閆超杰，郭健翔，孫晉飛，張 龍，包思凡，羅思義

（青島理工大學(xué) 環(huán)境與市政工程學(xué)院，山東青島 266525）

0 引言

工業(yè)生產(chǎn)中存在大量25～35 ℃的冷卻水，同時(shí)需求70 ℃以上的熱水，如在乙醛酸生產(chǎn)過(guò)程中，冷卻水溫度在25～40 ℃，而水解釜和蒸餾釜需要80 ℃的熱水，傳統(tǒng)的生產(chǎn)工藝將冷卻水余熱通過(guò)冷卻塔散失在大氣環(huán)境，同時(shí)燃燒天然氣來(lái)生產(chǎn)需要的熱水［1-4］，利用中高溫?zé)岜?，回收冷卻水中的低溫余熱，制取高溫?zé)崴?，?lái)滿足生產(chǎn)需求，具有較大的節(jié)能環(huán)保效益。對(duì)于低位熱源和高位熱源溫跨較大的熱泵循環(huán)，存在排氣溫度高，壓比增大，綜合循環(huán)性能大幅降低的問(wèn)題。目前提升循環(huán)溫升的方法有：兩級(jí)壓縮技術(shù)、CO2跨臨界技術(shù)，兩級(jí)/多級(jí)復(fù)疊技術(shù)、（強(qiáng)化）補(bǔ)氣技術(shù)和自復(fù)疊技術(shù)等。孫守軍等［5］提出混合工質(zhì)回?zé)崾酱鬁乜鐭岜眉夹g(shù)，可實(shí)現(xiàn)溫跨65 ℃以上高效供熱。孫建等［6-7］提出利用生活廢水余熱作為低溫?zé)嵩吹腃O2熱泵系統(tǒng)，系統(tǒng)以20 ℃生活廢水作為低溫?zé)嵩?，制取的熱水溫度?0 ℃，由于CO2跨臨界熱泵技術(shù)運(yùn)行時(shí)的壓力高達(dá)10 MPa，需要耐高壓的壓縮機(jī)和輔助設(shè)備，造價(jià)較高，不利于推廣應(yīng)用。胡鋮江等［8］以R134a為工質(zhì)的渦旋式準(zhǔn)二級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)作為研究對(duì)象，結(jié)果表明準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)較大的循環(huán)溫升，但由于單一工質(zhì)R134a的臨界溫度低，冷凝壓力高，對(duì)系統(tǒng)循環(huán)溫升的提升有限。李海軍等［9］針對(duì)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在冬夏極端環(huán)境下，開(kāi)發(fā)了一種帶經(jīng)濟(jì)器的中壓補(bǔ)氣型車用熱泵系統(tǒng)，在相同工況下，排氣溫度降低，制冷制熱量，COP均上升。兩級(jí)/多級(jí)復(fù)疊技術(shù)可實(shí)現(xiàn)溫級(jí)間的供熱接力，可解決壓縮機(jī)排氣溫度高等問(wèn)題，但是其系統(tǒng)較為復(fù)雜，實(shí)際應(yīng)用困難［10-14］。周崇波等研究R600a/R123混合工質(zhì)自復(fù)疊熱泵系統(tǒng)，表明用于回收電廠循環(huán)水余熱是可行的，但系統(tǒng)在節(jié)流過(guò)程中熱量損失大，導(dǎo)致效率較低［15］。

本文在課題組前期研究的基礎(chǔ)上，利用理論循環(huán)分析，基于R134a和R245fa進(jìn)行組分優(yōu)化，提出一種新型混合工質(zhì)M，其臭氧破壞潛能（ODP）為0，全球變暖潛能（GWP）較低，結(jié)合乙醛酸實(shí)際生產(chǎn)應(yīng)用工況，研制了高溫水源熱泵樣機(jī)，并對(duì)其變工況性能進(jìn)行試驗(yàn)研究。

1 理論循環(huán)分析

1.1 理論模型建立

建立準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)理論模型，圖1示出循環(huán)和壓-焓圖。圖中，1-2為主路工質(zhì)等熵壓縮過(guò)程；2（8）-3為主輔路工質(zhì)混合過(guò)程；3-4為主輔路工質(zhì)混合后再壓縮過(guò)程；4-5為冷凝放熱過(guò)程；5-6為主路工質(zhì)過(guò)冷過(guò)程；5-7為輔路工質(zhì)絕熱節(jié)流過(guò)程；7-8為輔路工質(zhì)蒸發(fā)吸熱過(guò)程；6-9為主路工質(zhì)絕熱節(jié)流過(guò)程；9-1為主路工質(zhì)蒸發(fā)吸熱過(guò)程。圖中，me+mb=mc，計(jì)算單位質(zhì)量循環(huán)參數(shù)，取mc=1；me為主路工質(zhì)的質(zhì)量流量；mb為補(bǔ)氣路工質(zhì)的質(zhì)量流量；mc為系統(tǒng)總工質(zhì)的質(zhì)量流量。在Matlab和工質(zhì)及混合物物性軟件（NIST REFPROP VERSION 9.1）平臺(tái)上編制理論循環(huán)計(jì)算軟件，并進(jìn)行理論循環(huán)性能模擬。

圖1 中間補(bǔ)氣熱泵循環(huán)和壓-焓圖Fig.1 Cycle diagram and pressure-enthalpy curve of heat pump with enhanced vapor injection at middle

單位質(zhì)量制熱量為：

單位質(zhì)量制冷量為：

單位容積制熱量為：

單位容積制冷量為：

準(zhǔn)一級(jí)比壓縮功為：

補(bǔ)氣后比壓縮功為：

忽略補(bǔ)氣-壓縮耗功，則壓縮機(jī)總的比壓縮功為：

性能系數(shù)COP為：

式中hi——壓焓圖中對(duì)應(yīng)循環(huán)狀態(tài)點(diǎn)的焓值，kJ/kg，i取 1，2，3，…，9；

ν3——中間補(bǔ)氣-壓縮過(guò)程結(jié)束時(shí)工質(zhì)的比容，m3/kg；

ν1——壓縮機(jī)吸氣腔閉合時(shí)工質(zhì)的比容，m3/kg；

ηs12，ηs34——壓縮機(jī)的等熵效率，均取值為0.85；

ηmotor——壓縮機(jī)電機(jī)效率，取ηmotor=0.85；

ηmech——壓縮機(jī)機(jī)械效率，取ηmech=0.85。

1.2 工質(zhì)M的理論循環(huán)工況及結(jié)果分析

計(jì)算條件設(shè)定：系統(tǒng)為穩(wěn)態(tài)；忽略工質(zhì)在冷凝器、蒸發(fā)器和管道流動(dòng)中的壓力損失；蒸發(fā)器、冷凝器換熱溫差均取5 ℃，由低溫?zé)嵩春透邷爻鏊謩e確定蒸發(fā)溫度為Tevap=20，25，30，35 ℃，冷凝溫度設(shè)為Tcond=65～90 ℃，過(guò)熱度、過(guò)冷度均設(shè)置為 5 ℃。

對(duì)不同工況進(jìn)行準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)模擬，結(jié)果如圖2～5所示。從圖2～5可知：在70 ℃溫跨條件下，新型混合工質(zhì)M的COP仍在2.27以上，單位容積制熱量達(dá)到2 280 kJ/m3，壓縮機(jī)的最高排氣溫度低于110 ℃。分析其原因，隨著蒸發(fā)溫度降低，冷凝溫度的提高，系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力下降，冷凝壓力逐漸上升，導(dǎo)致壓比增大，同時(shí)壓縮機(jī)的容積效率降低，系統(tǒng)的熱力不可逆損失增加，總功耗增加，使系統(tǒng)的COP降低；當(dāng)冷凝溫度一定，隨著蒸發(fā)溫度的降低，壓縮機(jī)的吸氣比容逐漸增大，導(dǎo)致單位容積制熱量逐漸下降；隨著循環(huán)溫跨的增加，系統(tǒng)壓比的增加使壓縮機(jī)的指示效率降低，實(shí)際壓縮過(guò)程偏離等熵壓縮的程度增加，導(dǎo)致系統(tǒng)排氣溫度的增幅加劇，而中間補(bǔ)氣過(guò)程減緩了排氣溫度的增加，使相同工況下排氣溫度低于普通單級(jí)壓縮系統(tǒng)。由于工質(zhì)的飽和蒸氣壓同時(shí)受到沸點(diǎn)、臨界溫度、壓縮因子等多個(gè)熱物性參數(shù)的綜合作用，會(huì)對(duì)系統(tǒng)的高壓側(cè)和低壓側(cè)造成顯著影響，通過(guò)分析發(fā)現(xiàn)新型混合工質(zhì)M的飽和蒸汽壓分布在R134a，R245fa的中間，使其在相同工況下，蒸發(fā)壓力高于同溫度下的R245fa，冷凝壓力低于同溫度下的R134a，保證了系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)的高低壓正常。綜合蒸發(fā)壓力、冷凝壓力、壓比、單位容積制熱量、排氣溫度、系統(tǒng)COP等各項(xiàng)參數(shù)，得出新型工質(zhì)M用于準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵循環(huán)，在低蒸發(fā)溫度、大循環(huán)溫升工況下，循環(huán)性能良好，滿足機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行要求，具有較高的應(yīng)用價(jià)值。

圖2 COP隨冷凝溫度的變化Fig.2 COP change with condensing temperature

圖3 單位容積制熱量隨冷凝溫度的變化Fig.3 Change of heating capacity per unit volume with condensing temperature

圖4 壓比隨冷凝溫度的變化Fig.4 Change of pressure ratio with condensing temperature

圖5 排氣溫度隨冷凝溫度的變化Fig.5 Change of exhaust temperature with condensing temperature

2 工質(zhì)M循環(huán)性能試驗(yàn)研究

2.1 熱泵試驗(yàn)系統(tǒng)的構(gòu)建

熱泵系統(tǒng)裝置如圖6所示，試驗(yàn)系統(tǒng)包括水循環(huán)系統(tǒng)、工質(zhì)循環(huán)系統(tǒng)和數(shù)據(jù)測(cè)控采集系統(tǒng)。水循環(huán)系統(tǒng)包括蒸發(fā)側(cè)低溫水源系統(tǒng)、冷凝側(cè)高溫水系統(tǒng)、補(bǔ)水加壓系統(tǒng)和水冷散熱系統(tǒng)，蒸發(fā)器側(cè)低溫水源系統(tǒng)在容積為2 m3的蒸發(fā)水箱內(nèi)置2個(gè)20 kW的電加熱器模擬生活或工業(yè)廢水余熱；冷凝器側(cè)高溫用水系統(tǒng)同樣采用2 m3容積閉式水箱來(lái)模擬熱用戶的低溫回水，冷凝水箱為特制承壓水箱，安裝有壓力傳感器、排氣閥和彈簧式安全閥等，保證水箱安全；在冷凝器側(cè)通過(guò)設(shè)置加壓水系統(tǒng)，提高水的壓力，可以保證冷凝器出水溫度在100 ℃以上時(shí)不會(huì)氣化，仍能保持液態(tài)；水冷散熱系統(tǒng)利用風(fēng)冷機(jī)組通過(guò)板式換熱器將冷凝器側(cè)高溫?zé)崴M用熱量散失掉，剩余的熱量與蒸發(fā)器出水混合后傳遞到蒸發(fā)水箱，用于模擬余熱。

圖6 熱泵系統(tǒng)裝置示意Fig.6 Schematic diagram of heat pump system

工質(zhì)循環(huán)系統(tǒng)采用準(zhǔn)二級(jí)壓縮循環(huán)，各設(shè)備參數(shù)如下：漢鐘半封閉螺桿壓縮機(jī)，型號(hào)RC2-200T-P，承壓上限 2.8 MPa，排量為 193 m3/h；冷凝器選用定制的殼管式換熱器，換熱面積為40 m2，管程設(shè)計(jì)壓力 1 MPa，容積 0.033 m3，殼程設(shè)計(jì)壓力2.5 MPa，容積0.165 m3；蒸發(fā)器同樣選用定制的殼管式換熱器，換熱面積為11 m2，管程設(shè)計(jì)壓力1.5 MPa，容積0.027 m3，殼程設(shè)計(jì)壓力1 MPa，容積0.09 m3；主輔路電子膨脹閥均選用意大利某公司生產(chǎn)的EXV sistema系列電子膨脹閥，主路電子膨脹閥型號(hào)為E3V-65，輔路電子膨脹閥型號(hào)為E3V-45，過(guò)熱度控制器型號(hào)為EVD0000E20；經(jīng)濟(jì)器選用瑞典某公司的板式換熱器，型號(hào)為AC-70X-90H-F；油分選用外置油分離器，型號(hào)E50LY-40/20，容積為0.05 m3。

數(shù)據(jù)測(cè)控采集系統(tǒng)主要由溫度傳感器、壓力傳感器、流量計(jì)、循環(huán)水泵、電動(dòng)調(diào)節(jié)閥等部件組成，通過(guò)測(cè)控系統(tǒng)可以實(shí)時(shí)讀取高溫水源熱泵系統(tǒng)的各項(xiàng)參數(shù)，進(jìn)而通過(guò)反饋調(diào)節(jié)實(shí)現(xiàn)整個(gè)系統(tǒng)的溫度平衡，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)各部件主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 采集系統(tǒng)部件參數(shù)Tab.1 Parameter table of acquisition system components

試驗(yàn)系統(tǒng)采用虛擬儀器技術(shù)和智能控制技術(shù)Labview進(jìn)行編程，可實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)過(guò)程中全參數(shù)實(shí)時(shí)控制和監(jiān)控，對(duì)循環(huán)過(guò)程中的蒸發(fā)器、冷凝器進(jìn)出水流量、進(jìn)出水溫度進(jìn)行控制；對(duì)循環(huán)水系統(tǒng)內(nèi)溫度、流量、壓力、壓差和工質(zhì)循環(huán)側(cè)的溫度、壓力進(jìn)行監(jiān)測(cè)、顯示和保存，并可在試驗(yàn)結(jié)束后，對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中采集的數(shù)據(jù)保存到指定的excel文件中。

2.2 試驗(yàn)步驟與工況設(shè)置

對(duì)新工質(zhì)高溫水源熱泵樣機(jī)不同工況下的循環(huán)性能進(jìn)行試驗(yàn)研究。熱泵機(jī)組在80 kg充灌量的條件下進(jìn)行穩(wěn)定工況試驗(yàn)，整個(gè)試驗(yàn)過(guò)程保證兩器進(jìn)出水流量恒定，只調(diào)節(jié)蒸發(fā)器、冷凝器進(jìn)出水溫度。試驗(yàn)過(guò)程中穩(wěn)定蒸發(fā)器進(jìn)出水流量為21 m3/h，冷凝器進(jìn)出水流量為17 m3/h，流量偏差在0.5 m3/h以內(nèi)，主路過(guò)熱度設(shè)定為3 ℃，補(bǔ)氣過(guò)熱度設(shè)定為5 ℃，試驗(yàn)過(guò)程中蒸發(fā)器、冷凝器溫度的波動(dòng)值控制在0.5 ℃以內(nèi)，補(bǔ)氣路電磁閥開(kāi)啟閾值設(shè)置為50 ℃，保證試驗(yàn)時(shí)全程開(kāi)啟補(bǔ)氣。

結(jié)合乙醛酸生產(chǎn)過(guò)程中的實(shí)際應(yīng)用工況，分別將蒸發(fā)器進(jìn)水溫度Te,in設(shè)定為25，30，35，40 ℃，將冷凝器出水溫度由60 ℃逐漸提升至85 ℃，出水溫度每提升5 ℃視作一種新工況，每種工況保證熱泵連續(xù)運(yùn)行8 h，待所有參數(shù)穩(wěn)定后開(kāi)始記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 循環(huán)性能COP，壓比和制熱量測(cè)試計(jì)算方法

試驗(yàn)結(jié)果中的COP為機(jī)組制熱量和壓縮機(jī)功率的比值，制熱量由冷凝器載熱流體流量、進(jìn)出口溫差結(jié)合載熱流體的平均定壓比熱計(jì)算得出，壓比為冷凝壓力與蒸發(fā)壓力的比值。

式中Qh——冷凝器制熱量，kW；

ρw——水的密度，取 ρw=1 000 kg/m3；

cp，w——水的比熱容，取cp，w=4.187 kJ/（kg·℃）；

qv，w——水流量，m3/h；

tc，out——冷凝器出水溫度，℃；

tc，in——冷凝器進(jìn)水溫度，℃；

Ng——壓縮機(jī)電機(jī)輸入功率，kW；

pout——壓縮機(jī)排氣壓力，MPa；

pin——壓縮機(jī)吸氣壓力，MPa。

3.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

如圖7，8所示，當(dāng)蒸發(fā)器進(jìn)水溫度Te,in恒定時(shí)，隨著冷凝器出水溫度的提高，系統(tǒng)COP，制熱量逐漸下降，冷凝器出水溫度每增加10 ℃，COP值減小21.56%～32.37%，當(dāng)冷凝器出水溫度為80.4 ℃，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度為25 ℃時(shí)，COP值為2.127；冷凝器出水溫度每增加10 ℃，制熱量減小5.62%～18.32%，當(dāng)冷凝器出水60 ℃，蒸發(fā)器進(jìn)水40 ℃時(shí)，制熱量到達(dá)最大178.95 kW。

圖7 COP隨冷凝器出水溫度的變化Fig.7 The change of COP with the temperature of condenser leaving water

圖8 制熱量隨冷凝器出水溫度的變化Fig.8 The change of heating capacity with the temperature of the condenser leaving water

究其原因，當(dāng)蒸發(fā)器進(jìn)水溫度不變時(shí)，工質(zhì)的單位容積制熱量隨著冷凝溫度的增加而逐漸下降，同時(shí)隨著冷凝器循環(huán)水溫度的提高，冷凝器水側(cè)與工質(zhì)側(cè)的換熱溫差減小，換熱能力降低，2個(gè)因素共同導(dǎo)致了系統(tǒng)制熱量隨冷凝器出水溫度的升高而降低；并且隨著冷凝溫度的提高，壓縮機(jī)的壓比逐漸增大，導(dǎo)致工質(zhì)的單位質(zhì)量壓縮功增加，進(jìn)而使壓縮機(jī)耗功增大，壓縮機(jī)輸入功率增加和制熱量降低，共同造成COP值降低。

如圖9，10所示，冷凝壓力隨冷凝器出水溫度的升高而升高，從而導(dǎo)致系統(tǒng)的高低壓兩側(cè)壓力差值逐漸增大，壓縮比過(guò)大不利于機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行，并且會(huì)增加壓縮機(jī)耗功；同時(shí)隨著冷凝器出水溫度的增加，壓縮機(jī)排氣溫度近乎線性升高。冷凝器出水溫度每升高10 ℃，壓縮比會(huì)增加13.61%～34.58%，當(dāng)冷凝器出水溫度為84.5 ℃，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度為25 ℃時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度達(dá)到最高值106.4 ℃，但是遠(yuǎn)低于機(jī)組設(shè)定的最高排氣溫度120 ℃。

圖9 壓縮比隨冷凝器出水溫度的變化Fig.9 The change of pressure ratio with the temperature of the condenser leaving water

圖10 排氣溫度隨冷凝器出水溫度的變化Fig.10 The change of exhaust temperature with the temperature of the condenser leaving water

經(jīng)分析由于輔路電子膨脹閥的過(guò)熱度設(shè)置為5 ℃，過(guò)熱度相對(duì)較大，導(dǎo)致在高溫工況下補(bǔ)氣降溫效果變?nèi)?，可在高溫工況下適當(dāng)降低輔路過(guò)熱度，增加輔路電子膨脹閥開(kāi)度，加大補(bǔ)氣量，進(jìn)而降低排氣溫度，使其滿足更高出水溫度的需求。

4 結(jié)論

（1）基于理論循環(huán)分析提出新型混合工質(zhì)補(bǔ)氣式大溫跨熱泵循環(huán)，研制適用于低溫?zé)嵩?5～40 ℃，制取80 ℃以上熱水的高溫?zé)岜脵C(jī)組。對(duì)新型混合工質(zhì)M在蒸發(fā)器進(jìn)水溫度25，30，35，40 ℃定工況，冷凝出水溫度60～85 ℃變工況范圍內(nèi)進(jìn)行循環(huán)性能的試驗(yàn)對(duì)比研究，在大溫跨工況下，冷凝器出水溫度為84.5 ℃，蒸發(fā)器進(jìn)水溫度為25 ℃，壓縮機(jī)排氣溫度最高值為106.4 ℃，遠(yuǎn)低于機(jī)組設(shè)定的安全排氣溫度120 ℃，長(zhǎng)期運(yùn)行系統(tǒng)參數(shù)穩(wěn)定、可靠，同時(shí)具有良好的變工況性能。

（2）針對(duì)乙醛酸生產(chǎn)工藝低溫?zé)嵩春透邷赜脽嵝枨?，?5 ℃的低蒸發(fā)進(jìn)水溫度，80 ℃的高冷凝出水溫度的大循環(huán)溫跨設(shè)計(jì)工況下，冷凝壓力僅為2.06 MPa，壓縮機(jī)排氣溫度僅為100.2 ℃，COP達(dá)到2.127，制熱量達(dá)到110.5 kW。將熱泵機(jī)組取代原生產(chǎn)工藝中的燃?xì)忮仩t，可滿足乙醛酸生產(chǎn)系統(tǒng)的用熱需求，具有顯著的節(jié)能環(huán)保和經(jīng)濟(jì)效益。