空氣源跨臨界CO2熱泵最優(yōu)排氣壓力的理論和實驗

宋昱龍,唐學平,王守國,楊東方,曹鋒

(1.西安交通大學能源與動力工程學院, 710049, 西安; 2.江蘇白雪電器股份有限公司, 215500, 江蘇常熟)

空氣源跨臨界CO2熱泵最優(yōu)排氣壓力的理論和實驗

宋昱龍1,唐學平2,王守國1,楊東方1,曹鋒1

(1.西安交通大學能源與動力工程學院, 710049, 西安; 2.江蘇白雪電器股份有限公司, 215500, 江蘇常熟)

為了研究空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)中影響最優(yōu)排氣壓力的主要因素,以跨臨界CO2熱泵機組為平臺,在焓差室中進行了制熱性能測試。結(jié)果表明,系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力和氣冷器出口溫度隨排氣壓力的上升而下降,過熱度隨排氣壓力的上升而上升,制熱量與制熱能效比隨排氣壓力的上升先上升后下降,且存在一個最優(yōu)值。綜合實驗數(shù)據(jù)可以看出,系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力隨著環(huán)境溫度、進水溫度、出水溫度的下降而降低。在進水溫度(環(huán)境水溫)沒有劇烈變動的條件下,通過數(shù)據(jù)擬合的方法創(chuàng)新性地提出了以環(huán)境溫度及出水溫度為自變量的預測最優(yōu)排氣壓力的實驗關聯(lián)式。實驗對比證明,系統(tǒng)運行在預測最優(yōu)排氣壓力時,制熱能效比與實驗最優(yōu)值的偏差小于1.3%,說明以環(huán)境溫度及出水溫度為自變量的預測最優(yōu)排氣壓力的方法是值得同行參考的一種有效方法。

跨臨界CO2熱泵;最優(yōu)排氣壓力;關聯(lián)式

在人們對環(huán)境問題日益關注的今天,CO2作為無毒、不可燃且臭氧衰減指數(shù)(ODP)為0及溫室效應指數(shù)(GWP)極低的天然制冷劑受到了廣泛的推崇[1]。在CO2熱泵熱水器的研究中,核心內(nèi)容是最優(yōu)排氣壓力(簡稱最優(yōu)排壓)。Lorentzen指出,CO2在氣體冷卻器(簡稱氣冷器)出口的溫度是決定最優(yōu)排壓的關鍵因素[2];Kauf提出了最優(yōu)排壓與氣冷器出口溫度或環(huán)境溫度之間的計算關聯(lián)式[3];Liao研究了壓縮機絕熱效率對最優(yōu)排壓的影響[4];Sarkar從理論角度上分析了最優(yōu)排壓存在的原因,并以氣冷器出口溫度和蒸發(fā)溫度為變量提出了最優(yōu)排壓的預測關聯(lián)式[5];Chen等將氣冷器出口溫度與環(huán)境溫度對應起來,從而使關聯(lián)式中的變量簡化為單一變量[6];Gecchinato等對最優(yōu)排壓問題做了理論和實驗探究[7-8]。以上研究中,選擇蒸發(fā)溫度及氣冷器出口溫度作為最優(yōu)排壓的主要影響因子的合理性值得商榷。

本文從理論的角度分析了跨臨界CO2熱泵中最優(yōu)排壓存在的原因,闡明了工作在最優(yōu)排壓附近的系統(tǒng)性能及影響因素,根據(jù)環(huán)境溫度及出水溫度(主要影響因素)建立了最優(yōu)排壓的實驗關聯(lián)式。

1 空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的分析

1.1跨臨界CO2熱泵循環(huán)系統(tǒng)的組成及特性

CO2亞臨界循環(huán)、超臨界循環(huán)和跨臨界循環(huán)如圖1所示,圖中點1～4分別代表吸氣點、排氣點、氣冷器出口和蒸發(fā)器入口;跨臨界CO2制冷系統(tǒng)如圖2所示。CO2在氣冷器中的換熱過程不同于一般的顯熱換熱,故被定義為類顯熱換熱。

圖1 3種CO2制冷循環(huán)的壓焓

圖2 跨臨界CO2制冷系統(tǒng)

1.2跨臨界CO2熱泵最優(yōu)排壓的理論分析

忽略高壓側(cè)制冷劑壓力損失,高壓側(cè)CO2放熱過程中單位溫度變化造成的焓差變化是非均等的,這種在超臨界區(qū)內(nèi)的物性決定了跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)將存在一個最優(yōu)排壓。

圖3 排壓對系統(tǒng)制熱量和COP的影響

圖4 系統(tǒng)制熱量和COP隨排壓變化的情況

圖5 氣冷器出口溫度對COP的影響

如圖3,在臨界點附近及以上的區(qū)域,等溫線比較平緩,距離臨界點越遠,等溫線越陡峭。點2到點3(3a,3b,3c,3d)為5種可能達到的排壓值,當?shù)褥匦?、容積效率及蒸發(fā)溫度一定時,系統(tǒng)中壓縮機功率隨排壓的升高基本上是線性增加的,增量由Δp表示,氣冷器進、出口焓差(制熱量)增量隨排壓的升高先增大后減小,由Δh表示,因此系統(tǒng)制熱能效比(COP,符號為rCOP)也是呈先增大后減小的趨勢。蒸發(fā)溫度為10℃、氣冷器出口溫度為35℃時,系統(tǒng)制熱量和COP隨排壓的變化如圖4所示。從圖4可以看出,隨著排壓的升高,系統(tǒng)COP呈現(xiàn)出先升高后緩慢降低的過程,說明最優(yōu)排壓存在并且極大地影響著系統(tǒng)COP。氣冷器出口溫度對系統(tǒng)COP的影響如圖5所示。從圖5可以看出,每一個確定的氣冷器出口溫度都對應著一個最優(yōu)排壓,氣冷器出口溫度越低,最優(yōu)排壓就越低。當排壓小于最優(yōu)值時,COP隨排壓的波動較大;當排壓大于最優(yōu)值時,COP較穩(wěn)定。所以,實際中排壓應維持在最優(yōu)排壓或稍大于最優(yōu)排壓的范圍內(nèi),以避免COP出現(xiàn)大的波動[9]。

2 排壓對熱泵系統(tǒng)性能的影響

本文實驗均在高溫熱泵專用焓差室中進行,該實驗室分為環(huán)境室、空氣和水調(diào)節(jié)系統(tǒng)、電控系統(tǒng)及測量系統(tǒng)4部分。環(huán)境室通過調(diào)節(jié)溫濕度可模擬不同的環(huán)境工況;空氣與水循環(huán)系統(tǒng)分別參與氣冷器與蒸發(fā)器換熱;電控系統(tǒng)主要控制機組的正常運行與監(jiān)測,并通過改變膨脹閥開度來調(diào)節(jié)高壓側(cè)壓力;測量系統(tǒng)采用水量熱計法測量水側(cè)換熱量和各個關鍵點的壓力、溫度等。由此,可計算系統(tǒng)COP,得到相關實驗數(shù)據(jù)。實驗樣機三維模擬圖如圖6所示。

圖6 樣機三維模擬圖

圖7 系統(tǒng)制熱量隨排壓的變化

2.1 排壓對制熱量的影響

當環(huán)境及進出水的溫度確定時,系統(tǒng)制熱量隨排壓的變化如圖7所示。從圖7可以看出,隨著排壓的升高,系統(tǒng)制熱量呈現(xiàn)出先升高后平緩下降的過程,排壓為(11.3±0.05) MPa時,制熱量達到最大。不同的環(huán)境和進出水溫度下,隨著排壓的升高,制熱量均呈現(xiàn)出類似的變化過程。

氣冷器內(nèi)焓差隨著排壓的升高而增加,氣冷器出口溫度隨之降低,制冷劑的焓差增量隨排壓的升高呈現(xiàn)出先增后減的趨勢。由于氣冷器出口溫度受限于進水溫度,不能夠無限減小,所以高壓側(cè)焓差將限制在一定的范圍之內(nèi)。另外,隨著排壓的升高,壓縮比增大,系統(tǒng)質(zhì)量流量減小,系統(tǒng)制熱量呈現(xiàn)出先增后平緩下降的過程(見圖7)。

需指出,跨臨界CO2熱泵的壓縮比要遠小于常規(guī)制冷劑在相同工況下的壓縮比,而由壓縮比升高造成質(zhì)量流量降低也應小于常規(guī)制冷劑隨排壓的變化。在確定的環(huán)境及進出水溫度工況下,壓縮比隨排壓的變化如圖8所示。

圖8 壓縮比隨排壓的變化

2.2 排壓對系統(tǒng)COP的影響

環(huán)境及進水溫度確定后,不同出水溫度時系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖9所示。從圖9可以看出,隨著排壓的變化,每一出水溫度下系統(tǒng)COP總是呈現(xiàn)出先增后減的趨勢,表明實際中存在最優(yōu)排壓,這印證了理論分析結(jié)果。

(a)環(huán)境溫度為15℃

(b)環(huán)境溫度為25℃

2.3 排壓對蒸發(fā)壓力的影響

圖10 CO2熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)壓力隨排壓的變化

環(huán)境和進出水溫度確定后,系統(tǒng)蒸發(fā)壓力隨排壓的變化如圖10所示,圖中3-4為過冷段,6-1為過熱段。實驗中減小膨脹閥開度可使排壓升高,但由于節(jié)流作用增強而壓縮機質(zhì)量流量減小量很小(壓縮比變化量很小),所以蒸發(fā)壓力逐漸下降。

圖11 進水溫度為12℃時蒸發(fā)壓力隨排壓的變化

進水溫度為12℃、出水溫度為60℃時,蒸發(fā)壓力隨排壓的變化如圖11所示。從圖11可以看出,隨著排壓的升高,蒸發(fā)壓力逆向減小。

2.4 排壓對過熱度的影響

文獻中對于吸氣過熱度隨排壓的變化鮮有提及[10-11]。進水、出水溫度為12、60℃時,吸氣的溫度和過熱度隨吸氣壓力的變化如圖12所示。從圖12可以看出,隨著吸氣壓力的降低,吸氣溫度逐漸降低,吸氣過熱度升高。其原因是氣冷器出口溫度受限于進水溫度,當蒸發(fā)壓力降低時,蒸發(fā)器出口的CO2溫度大幅降低,中間換熱器內(nèi)的換熱必然導致吸氣過熱度升高。此分析中,蒸發(fā)壓力的降低對應著排壓的升高。

圖12 吸氣的溫度和過熱度隨吸氣壓力的變化

2.5 排壓對制冷劑側(cè)氣冷器出口溫度的影響

環(huán)境與進出水溫度一定時,CO2在氣冷器出口的溫度隨排壓的變化如圖13所示。從圖13可以看出,隨著排壓的升高,氣冷器出口溫度呈現(xiàn)出先急劇降低而后減緩且逐漸接近進水溫度的過程。因為隨著排壓的升高,壓縮比增大,質(zhì)量流量降低,氣冷器內(nèi)制冷劑的減少造成了氣冷器出口溫度急劇降低,但受水側(cè)進水溫度的限制,氣冷器出口溫度最終會接近進水溫度。

圖13 氣冷器出口溫度隨排壓的變化

根據(jù)圖13中實驗結(jié)果,在確定運行工況下的最優(yōu)排壓為9.233MPa時,對應氣冷器出口溫度為19.8 ℃?？梢?在某一確定運行工況下,最優(yōu)排壓對應著唯一的氣冷器出口溫度,但并非意味著氣冷器出口溫度決定著系統(tǒng)最優(yōu)排壓的大小。因此,以CO2在氣冷器出口溫度來預測系統(tǒng)最優(yōu)排壓必然產(chǎn)生較大誤差。

由以上分析可知,若系統(tǒng)正常運行的排壓與最優(yōu)排壓相差較大,則制熱量、吸氣過熱度、氣冷器出口溫度等會大幅變化,最終影響COP。所以,正確預測系統(tǒng)最優(yōu)排壓并使系統(tǒng)運行在最優(yōu)及臨近最優(yōu)排壓是必要的。

3 跨臨界CO2熱泵最優(yōu)排壓分析

3.1 基于實驗的最優(yōu)排壓分析

如圖14(圖中點P為排氣點2對應的排壓點)所示,考慮到實際運行中排壓對系統(tǒng)吸氣過熱度、等熵效率、換熱器壓降等參數(shù)的影響,將最優(yōu)排壓引申如下:

(1)隨著排壓升高,吸氣過熱度增大,Δh1增大,Δh2減小,系統(tǒng)COP提高,實際的最優(yōu)排壓增大;

(2)假設等熵效率為定值,Δh2增加量減小,該假設下得到的最優(yōu)排壓高于實際的最優(yōu)排壓;

(3)氣冷器出口溫度逐漸降低,氣冷器出口溫度不變的假設實際上是Δh3增加量減小,該假設條件下得到的最優(yōu)排壓高于實際的最優(yōu)排壓;

(4)由于壓降存在,所以相同氣冷器出口溫度下的焓差減小,即Δh3減小,該假設條件下得到的最優(yōu)排壓低于實際的最優(yōu)排壓。

圖14 系統(tǒng)主要參數(shù)隨排壓的變化

3.2 影響最優(yōu)排壓的外部因素

3.2.1 環(huán)境溫度對最優(yōu)排壓的影響[4-5]根據(jù)以上研究可知,在確定的系統(tǒng)中,環(huán)境和進出水溫度確定時,最優(yōu)排壓只有一個。進水、出水溫度分別為12、75℃時,不同環(huán)境溫度下系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖15所示。從圖15可以看出,隨著環(huán)境溫度的升高,系統(tǒng)最優(yōu)排壓逐步升高。高環(huán)境溫度意味著高蒸發(fā)溫度,此條件下達到相應最優(yōu)排壓所需的壓縮比小于較低蒸發(fā)溫度工況。較低蒸發(fā)溫度下的吸氣過熱度要大于較高蒸發(fā)溫度的吸氣過熱度,因此較低蒸發(fā)溫度下需要的排氣溫度在較低排壓下即可達到,這是最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度升高而升高的緣故。

假設壓縮機絕熱效率不變,達到相同的排氣溫度時低蒸發(fā)溫度工況需較大的壓縮比。如圖16所示,點P′壓力低于高蒸發(fā)溫度所對應的最優(yōu)排壓點P的壓力。實際上,系統(tǒng)等熵效率隨壓縮比的增加而減小,使得達到相同的排氣溫度下的排壓降低至點P″的壓力。

由于遠離臨界點時等溫線變化相對陡峭,因此在環(huán)境溫度較低時,相同壓縮比下排氣溫度的升高要遠遠高于環(huán)境溫度較高時的情況。因此,隨著蒸發(fā)溫度的降低,壓縮比增大,等熵效率下降,系統(tǒng)最優(yōu)排壓隨著環(huán)境溫度的降低呈現(xiàn)出相同的變化趨勢。

圖15 不同環(huán)境溫度下系統(tǒng)COP隨排壓的變化

圖16 環(huán)境溫度對最優(yōu)排壓的影響

3.2.2 出水溫度對最優(yōu)排壓的影響 環(huán)境溫度一定、進水溫度為12℃時,不同出水溫度下系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖17所示。從圖17可以看出:最優(yōu)排壓隨著出水溫度的升高而升高;每一個確定的環(huán)境和出水溫度對應著唯一的最優(yōu)排壓。其原因在于出水溫度升高,排氣溫度升高,在確定的環(huán)境溫度下最優(yōu)排壓必然升高。

3.2.3 進水溫度對最優(yōu)排壓的影響 CO2在氣冷器出口的溫度總是趨近于進水溫度,在確定的氣冷器幾何參數(shù)下,進水溫度越低,氣冷器出口溫度越低,氣冷器內(nèi)制冷劑焓差的變化越大,系統(tǒng)最優(yōu)排壓降低。

另一方面,氣冷器出口的CO2將進入中間換熱器,進水溫度越高,氣冷器出口的制冷劑溫度越高,中間換熱器對應的低壓側(cè)CO2出口溫度升高,即吸氣過熱度升高,進而排氣溫度升高。

(a)環(huán)境溫度為35℃

(b)環(huán)境溫度為25℃

(c)環(huán)境溫度為15℃

(d)環(huán)境溫度為5℃

(e)環(huán)境溫度為-5℃

(f)環(huán)境溫度為-15℃

4 最優(yōu)排壓控制關聯(lián)式的建立與分析

綜上可以看出,出水溫度或環(huán)境溫度上升均導致最優(yōu)排壓升高,如圖18所示。

圖18 不同出水溫度下最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度的變化

文獻中關于最優(yōu)排壓的研究大多以CO2在氣冷器出口的溫度和蒸發(fā)溫度為自變量,或取其中的一個參數(shù)作自變量來建立函數(shù)關聯(lián)式[3-6]。然而,實驗證明,在確定的環(huán)境和進出水溫度下,蒸發(fā)溫度隨著排壓的變化而變化,如果用蒸發(fā)溫度作為自變量去預測最優(yōu)排壓,那么在確定環(huán)境和進出水溫度下會造成多個最優(yōu)排壓。

經(jīng)過本文分析,在確定的環(huán)境和進出水溫度下,跨臨界CO2熱泵存在著唯一的最優(yōu)排壓。因此,當進水溫度變化相對較小時,可將環(huán)境溫度和出水溫度作為最優(yōu)排壓函數(shù)的自變量。結(jié)合實驗數(shù)據(jù),本文通過曲線擬合的方法建立了如下函數(shù)關聯(lián)式(關聯(lián)式中全等號僅表示數(shù)值上相等)

popt≌10.979 95+1.06442tw,out+

(1)

popt≌23.08391+1.22378tw,out-

(2)

式中:popt(105Pa)為最優(yōu)排壓預測值;tw,out(℃)為出水溫度;tair( ℃)為環(huán)境溫度。式(1)適用于5℃≤tair≤35℃的情況,式(2)適用于-15℃≤tair≤5℃的情況。

通過對比最優(yōu)排壓預測值和實驗值發(fā)現(xiàn),在環(huán)境溫度為35℃、出水溫度為80℃時,二者出現(xiàn)最大偏差,此時最優(yōu)排壓預測值小于實驗值,偏差為5.5%,該預測值下系統(tǒng)COP僅比實驗值小1.3%。因此,由大量實驗結(jié)果擬合得到的關于最優(yōu)排壓的關聯(lián)式完全適用于本實驗樣機。

5 結(jié) 論

本文研究得出了以下結(jié)論。

(1)針對空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng),從理論分析和實驗驗證方面得出系統(tǒng)中最優(yōu)排壓的存在性及唯一性。

(2)根據(jù)實驗數(shù)據(jù)分析,探討了跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)中壓縮機排壓對系統(tǒng)主要性能的影響:隨著排壓的上升,系統(tǒng)制熱量先上升后下降,蒸發(fā)壓力不斷降低,吸氣過熱度增大,氣冷器出口溫度降低,COP存在一個最大值。

(3)通過實驗研究了影響最優(yōu)排壓的主要因素,其中環(huán)境溫度與氣冷器出水溫度的影響最大。結(jié)合大量的實驗數(shù)據(jù),通過曲線擬合的方法得到了在一定溫度范圍內(nèi)適用的最優(yōu)排壓預測關聯(lián)式。

值得指出,系統(tǒng)組件特性會影響最優(yōu)排壓,包括壓縮機絕熱效率、容積效率和氣冷器換熱面積、幾何結(jié)構等[4-7],本文關聯(lián)式只適用于本實驗樣機或相同配置的系統(tǒng),推廣性有限。但是,以環(huán)境溫度及出水溫度為自變量,從實驗結(jié)果中擬合得到的適用于某類系統(tǒng)的最優(yōu)排壓關聯(lián)式的思路,是值得同行參考的。

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(編輯 苗凌)

TheoreticalandExperimentalInvestigationforOptimalDischargePressureofAir-SourceTrans-CriticalCO2HeatPump

SONG Yulong1,TANG Xueping2,WANG Shouguo1,YANG Dongfang1,CAO Feng1

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2. Jiangsu White Snow Electrical Limited by Share Ltd., Changshu, Jiangsu 215500, China)

To reveal the main factors of the optimal discharge pressure in a trans-critical CO2heat pump system, the heating performance is tested in enthalpy difference laboratory. The results show that the evaporation pressure and temperature in gas-cooler outlet decline with increasing discharge pressure; the superheat increases with discharge pressure; the heating capacity and the coefficient of performance (COP) increase firstly and then drop when discharge pressure rises, indicating that an optimal value exists. According to the test data, it is found that the optimal discharge pressure drops with declining environment temperature, inlet water temperature and outlet water temperature. At unchanged inlet water temperature (ambient water temperature), an experimental correlation taking environment temperature and outlet water temperature as independent variables is constructed by data fitting to predict the optimal discharge pressure. The experiments indicate that the COP difference between predicted optimal discharge pressure and actual optimal discharge pressure is less than 1.3%.

transcritical CO2heat pump; optimal discharge pressure; correlations

2013-11-10。

宋昱龍(1991—),男,碩士生;曹鋒(通信作者),男,教授。

時間:2014-06-18

10.7652/xjtuxb201409014

TB61

:A

:0253-987X(2014)09-0081-07

網(wǎng)絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20140618.1138.005.html