金 磊，馮曉娟，王守國

（1.中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 節(jié)能環(huán)保勞衛(wèi)研究所，北京 100081；2.中國城市建設(shè)研究院有限公司建筑所，北京 100120）

0 引言

研究表明，冬季燃煤鍋爐供暖是造成霧霾現(xiàn)象嚴(yán)重的因素之一[1-2]。我國北方鐵路沿線站段具有數(shù)量多、范圍廣、氣候條件復(fù)雜的特點(diǎn)，燃煤鍋爐供暖是我國北方鐵路沿線站段冬季取暖的主要方式。為了響應(yīng)國家大氣污染治理號召，鐵路行業(yè)正在逐步采用新型清潔能源替代傳統(tǒng)燃煤鍋爐供暖。

傳統(tǒng)燃煤鍋爐供暖的替代方式包括電鍋爐、燃?xì)忮仩t、太陽能供暖、水源熱泵及空氣源熱泵等多種形式。其中，空氣源熱泵效率較高，不受氣候條件和地理?xiàng)l件的制約，同時(shí)空氣源熱泵操作安裝簡單、使用安全，結(jié)合我國北方地區(qū)鐵路沿線站段特點(diǎn)，采用空氣源熱泵作為鐵路沿線冬季鍋爐燃煤供暖的替代方式具有較好的應(yīng)用前景。但常規(guī)空氣源熱泵在低溫環(huán)境下制熱性能下降明顯，甚至無法滿足室內(nèi)熱負(fù)荷的需求，加之我國北方鐵路沿線冬季氣溫可達(dá)-20℃甚至更低，限制了常規(guī)空氣源熱泵的使用。

為了提高空氣源熱泵在低溫環(huán)境下的性能，國內(nèi)外學(xué)者做了大量的研究工作。向立平等[3]研究了回?zé)崞鲗τ趩渭墘嚎s制冷循環(huán)的影響，通過在系統(tǒng)中增設(shè)回?zé)崞?，能夠有效提高系統(tǒng)能效比(COP)。Klein S A等[4]建立了帶回?zé)崞鞯膯渭壵羝麎嚎s模型，通過對比多種低溫工質(zhì)用于回?zé)崞飨到y(tǒng)的性能，給出了判斷回?zé)崞魇欠衲軌蛱嵘到y(tǒng)性能的關(guān)聯(lián)式，為不同工質(zhì)利用回?zé)崞魈嵘阅芴峁┝死碚撘罁?jù)。Aprea C等[5]建立了帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2制冷機(jī)組，并對系統(tǒng)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明系統(tǒng)的制熱量和COP最大可增加12%。Ma G Y等[6-7]研究了經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣熱泵在蒸發(fā)溫度為-25℃～ -10℃、冷凝溫度分別為45℃和48℃時(shí)的熱力性能，表明當(dāng)蒸發(fā)溫度較低時(shí)，經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣系統(tǒng)能夠有效提升熱泵性能。王文毅等[8]研究了中間補(bǔ)氣量對經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)性能的影響，通過實(shí)驗(yàn)得出了不同工況下系統(tǒng)的最優(yōu)中間補(bǔ)氣量。Baek C等[9]研究了在低環(huán)境溫度工況下，采用CO2工質(zhì)的熱泵系統(tǒng)應(yīng)用補(bǔ)氣過程的制熱特性，對比了閃蒸罐補(bǔ)氣、經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣和吸氣管路回?zé)崞?種形式的熱泵循環(huán)在不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、補(bǔ)氣量及室外溫度下的性能。Bertsch S S等[10]建立了兩級壓縮模型和復(fù)疊系統(tǒng)模型，采用ε—NTU法對系統(tǒng)性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析和對比，在環(huán)境溫度-30℃和出水溫度50℃工況下，系統(tǒng)COP可達(dá)2.1。Wang S G等[11]建立了跨臨界CO2空氣源熱泵系統(tǒng)，研究了室外環(huán)境溫度和氣冷器出水溫度對跨臨界CO2空氣源熱泵系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力的影響。趙宗彬等[12]建立了空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，通過模擬計(jì)算優(yōu)化了系統(tǒng)主要配件的性能參數(shù)。Fernandez N等[13]研究了帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)和中間補(bǔ)氣跨臨界CO2循環(huán)的性能，并與常規(guī)系統(tǒng)進(jìn)行對比，結(jié)果表明，帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)和中間補(bǔ)氣跨臨界CO2循環(huán)的制熱性能分別提升了7.9%和7.5%。

基于國內(nèi)外學(xué)者的研究，對2種適用于低溫工況的空氣源熱泵系統(tǒng)的熱力性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究和對比分析，為空氣源熱泵在寒冷地區(qū)鐵路沿線站段的應(yīng)用提供理論依據(jù)。

1 2 種低溫空氣源熱泵系統(tǒng)熱力學(xué)模型

1.1 跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)

采用跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)，可以直接制取70℃以上的熱水，能夠滿足我國北方鐵路沿線供暖熱水需求?？缗R界CO2熱泵系統(tǒng)中，高溫高壓的CO2工質(zhì)在氣體冷卻器內(nèi)與水進(jìn)行換熱，此換熱過程為顯熱交換，但由于暖氣回水溫度較高，導(dǎo)致回水在氣體冷卻器中吸收的熱量較少，無法充分發(fā)揮跨臨界CO2循環(huán)直接制取高溫?zé)崴奶攸c(diǎn)，降低了系統(tǒng)的能效比。因此，需要先降低暖氣回水溫度，再將較低溫度的回水供入氣體冷卻器中與高溫高壓的CO2工質(zhì)換熱，提升系統(tǒng)的制熱量和能效比?；诖?，考慮在跨臨界CO2循環(huán)中增設(shè)熱回收系統(tǒng)，增設(shè)的熱回收系統(tǒng)能夠?qū)怏w冷卻器中多余的熱量進(jìn)行回收，對氣體冷卻器出口的CO2制冷劑進(jìn)行過冷，降低節(jié)流閥入口處CO2制冷劑的溫度，從而增大CO2制冷劑在蒸發(fā)器中的吸熱量，提升跨臨界CO2循環(huán)的制熱性能；較低溫度的回水在熱回收系統(tǒng)中進(jìn)行1次加熱后進(jìn)入氣體冷卻器中，吸收氣體冷卻器中高溫高壓CO2制冷劑的熱量，進(jìn)行二次加熱，得到的高溫?zé)崴┤胗脩裟┒?，系統(tǒng)流程如圖1所示?？缗R界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)壓焓圖如圖2所示。根據(jù)圖2，熱泵系統(tǒng)的理論性能計(jì)算如下。

圖1 跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)流程圖

（1）跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)功率計(jì)算。系統(tǒng)功率(wtotal)為

式中：wCO2為CO2壓縮機(jī)的功率，kW；w熱回收為熱回收系統(tǒng)的功率，kW。

圖2 跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)壓焓圖

式中：m為熱泵循環(huán)系統(tǒng)中制冷劑流量，kg/s；h2為壓縮機(jī)出口制冷劑焓值，kJ/kg；h1為壓縮機(jī)入口制冷劑焓值，kJ/kg。

熱泵循環(huán)系統(tǒng)中制冷劑流量(m)的計(jì)算公式為

式中：ρ為壓縮機(jī)入口制冷劑密度，kg/m3；V為壓縮機(jī)排氣量，m3/s；ηv為壓縮機(jī)容積效率。

（2）跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)總制熱量計(jì)算?？傊茻崃?qtotal)為

式中：qgc為氣體冷卻器的制熱量，kJ；q熱回收為系統(tǒng)回收的熱量，kJ。

qgc的計(jì)算公式為

式中：h3為CO2氣體冷卻器出口制冷劑焓值，kJ/kg。

q熱回收的計(jì)算公式為

式中：h4為熱回收系統(tǒng)出口制冷劑焓值，kJ/kg。

（3）跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)能效比計(jì)算。系統(tǒng)能效比(COP)為

1.2 回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)

回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)流程圖如圖3所示。從蒸發(fā)器中流出的低溫低壓制冷劑6進(jìn)入回?zé)崞鳎诨責(zé)崞髦信c從冷凝器流出的高溫高壓制冷劑3進(jìn)行換熱，吸熱成為過熱蒸汽1進(jìn)入壓縮機(jī)，同時(shí)將從冷凝器流出的高溫高壓制冷劑3進(jìn)一步過冷為狀態(tài)4。采用回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)，能夠使冷凝器出口的制冷劑得到進(jìn)一步冷卻，增大制冷劑過冷度，使蒸發(fā)器中制冷劑能夠從空氣中吸收更多的熱量，提升空氣源熱泵在低溫工況下的制熱性能，同時(shí)能夠提高壓縮機(jī)入口處制冷劑的過熱度，避免出現(xiàn)液擊現(xiàn)象。

圖3 回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)流程圖

回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)壓焓圖如圖4所示。

圖4 回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)壓焓圖

由圖4所示，回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)的理論性能計(jì)算如下。

（1）壓縮機(jī)功率計(jì)算。計(jì)算公式為

（2）系統(tǒng)制熱量計(jì)算。計(jì)算公式為

（3）系統(tǒng)制熱能效比計(jì)算。計(jì)算公式為

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及對比分析

通過搭建2種空氣源熱泵樣機(jī)，在環(huán)境溫度-20℃、-10℃、0℃工況下，當(dāng)回水溫度為40℃，供水溫度由45℃升高至55℃時(shí)，對2種空氣源熱泵系統(tǒng)的制熱性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。2種空氣源熱泵系統(tǒng)在不同工況下的各性能參數(shù)對比如圖5至圖8所示，圖中Ta為環(huán)境溫度，Tf，w為回水溫度。

2.1 制熱量分析

2種空氣源熱泵在不同環(huán)境溫度工況下制熱量隨供水溫度的變化對比如圖5所示。由圖5可知，2種空氣源熱泵的制熱量均隨環(huán)境溫度的升高而增大，但當(dāng)環(huán)境溫度保持不變時(shí)，隨著供水溫度的升高，回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)的制熱量顯著減小，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的制熱量則逐漸增大，這是由2種熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行特性造成的。對于回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)，隨著供水溫度的升高，壓縮機(jī)排氣壓力逐漸升高，系統(tǒng)壓比逐漸增大，壓縮機(jī)效率降低，系統(tǒng)制熱性能下降，制熱量減小。對于跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)，隨著供水溫度的升高，氣體冷卻器中CO2制冷劑壓力和溫度升高，熱回收系統(tǒng)在氣體冷卻器中回收的熱量增大，系統(tǒng)的制熱量逐漸增大。當(dāng)環(huán)境溫度為-20℃時(shí)，隨著供水溫度由45℃升高至55℃，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的制熱量由32.6 kW增大至34.9 kW，制熱量增大3.6%；隨著供水溫度由45℃升高至50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵制熱量減小6.6%，表明在低溫工況下，隨著供水溫度的升高，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的性能優(yōu)于回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)。

2.2 功率分析

圖6為2種空氣源熱泵在不同環(huán)境溫度工況下功率隨供水溫度的變化對比。隨著環(huán)境溫度的升高，2種熱泵系統(tǒng)的功率均有所增大，但二者的增幅不同。在環(huán)境溫度-20℃工況下，隨著供水溫度由45℃升高至50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵的功率增大了11.9%；但在相同環(huán)境溫度下，當(dāng)供水溫度由45℃升高至55℃時(shí)，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的功率僅增大了3.8%，增幅明顯小于回?zé)嵫h(huán)熱泵。這是由于回?zé)嵫h(huán)熱泵隨著供水溫度升高，系統(tǒng)壓縮比增大，壓縮機(jī)等熵效率減小，功率增大；跨臨界CO2熱回收熱泵，隨著供水溫度升高，熱回收系統(tǒng)回收的熱量增大，熱回收系統(tǒng)功率也增大，而CO2循環(huán)的壓比基本保持不變，CO2循環(huán)的功率也不變。因此，跨臨界CO2熱回收熱泵的功率增幅小于回?zé)嵫h(huán)熱泵。

圖5 制熱量隨供水溫度變化對比

圖6 功率隨供水溫度變化對比

2.3 能效比分析

2種空氣源熱泵在不同環(huán)境溫度工況下COP隨供水溫度的變化對比如圖7所示。當(dāng)環(huán)境溫度為-20℃時(shí)，隨著供水溫度由45℃升高至55℃，跨臨界CO2熱回收熱泵的COP由1.76升高至1.82，增大3.4%；隨著供水溫度由45℃升高至50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵的COP由2.12降低至1.77，減小16.5%。由此可以看出，隨著供水溫度的升高，回?zé)嵫h(huán)熱泵的COP迅速減小，跨臨界CO2熱回收熱泵的COP略微增大；當(dāng)供水溫度低于50℃時(shí)，回?zé)嵫h(huán)熱泵的COP高于跨臨界CO2熱回收熱泵。在環(huán)境溫度0℃和-10℃工況下，當(dāng)供水溫度高于50℃時(shí)，回?zé)嵫h(huán)熱泵的COP低于跨臨界CO2熱回收熱泵。這是由于隨著供水溫度的升高，跨臨界CO2熱回收熱泵的制熱量增大，功率幾乎保持不變，而回?zé)嵫h(huán)熱泵的制熱量減小，功率增大，COP迅速減小。這一結(jié)果表明在低溫環(huán)境工況下，當(dāng)供水溫度低于50℃時(shí)，回?zé)嵫h(huán)熱泵性能優(yōu)于跨臨界CO2熱回收熱泵，當(dāng)供水溫度高于50℃時(shí)，跨臨界CO2熱回收熱泵性能優(yōu)于回?zé)嵫h(huán)熱泵。

圖7 COP隨供水溫度變化對比

2.4 排氣溫度分析

2種空氣源熱泵在不同環(huán)境溫度工況下壓縮機(jī)排氣溫度隨供水溫度的變化對比如圖8所示。當(dāng)供水溫度為50℃時(shí)，隨著環(huán)境溫度由0℃降低至-20℃，跨臨界CO2熱回收熱泵的壓縮機(jī)排氣溫度由84.9℃升高至108.7℃，排氣溫度均低于相應(yīng)工況下的回?zé)嵫h(huán)熱泵。這是由于回?zé)嵫h(huán)熱泵中增設(shè)了回?zé)崞?，蒸發(fā)器出口制冷劑在回?zé)崞髦形鼰幔瑝嚎s機(jī)入口處制冷劑過熱度增大，排氣溫度升高。在環(huán)境溫度-20℃工況下，隨著供水溫度由45℃升高至55℃，跨臨界CO2熱回收熱泵排氣溫度變化較小，由106.7℃升高至110.2℃，而隨著供水溫度由45℃升高至50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵的排氣溫度由105.6℃升高至113.8℃。隨供水溫度的升高，回?zé)嵫h(huán)熱泵排氣溫度的增幅明顯大于CO2熱回收熱泵。這是由于供水溫度的升高導(dǎo)致回?zé)嵫h(huán)熱泵的排氣壓力升高，系統(tǒng)壓比增大，等熵效率降低，排氣溫度迅速升高，而供水溫度對跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)壓比影響較小，因此壓縮機(jī)的排氣溫度升高并不明顯。

圖8 壓縮機(jī)排氣溫度隨供水溫度變化對比

3 結(jié)論

為了研究空氣源熱泵在鐵路沿線低溫寒冷地區(qū)的適用性，針對2種空氣源熱泵系統(tǒng)的低溫制熱性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究和對比分析。結(jié)果表明，當(dāng)環(huán)境溫度不變時(shí)，隨著供水溫度由45℃升高至55℃，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的制熱量和COP均升高；隨著供水溫度由45℃升高至50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)的制熱量和COP均逐漸降低。當(dāng)供水溫度低于50℃，回?zé)嵫h(huán)熱泵的COP高于跨臨界CO2熱回收熱泵，回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)的節(jié)能效果更為顯著；當(dāng)供水溫度超過50℃時(shí)，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的性能優(yōu)于回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)。在低溫環(huán)境條件下，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)不僅能夠提供更高的供水溫度，并且能夠有效提升空氣源熱泵系統(tǒng)的制熱性能，結(jié)合我國北方鐵路沿線站段的供暖需求和氣候條件，相較于回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)，跨臨界CO2熱回收熱泵系統(tǒng)的適用性和熱力性能更為優(yōu)越。