劉雪濤,李敏霞,馬一太,姚良,詹浩淼
(天津大學中低溫熱能高效利用教育部重點實驗室,天津300350)
根據(jù)歐盟F-gas法規(guī)[1],要求對氫氟烴(HFCs)的削減進度為:2016 年削減7%,2018 年削減37%,2021 年削減55%,2025 年削減69%,2030年削減79%。這使得尋找替代制冷劑這一進程更為緊迫,為了找到盡可能符合要求的制冷劑,許多研究人員重新將研究目標放在自然制冷劑上。在眾多自然制冷劑中,CO2因零臭氧消耗潛能值(ODP)和低全球變暖潛能值(GWP)的特點受到廣泛關(guān)注。除此之外,它還具有成本低、無毒、不易燃、潛熱大等優(yōu)點。
近年來,國內(nèi)外研究人員對CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)進行了許多理論與試驗研究,這些研究內(nèi)容包括CO2熱泵干燥系統(tǒng)[2]、CO2熱泵熱水器系統(tǒng)[3]、CO2汽車空調(diào)[4]、CO2膨脹機的研究[5]等。同時CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)在冬季供暖表現(xiàn)出的可提供高出水溫度、在低溫情況時蒸發(fā)壓力為正壓等特點,使CO2熱泵采暖系統(tǒng)[6]受到關(guān)注。與常規(guī)HFCs 制冷劑相比,常規(guī)CO2跨臨界單級壓縮系統(tǒng)的系統(tǒng)效率較低,因此提高系統(tǒng)效率是當前CO2跨臨界系統(tǒng)的研究重點[7]。
為提高CO2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)的系統(tǒng)效率,已開始出現(xiàn)對帶有補氣壓縮機系統(tǒng)的研究[8-9],這一措施可以通過將氣體冷卻器出口的CO2氣體分流一部分用于補氣,來減少進入壓縮機入口的CO2流量,從而降低壓縮機功耗,提高系統(tǒng)性能。然而,以提高能效為目的從系統(tǒng)配置上對補氣系統(tǒng)的創(chuàng)新以及多方面的分析研究仍然缺乏。
基于以上研究,為了提高CO2跨臨界熱泵采暖系統(tǒng)的系統(tǒng)性能,本文提出CO2跨臨界雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)[10],并結(jié)合單級壓縮回熱系統(tǒng)、雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)、補氣壓縮回熱系統(tǒng)[11]三種CO2熱泵系統(tǒng)從能效和經(jīng)濟上進行對比分析,此外R134a 單級壓縮回熱系統(tǒng)也被加入研究。通過建立熱力學和經(jīng)濟性模型,來研究各因素對系統(tǒng)能效的影響以及不同城市中各系統(tǒng)的總投資情況,旨在比較分析出各系統(tǒng)的優(yōu)劣,找到CO2代替HFCs進行熱泵供暖的可行性系統(tǒng)方案。
1.1.1 單級壓縮回熱系統(tǒng)
圖1 為CO2跨臨界單級壓縮回熱系統(tǒng)的系統(tǒng)圖及p-h 圖。蒸發(fā)器出口的飽和氣態(tài)CO2經(jīng)過回熱器與氣體冷卻器出口的超臨界CO2流體換熱,再進入壓縮機,使壓縮機入口的CO2過熱,并降低節(jié)流閥入口溫度。
圖1 單級壓縮回熱系統(tǒng)
熱力學計算模型如下。
單位制熱量以式(1)表示,單位壓縮機耗功以式(2)表示,制熱性能系數(shù)以式(3)表示。
式中,hi(i=1,2,3,…)為各點的比焓,kJ/kg;ηc為壓縮機效率。
1.1.2 雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)
圖2 為CO2跨臨界雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)的系統(tǒng)圖及p-h圖。與單機壓縮回熱系統(tǒng)不同之處在于,CO2通過低壓壓縮機壓縮至中間壓力,進入低壓氣體冷卻器冷卻放熱,然后通過高壓壓縮機壓縮至高壓壓力,進入高壓氣體冷卻器冷卻放熱。兩氣體冷卻器均用于供熱,考慮兩氣體冷卻器換熱量差異較大,其水路是并聯(lián)的形式。
圖2 雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)
熱力學計算模型如下。
單位制熱量以式(4)表示,單位壓縮機耗功以式(5)表示,制熱性能系數(shù)以式(6)表示。
1.1.3 補氣壓縮回熱系統(tǒng)
圖3 為CO2跨臨界補氣壓縮回熱系統(tǒng)的系統(tǒng)圖及p-h圖,其中壓縮機帶有補氣口。氣體冷卻器出口的超臨界CO2流體被分為兩路,一路(補氣回路)經(jīng)過節(jié)流閥1 節(jié)流到中間壓力,進入回熱器1回熱至飽和氣態(tài),再通過壓縮機補氣口進入壓縮腔,另一路(主回路)進入回熱器1和回熱器2過冷,經(jīng)過節(jié)流閥2節(jié)流到蒸發(fā)壓力,再進入蒸發(fā)器至飽和氣態(tài),經(jīng)過回熱器2 過熱,最后進入壓縮機。進入壓縮腔的補氣回路CO2與壓縮至2 點的主回路CO2共同混合壓縮。
圖3 補氣壓縮回熱系統(tǒng)
熱力學計算模型如下。
假設總質(zhì)量流量為單位質(zhì)量流量1,補氣回路質(zhì)量流量為a(即補氣流量比),則單位制熱量以式(7)表示,單位壓縮機耗功以式(8)表示,制熱性能系數(shù)以式(9)表示。
1.1.4 雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)
圖4 為CO2跨臨界雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)的系統(tǒng)圖及p-h圖。與補氣壓縮回熱系統(tǒng)不同之處在于,該循環(huán)系統(tǒng)存在兩個壓縮機和兩個氣體冷卻器,主回路CO2通過低壓壓縮機壓縮至中間壓力,進入低壓氣體冷卻器冷卻放熱,與來自補氣回路的飽和氣態(tài)CO2混合,然后通過高壓壓縮機繼續(xù)壓縮至高壓壓力,進入高壓氣體冷卻器冷卻放熱。兩氣體冷卻器均用于供熱,考慮兩氣體冷卻器換熱量差異較大,其水路是并聯(lián)的形式。
圖4 雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)
熱力學計算模型如下。
假設總質(zhì)量流量為單位質(zhì)量流量1,補氣回路質(zhì)量流量為a(補氣流量比),則單位制熱量以式(10)表示,單位壓縮機耗功以式(11)表示,制熱性能系數(shù)以式(12)表示。
1.1.5 模型假設
為簡化模型,對循環(huán)系統(tǒng)作以下假設。
(1)系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)下運行,忽略系統(tǒng)在運行與補氣壓縮過程中的壓力損失和熱損失。
(2)補氣入口(補氣系統(tǒng)中)及蒸發(fā)器出口CO2皆為飽和氣態(tài)。
(3)根據(jù)GB 50736—2012 要求[12],熱泵出水/回水溫度為65℃/40℃,設氣體冷卻器的換熱窄點溫差為5℃,則氣體冷卻器出口溫度為45℃。
(4)蒸發(fā)溫度比環(huán)境溫度低10℃。
(5)中間壓力(低壓壓縮機排氣壓力和補氣壓力)為高低壓側(cè)壓力的幾何平均值,以式(13)表示。
(6)級間冷卻供熱為逆流換熱,蒸發(fā)器后回熱器過熱度為20℃,使得氣體冷卻器的CO2入口溫度足夠高,以保證級間冷卻滿足供熱水溫度為65℃的要求。
(7)壓縮機壓縮過程為絕熱非等熵過程,選用Bitzer 4MTE 型號壓縮機為樣本,對壓縮機效率ηc與壓比Rp關(guān)系進行擬合,得到擬合公式見式(14)。
式 中,a=-2.50925×10-4;b=7.02081×10-3;c=-0.07892;d=0.45350;e=-1.38979;f=2.08098;g=-0.47010。
擬合曲線以及參數(shù)點如圖5所示,其擬合優(yōu)度R2為0.99179,最大誤差為2.28%。
圖5 壓縮機效率與壓比關(guān)系擬合曲線
在本研究中,將熱泵系統(tǒng)應用于100m2居民住宅供暖??紤]到不同地區(qū)環(huán)境溫度存在一定的差異,特選取分別代表3個建筑氣候區(qū)域(嚴寒地區(qū)、寒冷地區(qū)、冬冷夏熱地區(qū))的樣本城市——沈陽、北京、上海,3個城市的居民住宅供暖設計參數(shù)見表1。
表1 居民住宅供暖設計參數(shù)
表1 中所示建筑采暖熱指標僅為設計采暖室外溫度所對應的定值,但對于不同的室外環(huán)境溫度會對應不同的熱負荷。根據(jù)歐洲標準EN 15603—2008[13],熱負荷Q與其所對應的環(huán)境溫度Tamb呈線性關(guān)系,以式(15)表示。
式中,Qdes為設計采暖熱負荷(建筑采暖熱指標與采暖面積的乘積),kW;Tdes為設計采暖室外溫度,℃;HLET 為供暖的極限室外環(huán)境溫度(heating limit external temperature),℃。本研究中,HLET=18℃,當環(huán)境溫度達到此溫度時,供暖熱負荷為0。求出某一環(huán)境溫度所對應的熱負荷后,一年中對應該環(huán)境溫度的供熱量Eh可由式(16)得出。
式中,t 為不同環(huán)境溫度對應的累計時長,h。根據(jù)典型年氣象參數(shù)[14],3 個樣本城市不同環(huán)境溫度下的熱負荷Q和累計時長t如圖6所示。
圖6 環(huán)境溫度所對應的熱負荷及時長分布
為了研究熱泵系統(tǒng)的經(jīng)濟性,定義綜合考慮初始投資成本和運行成本的總投資成本(total investment cost,TIC),以式(17)表示。
式中,IIC 為初始投資成本(initial investment cost),CNY;AOC 為年運行成本(annual operating cost),CNY;n為運行年數(shù)。
初始投資成本IIC 為投入熱泵系統(tǒng)設備的花費,主要包括壓縮機、蒸發(fā)器、氣體冷卻器(冷凝器)、回熱器以及附加設備的成本,表2 給出了壓縮機和換熱器的成本估算公式[15]。其中,蒸發(fā)器為翅片管式換熱器,其他換熱器均為套管式換熱器,換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與相關(guān)換熱關(guān)聯(lián)式見表3和表4。此外,本研究中CO2熱泵系統(tǒng)附加設備成本為主要設備成本的15%[16],考慮到附加設備成本的相似性,R134a 單級系統(tǒng)的附加設備成本設為與CO2單級系統(tǒng)相同。
表2 設備成本估算公式
注:W為壓縮機設計功率,kW;A為換熱面積,m2。
表3 換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)
年運行成本AOC 為熱泵系統(tǒng)一年的電費與維護成本之和,以式(18)表示。
式中,cele為電費單價,CNY/(kW·h);Eele為年總耗電量,kW·h;MC為維護成本,CNY。本研究中,cele=0.4883CNY/(kW·h),MC 為初始投資成本IIC的1%[20]。Eele可由式(19)得出。
表4 換熱關(guān)聯(lián)式
式中,ηele為輸電效率,ηele=92%[23]。
圖7 COPh、回熱器1窄點溫差隨補氣流量比的變化
圖7所示為對于兩種補氣系統(tǒng)(補氣壓縮回熱系統(tǒng)和雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)),COPh和回熱器1換熱窄點溫差隨補氣流量比a的變化情況。隨著a的增大,COPh穩(wěn)步上升而窄點溫差以幅度增大的趨勢不斷減小。當a為0.45時,兩種補氣系統(tǒng)的COPh分別達到3.18 和3.40,而窄點溫差減小至3.79℃和2.18℃。從趨勢可見,當a 繼續(xù)增大,窄點溫差將減小至0℃,顯然是不可能達到的。因此,綜合考慮回熱器1的換熱窄點溫差和系統(tǒng)效率,在接下來的分析中補氣系統(tǒng)補氣流量比a取為0.3。
圖8 COPh隨高壓側(cè)運行壓力的變化
圖8 所示為環(huán)境溫度Tamb為0℃時,4 種循環(huán)系統(tǒng)COPh隨高壓側(cè)運行壓力ph的變化趨勢??梢钥闯觯?種循環(huán)系統(tǒng)都存在最優(yōu)ph,使系統(tǒng)COPh達到最大值,即最優(yōu)COPh,且達到最優(yōu)ph之后,COPh減小的變化趨勢比之前增大的變化趨勢更平緩。最優(yōu)ph的存在主要是因為在超臨界區(qū)域等溫線呈現(xiàn)S形曲線變化,壓縮機功耗與制熱量隨高壓側(cè)運行壓力的變化速率不一致??梢钥吹?,當ph高于11MPa時,雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)的COPh變化趨勢最平緩,說明在高排氣壓力條件下,其系統(tǒng)性能較為穩(wěn)定。在最優(yōu)ph下,雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)的COPh最大,而單級壓縮回熱系統(tǒng)的COPh最小。
圖9給出了4種循環(huán)系統(tǒng)最優(yōu)COPh隨環(huán)境溫度Tamb的變化趨勢,并加入R134a 單級壓縮回熱系統(tǒng)進行比較。為實現(xiàn)出水回水溫度為65℃/40℃,R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)的冷凝溫度為70℃??梢钥闯?,系統(tǒng)最優(yōu)COPh隨te的上升呈增大的趨勢。CO2單級壓縮回熱系統(tǒng)的最優(yōu)COPh低于R134a單級壓縮回熱系統(tǒng),而其他3 種CO2系統(tǒng)都高于R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)。雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)最優(yōu)COPh最高,Tamb為0℃時,其最優(yōu)COPh為2.58,比R134a 單級回熱系統(tǒng)高9.1%,比CO2單級回熱系統(tǒng)高22.5%。補氣壓縮回熱系統(tǒng)在Tamb低于0℃情況下COPh比雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)更高,這說明補氣系統(tǒng)在低溫環(huán)境下系統(tǒng)性能更佳。
圖9 最優(yōu)COPh隨環(huán)境溫度的變化
圖10 給出了最優(yōu)COPh下壓縮機排氣溫度Tc隨環(huán)境溫度Tamb的變化趨勢。目前所了解的CO2壓縮機排氣溫度極限是140℃,超過140℃系統(tǒng)會啟動自動保護。圖中陰影部分表示Tc超過140℃,不利于系統(tǒng)的運行。可以看出,Tc隨Tamb的上升呈現(xiàn)下降的趨勢,其中R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)下降得最為平緩。CO2單級壓縮回熱系統(tǒng)、補氣壓縮回熱系統(tǒng)和雙級壓縮雙氣冷器回熱系統(tǒng)都存在Tc超過140℃的情況,且單級壓縮回熱系統(tǒng)在Tamb低于5℃的情況下,Tc都大于140℃,該情況下系統(tǒng)不能達到最優(yōu)COPh。在接下來的分析中,當壓縮機排氣溫度超過140℃,將回熱器過熱度降低為5℃,且適當降低高壓側(cè)運行壓力。
圖10 壓縮機排氣溫度隨環(huán)境溫度的變化
通過對比分析可以看到,CO2跨臨界雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)具有高COPh且壓縮機排氣溫度不超過現(xiàn)有壓縮機極限溫度,在僅考慮系統(tǒng)運行效率的前提下,是最優(yōu)系統(tǒng)方案??梢娡ㄟ^優(yōu)化系統(tǒng),CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)效率可以優(yōu)于R134a系統(tǒng)。
對于3 個城市,各熱泵系統(tǒng)的初始投資成本IIC以及各部件所占比重如圖11所示。由于冬季環(huán)境溫度過低導致壓縮機壓比和排氣溫度過高,CO2單級壓縮回熱系統(tǒng)不應用于沈陽[24]。在中國,CO2熱泵產(chǎn)業(yè)正處于發(fā)展的初期,跨臨界CO2壓縮機尚未大規(guī)模生產(chǎn),因此現(xiàn)階段價格較高。4 種CO2熱泵系統(tǒng)中,壓縮機成本所占IIC 的比重遠遠大于其他部件,由于雙級壓縮系統(tǒng)中含有兩個壓縮機,其IIC 高于單級壓縮回熱系統(tǒng)和補氣壓縮回熱系統(tǒng)。除此之外,R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)的初始投資成本遠低于4 種CO2熱泵系統(tǒng),這是因為R134a 壓縮機成本遠低于CO2壓縮機。
圖11 各熱泵系統(tǒng)的初始投資成本
圖12所示為3個城市中各熱泵系統(tǒng)的年運行成本AOC的對比情況。如圖所示CO2雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)的AOC 于所有系統(tǒng)中是最低的,這側(cè)面反映了該系統(tǒng)的能效最佳以及年耗電量最低,這與前面的熱力學分析相對應。此外在3個城市中,熱泵系統(tǒng)在上海的AOC 最低,這是因為代表冬冷夏熱地區(qū)的上海在冬季供暖期的平均環(huán)境溫度最高且供熱需求最低,這導致熱泵系統(tǒng)的能耗低。
圖12 各熱泵系統(tǒng)的年運行成本
通常熱泵系統(tǒng)的運行周期為15年,各熱泵系統(tǒng)的總投資成本TIC 在運行周期內(nèi)隨年數(shù)n 的變化趨勢如圖13 所示。圖中直線的截距為初始投資成本IIC,斜率為年運行成本AOC。3 個樣本城市中,TIC在上海最低,而在沈陽最高,可見其受氣候區(qū)域影響較大。R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)的TIC低于4種CO2熱泵系統(tǒng),其根本原因仍在于CO2壓縮機成本太高導致IIC太高。當前跨臨界CO2壓縮機價格遠高于HFCs壓縮機,隨著技術(shù)的發(fā)展和需求的增多,CO2壓縮機的成本可以達到接近于HFCs的程度[15]。
圖13 總投資成本在運行周期內(nèi)的變化
圖14 與R134a系統(tǒng)總投資成本相同時各系統(tǒng)壓縮機成本及其降低的百分比
隨著CO2壓縮機成本的降低,當CO2熱泵系統(tǒng)的總投資成本TIC與R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)相同時,其壓縮機成本和所降低的百分比如圖14所示??梢园l(fā)現(xiàn)CO2壓縮機成本需降低60%以上,該降低幅度較大。然而,以北京為例,除了CO2單級壓縮回熱系統(tǒng),其他3 種CO2熱泵系統(tǒng)降低后的壓縮機成本分別為8066CNY、8845CNY、10348CNY,仍遠高于壓縮機成本為2025CNY 的R134a 系統(tǒng)??梢灶A見,當CO2壓縮機成本接近于R134a 壓縮機,CO2熱泵系統(tǒng)的TIC 可以與R134a 系統(tǒng)相媲美,甚至可以低于它。
建立4 種CO2跨臨界熱泵系統(tǒng)的模型并加入R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)從能效和經(jīng)濟上進行對比分析,其主要結(jié)論如下。
(1)4 種CO2熱泵系統(tǒng)都存在不同的最優(yōu)高壓側(cè)運行壓力,在最優(yōu)高壓側(cè)運行壓力下系統(tǒng)COPh達到最大值。環(huán)境溫度為0℃時,雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)的最優(yōu)COPh最大,單級壓縮回熱系統(tǒng)的最優(yōu)COPh最小,前者比后者COPh提高了22.5%。
(2)在最優(yōu)高壓側(cè)運行壓力下,壓縮機排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的升高均呈現(xiàn)降低趨勢。CO2單級壓縮回熱系統(tǒng)在環(huán)境溫度低于5℃條件下因壓縮機排氣溫度限制要求不能達到最優(yōu)COPh,需盡量降低高壓側(cè)運行壓力或減少回熱器過熱度才能控制壓縮機排氣溫度到合理值。
(3)CO2跨臨界雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)最優(yōu)COPh最高且壓縮機排氣溫度不超過現(xiàn)有壓縮機極限,在僅考慮系統(tǒng)能效的前提下,是最優(yōu)系統(tǒng)方案,且系統(tǒng)效率超過R134a單級壓縮回熱系統(tǒng)。
(4)選定樣本城市中,熱泵系統(tǒng)運行周期內(nèi)的總投資成本在上海最低,而在沈陽最高,可見總投資成本受氣候區(qū)域影響較大。隨著CO2熱泵技術(shù)的提高和生產(chǎn)規(guī)模的擴大,當壓縮機成本降低80%以上接近于R134a 壓縮機成本,CO2雙級壓縮雙氣冷器中間補氣回熱系統(tǒng)運行周期內(nèi)的總投資成本將低于R134a系統(tǒng)。