歐競賽 劉雄

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

0 引言

合成工質是造成臭氧空洞、溫室效應的重要原因[1]。C O2作為環(huán)保性好的天然工質越來越受重視。C O2跨臨界循環(huán)及相關技術的進步使 CO2系統(tǒng)應用越來越廣泛[2～4]。然而跨臨界循環(huán)節(jié)流閥損失大，限制了系統(tǒng)的性能[5]。噴射器因結構簡單、成本低等特點成為替代節(jié)流閥的選擇之一[6]。1 931 年Gay[7]第一次提出將噴射器應用于制冷熱泵系統(tǒng)構想。1990 年Kornhasuer[8]在R12 系統(tǒng)中首次使用噴射器，C OP 增加16%，火用損失減少24%[9]。另外，水源熱泵屬于可再生能源技術，能效高，運行穩(wěn)定，環(huán)境友好[10]。CO2水源熱泵具備可行性和必要性[11]。

本文在單級跨臨界二氧化碳地源熱泵[12]的基礎上，在系統(tǒng)內(nèi)耦合入噴射器，提出一種帶噴射器的跨臨界二氧化碳地下水源熱泵，其能夠在冬夏季驅動一次回風空氣處理機組承擔室內(nèi)采暖和空調負荷，介紹了其運行原理，并對其冬季性能進行了簡要分析。

圖1 噴射器結構簡圖

1 系統(tǒng)介紹

1.1 冬季運行原理

系統(tǒng)分為空氣處理過程，制冷劑循環(huán)和水循環(huán)，其中空氣處理機組包括預熱器、用戶側換熱器、再熱器，制冷劑循環(huán)主要部件包括四通閥、壓縮機、噴射器、共用氣冷器、地下水換熱器、節(jié)流閥、氣液分離器、電磁閥等。水循環(huán)系統(tǒng)包括三通閥、循環(huán)水泵等。

冬季系統(tǒng)運行的原理圖如圖 2 所示，壓焓圖如圖3 所示。冬季運行時，電磁閥1 關閉，電磁閥2 打開，空氣處理器中的再熱器關閉。當新風低于5 ℃需要預熱時，新風預熱器打開，由共用氣冷器加熱循環(huán)中的水，由熱水對新風進行預熱，否則預熱器關閉。原理圖中黑實線表示制冷劑循環(huán)，單點劃線表示水系統(tǒng)，虛線框內(nèi)為空氣處理機組。具體循環(huán)為：噴射器出口干度為χe的CO2制冷劑以狀態(tài)e 進入氣液分離器后，分為兩路：其中的氣相部分 a 進入壓縮機，經(jīng)絕熱壓縮后，排出高溫高壓的狀態(tài)為 b 的制冷劑氣體，經(jīng)過兩級氣體冷卻器（用戶側換熱器加熱空氣、共用氣冷器新風預熱或地下水冷卻）放熱后以狀態(tài)d 進入噴射器工作噴嘴。另一路液相制冷劑eL 經(jīng)節(jié)流閥絕熱節(jié)流后以狀態(tài)f 進入地下水換熱器（蒸發(fā)器）吸熱蒸發(fā)后以狀態(tài)j 被引射進噴射器引射噴嘴，兩路制冷劑在噴射器中完成混合、降速增壓過程后以狀態(tài)e 離開氣噴射器進入氣分離器，由此完成一個循環(huán)。

圖2 系統(tǒng)冬季運行原理圖

圖3 冬季系統(tǒng)壓焓圖

1.2 冬夏季系統(tǒng)運行的差異性

1）冬、夏季的制冷劑流向不同，采用四通閥完成冬夏季工況的切換，夏季系統(tǒng)運行原理圖如圖4 所示。用戶側換熱器在冬季為氣體冷卻器，在夏季為蒸發(fā)器，水側換熱器在冬季為蒸發(fā)器，在夏季為氣體冷卻器，噴射器的功能在冬夏季沒有發(fā)生改變。夏季工況下，用戶側換熱器蒸發(fā)溫度受空氣溫度的影響，地下水換熱器出口溫度受地下水溫的影響。而在冬季工況下，蒸發(fā)溫度受地下水溫影響。

圖4 系統(tǒng)夏季運行原理

2）共用氣冷器在冬、夏季都發(fā)揮氣冷器的作用，但是其實現(xiàn)的功能不同。系統(tǒng)在冬季和夏季都具有兩級相串聯(lián)的氣冷器，夏季為共用氣冷器 +地下水側換熱器，冬季為用戶側換熱器 +共用氣冷器，可以看出，夏季工況下，共用氣冷器屬于氣冷器的前半段，制冷劑溫度相對較高。此時可以通過空氣再熱器通過回收共用氣冷器的冷卻熱進行空氣再熱提高系統(tǒng)性能。冬季工況下，共用氣冷器處于兩級氣冷器的后半段，第一級氣冷器即用戶側換熱器的熱量用于空氣加熱，需要將空氣加熱至約為 35 ℃送風溫度，對熱量的品質要求較高。當制冷劑經(jīng)過用戶側換熱器加熱空氣后，以相對較低的溫度進入共用氣冷器，此時共用氣冷器所能提供的熱量品質較低，不過當新風溫度較低時，只需要將新風預熱至5℃，對共用氣冷器內(nèi)制冷劑溫度要求不高，此時共用氣冷器的熱量可以部分或全部用于新風預熱，當不需要新風預熱時，共用氣冷器的低品位熱量將由地下水直接帶走。

2 冬季性能分析

根據(jù)冬季運行原理建立了系統(tǒng)性能分析理論模型，采用MATLAB 調用REFPROP 對模型進行計算，主要分析了地下水溫，排氣壓力，新風比，新風溫度以及有無預熱對系統(tǒng)性能的影響。

2.1 計算條件

系統(tǒng)為穩(wěn)態(tài)變工況模擬。冬季采暖中濕度不是主要的考慮因素，且冬季空氣含濕量較低，所以冬季采暖工況下的數(shù)值模擬忽略了空氣濕度的影響。冬季地下水換熱器為蒸發(fā)器，蒸發(fā)溫度與地下水溫的溫差取11 ℃，氣體冷卻器為用戶側換熱器、冬夏共用氣體冷卻器，共用氣冷器內(nèi)制冷劑被地下水進一步冷卻時，制冷劑出口與地下水換熱溫差為10 ℃，用戶側換熱器出口 CO2溫度與空氣進口溫度差取 16 ℃[13]。假設P5與Pes間壓力降 ΔP為 0.34 MPa[14]，噴射器內(nèi)部流動為一維、均質、絕熱流動。噴射器出口以及工作噴嘴、引射噴嘴進口動能忽略不計。噴射器工作噴嘴、引射噴嘴、混合段、擴散段效率分別取0.8、0.8、0.8、0.7[15]。壓縮機壓縮和節(jié)流閥節(jié)流過程為絕熱過程；忽略換熱器的壓降和管路的熱損失。表 1 為冬季各參數(shù)模擬范圍表。

表1 冬季各參數(shù)模擬范圍表

2.2 理論模型

壓縮機模型：

地下水換熱器模型：

共用氣冷器、用戶側換熱器模型：

節(jié)流閥：

噴射器計算采用一維等壓混合模型，根據(jù)假設，參考文獻[16]進行計算。

制冷劑流量：

如果新風預熱，根據(jù)式（7）計算出來的制冷劑流量來計算共用氣冷器出口溫度T'd：

如果

冬季性能評價指標：

式中：Qp為新風預熱負荷，不需要預熱時為 0；Qhe為空氣加熱負荷，kW；mcom為壓縮機制冷劑質量流量，kg/s；has表示由 a 等熵膨脹至 b 點的焓值，J/kg；T，t表示溫度，K，℃ ；下標中com，壓縮機；p，預熱；he，加熱；W，室外新風；M，新風與回風混合后的狀態(tài)點；ev，蒸發(fā)器；gin，地下水進口；其余各下標對應圖2 圖3 個狀態(tài)點。

3 結果與討論

3.1 地下水溫和排氣壓力的影響

地下水溫和壓縮機排氣壓力對 COP 的影響如圖5、6 所示?？梢钥闯?，地下水溫越高，系統(tǒng) COP 越大。有預熱以及無預熱時，C OP 隨排氣壓力的變化具有一致性，隨著排氣壓力的增大，兩者的 COP 都先經(jīng)歷了一個快速增大的過程，在達到最優(yōu)排氣壓力時，系統(tǒng)COP 達到最大值，之后隨著排氣壓力的繼續(xù)增大，兩者的COP 都逐漸減小，且減小速率逐漸變慢。在有、無預熱兩種情況下，系統(tǒng) COP 都在排氣壓力 7.5～8.1 MPa 之間達到最大值。不同的是，無預熱時，系統(tǒng)最佳排氣壓力穩(wěn)定在8MPa 左右，有預熱時，隨著地下水溫的升高，最優(yōu)排氣壓力出現(xiàn)了降低的趨勢。不同地下水溫及排氣壓力下，有預熱和無預熱的最優(yōu)排氣壓力以及其對應的COP 已經(jīng)通過表2 給出。從表中可以得出，有預熱時地下水溫由 7 ℃增加到 21 ℃，最優(yōu)排氣壓力由 8.0 MPa 降低到 7.6 MPa，C OP 由 4.10增加至6.75。對比發(fā)現(xiàn)，有預熱情況下的最優(yōu)排氣壓力對應的 COP 值比無預熱情況下要小，這是因為無預熱時，共用氣冷器的熱量直接被地下水帶走，而有預熱時，共用氣冷器放出的冷卻熱可以通過新風預熱被利用掉，這說明新風預熱可以在一定程度上提高系統(tǒng)的性能。

圖5 有預熱時地下水溫和壓縮機排氣壓力對COP 的影響

圖6 無預熱時地下水溫和壓縮機排氣壓力對COP 的影響

3.2 新風溫度和新風比的影響

如圖7 所示，C OP 隨著新風溫度的降低、新風比的增大而升高。而當新風溫度降低、新風比增大一定程度時，C OP 會逐漸增大趨近于一個固定值 4.4，4.4為地下水溫為 10 ℃和排氣壓力為 9 MPa 時系統(tǒng)達到的最大COP，即兩級氣冷器放出的熱量全部被有效利用時的 COP。這是因為，當新風比較低、新風溫較高時，空氣預熱負荷及加熱負荷都較低，按用戶側換熱器空氣進口與制冷劑出口換熱溫差至少為 16 ℃的溫差計算出的制冷劑流量可以滿足預熱及加熱的負荷要求，且會有一定量的熱量富余經(jīng)共用氣冷器被地下水帶走，沒有被利用。因此在一定范圍內(nèi)，隨著新風比的增大和新風溫度的降低，負荷逐漸增大，被有效利用的熱量增大，所以系統(tǒng)COP 隨著隨新風溫度降低和新風比的增大會先經(jīng)歷一個上升階段。隨著新風比繼續(xù)增大，新風溫度繼續(xù)降低，按照上述溫差計算的制冷劑流量無法滿足同時滿足空氣預熱和加熱的要求。為了保證共用氣冷器出口溫度與地下水溫，以及空氣與用戶側換熱器之間基本的換熱溫差，只能通過逐漸增加制冷劑流量滿足負荷需求，此時共用氣冷器、用戶側換熱器所放熱量全部被有效利用，系統(tǒng) COP 不再和新風比、新風溫度有關，只與壓縮機吸，排氣口比焓以及共用氣冷器出口比焓有關。

圖7 COP 隨新風比和新風溫度的變化

4 結論

1）提出了一種新型 CO2噴射器地下水源熱泵，其能夠在夏季驅動一次回風再熱處理過程，冬季驅動新風預熱一次回風空氣處理機組滿足夏季空調制冷和冬季采暖需求。該機組采用噴射器降低跨臨界CO2循環(huán)的節(jié)流損失，通過共用氣冷器在夏季回收氣體冷卻器部分冷卻熱，在冬季由地下水進行二次冷卻或新風預熱，從而提高系統(tǒng)性能。以地下水作為低位熱源，性能較高，較穩(wěn)定，相對于空氣源熱泵，沒有了結霜的困擾，受環(huán)境溫度的影更小。

2）對系統(tǒng)進行數(shù)值模擬、性能分析的結果表明新風比的增大和新風溫度的降低能夠提高系統(tǒng)性能，系統(tǒng)性能最大能達到一定地下水溫和壓縮機壓力下的最大COP。地下水溫越高性能越好，系存在最優(yōu)排氣壓力。新風預熱有利于提高系統(tǒng)COP。