空氣源跨臨界CO2熱泵中回?zé)崞饔绊懙难芯?/h1>

2019-04-29 09:03:14葉祖樑王驛凱潘祖棟趙建峰曹鋒李明佳

西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)訂閱 2019年5期 收藏

關(guān)鍵詞：制熱量熱器制冷劑

葉祖樑,王驛凱,潘祖棟,趙建峰,曹鋒,李明佳

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安;2.浙江盾安機(jī)電科技有限公司,311800,諸暨)

世界經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展帶來的能源短缺和環(huán)境惡化等問題,促使著人們研究更環(huán)保更節(jié)能的新技術(shù),高效節(jié)能的熱泵技術(shù)在生活和工業(yè)供熱方面具有很大的應(yīng)用優(yōu)勢。跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)[1]因其制冷劑優(yōu)越的環(huán)保性、無毒不可燃、突出的熱物性,得到了廣泛的研究和應(yīng)用。CO2在超臨界狀態(tài)下放熱的類顯熱換熱和溫度滑移特性也非常適合用于生產(chǎn)熱水,可以輕松得到65 ℃以上的熱水。

在跨臨界CO2系統(tǒng)的應(yīng)用中,回?zé)崞魇且环N常用的改善系統(tǒng)性能的措施。Chen等定義了回?zé)崞鞯撵什钚?模擬研究回?zé)崞鲗缗R界CO2制冷系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力的影響[2];白濤等通過理論分析對比了以R41和CO2為工質(zhì)的帶回?zé)崞骺缗R界熱泵系統(tǒng)[3];Torrella等基于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析了跨臨界CO2制冷系統(tǒng)有無回?zé)崞鞯牟顒e,發(fā)現(xiàn)相同排壓下回?zé)崞鲗嚎s機(jī)功耗的影響不大[4];Ituna等采用CFD方法數(shù)值分析了在不同邊界條件下,跨臨界CO2制冷系統(tǒng)內(nèi)回?zé)崞鞯馁|(zhì)量流量、溫度的變化情況以及CO2的物性變化[5]。Aprea等通過實(shí)驗(yàn)研究了帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2住宅空調(diào)[6-7];Ghazizade等采用數(shù)值模擬的方法研究膨脹機(jī)和回?zé)崞髟诙趸贾迸蚴降卦礋岜弥械膽?yīng)用,對比分析不同配置下的工作情況[8];Zhang等以熱力分析方式研究回?zé)崞鲗O2系統(tǒng)亞臨界和跨臨界運(yùn)行的影響,提出了轉(zhuǎn)變排壓和CO2氣冷出口溫度的概念[9];Kim等數(shù)值研究了回?zé)崞鏖L度對跨臨界CO2水源熱泵熱水器的影響,結(jié)果表明,回?zé)崞鏖L度增加會(huì)帶來最優(yōu)排壓的減小[10];Snchez等通過實(shí)驗(yàn),對比研究了回?zé)崞髟诳缗R界CO2制冷系統(tǒng)中不同位置應(yīng)用對系統(tǒng)性能的影響[11]。姜云濤等對帶回?zé)崞骱筒粠Щ責(zé)崞鞯目缗R界CO2水-水熱泵進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究,回?zé)崞魇怪茻嵯禂?shù)提高了5%～10%[12]。李東哲等采用Dymola仿真平臺(tái)對跨臨界CO2熱泵進(jìn)行了模擬,回?zé)崞魇棺顑?yōu)性能系數(shù)提高了1.6%,最優(yōu)排氣壓力降低了5%[13]。

眾多回?zé)崞飨嚓P(guān)的研究主要集中在跨臨界CO2系統(tǒng)在制冷領(lǐng)域的應(yīng)用,在熱泵熱水器領(lǐng)域尤其是空氣源的應(yīng)用研究還較少。本文介紹了跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的基本流程,在理論分析回?zé)崞餍蕦ο到y(tǒng)性能系數(shù)影響的基礎(chǔ)上,實(shí)驗(yàn)對比不同工況下有無回?zé)崞鲿r(shí)系統(tǒng)運(yùn)行的情況,研究回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)最優(yōu)排氣壓力等參數(shù)的影響。

1 跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的理論分析

1.1 系統(tǒng)流程及循環(huán)壓焓圖

跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的主要部件包括壓縮機(jī)、氣體冷卻器、回?zé)崞?、電子膨脹閥、蒸發(fā)器和氣液分離器。熱泵通過蒸發(fā)器從環(huán)境空氣中吸收熱量,在氣體冷卻器中對水放熱生產(chǎn)熱水。在氣體冷卻器中,不同于傳統(tǒng)制冷劑,CO2在超臨界狀態(tài)下不發(fā)生相變,而是以一種類顯熱方式進(jìn)行放熱,在換熱時(shí)發(fā)生溫度滑移,壓力與溫度獨(dú)立,帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)如圖1所示,圖中數(shù)字1～6表示各狀態(tài)點(diǎn)?？缗R界CO2系統(tǒng)的一個(gè)重要特征是存在一個(gè)最優(yōu)排氣壓力[14],在該壓力下系統(tǒng)的性能系數(shù)ε最優(yōu)。

(a)流程圖

(b)壓焓圖圖1 帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)

系統(tǒng)循環(huán)中狀態(tài)點(diǎn)1為壓縮機(jī)吸氣,同時(shí)為回?zé)崞鞯蛪簜?cè)出口,點(diǎn)2為壓縮機(jī)排氣,點(diǎn)3為氣體冷卻器出口,同時(shí)為回?zé)崞鞲邏簜?cè)進(jìn)口,點(diǎn)4為回?zé)崞鞒隹?同時(shí)為電子膨脹閥進(jìn)口,點(diǎn)5為電子膨脹閥出口,同時(shí)為蒸發(fā)器進(jìn)口,點(diǎn)6為蒸發(fā)器出口,同時(shí)為回?zé)崞鞯蛪簜?cè)進(jìn)口?；?zé)崞髟谘h(huán)中的作用是使氣體冷卻器出口(點(diǎn)3)的超臨界CO2與蒸發(fā)器出口的低壓制冷劑(點(diǎn)6)進(jìn)行換熱。一方面提高蒸發(fā)器出口制冷劑的過熱度,增大壓縮機(jī)吸氣口(點(diǎn)1)溫度;另一方面進(jìn)一步冷卻高壓側(cè)CO2(點(diǎn)4),從而減小蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑干度,增大蒸發(fā)器進(jìn)出口焓差。

1.2 回?zé)崞饔绊懙睦碚摲治?/h3>

回?zé)崞鞯膿Q熱能力與其換熱器的結(jié)構(gòu)和尺寸有關(guān),常被定義為回?zé)崞餍蔥15],為回?zé)崞鞯蛪簜?cè)中制冷劑獲得的實(shí)際過熱與理論上能得到的最大過熱的比值,計(jì)算式為

(1)

式中:T1為壓縮機(jī)吸氣溫度;T3為氣體冷卻器出口溫度;T6為蒸發(fā)器出口溫度。理論上,逆流換熱的回?zé)崞髦?換熱面積無限大時(shí),低壓側(cè)出口能被加熱到高壓側(cè)進(jìn)口的溫度,即氣體冷卻器出口溫度。

式(1)中采用溫度差的比值而不是換熱量的比值,因?yàn)闊o論是換熱量還是溫差的比值,其取值范圍皆為0～1,且任一取值與對應(yīng)的回?zé)崞鲹Q熱能力一一對應(yīng)。在此處不考慮定壓比熱對換熱量的影響而僅考慮溫差所造成的計(jì)算偏差,并不影響其定義與使用。

為了研究回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)性能的影響,在固定蒸發(fā)溫度Te=5 ℃、過熱度Tsh=3K的工況下,分別對不同排氣壓力Pd和氣冷出口溫度Tgc,out下的系統(tǒng)性能系數(shù)ε隨回?zé)崞餍师荌HX變化情況進(jìn)行熱力學(xué)理論分析,分析中壓縮機(jī)等熵效率ηis為0.7。

理論分析時(shí)做如下假設(shè):膨脹閥中的節(jié)流過程是等焓過程;系統(tǒng)與環(huán)境的換熱忽略不計(jì);蒸發(fā)器和氣體冷卻器內(nèi)的換熱是等壓過程;回?zé)崞髦袩o壓降。CO2的物性來自于NISTREFPROP9.1。

根據(jù)給定條件,可以確定氣冷出口點(diǎn)3和蒸發(fā)器出口點(diǎn)6的壓力和溫度T3、P3、T6、P6。由式(1),吸氣點(diǎn)1溫度計(jì)算式為

T1=T6+ηIHX(T3-T6)

(2)

考慮壓縮機(jī)的等熵效率,排氣點(diǎn)2的焓值為

h2=h1+(h2,dis-h1)/ηis

(3)

理論循環(huán)的單位質(zhì)量流量制熱量為

q=h2-h3

(4)

理論循環(huán)的單位質(zhì)量流量功耗為

w=h2-h1

(5)

理論循環(huán)的系統(tǒng)性能系數(shù)為

(6)

式中:h1、h2、h3分別為循環(huán)中壓縮機(jī)吸氣、壓縮機(jī)排氣、氣體冷卻器出口狀態(tài)的焓值;h2,dis為等熵壓縮下的排氣焓值。經(jīng)過理論計(jì)算,回?zé)崞餍蕦π阅芟禂?shù)的影響如圖2所示。

圖2 回?zé)崞餍蕦π阅芟禂?shù)的影響

由圖2可知:在排氣壓力Pd不變的情況下,隨回?zé)崞餍师荌HX提高,性能系數(shù)的變化取決于氣體冷卻器出口溫度Tgc,out,當(dāng)Tgc,out較高時(shí),回?zé)崞鲗⑻嵘阅芟禂?shù)ε,且隨著氣冷出口溫度升高,ε的提升幅度也隨之增大;在Tgc,out較低時(shí),ηIHX提升反而會(huì)使其性能下降;隨著Pd從9MPa升高到11MPa,ε增大則對應(yīng)的Tgc,out也隨之不斷升高,在Pd=11MPa、Tgc,out=35 ℃的工況下,回?zé)崞餍试龃笫沟忙沤档汀?/p>

選取Pd=10MPa、Tgc,out=25 ℃和Pd=9MPa、Tgc,out=40 ℃兩個(gè)工況,用以分析回?zé)崞餍实脑黾訉?dǎo)致不同性能系數(shù)ε變化趨勢的原因。兩個(gè)工況下ηIHX為0、0.6的循環(huán)壓焓圖如圖3所示。由圖3可知,兩個(gè)工況下回?zé)崞餍实奶嵘沟脝挝毁|(zhì)量流量制熱量q、功耗w增加,Δq、Δw為增量,兩者之間的比值為

(7)

應(yīng)用了回?zé)崞骱蟮男阅芟禂?shù)

(8)

圖3 Pd=10 MPa、Tgc,out=25 ℃和Pd=9 MPa、Tgc,out= 40 ℃兩工況下無回?zé)崤cηIHX=0.6時(shí)的循環(huán)對比

當(dāng)Δε大于無回?zé)崞鲿r(shí)的性能系數(shù)ε時(shí),回?zé)崞魇功盘嵘?反之則ε降低。在Tgc,out較低時(shí),無回?zé)崞飨碌难h(huán)性能系數(shù)ε較高,而Tgc,out較高時(shí),無回?zé)崞鞯男阅芟禂?shù)ε較低,因此回?zé)崞髟诓煌臍饫涑隹跍囟认聦?dǎo)致不同的性能改變效果。排氣壓力對回?zé)崞餍Ч挠绊懲瑯託w結(jié)于不同排氣壓力下無回?zé)崞鞯男阅芟禂?shù)。

2 實(shí)驗(yàn)測試條件

2.1 實(shí)驗(yàn)樣機(jī)介紹

本文研究的空氣源跨臨界CO2熱泵熱水器樣機(jī)系統(tǒng)和溫度壓力測點(diǎn)布置如圖4所示。

圖4 實(shí)驗(yàn)樣機(jī)系統(tǒng)示意圖

實(shí)驗(yàn)樣機(jī)采用了半封閉活塞式壓縮機(jī)。氣體冷卻器采用異形管套管換熱器,殼側(cè)為CO2制冷劑,管側(cè)為水,換熱器并聯(lián)三組換熱管,外管為Φ28mm×1.5mm的鋼管,內(nèi)外管通流面積比為1,總換熱面積為4.26m2。蒸發(fā)器采用翅片管式換熱器,2片V型布置,單片制冷劑分為12路,換熱管為Φ7mm×0.7mm的銅管,翅片為鋁制波紋片,翅片厚度為0.2mm,翅片間距為2.4mm,蒸發(fā)器配備兩個(gè)風(fēng)機(jī)。電子膨脹閥采用步進(jìn)電機(jī)式?；?zé)崞魍瑯硬捎卯愋喂芴坠軗Q熱器,殼側(cè)為高壓制冷劑,管側(cè)為低壓制冷劑,外管Φ33mm×1.5mm的鋼管,內(nèi)外管通流面積比為1.2,總換熱面積為0.27m2。為了研究回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)的影響,樣機(jī)采用兩個(gè)截止閥進(jìn)行控制,實(shí)現(xiàn)回?zé)崞饔袩o狀態(tài)的切換。

2.2 測試裝置介紹

實(shí)驗(yàn)室由環(huán)境室、水路調(diào)節(jié)、空氣調(diào)節(jié)、電氣控制、數(shù)據(jù)采集等部分系統(tǒng)組成。環(huán)境室空氣干濕球溫度控制范圍:干球溫度為-25～55 ℃,濕球溫度為2～45 ℃,控制精度為±0.2 ℃;水側(cè)溫度控制范圍為5～90 ℃,控制精度為±0.2 ℃;被測機(jī)輸入功率最大可測定24kW。

測試系統(tǒng)采用的溫度傳感器為PT100熱電阻和T型熱電偶,量程為-200～350 ℃,測量精度為±0.2 ℃;壓力傳感器量程為0～15MPa,精度為量程的±2.5%;水流量采用電磁流量計(jì),量程為0～6m3/h,精度為±0.01m3/h;綜合電參儀的功率量程為0.01～24kW,精度為量程的±2.5%。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 實(shí)驗(yàn)測試的系統(tǒng)性能參數(shù)

空氣源跨臨界CO2熱泵熱水器的主要性能評(píng)價(jià)指標(biāo)包括制熱量、功耗和性能系數(shù),計(jì)算式為

Qgc=mwcp(Tw,out-Tw,in)

(9)

式中:Qgc為系統(tǒng)制熱量,kW;mw為水流量,kg/s;cp為比熱容,kJ/(kg·K);Tw,in為進(jìn)水溫度;Tw,out為出水溫度, ℃。水流量和進(jìn)出水溫度分別通過電磁流量計(jì)和PT100熱電阻測量得到。總功耗為

Wtotal=Wc+Wf+We

(10)

式中:Wc為壓縮機(jī)功耗;Wf為蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功耗;We為機(jī)組電控功耗,kW。實(shí)驗(yàn)采用綜合電參儀測量機(jī)組總功耗,系統(tǒng)性能系數(shù)為

(11)

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析討論

(a)性能系數(shù)的變化

(b)制熱量的變化

(c)功耗的變化圖5 不同環(huán)溫和回?zé)崞鳡顟B(tài)下排氣壓力的影響

保持進(jìn)出水溫度40、70 ℃不變,實(shí)驗(yàn)研究在環(huán)境溫度16 ℃、2 ℃下,有無回?zé)崞鲿r(shí)不同排氣壓力下的性能系數(shù)、制熱量、功耗變化情況,實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖5所示。由圖5可知,在同樣的工況下應(yīng)用回?zé)崞?可降低最優(yōu)排氣壓力,同時(shí)增大對應(yīng)的最優(yōu)性能系數(shù);在有、無回?zé)崞鳡顟B(tài)一致時(shí),環(huán)境溫度的降低使得系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力、制熱量、功耗以及最優(yōu)性能系數(shù)都隨之降低;系統(tǒng)功耗隨著Pd以近乎線性的趨勢增長;隨Pd增加,制熱量Qgc升高;當(dāng)Pd大于最優(yōu)排氣壓力時(shí),制熱量增長趨勢明顯減緩,制熱量和功耗變化趨勢的不同導(dǎo)致ε下降。

(a)性能系數(shù)的變化

(b)制熱量的變化

保持環(huán)境溫度2 ℃、出水溫度70 ℃不變,分別在進(jìn)水溫度為10 ℃、40 ℃下進(jìn)行對比實(shí)驗(yàn),結(jié)果如圖6所示。由圖6可知:在回?zé)崞鳡顟B(tài)不變時(shí),進(jìn)水溫度升高,使最優(yōu)排氣壓力、功耗增大,制熱量、最優(yōu)性能系數(shù)降低;當(dāng)進(jìn)水溫度為10 ℃時(shí),有別于進(jìn)水溫度為40 ℃的情況,Pd大于最優(yōu)壓力之后,制熱量呈現(xiàn)出減少趨勢,使得ε越過最高點(diǎn)后的衰減速度要比進(jìn)水溫度高時(shí)更快。

(c)功耗的變化圖6 不同進(jìn)水溫度和回?zé)崞鳡顟B(tài)下排氣壓力的影響

保持環(huán)境溫度2 ℃、進(jìn)水溫度10 ℃不變,分別在出水溫度70 ℃、90 ℃下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖7所示。當(dāng)出水溫度升高時(shí),最優(yōu)排氣壓力、功耗升高,而最優(yōu)性能系數(shù)下降,制熱量則變化不大。

不同工況下有無回?zé)崞鲿r(shí)性能參數(shù)的變化情況如表1所示。由表1可知:在實(shí)驗(yàn)運(yùn)行工況范圍內(nèi),應(yīng)用回?zé)崞骺刹煌潭鹊亟档妥顑?yōu)排氣壓力和功耗,最優(yōu)排氣壓力降低比例最大為6.92%,功耗最大降低6.22%;制熱量的變化趨勢不定,從降低2.41%到升高2.24%,總體上變化幅度不及功耗;各工況最優(yōu)排氣壓力下的ε均獲得了提高,最多升高6.65%。

(a)性能系數(shù)的變化

(b)制熱量的變化

(c)功耗的變化圖7 不同出水溫度和回?zé)崞鳡顟B(tài)下排氣壓力的影響

3.3 回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)最優(yōu)排壓下循環(huán)的影響

基于實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果,進(jìn)一步地對應(yīng)用回?zé)崞骱蟮膶?shí)際系統(tǒng)循環(huán)進(jìn)行分析。在固定出水溫度為70 ℃、環(huán)境溫度分別為2 ℃/16 ℃、進(jìn)水溫度分別為10 ℃/40 ℃的運(yùn)行工況下,對比分析有無回?zé)崞鲿r(shí)最優(yōu)排氣壓力下的系統(tǒng)循環(huán)壓焓圖變化情況,如圖8所示。 圖中點(diǎn)1～點(diǎn)4為無回?zé)崞鞯难h(huán)狀態(tài)點(diǎn),點(diǎn)1′～點(diǎn)6′則為有回?zé)崞鲿r(shí)的循環(huán)狀態(tài)點(diǎn)。

表1 有回?zé)崞飨鄬τ跓o回?zé)崞鲿r(shí)的參數(shù)變化

(a)Tamb=16 ℃,Tw,in=40 ℃ (b)Tamb=2 ℃,Tw,in=40 ℃

(c)Tamb=16 ℃,Tw,in=10 ℃ (d)Tamb=2 ℃,Tw,in=10 ℃圖8 不同工況下有無回?zé)崞鞯淖顑?yōu)排壓下的系統(tǒng)循環(huán)

由圖8可知,回?zé)崞鲗τ谙到y(tǒng)循環(huán)的壓力影響主要發(fā)生在高壓側(cè),4個(gè)工況的排氣壓力均有不同程度降低,在進(jìn)水溫度為40 ℃時(shí),回?zé)崞鲗φ舭l(fā)壓力的影響微乎其微,而在進(jìn)水溫度為10 ℃時(shí),蒸發(fā)壓力也只是略有降低?；?zé)崞鲗顟B(tài)點(diǎn)的溫度影響也各有不同:經(jīng)過回?zé)崞鲹Q熱,對于壓縮機(jī)吸排氣狀態(tài)而言,有回?zé)釙r(shí)吸氣點(diǎn)1′和排氣點(diǎn)2′的溫度分別比無回?zé)釙r(shí)的點(diǎn)1和點(diǎn)2更高,因?yàn)槲鼩鉁囟壬?整個(gè)循環(huán)制冷劑質(zhì)量流量也隨之減小,環(huán)境溫度2 ℃、40/70 ℃進(jìn)出水溫度的工況下,有回?zé)崞鲿r(shí)最優(yōu)點(diǎn)的排氣溫度為133.7 ℃,而隨著環(huán)境溫度的進(jìn)一步降低,蒸發(fā)壓力降低,壓縮機(jī)壓比增大,排氣溫度會(huì)進(jìn)一步增高,在小于2 ℃的低環(huán)境溫度工況下,回?zé)崞鲬?yīng)用時(shí),只能在低回?zé)崞餍氏?甚至無法應(yīng)用,避免排氣溫度過高導(dǎo)致壓縮機(jī)潤滑油結(jié)焦,影響系統(tǒng)運(yùn)行可靠性;點(diǎn)1和點(diǎn)6′的重合可知回?zé)崞鲗ψ顑?yōu)循環(huán)下的蒸發(fā)器出口狀態(tài)影響非常小;當(dāng)進(jìn)水溫度為40 ℃時(shí),有無回?zé)崞鲿r(shí)的氣體冷卻器出口溫度相差不大,而在進(jìn)水溫度降低到10 ℃后,回?zé)崞魇箽饫涑隹跍囟让黠@減小。

回?zé)崞鲗顟B(tài)點(diǎn)溫度的影響可以反映在壓縮機(jī)和氣體冷卻器的工作狀態(tài)上。在有回?zé)崞鞯难h(huán)中,壓縮機(jī)排氣點(diǎn)2′與吸氣點(diǎn)1′之間的焓差以及氣體冷卻器出口點(diǎn)3′與進(jìn)口點(diǎn)2′的焓差都要比無回?zé)崞鲿r(shí)的對應(yīng)焓差更大。由于吸氣溫度的增加所導(dǎo)致的循環(huán)質(zhì)量流量減少,參照表1中的數(shù)據(jù),在應(yīng)用了回?zé)崞骱?制熱量有增有減,而功耗則有不同程度的下降。

由表1、圖8可知,回?zé)崞鞯膽?yīng)用會(huì)使得最優(yōu)排氣壓力有所下降。對比分析表1可知,當(dāng)其他兩個(gè)工況參數(shù)不變時(shí),環(huán)境溫度降低、進(jìn)出水溫度升高會(huì)增大應(yīng)用回?zé)崞骱笞顑?yōu)排氣壓力的降低程度。本文結(jié)合實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),建立實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式

(12)

式中:ΔPIHX為工況不變時(shí)應(yīng)用回?zé)崞骱笏档偷淖顑?yōu)排氣壓力值,MPa。關(guān)聯(lián)式的適用范圍如下:環(huán)境溫度為2～16 ℃,進(jìn)水溫度為10～40 ℃,出水溫度為70～90 ℃,回?zé)崞餍蕿?.54～0.61。式(12)可對類似的熱泵系統(tǒng)中回?zé)崞鲗ψ顑?yōu)排氣壓力的影響提供參考,對回?zé)崞髟诠こ讨袑?shí)際應(yīng)用具有一定的指導(dǎo)意義。

3.4 理論和實(shí)驗(yàn)結(jié)果差異的分析

在1.2節(jié)的理論分析中,回?zé)崞鲗Ζ诺奶嵘c否取決于氣體冷卻器的出口溫度,氣冷出口溫度較低時(shí),回?zé)崞鞯膽?yīng)用將降低系統(tǒng)性能;氣冷出口溫度較高時(shí),回?zé)崞鲗⑻嵘阅芟禂?shù)。而氣冷器的出口溫度與機(jī)組的進(jìn)水溫度有關(guān),熱泵系統(tǒng)的進(jìn)水溫度越低,氣冷出口溫度也相應(yīng)降低。根據(jù)表1的實(shí)驗(yàn)結(jié)果,在進(jìn)水溫度較低時(shí),回?zé)崞魅匀荒芴嵘到y(tǒng)性能,這與理論分析的結(jié)果有所差異。理論分析和實(shí)驗(yàn)結(jié)果存在差異是因?yàn)榛責(zé)崞鲬?yīng)用后導(dǎo)致的最優(yōu)排氣壓力降低和制冷劑質(zhì)量流量減小。

一方面是兩者對功耗的影響。在理論分析中對比的是同一排氣壓力下回?zé)崞餍实挠绊?而在實(shí)驗(yàn)中發(fā)現(xiàn),在應(yīng)用了回?zé)崞髦髮?huì)降低最優(yōu)排氣壓力。排氣壓力的降低減小了因回?zé)崞鲗?dǎo)致的吸排氣溫度增加所帶來的功耗增量,同時(shí)由于制冷劑質(zhì)量流量減少,壓縮機(jī)的功耗整體上明顯降低。

另一方面是兩者對制熱量的影響。理論分析時(shí)考慮的是單位制冷劑質(zhì)量流量情況下的循環(huán),未考慮制冷劑質(zhì)量流量的影響。而在實(shí)驗(yàn)測試中,應(yīng)用了回?zé)崞髦?系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量減小,同樣的氣體冷卻器換熱面積應(yīng)用在變少的制冷劑流量上,這帶來了更低的換熱溫差,因此在低進(jìn)水溫度的工況下,氣冷出口溫度明顯降低,氣體冷卻器進(jìn)出口制冷劑焓差進(jìn)一步增大。在減少的制冷劑質(zhì)量流量和增大的氣冷器進(jìn)出口焓差的共同作用下,最終有無回?zé)崞鞯淖顑?yōu)排壓下制熱量有升有降,但總體變化不大。實(shí)驗(yàn)中應(yīng)用了回?zé)崞髦?最優(yōu)排氣壓力降低,制冷劑質(zhì)量流量減小,從而壓縮機(jī)功耗減小,制熱量變化不大,從而導(dǎo)致性能系數(shù)ε獲得了提高。

根據(jù)上述討論,想要改進(jìn)理論分析方法,得到關(guān)于回?zé)崞鞯目煽拷Y(jié)論,必須要考慮回?zé)崞鲗χ评鋭┵|(zhì)量流量和最優(yōu)排氣壓力的影響。因此,理論分析應(yīng)考慮氣體冷卻器和壓縮機(jī)的詳細(xì)參數(shù),以體現(xiàn)質(zhì)量流量對制熱量和功耗的影響,同時(shí)在最優(yōu)排壓下進(jìn)行討論,才能得到更有價(jià)值的結(jié)果。

4 結(jié) 論

本文基于實(shí)驗(yàn)樣機(jī),在理論分析的基礎(chǔ)上,實(shí)驗(yàn)對比分析了不同工況下回?zé)崞鞯膽?yīng)用對空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的影響,主要結(jié)論如下。

(1)根據(jù)理論分析,在排壓不變的情況下,回?zé)崞鲗ο到y(tǒng)性能系數(shù)ε的提升與否取決于氣體冷卻器的出口溫度。氣冷出口溫度較低時(shí),回?zé)崞餍试礁?ε越低;反之,氣冷出口溫度較高時(shí),回?zé)崞餍试礁?ε越高。這是由于在氣冷出口溫度較低時(shí),性能系數(shù)ε較高,回?zé)崞餍侍岣邔?dǎo)致的制熱量增量與功耗增量的比值Δε小于無回?zé)釙r(shí)的ε,因此降低了系統(tǒng)性能;氣冷出口溫度較高時(shí),Δε則大于無回?zé)釙r(shí)的性能系數(shù),從而提高系統(tǒng)性能。

(2)根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果,在測試工況中,回?zé)崞鞯膽?yīng)用總會(huì)使得系統(tǒng)的最優(yōu)排氣壓力減小,最優(yōu)排氣壓力下的性能系數(shù)提高、功耗下降,對制熱量的影響則趨勢不定。最優(yōu)排壓下的ε最多提升6.65%,功耗最多降低6.22%。同時(shí)回?zé)崞鞯膽?yīng)用還會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)排氣溫度增大,在小于2 ℃的低環(huán)境溫度工況下,回?zé)崞鲬?yīng)用時(shí)只能在低回?zé)崞餍氏?甚至無法應(yīng)用,避免了排氣溫度過高導(dǎo)致的壓縮機(jī)潤滑油結(jié)焦,影響了系統(tǒng)運(yùn)行的可靠性。

(3)環(huán)境溫度降低、進(jìn)出水溫度升高會(huì)增大應(yīng)用回?zé)崞骱笞顑?yōu)排氣壓力的降低程度?；趯?shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),建立了該最優(yōu)排壓降低值關(guān)于環(huán)境溫度、進(jìn)出水溫度之間的實(shí)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式,該關(guān)聯(lián)式對回?zé)崞髟诠こ讨袑?shí)際應(yīng)用具有一定的指導(dǎo)意義。

(4)理論和實(shí)驗(yàn)分析結(jié)果差異的原因在于回?zé)崞鲬?yīng)用后導(dǎo)致的最優(yōu)排氣壓力降低和制冷劑質(zhì)量流量減小。實(shí)驗(yàn)表明,在應(yīng)用了回?zé)崞髦?最優(yōu)排壓下壓縮機(jī)功耗減小,制熱量變化不大,從而導(dǎo)致在低進(jìn)水溫度工況下性能系數(shù)ε仍得到提高。

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