吳孟霞，王漢治，李帥旗，宋文吉，馮自平

（1 中國科學技術(shù)大學工程科學學院，安徽合肥230026；2 中國科學院廣州能源研究所，廣東廣州510640；3 中國科學院可再生能源重點實驗室，廣東廣州510640；4 廣東省新能源與可再生能源研究開發(fā)與應用重點實驗室，廣東廣州510640）

近年來，隨著臭氧層破壞、溫室效應等環(huán)境問題的日益加劇和人們環(huán)保意識的提升，CO2以其綠色環(huán)保的優(yōu)勢成為了全氯氟烴（CFCs）和氟利昂（HCFCs）的替代工質(zhì)，并重新受到了廣泛關(guān)注。CO2不僅對環(huán)境友好而且低廉易得、無毒不燃，具有良好的流動性和傳熱特性[1-2]，是熱泵、空調(diào)系統(tǒng)的理想工質(zhì)[3]。此外，CO2跨臨界循環(huán)具有高溫高效的特點，使其在高溫熱泵領(lǐng)域具有獨特的應用優(yōu)勢。

自20 世紀90 年代以來，國內(nèi)外對CO2熱泵系統(tǒng)的研究熱度持續(xù)上升[4-5]，CO2熱泵熱水器最先在日本和歐美國家迅速發(fā)展并得到了市場推廣。相比于傳統(tǒng)的氟利昂熱泵系統(tǒng)，CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)可以高效制取90℃/120℃左右的高溫熱水或熱風[1,6]，因此成為了鍋爐替代和煤改電的關(guān)鍵技術(shù)，在加熱、加濕、干燥、滅菌等工業(yè)生產(chǎn)過程中有著很大的應用潛力[7]。White 等[8]對出水溫度分別為65℃、77.5℃、90℃的CO2熱泵系統(tǒng)的性能進行了試驗測試和模擬分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：出水溫度為90℃時，在最優(yōu)排氣壓力下的性能系數(shù)（COP）可接近于3，且當CO2熱泵加熱溫度從65℃提高到120℃的高溫時，制熱能力和COP 僅分別降低了33%和21%，可見CO2熱泵適于高溫供熱應用。祝銀海等[9]通過實驗研究對出水溫度75℃以上的CO2高溫熱泵熱水器的系統(tǒng)性能進行了分析，結(jié)果表明：在壓縮機頻率為85Hz、環(huán)境溫度25℃、蒸發(fā)溫度14℃時，系統(tǒng)制取95℃的熱水時的最大COP 可達3.9。Kaiser等[10]對CO2高溫熱泵在南非的工業(yè)應用進行了調(diào)查研究，結(jié)果表明：CO2熱泵可以滿足51%的工業(yè)過程用熱。此外還發(fā)現(xiàn)：CO2熱泵能提供接近90℃/120℃的高溫熱水/空氣，供熱COP 可達3.0 以上；不僅節(jié)能效果明顯，還大大減少了CO2的排放量。因此將CO2高溫熱泵應用于工業(yè)生產(chǎn)的前景十分可觀。

對于工業(yè)過程中普遍存在的循環(huán)加熱工況，所需氣體冷卻器出口溫度較高，導致CO2熱泵系統(tǒng)性能急劇下降[11-14]。CO2噴氣增焓技術(shù)通過增大蒸發(fā)器的進出口焓差能顯著提高極端環(huán)境下系統(tǒng)的加熱性能。Baek 等[15]通過實驗發(fā)現(xiàn)在環(huán)境溫度為-15℃時過冷噴射系統(tǒng)比閃蒸噴射系統(tǒng)的制熱量和COP分別提高了12.1%和12.7%。Chung等[16]對極端加熱和冷卻工況下的CO2熱泵性能進行了優(yōu)化分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)在室內(nèi)/外溫度為17℃/43℃、20℃/-15℃的冷卻和加熱工況下，噴氣增焓系統(tǒng)的COP 比無噴射系統(tǒng)分別提高了6.8%、7.1%。Cho 等[17]研究了CO2雙級噴射循環(huán)性能，研究發(fā)現(xiàn)該循環(huán)系統(tǒng)的COP比雙級無噴射循環(huán)系統(tǒng)提高了16.5%。Bai等[18]提出了一種應用于寒冷地區(qū)的噴射器增效中間補氣CO2熱泵系統(tǒng)并對其進行了熱力學分析和模擬研究，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：在特定工況下，相比于傳統(tǒng)的氣體噴射循環(huán)，系統(tǒng)的COP 和單位容積制熱量最大可分別提升7.7%、9.5%。

常規(guī)CO2噴氣增焓技術(shù)采用亞臨界噴氣，有利于改善極端低溫環(huán)境下的系統(tǒng)性能，但由于亞臨界區(qū)的溫度限制難以應用于氣體冷卻器出口溫度高于60℃的工況。鑒于此，本文提出了新型超臨界噴氣增焓CO2熱泵循環(huán)，以改善高溫循環(huán)加熱系統(tǒng)性能。并基于EES（engineering equation solver）軟件對系統(tǒng)性能進行仿真分析，重點研究了氣體冷卻器出口溫度為60℃時蒸發(fā)溫度、中間壓力、氣體冷卻器壓力、回熱器及過冷器的換熱溫差等參數(shù)對單位容積制熱量和COP 的影響規(guī)律，同時對比了無噴氣增焓、普通噴氣增焓系統(tǒng)與該超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。以此為高溫CO2熱泵的工業(yè)應用奠定基礎。

1 系統(tǒng)描述

圖1 高溫CO2熱泵超臨界噴氣增焓系統(tǒng)

CO2熱泵系統(tǒng)采用跨臨界循環(huán)，高溫超臨界CO2在氣體冷卻器中冷卻時有明顯的溫度滑移，適合用于制取高溫熱水或空氣。如圖1(a)所示，該系統(tǒng)由噴氣增焓壓縮機、氣體冷卻器、過冷器、回熱器、蒸發(fā)器、節(jié)流閥及氣液分離器等組成，圖1(b)為系統(tǒng)加熱循環(huán)的P-h圖。CO2氣體經(jīng)壓縮機壓縮至高壓狀態(tài)（Pg），成為高溫高壓的超臨界態(tài)氣體（狀態(tài)點1），進入氣體冷卻器，在氣體冷卻器中被冷卻至狀態(tài)點2，隨后進入過冷器中再次被冷卻至狀態(tài)點3，進入回熱器與從蒸發(fā)器出來的氣體進行換熱至狀態(tài)點4。離開回熱器的CO2氣體分流成兩路：一路（狀態(tài)點12）經(jīng)過膨脹閥1 的節(jié)流降壓（狀態(tài)13）至壓縮機的中間壓力Pm，然后進入過冷器與氣體冷卻器出來的氣體進行換熱，此時處于超臨界狀態(tài)的CO2氣體（狀態(tài)點14）由中間噴氣口進入壓縮機；另一路的CO2氣體（狀態(tài)點5）經(jīng)過膨脹閥2節(jié)流至蒸發(fā)壓力Pe（狀態(tài)點6），再進入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱，從蒸發(fā)器出來的氣體（狀態(tài)點7）在回熱器中被加熱至過熱狀態(tài)（狀態(tài)點8），然后進入氣液分離器，從氣液分離器出來的氣體（狀態(tài)點9）由壓縮機吸氣口進入，完成第一級壓縮后（狀態(tài)點10）與從過冷器出來的氣體（狀態(tài)點14）等壓混合至狀態(tài)點11，再經(jīng)第二級的壓縮變成高溫高壓的氣體（狀態(tài)點1），自此完成一個循環(huán)。CO2噴射氣體在回熱器中換熱再經(jīng)回熱器出口分流，拓寬了噴射壓力范圍，實現(xiàn)了超臨界噴射。

2 模型建立

2.1 熱力學分析

對系統(tǒng)分析時作如下假設[19-20]：①系統(tǒng)處于穩(wěn)定運行狀態(tài)；②忽略換熱器、管道中的流動損失；③壓縮過程為絕熱壓縮；④蒸發(fā)器出口的制冷劑為飽和態(tài)；⑤忽略噴氣過程中的壓力變化。

壓縮機的壓縮過程為中間補氣的準二級壓縮，其等熵效率可由式(1)、(2)計算[21],ηs,L和ηs,H分別為壓縮機低壓級和高壓級的等熵效率。

點9為壓縮機進氣點，點10為壓縮機經(jīng)第一級壓縮后的狀態(tài)點，點11 為中間補氣與第一級壓縮后的氣體混合后的狀態(tài)，也即是第二級壓縮前的狀態(tài)點，點1為第二級壓縮后的狀態(tài)點。根據(jù)壓縮機等熵效率的定義可分別計算低壓級出口點10 和高壓級出口點1 的實際焓值，分別由式(3)～(5)和式(6)～(8)得出。

低壓級：

高壓級：

壓縮機的相對補氣量βv定義為式(9)。

壓縮機低壓級、高壓級耗功量及總的耗功量用式(10)～(13)求得?；責崞?、過冷器、蒸發(fā)器和氣體冷卻器中的換熱量用式(14)～(17)表示。系統(tǒng)的制熱系數(shù)COP為式(18)。單位容積制熱量為式(19)。

2.2 模型驗證

基于以上的熱力學模型編寫了EES 計算程序，為證實計算程序及模型的可靠性，采用實驗的方式進行驗證。圖2為實驗系統(tǒng)的實物圖，采用了一臺型號為C-CV163L0A 的CO2雙轉(zhuǎn)子噴氣增焓壓縮機，其額定功率為0.885kW，回熱器和過冷器均為套管式換熱器，氣體冷卻器和蒸發(fā)器為翅片管換熱器。設定壓縮機頻率為180Hz，膨脹閥1 的開度為120步（總步數(shù)為250步），通過調(diào)節(jié)膨脹閥2的開度得到COP 隨氣體冷卻器出口溫度變化的實驗數(shù)據(jù)。通過計算分別得出了實驗和EES仿真系統(tǒng)COP隨氣體冷卻器出口溫度變化情況。從圖3 可以看出，實驗結(jié)果和仿真數(shù)據(jù)有較好的一致性，最大誤差為7%。

3 結(jié)果分析與討論

圖2 實驗系統(tǒng)實物圖

圖3 實驗與模擬結(jié)果的對比

基于以上數(shù)值模型，利用EES軟件對該CO2熱泵系統(tǒng)的循環(huán)加熱特性進行仿真分析。研究了不同的蒸發(fā)溫度（-15～20℃）、中間壓力（7.5～9.5MPa）、氣體冷卻器的壓力（10～16MPa）、中間換熱器和過冷器的換熱溫差（2～5℃）對單位容積制熱量和COP的影響，以及不同氣體冷卻器出口溫度（55～75℃）下的無噴氣增焓無回熱的常規(guī)系統(tǒng)、普通噴氣增焓系統(tǒng)和超臨界噴氣增焓系統(tǒng)對COP的影響。

3.1 蒸發(fā)溫度的影響

圖4給出了蒸發(fā)溫度對排氣溫度、單位容積制熱量及COP 的影響規(guī)律。由圖可知，排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的升高而降低，而單位容積制熱量和COP都隨著蒸發(fā)溫度的增大而顯著提升。當蒸發(fā)溫度從-15℃上升到20℃時，排氣溫度由175.3℃降低至102.1℃，降低了41.6%；單位容積制熱量由14985kJ/m3增 加 到23909kJ/m3，增 加 了59.6%；COP 由1.85 增加到3.16，增加了70.8%。隨著蒸發(fā)溫度的升高，壓縮機總壓比下降，進而排氣溫度降低、COP升高。

3.2 中間壓力的影響

圖4 蒸發(fā)溫度對排氣溫度、單位容積制熱量和COP的影響

圖5 不同相對補氣量下，中間壓力對系統(tǒng)性能的影響

圖5(a)～(c)分別為在不同的相對補氣量（βv=0.3、0.4、0.5）下排氣溫度、單位容積制熱量及COP隨壓縮機中間壓力的變化曲線。從圖5(a)、(b)可以看出，隨著壓縮機中間壓力的升高，排氣溫度和單位容積制熱量均降低。在同一中間壓力下，在所研究的工況范圍內(nèi)，相對補氣量βv越大，排氣溫度越低，而單位容積制熱量越高；且相對補氣量越大，排氣溫度和單位容積制熱量隨中間壓力變化的幅度就越大；在相對補氣量分別為0.3、0.4 和0.5時，當中間壓力從7.5MPa 升至9.5MPa 時，排氣溫度分別降低了5.8%、7.8%、9.2%，單位容積制熱量降低了9.9%、14.7%、20.6%。由圖5(c)可得，存在一個最優(yōu)的中間壓力使得COP 最大，當βv=0.3、0.4、0.5 時，中間壓力由7.5MPa 增加到最優(yōu)壓力時，COP 分別提高了0.8%、1.3%、2.4%，由此看出，βv越大，COP提高的幅度越大。最優(yōu)中間壓力均在8.5MPa附近取得。

3.3 氣體冷卻器壓力與出口溫度對COP的影響

圖6表示在不同氣體冷卻器出口溫度下，COP隨氣體冷卻器壓力的變化情況。圖7(a)、(b)分別為不同相對補氣量和中間壓力下氣體冷卻器出口溫度對系統(tǒng)COP的影響情況，同時對比了無噴氣增焓和回熱的常規(guī)系統(tǒng)及普通噴氣增焓系統(tǒng)的系統(tǒng)性能。

圖6 不同氣體冷卻器出口溫度下，COP隨氣體冷卻器壓力的變化

從圖6 可以看出，隨著氣體冷卻器壓力的升高，COP呈現(xiàn)出先升高后降低的變化趨勢，存在最優(yōu)的氣體冷卻器壓力使得COP 達到最大。在氣體冷卻器出口溫度分別為55℃、60℃和65℃時，氣體冷卻器壓力從10MPa提高至最優(yōu)壓力，COP分別提高了20.4%、24.4%、27.1%。相比于圖5(c)的中間壓力對COP 的影響，氣體冷卻器壓力對COP 的影響作用更為顯著。同時可以看出在不同氣體冷卻器出口溫度下，COP達到最大時所對應的最優(yōu)氣體冷卻器壓力不同，隨著氣體冷卻器出口溫度的升高最優(yōu)氣體冷卻器壓力也隨之增大：氣體冷卻器出口溫度為55℃、60℃、65℃時，最優(yōu)的氣體冷卻器壓力分別在12.5MPa、13.5MPa、14MPa 左右，對應的COP分別為3.35、2.99、2.71。

圖7(a)對比了在最優(yōu)氣體冷卻器壓力和中間壓力下（最優(yōu)值依據(jù)共軛方向法計算）的常規(guī)跨臨界循環(huán)和超臨界噴氣增焓循環(huán)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。由圖可知，COP隨氣體冷卻器出口溫度的增大均呈現(xiàn)下降趨勢。在相同的氣體冷卻器出口溫度下，超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP明顯高于常規(guī)跨臨界循環(huán)，且在所研究的參數(shù)范圍內(nèi)，相對補氣量越大，系統(tǒng)的COP 越高。在氣體冷卻器出口溫度為60℃時，相對補氣量為0.3、0.4、0.5的噴氣增焓系統(tǒng)COP分別比常規(guī)系統(tǒng)提高了14.8%、21.2%、29.2%。

圖7 COP隨氣體冷卻器出口溫度的變化

圖7(b)對比了在最優(yōu)氣體冷卻器壓力下，不同中間壓力的噴氣增焓循環(huán)的COP 隨氣體冷卻器出口溫度的變化情況。CO2跨臨界循環(huán)的臨界壓力為7.38MPa，在中間壓力為5.5MPa、6.0MPa 及7.5MPa、8.0MPa 時，噴射氣體分別處于亞臨界狀態(tài)和超臨界狀態(tài)。由圖可知，超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP明顯高于普通噴氣增焓系統(tǒng)：在氣體冷卻器出口溫度為55℃時，噴射壓力為7.5MPa 時系統(tǒng)COP 比噴射壓力為6.0MPa系統(tǒng)高出了10.4%。同時，在氣體冷卻器出口溫度為60℃時超臨界噴氣增焓系統(tǒng)的COP仍可達到3.0左右，因此，采用超臨界CO2噴氣增焓技術(shù)可以明顯改善CO2熱泵高溫循環(huán)加熱性能。

3.4 回熱器和過冷器換熱溫差的影響

圖8為回熱器和過冷器的換熱溫差對單位容積制熱量和COP 的影響情況。計算工況為：蒸發(fā)溫度為15℃；壓縮機的中間壓力為8.0MPa；氣體冷卻器壓力為12MPa；氣體冷卻器出口溫度為60℃；相對補氣量βv=0.4。

圖8 單位容積制熱量和COP隨回熱器、過冷器的換熱溫差的變化

從圖8可知，COP隨過冷器和回熱器的換熱溫差的升高而降低，且在較小溫差范圍內(nèi)，二者的換熱溫差對于COP 的影響較小。由等COP 線可知，過冷器換熱溫差的影響相比回熱器的更為顯著，例如，當COP為2.933時，回熱器換熱溫差從4.5℃降低到3.5℃時，過冷器換熱溫差相應升高0.66℃。同樣，單位容積制熱量同樣隨著二者換熱溫差的增大而降低。單位容積制熱量為22194kJ/m3時，當回熱器換熱溫差降低1℃時，過冷器換熱溫差僅升高0.17℃。因此，通過減小過冷器的換熱溫差可以更為明顯地提高制熱性能，且有利于降低過冷器和回熱器的總換熱面積。

4 結(jié)論

本文通過EES軟件對新型高溫CO2熱泵超臨界噴氣增焓的性能進行了研究，分析了蒸發(fā)溫度、中間壓力、氣體冷卻器壓力和出口溫度，回熱器和過冷器的換熱溫差等參數(shù)變化對系統(tǒng)性能的影響，得出的主要結(jié)論如下。

（1）在最優(yōu)排氣壓力下，當氣體冷卻器出口溫度高達60℃時，新型跨臨界CO2熱泵循環(huán)的COP仍可達到3.0左右。

（2）系統(tǒng)的性能受蒸發(fā)溫度的影響較大，當蒸發(fā)溫度從-15℃提高到20℃時，排氣溫度降低了41.8%，單位容積制熱量和COP 分別提高了59.6%和70.8%。

（3）相對于無回熱、無噴氣增焓的常規(guī)系統(tǒng)，在氣體冷卻器出口溫度為60℃時，相對補氣量為0.3、0.4、0.5 的噴氣增焓系統(tǒng)COP 分別提高了14.8%、21.2%、29.2%；通過與普通噴氣增焓系統(tǒng)的比較發(fā)現(xiàn)，該系統(tǒng)COP 明顯優(yōu)于普通噴氣增焓系統(tǒng)，因此采用超臨界CO2噴氣增焓技術(shù)可以明顯改善CO2熱泵高溫循環(huán)加熱性能。

（4）氣體冷卻器壓力和中間壓力對系統(tǒng)COP的影響趨勢一致，均是先升高后降低，但氣體冷卻器壓力對系統(tǒng)的影響作用大于中間壓力。同時，系統(tǒng)存在最優(yōu)的氣體冷卻器壓力和中間壓力，在氣體冷卻器出口溫度為60℃、相對補氣量為0.4時，最優(yōu)氣體冷卻器壓力和中間壓力分別為13.5MPa和8.5MPa。

（5）過冷器和回熱器的換熱溫差對COP 的影響較小，單位容積制熱量隨過冷器和回熱器換熱溫差的減小而增大，但主要受到過冷器換熱溫差的影響，因此通過降低過冷器的換熱溫差能更明顯地提高系統(tǒng)的性能。

符號說明

COP—— 系統(tǒng)性能系數(shù)

h—— 比焓，kJ/kg

m˙—— 質(zhì)量流率，kg/s

P—— 壓力，MPa

qv—— 單位容積制熱量，kJ/kg

Q—— 換熱量，kJ

s—— 比熵，kJ/(kg·K)

t—— 溫度，℃

v—— 比容，m3/kg

W—— 功，kJ

η—— 效率

βv—— 相對補氣量

下角標

1～14—— CO2熱泵循環(huán)的狀態(tài)點

c—— 壓縮機

e—— 蒸發(fā)器

g—— 氣體冷卻器

H—— 壓縮機高壓級

ihe—— 回熱器

L—— 壓縮機低壓級

m—— 中間值

o—— 出口

opt—— 最優(yōu)值

s—— 等熵過程

sc—— 過冷器