler

從圖 7可以看出，隨著氣體冷卻器出水溫度升高，熱水的質(zhì)量流量逐漸降低.帶回?zé)崞鞯难h(huán)熱水的質(zhì)量流量高于不帶回?zé)崞鞯难h(huán).約高 20～30,kg/h.

3 結(jié) 論

跨臨界 CO2水源熱泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)采用了新型套管式蒸發(fā)器和氣體冷卻器.對(duì)帶回?zé)崞鞯难h(huán)做了實(shí)驗(yàn)研究，并與不帶回?zé)崞鞯难h(huán)進(jìn)行了比較.在實(shí)驗(yàn)中，考慮了不同的氣體冷卻器進(jìn)水溫度(分別為15,℃、20,℃、25,℃)，在獲取中高溫?zé)崴?出水溫度為45～70,℃)時(shí)，得到了帶與不帶回?zé)崞鲀煞N循環(huán)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果.得出的主要結(jié)論如下：

(1)與不帶回?zé)崞鞯臒岜孟到y(tǒng)相比，帶回?zé)崞鞯臒岜孟到y(tǒng)制熱量增加 9%～13%；帶回?zé)崞餮h(huán)的制熱系數(shù)略高于不帶回?zé)崞餮h(huán)的制熱系數(shù)，約高5%～10%，回?zé)崞鲗?duì)改善熱泵系統(tǒng)的性能有幫助.

(2)對(duì)帶回?zé)崞鞯乃?水熱泵系統(tǒng)，氣體冷卻器的進(jìn)水溫度越低，系統(tǒng)的制熱系數(shù)越高.熱水的溫度越高，系統(tǒng)的制熱系數(shù)越低.在制熱的同時(shí)，若將制冷量加以利用，有助于提高整個(gè)系統(tǒng)的效率.

(3)對(duì)一臺(tái)跨臨界 CO2水-水熱泵機(jī)組，在相同的氣體冷卻器進(jìn)出水溫度時(shí)，本系統(tǒng)存在較優(yōu)的蒸發(fā)溫度，這與換熱器的匹配等有一定的關(guān)系.

(4)無論是否帶回?zé)崞?，壓縮機(jī)的排氣壓力都高于 CO2的臨界壓力，工質(zhì) CO2處于超臨界變溫放熱，熱水溫度的升高會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)排氣壓力的升高.

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