劉業(yè)鳳, 朱洪亮, 張 峰, 卓之陽

(上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,上海 200093)

CO2熱泵熱水器充注量確定及系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

劉業(yè)鳳, 朱洪亮, 張 峰, 卓之陽

(上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,上海 200093)

設(shè)計(jì)搭建蒸發(fā)器和氣冷器均采用套管式換熱器的跨臨界CO2熱泵熱水器性能測試實(shí)驗(yàn)臺(tái),采用額定工況法理論計(jì)算系統(tǒng)充注量,實(shí)驗(yàn)研究充注量對(duì)系統(tǒng)性能的影響并確定系統(tǒng)最佳充注量.在最佳充注量下,實(shí)驗(yàn)研究節(jié)流閥開度和氣冷器水流量的變化對(duì)系統(tǒng)性能的影響.結(jié)果表明,充注量的變化對(duì)排氣壓力、性能系數(shù)COP影響最大,對(duì)蒸發(fā)壓力影響很小;節(jié)流閥開度過小會(huì)提高系統(tǒng)高壓壓力,增加系統(tǒng)能耗,而對(duì)產(chǎn)熱水溫度提升不大;只有氣冷器水流量適中時(shí),系統(tǒng)才能在較高的COP時(shí)提供溫度滿足使用要求的熱水.

二氧化碳;制冷劑充注量;跨臨界循環(huán);熱泵熱水器;實(shí)驗(yàn)研究

近十多年來,天然環(huán)保工質(zhì)CO2的研究與應(yīng)用已成為全球范圍內(nèi)的熱點(diǎn),CO2跨臨界熱泵熱水器也因放熱性能良好和產(chǎn)熱水溫度高備受矚目.很多年前CO2冷媒就已經(jīng)開始使用,直到人工合成劑出現(xiàn)后被行業(yè)漠視.在當(dāng)今節(jié)能環(huán)保的主題下,CO2再次引起了行業(yè)的重視.

CO2制熱循環(huán)的放熱過程為變溫過程,在整個(gè)過程中,CO2溫度和壓力相互獨(dú)立[1],正好與熱水溫升相匹配,有效減少傳熱過程中的損失,這在工業(yè)和民用兩方面都有很大的發(fā)展?jié)摿2].CO2熱泵熱水器主要有以下優(yōu)點(diǎn):a.加熱一定量的熱水,能耗僅是電熱水器和燃?xì)鉄崴鞯?/4[3];b.制取90℃高溫?zé)崴?傳統(tǒng)熱泵熱水器制取熱水一般不超過60℃[4];c.在低溫環(huán)境下能夠維持較高的供熱量,傳統(tǒng)熱泵在低溫環(huán)境下的使用受到很大的限制[5].

小型制冷系統(tǒng)(冰箱、展示柜、家用熱泵熱水器等)一般不設(shè)置儲(chǔ)液裝置且節(jié)流機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)流量作用有限(如毛細(xì)管).這類小型制冷系統(tǒng)運(yùn)行能效、穩(wěn)定性受充注量的影響很大.2011年劉杰等[6]實(shí)驗(yàn)研究了R134a充注量對(duì)采用新型微通道換熱器的汽車空調(diào)運(yùn)行性能的影響,結(jié)果表明,采用新型換熱器能減少充注量,提高系統(tǒng)運(yùn)行效率.2012年Kim等[7]實(shí)驗(yàn)研究了R22制冷劑對(duì)熱泵和空調(diào)運(yùn)行性能的影響,結(jié)果表明,不合適的充注量會(huì)降低能效比. 2015年Kim等[8]又模擬和實(shí)驗(yàn)研究了R134a和R410a充注量對(duì)單極和復(fù)疊熱泵系統(tǒng)性能的影響,模擬和實(shí)驗(yàn)結(jié)果在系統(tǒng)最優(yōu)過冷度上吻合得很好. 2015年Boeng等[9]討論了制冷劑充注量和節(jié)流閥開度對(duì)家用冰箱運(yùn)行性能的影響,結(jié)果表明,充注量和節(jié)流閥開度不匹配會(huì)增加30%的能耗.

近年來CO2制冷劑成為研究熱點(diǎn),針對(duì)CO2制冷系統(tǒng)的研究主要集中在循環(huán)改進(jìn)[10-11]、控制優(yōu)化、強(qiáng)化換熱、換熱器設(shè)計(jì)[12]、壓縮機(jī)設(shè)計(jì)、潤滑油等方面,而對(duì)CO2充注量的研究不多.2005年劉洪勝等[13]研究了CO2充注量對(duì)汽車空調(diào)性能的影響,結(jié)果表明,CO2充注量對(duì)跨臨界制冷系統(tǒng)的性能影響很大,存在一個(gè)最佳CO2充注量,此時(shí)系統(tǒng)的性能系數(shù)COP最大.2005年Cho等[14]研究了CO2充注量對(duì)熱泵熱水器性能的影響,結(jié)果表明,CO2比傳統(tǒng)制冷劑受充注量變化影響更大.

本文設(shè)計(jì)搭建CO2熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái),對(duì)其充注量進(jìn)行理論計(jì)算,實(shí)驗(yàn)研究確定最佳充注量,討論充注量對(duì)系統(tǒng)性能的影響.通過實(shí)驗(yàn)研究節(jié)流閥開度和氣冷器水流量對(duì)系統(tǒng)性能的影響,實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)CO2熱泵熱水器的研發(fā)和改進(jìn)提供參考.

1 跨臨界CO2機(jī)組及測試設(shè)備介紹

實(shí)驗(yàn)臺(tái)的搭建參考了日本冷凍協(xié)會(huì)制定的標(biāo)準(zhǔn).設(shè)計(jì)時(shí)結(jié)合實(shí)驗(yàn)臺(tái)所在地上海市的環(huán)境條件選定具體設(shè)計(jì)工況,如表1所示.

表1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)工況Tab.1 Working conditions for system design

熱泵熱水器系統(tǒng)簡圖及主要溫度、壓力、流量測量點(diǎn)布置如圖1所示.CO2熱泵循環(huán)系統(tǒng)包括的主要部件有壓縮機(jī)、氣冷器、中間換熱器、節(jié)流閥、蒸發(fā)器、安全閥等.

壓縮機(jī)采用意大利Dorin壓縮機(jī)有限公司最新開發(fā)的型號(hào)為CD180H的跨臨界CO2專用壓縮機(jī),其主要性能參數(shù)和排氣壓力運(yùn)行界限分別如表2和圖2所示.

表2 CD180H型壓縮機(jī)性能參數(shù)Tab.2 Performance parameters of CD180H compressor

氣冷器、蒸發(fā)器、中間換熱器均采用套管形式.其中,氣冷器和蒸發(fā)器為純逆流型換熱器.各換熱器設(shè)計(jì)尺寸如表3所示.市場上沒有滿足設(shè)計(jì)要求的電子膨脹閥,最終選用手動(dòng)調(diào)節(jié)閥作為本系統(tǒng)的節(jié)流閥.

由于CO2跨臨界循環(huán)的工作壓力高,需要對(duì)系統(tǒng)管道進(jìn)行安全性分析.根據(jù)JB/T4750-2003裝置用壓力容器標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定進(jìn)行校核[15].銅管的理論厚度δ=0.51 mm,所選紫銅管壁厚為1 mm,滿足安全要求.

圖1 熱泵熱水器系統(tǒng)及主要測量點(diǎn)圖Fig.1 Heat pump water heater system and measurement points

圖2 CD180H壓縮機(jī)運(yùn)行壓力界限圖Fig.2 Exhaust pressure limit diagram of CD180H compressor

表3 系統(tǒng)換熱器尺寸Tab.3 Sizes of heat exchangers

需要測量的參數(shù)主要有溫度、壓力、循環(huán)水流量和壓縮機(jī)功率.溫度和壓力的數(shù)據(jù)采集是用美國Agilent公司生產(chǎn)的型號(hào)為34970 A的數(shù)據(jù)采集儀來實(shí)現(xiàn).溫度測量采用銅-康銅熱電偶線(又稱T型熱電偶),測量精度為±0.5℃,測量范圍為-40～350℃.壓力測量采用上海天沐NS-I1型壓力傳感器,量程分別為0～16 MPa(高壓側(cè))和0～ 10 MPa(低壓側(cè)),精度為±0.1%.配合在壓縮機(jī)進(jìn)口和出口分別安裝的上海自動(dòng)化儀表廠生產(chǎn)的耐高壓壓力表,對(duì)系統(tǒng)的高低壓力進(jìn)行測量,其量程分別為0～15 MPa(高壓側(cè))、0～10 MPa(低壓側(cè)),精度為±5%.功率測量采用由山東艾諾公司生產(chǎn)的型號(hào)為AN 7931 A三相電參數(shù)綜合測量儀進(jìn)行測量,精確度為±0.001 kW.流量測量采用家用水表根據(jù)測量單位時(shí)間內(nèi)通過的水的體積流量,然后計(jì)算出水的質(zhì)量流量,測量數(shù)據(jù)的精確度為±0.001 m3/s.

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 充注量對(duì)系統(tǒng)性能的影響和最佳充注量的確定

2.1.1 充注量簡化理論計(jì)算

采用額定工況計(jì)算法[16]初步得到系統(tǒng)所需CO2充注量.該方法是當(dāng)機(jī)組運(yùn)行在額定工況時(shí),查詢得到CO2在系統(tǒng)各個(gè)部件內(nèi)的狀態(tài)參數(shù)(包括壓力、溫度、氣體和液體所占容積百分率等),計(jì)算出各主要部件內(nèi)CO2的量,再相加得到總充注量.

根據(jù)設(shè)計(jì)工況(見表1),在循環(huán)P-h圖(見下頁圖3)中確定CO2在各點(diǎn)主要參數(shù)如表4所示(見下頁),其中,T表示溫度,P表示壓力,ρ表示密度, h表示焓.主要計(jì)算蒸發(fā)器、氣冷器和回?zé)崞鲀?nèi)的制冷劑量,其它部分(連接管道、節(jié)流裝置和壓縮機(jī)等)含有制冷劑量很少,可以忽略.

氣冷器和回?zé)崞鲀?nèi)CO2量m1由式(1)計(jì)算得到.

式中,ρ1和ρ2分別為換熱器出口和入口的CO2密度;V是換熱器內(nèi)CO2所占容積.

蒸發(fā)器內(nèi)CO2發(fā)生了相變,所含CO2量m2由式(2)得到

式中,X1和X2分別為蒸發(fā)器出口和入口CO2干度;ρl和ρg分別為蒸發(fā)壓力下對(duì)應(yīng)的CO2飽和液體和飽和氣體的密度.

圖3 跨臨界CO2熱泵循環(huán)壓焓圖Fig.3 Pressure-enthalpy diagram of trans-critical CO2heat pump cycle

表4 CO2各狀態(tài)點(diǎn)主要參數(shù)Tab.4 Main parameters of CO2at each state point

由表3可以得到各換熱器內(nèi)不同狀態(tài)CO2所占容積,其它參數(shù)見表4,現(xiàn)介紹CO2充注量的簡化理論計(jì)算.

蒸發(fā)器中制冷劑含量

2.1.2 充注量對(duì)系統(tǒng)高低壓及COP的影響

理論計(jì)算得到CO2充注量為1 216 g.由于忽略了壓縮機(jī)、連接管道和節(jié)流裝置內(nèi)的制冷劑量,計(jì)算結(jié)果有一定的誤差,實(shí)際充注量的確定需要通過不同充注量的實(shí)驗(yàn)研究,分析系統(tǒng)性能,才能確定系統(tǒng)最佳充注量.

對(duì)于家用CO2熱泵熱水器,產(chǎn)熱水溫度和水量都是使用中用戶非常關(guān)心的問題.一味追求一次性產(chǎn)高溫?zé)崴?會(huì)使熱水流量降低,不符合實(shí)際使用條件.

根據(jù)熱泵熱水器系統(tǒng)設(shè)計(jì)、安裝及使用規(guī)范中規(guī)定熱泵熱水器供水溫度為50～60℃.實(shí)驗(yàn)中蒸發(fā)器水流量固定為390 L/h,調(diào)節(jié)氣冷器水流量使產(chǎn)熱水溫度保持為60℃,改變制冷劑充注量(從1 190 g開始充注,每次加10 g)進(jìn)行實(shí)驗(yàn).分析實(shí)驗(yàn)結(jié)果,得到充注量對(duì)系統(tǒng)性能的影響,從而確定最佳充注量.

圖4是固定產(chǎn)熱水溫度60℃,改變產(chǎn)熱水流量時(shí)系統(tǒng)壓力P1,P2與CO2充注量之間的關(guān)系,其中,Q2為氣冷器水流量,m是充注量,P1,P2分別為排氣壓力和吸氣壓力.隨著充注量增加,排氣壓力呈先升高后降低、再升高趨勢(shì),蒸發(fā)壓力呈逐漸上升趨勢(shì).排氣壓力的突降是由于此時(shí)氣冷器出口CO2處于假臨界狀態(tài).假(準(zhǔn))臨界點(diǎn)狀態(tài)是超臨界流體在靠近臨界點(diǎn)的重要特性.楊俊蘭等研究了超臨界壓力下CO2流體的性質(zhì),并給出了假臨界溫度對(duì)應(yīng)壓力關(guān)系式[17].在假臨界狀態(tài)下,換熱系數(shù)急劇增大,質(zhì)量流量增大,壓降增大,從而導(dǎo)致了排氣壓力的下降.

一旦充注量過多,蒸發(fā)壓力和排氣壓力會(huì)超過系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)的最高運(yùn)行壓力.因此,充注量過多會(huì)帶來過高的壓力,降低系統(tǒng)的安全性,對(duì)機(jī)組高壓部件的耐壓性、管道連接的氣密性都提出更高的要求,加大投入成本.

圖4 充注量和吸排壓力及氣冷器水流量的關(guān)系Fig.4 Charging amount versus suction and exhaust pressure

從圖4還可以看到,隨著充注量的增加,產(chǎn)熱水流量呈上升趨勢(shì),但上升的坡度逐漸變緩.充注量過少會(huì)使產(chǎn)熱水量很少,滿足不了使用要求.但是,當(dāng)充注量過多時(shí),每增加一定量制冷劑,增加的熱水流量卻越來越少,得不償失.因此,只有合適的充注量才能帶來最大的效益.

系統(tǒng)性能系數(shù)COP(coefficient of performance)的計(jì)算公式為

式中,P′為壓縮機(jī)的功率;tin和tout分別為氣冷器中水的進(jìn)、出口溫度;c為水的比熱容;Q為氣冷器換熱量.

圖5是系統(tǒng)COP及產(chǎn)熱水流量和充注量的關(guān)系.隨著充注量的增加,COP的增長速率逐漸放緩,這是因?yàn)槌渥⒘坎蛔銜r(shí),隨著充注量的增加,氣冷器的換熱量會(huì)顯著增加,同時(shí)壓縮機(jī)耗功提高不大,導(dǎo)致COP上升很快.當(dāng)充注量足夠時(shí),再增加制冷劑對(duì)氣冷器換熱效果提升不大,反而過多的制冷劑會(huì)增加壓縮機(jī)耗功,導(dǎo)致COP增長速率逐漸放緩.可以預(yù)見,當(dāng)充注量繼續(xù)增加,COP會(huì)達(dá)到一個(gè)最大值,此時(shí)再增加充注量,由于壓縮機(jī)耗功的增大效果大于氣冷器換熱效果,系統(tǒng)COP會(huì)逐漸下降.

2.1.3 最佳充注量的確定

充注量的確定是在理論計(jì)算系統(tǒng)充注量的基礎(chǔ)上,通過實(shí)驗(yàn)對(duì)不同充注量進(jìn)行具體實(shí)驗(yàn)研究,綜合分析系統(tǒng)性能,得出使系統(tǒng)運(yùn)行情況最佳、最能滿足用戶需求的充注量.

圖5 充注量和COP及氣冷器水流量的關(guān)系Fig.5 Charging amount versus COP of the systems

綜合分析圖4和圖5可知,充注量為1 200～1 300 g之間系統(tǒng)的COP和產(chǎn)熱水量呈上升趨勢(shì).在充注量為1 240～1 270 g之間氣冷器的COP和氣冷器產(chǎn)熱水的流量上升趨勢(shì)已經(jīng)很緩慢了,COP提高0.14,產(chǎn)熱水流量增加5 L/h.充注量為1 270 g時(shí),排氣壓力很快達(dá)到10.56 MPa,超出了系統(tǒng)設(shè)計(jì)的最高運(yùn)行壓力10.5 MPa.選定最大COP及最大氣冷器水流量對(duì)應(yīng)的充注量作為最佳充注量.最后將系統(tǒng)制冷劑的充注量確定為1 260 g,此時(shí)系統(tǒng)未開機(jī)前,壓力表顯示壓力為5.23 MPa,滿足二氧化碳機(jī)組正常的關(guān)機(jī)壓力范圍.

2.2 節(jié)流閥的開度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

節(jié)流閥開度是影響CO2熱泵熱水器系統(tǒng)性能的主要因素之一.確定了最佳充注量(1 260 g),通過改變節(jié)流閥開度,分析其對(duì)氣冷器進(jìn)口CO2溫度和氣冷器產(chǎn)熱水溫度的影響,從而推斷手動(dòng)節(jié)流閥開度對(duì)整個(gè)系統(tǒng)性能的影響.

實(shí)驗(yàn)過程中,只改變節(jié)流閥開度,使排氣壓力逐漸上升.保持排氣壓力分別為8,8.5,9,9.5,10, 10.5 MPa,研究氣冷器進(jìn)氣口溫度、氣冷器產(chǎn)熱水溫度隨壓縮機(jī)排氣壓力的變化.圖6～8(見下頁)給出了氣冷器水流量320 L/h、蒸發(fā)器水流量390 L/h保持不變的情況下,只改變節(jié)流閥開度、氣冷器進(jìn)口CO2溫度、氣冷器產(chǎn)熱水溫度、壓縮機(jī)耗功、蒸發(fā)壓力、節(jié)流前后溫度隨排氣壓力的變化.排氣壓力的變化體現(xiàn)的是節(jié)流閥開度的變化.

如圖6所示,T7是氣冷器進(jìn)口CO2溫度,T10是氣冷器出口水溫度,即產(chǎn)熱水溫度,P1是排氣壓力.只改變節(jié)流閥開度(在這個(gè)開度范圍內(nèi),壓縮機(jī)排氣壓力變化了2.5 MPa)并不能使氣冷器的產(chǎn)熱水溫度達(dá)到很高(溫差只有9.3℃),相反卻使壓縮機(jī)高壓端排氣壓力很快升高,并導(dǎo)致系統(tǒng)運(yùn)行壓力不斷上升.

圖6 氣冷器入口CO2溫度和產(chǎn)熱水溫度與排氣壓力的關(guān)系Fig.6 CO2temperature at the inlet of gas cooler and hot water temperature versus discharge pressure

圖7 壓縮機(jī)功率和蒸發(fā)壓力與排氣壓力的關(guān)系Fig.7 Compressor power and evaporating pressure versus discharge pressure

圖8 節(jié)流閥前后CO2溫度和排氣壓力的關(guān)系Fig.8 CO2temperature before and after throttling versus discharge pressure

如圖7所示,P′為壓縮機(jī)功率.在調(diào)節(jié)節(jié)流閥開度過程中,蒸發(fā)壓力的變化基本維持在4.2 MPa,上下有0.5 MPa的波動(dòng),變化幅度較小.雖然在調(diào)節(jié)節(jié)流閥開度時(shí),壓縮機(jī)排氣壓力不斷升高,但節(jié)流后的制冷劑氣體溫度變化只有2℃左右(如圖8所示).這樣,蒸發(fā)器制冷劑進(jìn)出口溫度及蒸發(fā)壓力變化幅度都很小.速上升,會(huì)增加壓縮機(jī)能耗,而蒸發(fā)壓力變化很小,且產(chǎn)熱水溫度上升幅度也很小.結(jié)合CO2熱泵熱水器實(shí)際運(yùn)行工況分析,過高的運(yùn)行壓力會(huì)使系統(tǒng)安全性受到威脅,增加系統(tǒng)能耗,而對(duì)產(chǎn)熱水溫度提升幫助不大.因此,節(jié)流閥的開啟度應(yīng)該控制在合適的范圍內(nèi).開啟度過大,會(huì)失去膨脹作用;開啟度過小,又會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)排氣壓力快速升高.

圖2所示是CD180H型CO2壓縮機(jī)排氣壓力和蒸發(fā)溫度的關(guān)系,此型號(hào)壓縮機(jī)蒸發(fā)溫度最低可達(dá)到-20℃,最高可達(dá)到15℃.在蒸發(fā)溫度為-5℃以下時(shí),其最高排氣壓力隨著蒸發(fā)溫度的提高由12 MPa變化到14 MPa,而在蒸發(fā)溫度為-5℃以上時(shí),其最高排氣壓力不變都為14 MPa.所以,排氣壓力最大值不能超過14 MPa.系統(tǒng)設(shè)計(jì)蒸發(fā)溫度為5℃,其對(duì)應(yīng)最小排氣壓力為5 MPa.所以,系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥開度應(yīng)保持排氣壓力在5～14 MPa之間.

2.3 氣冷器水流量對(duì)系統(tǒng)性能的影響

2.3.1 水流量對(duì)氣冷器換熱效果的影響

氣冷器作為跨臨界CO2熱泵熱水器的核心部件之一,其換熱效果對(duì)熱水器產(chǎn)熱水溫度和水量都有重要影響,直接影響到熱泵系統(tǒng)的性能和經(jīng)濟(jì)效率.保持節(jié)流閥合適的開度、蒸發(fā)器水流量390 L/h、蒸發(fā)器進(jìn)水溫度10.6℃、氣冷器進(jìn)水溫度10.6℃不變的條件下,調(diào)節(jié)氣冷器水流量,研究氣冷器的換熱性能.

圖9是氣冷器進(jìn)水溫度為10.6℃時(shí),進(jìn)出口CO2溫度和產(chǎn)熱水溫度隨氣冷器水流量的變化情況.隨著水流量增大,氣冷器產(chǎn)熱水溫度變低,氣冷器進(jìn)口CO2溫度與產(chǎn)熱水溫度的溫差變大.而氣冷器進(jìn)口和出口CO2溫差隨水流量的變化幅度并不大.圖10是計(jì)算出的氣冷器水側(cè)換熱量和產(chǎn)熱水溫度隨水流量的變化關(guān)系圖,其中,Q是制熱量.隨著水流量增大,對(duì)應(yīng)的氣冷器產(chǎn)熱水溫度降低,氣冷器水側(cè)的換熱量增大.

綜合分析圖9和圖10可知,當(dāng)氣冷器產(chǎn)熱水流量越小時(shí),氣冷器產(chǎn)熱水溫度越高,但此時(shí)氣冷器水側(cè)換熱量很低,氣冷器內(nèi)換熱不充分.同時(shí),過小的流量滿足不了使用要求.當(dāng)產(chǎn)熱水流量很大時(shí),雖然氣冷器水側(cè)換熱量很高,但是,產(chǎn)熱水溫度比較低,過低的溫度也達(dá)不到用戶的要求.所以,氣冷器水流量和產(chǎn)熱水溫度相互協(xié)調(diào),達(dá)到流量和溫度都能滿足使用要求是非常重要的.

圖9 氣冷器進(jìn)出口水和CO2溫度與氣冷器水流量的關(guān)系Fig.9 Water and CO2temperature at the inlet and outlet of gas cooler versus water flow of gas cooler

圖10 熱水溫度和水側(cè)換熱量與水流量的關(guān)系Fig.10 Hot water temperature and water-side heat transfer versus water flow of gas cooler

另外,從圖9可知,不管水流量多大,氣冷器產(chǎn)熱水與進(jìn)口CO2的溫差都很大,且隨著氣冷器水流量的增加,該溫差還在增大.當(dāng)水流量為230 L/h時(shí),該溫差為57℃.說明氣冷器的換熱面積不夠,可以通過增加氣冷器套管長度來降低氣冷器產(chǎn)熱水與進(jìn)口CO2的溫差,提高換熱量.這樣可以在保證產(chǎn)熱水溫度的情況下,提高產(chǎn)熱水流量.

2.3.2 水流量對(duì)系統(tǒng)性能的影響

保持節(jié)流閥合適的開度、蒸發(fā)器水流量390 L/h、蒸發(fā)器進(jìn)水溫度10.6℃、氣冷器進(jìn)水溫度10.6℃不變條件下,調(diào)節(jié)氣冷器水流量,測試氣冷器不同出水溫度下壓縮機(jī)吸排氣壓力、壓縮機(jī)功率、系統(tǒng)COP的變化情況,從而推斷氣冷器水流量對(duì)CO2熱泵熱水器性能的影響.

圖11和圖12分別為壓縮機(jī)排氣壓力、壓縮機(jī)功率隨著氣冷器水流量增大的變化情況.綜合分析這2個(gè)圖,隨著氣冷器水流量的增加,壓縮機(jī)排氣壓力、壓縮機(jī)功率和產(chǎn)熱水溫度都降低,而且變化趨勢(shì)相近.這是因?yàn)榱髁吭黾?氣冷器換熱量增加(見圖10),氣冷器內(nèi)CO2溫度下降幅度快,導(dǎo)致冷凝壓力降低.壓縮機(jī)的壓比減小,導(dǎo)致壓縮機(jī)功率也降低.

圖11 排氣壓力和氣冷器水流量的關(guān)系Fig.11 Discharge pressure versus water flow of gas cooler

圖12 壓縮機(jī)功率和氣冷器水流量的關(guān)系Fig.12 Compressor power versus water flow of gas cooler

由圖13(見下頁)可知,系統(tǒng)COP則隨著水流量的增加呈上升趨勢(shì).水流量越低,產(chǎn)熱水溫度越高,同時(shí)系統(tǒng)COP也越低.這主要與壓縮機(jī)排氣壓力有關(guān),氣冷器內(nèi)水流量越低,排氣壓力越高,系統(tǒng)的耗功增大(如圖11和圖12所示).氣冷器出水流量Q2增加時(shí),流速增大,擾動(dòng)增加,水與CO2之間的總傳熱系數(shù)增大,因此,雖然出入口水溫差touttin會(huì)變小,但是,總換熱量Q2(tout-tin)會(huì)增加.系統(tǒng)耗功W隨著水流量的增大而減少,由式(1)分析可知,水流量增大時(shí),系統(tǒng)COP增大.當(dāng)水流量為230 L/h時(shí),氣冷器產(chǎn)熱水溫度僅為25℃,此時(shí)系統(tǒng)COP為4.2;當(dāng)水流量為26 L/h時(shí),系統(tǒng)產(chǎn)熱水溫度為72.5℃,系統(tǒng)COP為1.5.

因此,不能一味追求高產(chǎn)熱水溫度,這會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)熱水流量和系統(tǒng)COP都降低.例如,產(chǎn)熱水溫度為72.5℃時(shí),水流量只有26 L/h,COP僅為1.5.對(duì)于即時(shí)式熱泵熱水器,這樣的低流量已經(jīng)基本失去實(shí)際應(yīng)用意義.

圖13 系統(tǒng)COP和氣冷器水流量的關(guān)系Fig.13 COP of the system versus water flow of gas cooler

3 結(jié) 論

對(duì)跨臨界CO2熱泵熱水器進(jìn)行了充注量的實(shí)驗(yàn)研究,并在最佳充注量情況下研究節(jié)流閥開度和氣冷器水流量對(duì)系統(tǒng)性能的影響.

a.制冷劑充注量對(duì)壓縮機(jī)排氣壓力、產(chǎn)60℃熱水流量及系統(tǒng)COP影響很大,對(duì)蒸發(fā)壓力影響不大.

b.熱泵熱水器節(jié)流閥應(yīng)有合適的開度.節(jié)流閥開度過小,會(huì)提高系統(tǒng)高壓,使壓縮機(jī)功率增加,但對(duì)產(chǎn)熱水溫度的提升作用不大.

c.氣冷器水流量對(duì)壓縮機(jī)排氣壓力和耗功、產(chǎn)熱水溫度、系統(tǒng)COP都有很大影響.合適的水流量才能使系統(tǒng)保證高COP的情況下產(chǎn)熱水溫度能滿足要求.水流量過小,產(chǎn)熱水溫度雖高,但系統(tǒng)COP太低.水流量過大,系統(tǒng)COP升高,但是,產(chǎn)熱水溫度太低.

d.氣冷器的換熱性能對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)熱水溫度和產(chǎn)熱水量都有很大影響.替換換熱效果更好的氣冷器,能使系統(tǒng)提供更高溫度的熱水時(shí)還有較高COP.

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(編輯:石 瑛)

Determining the Refrigerant Charging Amount and Experimental Study on CO2Heat Pump Water Heater

LIUYefeng, ZHUHongliang, ZHANGFeng, ZHUOZhiyang
(School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093,China)

A performance testing platform for heat pump water heater of CO2trans-critical cycle was designed and then constructed.Its evaporator and gas cooler were both sleeve type heat exchanger.The optimum charging amount was determined through experimental study.With the optimum charging amount,the effects of throttle opening degree and gas cooler water flow on the performance of the system were studied experimentally.The results show that the change of charging amount has more influence on discharge pressure and COP(coefficient of performance)of the system,and its influence on the evaporation pressure is rather small.If the throttle opening degree is too small,the discharge pressure and energy consumption of the system will be increased rapidly.Only when the water flow of gas cooler is appropriate,the system can provide hot water to meet the requirements with higher COP.

carbon dioxide;refrigerant charge amount;trans-critical cycle;heat pump water heater;experimental study

TK 124

A

1007-6735(2015)01-0049-08

10.13255/j.cnki.jusst.2015.01.009

2013-12-12

劉業(yè)鳳(1973-),女,副教授.研究方向:CO2應(yīng)用性研究、地源熱泵.E-mail:yfliu209@163.com