低溫環(huán)境下CO2空氣源熱泵系統(tǒng)模型及實(shí)驗(yàn)研究

袁 磊，余南陽

（西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031）

低溫環(huán)境下CO2空氣源熱泵系統(tǒng)模型及實(shí)驗(yàn)研究

袁 磊，余南陽

（西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031）

主要研究了在低溫環(huán)境下利用CO2空氣源熱泵進(jìn)行采暖的可行性。建立了一個靜態(tài)的CO2空氣源熱泵的數(shù)學(xué)模型，并且充分考慮了各組成部件（空氣冷卻器、蒸發(fā)器、壓縮機(jī)和膨脹閥）的熱交換特性。為了驗(yàn)證模型，對一套CO2熱泵采暖系統(tǒng)進(jìn)行了現(xiàn)場測試。通過模擬和實(shí)驗(yàn)的對比，分析了進(jìn)水溫度和室外溫度對系統(tǒng)特性的影響，然后還分析了引入回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率提升的影響。通過上述的分析，在室外溫度為－20℃時，系統(tǒng)的COPh可以達(dá)到2.25，在低溫環(huán)境下使用CO2熱泵進(jìn)行采暖是可行的；引入回?zé)崞魇瓜到y(tǒng)效率提升5%左右。

CO2；熱泵；低溫；采暖；回?zé)崞?/p>

氣候變化已經(jīng)成為全球關(guān)注的熱點(diǎn)問題，解決環(huán)境變化的關(guān)鍵是減少溫室氣體的排放，所以驅(qū)使運(yùn)輸、能源企業(yè)、農(nóng)業(yè)、制造業(yè)等開發(fā)新的技術(shù)來減少溫室氣體的排放?？照{(diào)制冷領(lǐng)域也不例外［1］。現(xiàn)有的制冷系統(tǒng)采用的制冷劑都為溫室氣體，如：R134a，它的GWP高達(dá)1 300［2］。即使現(xiàn)有的制冷系統(tǒng)已經(jīng)加入了一些安全措施，但是在維修或者報(bào)廢后，由于泄露和操作不當(dāng)造成溫室氣體進(jìn)入大氣，對氣候造成一定的影響。近年來CO2作為自然工質(zhì)備受關(guān)注，由于其無毒、無腐蝕性、不易燃燒，對臭氧層沒有影響，而且價(jià)格便宜容易得到。特別是在熱泵系統(tǒng)中相對于其他制冷劑，CO2具有相當(dāng)大的優(yōu)勢。CO2有2個主要的參數(shù)值的關(guān)注，一是它的臨界溫度低；另外它需要的工作壓力高。它的這些性質(zhì)，決定了它適合在一些特殊的環(huán)境中進(jìn)行應(yīng)用。

本文對一個在低溫環(huán)境下的CO2熱泵采暖系統(tǒng)進(jìn)行分析，建立帶回?zé)崞鞯臄?shù)學(xué)模型，對系統(tǒng)中的氣體冷卻器采用微元法的改進(jìn)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行建模，同時進(jìn)行試驗(yàn)測試，驗(yàn)證數(shù)學(xué)模型。分析系統(tǒng)在低溫下的運(yùn)行特性，并且分析了回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率提升的效果。

1 CO2熱泵的數(shù)學(xué)模型

CO2熱泵采暖系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、氣體冷卻劑、中間回?zé)崞?、?jié)流閥、蒸發(fā)器和儲液罐等主要部件構(gòu)成（如圖1所示）。低溫低壓得CO2氣體在壓縮機(jī)中壓縮至超臨界，然后進(jìn)入氣體冷卻器中被冷卻介質(zhì)冷卻，離開氣體冷卻器后，高壓氣體在中間回?zé)崞髦羞M(jìn)一步冷卻，然后CO2氣體通過節(jié)流閥后，溫度下降，部分被液化，濕蒸汽進(jìn)入蒸發(fā)器中汽化，儲液罐中出來的低壓飽和蒸汽進(jìn)入回?zé)崞?，在低壓?cè)通道吸收高壓側(cè)中的超臨界流體，吸收后成為過熱蒸汽進(jìn)入壓縮機(jī)升壓提溫，反復(fù)循環(huán)進(jìn)行［3－5］。

圖1 CO2熱泵采暖系統(tǒng)

根據(jù)前面對系統(tǒng)的組成和原理的介紹，接下來對各主要部分的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行論述?？諝饫鋮s器、回?zé)崞骱驼舭l(fā)器是系統(tǒng)中的3個換熱器，結(jié)構(gòu)和換熱特點(diǎn)各不相同。空氣冷卻器和蒸發(fā)器一般為翅片管式，回?zé)崞鳛樘坠苁健Ｓ捎诔崞苁綋Q熱器采用多排管多管程布置，且制冷劑沿程溫度、物性和換熱系數(shù)變化較大，因此不宜對整個空氣冷卻器采用簡單的集總參數(shù)法進(jìn)行計(jì)算。對于回?zé)崞鞫裕m然流程簡單，但考慮到制冷劑沿程物性和換熱系數(shù)可能有較大變化，也不宜采用集總參數(shù)法［6－7］。為了精確建模獲得換熱器的分布特征，采用微元法，即將整個換熱器按工作特點(diǎn)劃分為若干個微元換熱器，只需建立微元換熱器的集總參數(shù)和微元換熱器的相互連接關(guān)系，即可獲得該換熱器的整體和分布特征。（回?zé)崞鳌⒄舭l(fā)器和氣體冷卻器等原理相同，只是兩側(cè)換熱介質(zhì)不同，它們的數(shù)學(xué)模型沒有詳細(xì)列出）。

1.1 氣體冷卻器模型

微元大小不變，制冷劑沿程為一維流動，管壁軸向?qū)峥珊雎圆挥?jì)。對第i個微元建立傳熱模型，列出了制冷劑側(cè)和水側(cè)相關(guān)的質(zhì)量、動量和能量方程。

水側(cè)能量守恒方程

1.2 蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器和空氣冷卻器的換熱過程基本相同，只是管外換熱介質(zhì)為空氣，只列出空氣側(cè)能量守恒方程，其他方程如氣體冷卻器［8］。

空氣側(cè)能量守恒方程

式中：Aw水側(cè)換熱面積；Ac截面積；Ar制冷劑側(cè)換熱面積；cD定壓比熱；M質(zhì)量；m質(zhì)量流量；P壓力；T溫度；t時間；u內(nèi)能；V流速；z位置高度；ΔP壓降；ρ密度；ηo翅片總效率；θ傾角；下標(biāo)：i入口；o出口；r制冷劑側(cè)；w水側(cè)；b管壁。

1.3 回?zé)崞髂Ｐ?/h3>

回?zé)崞鳛槟媪魈坠苁綋Q熱器，兩側(cè)流體均為單相強(qiáng)迫對流，高壓流體走管內(nèi)，低壓流體走環(huán)狀空間［7］。

1.4. 壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速高，響應(yīng)迅速，采用準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)集總參數(shù)法進(jìn)行建模［9］。

制冷劑實(shí)際流量

式中：mr質(zhì)量流量；Vth理論容積；vin壓縮機(jī)進(jìn)口比容；λ輸氣系數(shù)；f多變系數(shù)；Pout壓縮機(jī)出口壓力；Pin壓縮機(jī)進(jìn)口壓力；Nth壓縮機(jī)輸入功率；ηel機(jī)械效率。

1.5 節(jié)流閥模型

節(jié)流閥因其時間常數(shù)遠(yuǎn)小于主要的熱容部件，如：換熱器等，故可采用穩(wěn)態(tài)模型。

質(zhì)量守恒方程

動量守恒方程

式中：mi入口處的質(zhì)量流量；mo出口處的質(zhì)量流量；P壓降；Pi入口處的壓力；Po出口處的壓力；ξ阻力系數(shù)；m質(zhì)量流量；ρi入口處密度；Ai入口處截面積。

1.6 CO2換熱關(guān)聯(lián)式

在超臨界區(qū)域，CO2的換熱特性有巨大的變化（如粘度和熱傳導(dǎo)等特性），而且與其他流體特性相比也有很大的不同。因此，在不同條件下建立的關(guān)于熱傳遞和壓力降的關(guān)聯(lián)式用在CO2系統(tǒng)上是不準(zhǔn)確的，所以建立精確的換熱關(guān)聯(lián)式，對CO2熱泵系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型的精度至關(guān)重要［10－11］。

關(guān)于CO2換熱關(guān)聯(lián)式的研究，最近許多學(xué)者提出了很多關(guān)聯(lián)式。目前較準(zhǔn)確的空氣側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式，主要是Seshimo等［12］的研究。Dong等［13］提出的關(guān)于制冷劑側(cè)和水側(cè)的換熱關(guān)聯(lián)式最準(zhǔn)確。本文就采用了以上關(guān)聯(lián)式，詳細(xì)見相關(guān)文獻(xiàn)。

1.7 計(jì)算方法

系統(tǒng)是一個往復(fù)的循環(huán)系統(tǒng)，對系統(tǒng)進(jìn)行模擬需要選擇合適的部分進(jìn)行斷開，本文從壓縮機(jī)進(jìn)口進(jìn)行斷開。系統(tǒng)各部件間的相互關(guān)系可總結(jié)為：1）熱泵機(jī)組的充液量為其各部件內(nèi)所含工質(zhì)總質(zhì)量之和；2）流動各節(jié)點(diǎn)處的制冷劑質(zhì)量流量相等。對模型進(jìn)行模擬，要進(jìn)行必要的假設(shè)：

1）忽略動能和勢能的變化。

2）壓縮機(jī)處于絕熱狀態(tài)。

3）忽略各部件的熱損失、壓降。

4）節(jié)流過程是等熵過程。

計(jì)算流程如圖2所示，首先，用假設(shè)值來計(jì)算每個部件，如果誤差大于可接受的值，然后重新設(shè)定假設(shè)值，直到達(dá)到可接受的范圍。

圖2 系統(tǒng)計(jì)算流程圖

2 實(shí)驗(yàn)

為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測試。對一套CO2空氣源熱泵采暖系統(tǒng)進(jìn)行現(xiàn)場測試。該系統(tǒng)為某鐵路變電站供暖系統(tǒng)，機(jī)組制熱量為73 k W，系統(tǒng)各部件如圖1所示。其中氣體冷卻器有4個螺旋盤管換熱單元，內(nèi)管采用了毛細(xì)管。蒸發(fā)器分為2個部分，每個部分有4個換熱單元。壓縮機(jī)采用往復(fù)式的，并且由2缸組成。具體的各部件的結(jié)構(gòu)如表1所示。

測試點(diǎn)主要在各個部件的進(jìn)出口位置對制冷劑溫度進(jìn)行測試；同時，在蒸發(fā)器的空氣側(cè)測試空氣的進(jìn)出口溫度，在氣體冷卻器的水側(cè)測試水的進(jìn)出口溫度；并且在壓縮機(jī)進(jìn)出口位置測試壓力。溫度測試主要采用T型熱電偶進(jìn)行測試，利用數(shù)據(jù)采集儀收集數(shù)據(jù)；利用高精度降噪的壓力表對壓力進(jìn)行測試等［6－7］。實(shí)驗(yàn)設(shè)備詳細(xì)如表2所示。

表1 機(jī)組的結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 實(shí)驗(yàn)測試設(shè)備參數(shù)

通過實(shí)驗(yàn)測試了進(jìn)出水溫度，并通過模擬和實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對比分析其對COPh的影響，來驗(yàn)證模型的正確性。同時，主要研究了在寒冷地區(qū)，室外溫度對制熱系數(shù)的影響、回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率的提升等。分2種工況來進(jìn)行，當(dāng)分析進(jìn)水溫度對COPh的影響時，恒定室外溫度，改變進(jìn)水溫度；當(dāng)分析室外溫度對COPh的影響時，恒定進(jìn)水溫度，改變室外溫度。表3列出了模擬和實(shí)驗(yàn)的條件。

表3 模擬和實(shí)驗(yàn)條件

3 模擬與實(shí)驗(yàn)的對比

3.1 進(jìn)水溫度對COPh系統(tǒng)各參數(shù)的影響

圖3～4展示了進(jìn)水溫度對COPh的影響、壓縮機(jī)的進(jìn)出口壓力。從結(jié)果可以看出，當(dāng)室外溫度為20℃時，隨著進(jìn)水溫度的升高，COPh逐漸減少。10℃時，系統(tǒng)COPh接近于4，但是溫度上升到40℃時，COPh降到2.5。這是因?yàn)椋瑝嚎s機(jī)功耗恒定的情況下，熱交換量下降造成的。同時，壓縮機(jī)進(jìn)出口的壓力明顯增加。說明系統(tǒng)運(yùn)行時，為了保證在高效下運(yùn)行，進(jìn)水溫度保持在正常溫度下即可，不需要預(yù)熱。

圖3 進(jìn)水溫度和COPh的關(guān)系

圖4 進(jìn)水溫度和壓縮機(jī)進(jìn)出口壓力的關(guān)系

對比了以上模擬和測試值，兩者的吻合度較高，特別是壓縮機(jī)的壓力值，但是測試值和模擬值有一定的偏差，主要因?yàn)槟Ｐ椭袚Q熱系數(shù)采用的是經(jīng)驗(yàn)值，不是設(shè)備實(shí)際值，另外設(shè)備本身存在一定精度問題?？傮w來看，最大的誤差在11.3%，平均誤差在4.8%，在允許的范圍內(nèi)，模型是可靠的。

3.2 室外溫度對系統(tǒng)的影響

之前有文獻(xiàn)模擬了室外溫度對系統(tǒng)的影響，但是只是針對較高溫度。本文研究的目的就是該系統(tǒng)是否能在寒冷地區(qū)使用？使用效果如何？所以實(shí)驗(yàn)和模擬在室外溫度在－20～40℃的條件下進(jìn)行。分析在較低室外溫度下，機(jī)組的制熱效率等參數(shù)，如圖5所示。

由圖可知，進(jìn)水溫度恒定在16℃時，隨著室外溫度的升高，COPh的趨勢是先逐漸升高然后又開始下降。在－20℃時，COPh為2.25，室外溫度達(dá)到27℃時，COPh達(dá)到最高4.35，然后開始下降，到40℃時，為3.5?？梢?，在低溫下，CO2熱泵系統(tǒng)來進(jìn)行采暖是可以運(yùn)行的，效率不是很高，但是比一般的采暖設(shè)備（如鍋爐等）要高很多。特別是和其他采暖設(shè)備聯(lián)合使用，效果會更好。

圖5 室外溫度和COPh的關(guān)系

3.3 回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率的影響

研究系統(tǒng)地考慮了回?zé)崞鞑考⒒責(zé)崞髟谘h(huán)中具有重要作用：1）減小節(jié)流損失；2）降低空氣冷卻器出口工質(zhì)溫度；3）提高壓縮機(jī)吸氣溫度等［14］。因此，回?zé)崞饔靡蕴岣呦到y(tǒng)性能。對于回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率提升的影響，根據(jù)前面建立的模型，對沒有回?zé)崞骱陀谢責(zé)崞?個系統(tǒng)，通過改變蒸發(fā)器溫度，分析比較了2個系統(tǒng)的壓縮機(jī)質(zhì)量流量、功耗、制熱量和制熱系數(shù)隨蒸發(fā)溫度變化的情況。如圖6～9所示。

圖6 壓縮機(jī)質(zhì)量流量隨蒸發(fā)溫度的變化

由圖6可以看出，2個系統(tǒng)壓縮機(jī)的質(zhì)量流量都呈上升趨勢，但是有回?zé)崞鞯南到y(tǒng)質(zhì)量流量小于無回?zé)崞鞯南到y(tǒng)，這是因?yàn)榛責(zé)崞鞯囊胧箟嚎s機(jī)的吸氣溫度升高的結(jié)果。

圖7 壓縮機(jī)功耗隨蒸發(fā)溫度的變化

由圖7可知，帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)功耗要低一些，主要是因?yàn)橘|(zhì)量流量減少并且壓比也減少使的壓縮機(jī)功耗減少。

圖8 制熱量隨蒸發(fā)溫度的變化

由圖8可以看出，2個系統(tǒng)的制熱量都呈上升趨勢，但是有回?zé)崞鞯南到y(tǒng)制熱量小于無回?zé)崞鞯南到y(tǒng)，這是因?yàn)榛責(zé)崞鞯囊胭|(zhì)量流量減少，導(dǎo)致氣體冷卻器的換熱效率比無回?zé)崞鞯南到y(tǒng)小，所以制熱量較小。

圖9 COPh隨蒸發(fā)溫度變化

由圖9可知，隨著蒸發(fā)溫度的升高，2個系統(tǒng)的制熱系數(shù)都呈上升趨勢，帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)功耗和制熱量都要低一些，而且兩者對制熱系數(shù)的影響是相反的，所以制熱系數(shù)整體要大一些，平均效率提高了5%。

3.4 關(guān)于低溫條件下除霜的討論

低溫環(huán)境下的CO2空氣源熱泵系統(tǒng)最重要的問題就是除霜問題。室外氣象參數(shù)是引起熱泵結(jié)霜的必要條件，機(jī)組的制熱量下降是機(jī)組帶霜運(yùn)行的基本特征（但機(jī)組制熱量下降并非只是由于結(jié)霜所引起的），并會影響室內(nèi)溫度。因此，可以通過檢測室外機(jī)組進(jìn)風(fēng)參數(shù)、室內(nèi)溫度變化情況以及未除霜的持續(xù)運(yùn)行時間，綜合判定最佳除霜時機(jī)，達(dá)到及時除霜的目的［15］。

實(shí)驗(yàn)在西北某地進(jìn)行測試，冬季室外相對濕度在15%～22%之間，結(jié)霜量很少，結(jié)霜時及時用蒸汽等方法去除，對實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)影響較小。數(shù)學(xué)模型中未考慮結(jié)霜工況，為了使模擬更準(zhǔn)確，今后研究中應(yīng)該考慮加入結(jié)霜工況的模型。機(jī)組本身應(yīng)該建立與環(huán)境參數(shù)自適應(yīng)的控制策略。

4 結(jié) 論

建立了一個CO2空氣源熱泵采暖系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，同時，對一套CO2熱泵采暖系統(tǒng)進(jìn)行了現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)，主要分析了進(jìn)水溫度對系統(tǒng)制熱系數(shù)的影響并且驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，同時分析了室外溫度對制熱系數(shù)的影響和回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率提升的效果。得出以下結(jié)論：

1）建立了CO2熱泵的數(shù)學(xué)模型，通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，模型是可靠的。

2）分析了進(jìn)水溫度對系統(tǒng)制熱系數(shù)的影響，隨著進(jìn)水溫度的升高，COPh逐漸降低，所以，系統(tǒng)運(yùn)行時，進(jìn)水溫度不需要進(jìn)行預(yù)熱。

3）分析了室外溫度對系統(tǒng)制熱系數(shù)的影響，隨著室外溫度的升高，COPh逐漸升高然后降低。在室外溫度－20℃時，系統(tǒng)的COPh可以達(dá)到2.25，可見在寒冷地區(qū)使用CO2熱泵是可行的。

4）分析了回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)效率提升的影響。帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)比無回?zé)崞鞯南到y(tǒng)COPh平均提升了5%。

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（編輯 王秀玲）

Modeling and Experimental Analysis on CO2Heat Pump in Low Temperature Ambient

YUANLei，YUNanyang
（School of Mechanical Engineering，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，P.R.China）

The use of CO2air－source heat pump for heating feasibility in low temperature was analyzed.A static simulation model for the CO2heat pump was developed，and component models of the gas cooler，evaporator，compressor and expansion valve were constructed with careful consideration of the heat transfer performances.To validate the simulation model，experiments were carried out with an actual CO2heat pump system for heating.By comparing the simulated and experimental data，the effects of the inlet water temperature and outside air temperature on the characteristics of the system were discussed.Furthermore，an analysis on the effect of a recuperator on the performance of the system was analyzed.It is shown that when the outside temperature is－20℃，the COPhis 2.25，which indicates that this system works well in low temperature，and the efficiency of system COPhis improved by 5%when recuperator is used.

carbon dioxide；heat pump systems；low temperature；heating；recuperators

TU83

A

1674－4764（2012）06－0133－06

10.3969／j.issn.1674－4764.2012.06.022

2012－02－11

鐵道部基金資助（2010Z002－F）

袁磊（1985－），男，博士生，主要從事建筑節(jié)能研究，（E－mail）yuanlei＿85＠hotmail.com。