歐競賽 劉雄

西安建筑科技大學(xué)建筑設(shè)備科學(xué)與工程學(xué)院

0 引言

合成工質(zhì)是造成臭氧空洞、溫室效應(yīng)的重要原因[1]。C O2作為環(huán)保性好的天然工質(zhì)越來越受重視。C O2跨臨界循環(huán)及相關(guān)技術(shù)的進(jìn)步使 CO2系統(tǒng)應(yīng)用越來越廣泛[2～4]。然而跨臨界循環(huán)節(jié)流閥損失大，限制了系統(tǒng)的性能[5]。噴射器因結(jié)構(gòu)簡單、成本低等特點(diǎn)成為替代節(jié)流閥的選擇之一[6]。1 931 年Gay[7]第一次提出將噴射器應(yīng)用于制冷熱泵系統(tǒng)構(gòu)想。1990 年Kornhasuer[8]在R12 系統(tǒng)中首次使用噴射器，C OP 增加16%，火用損失減少24%[9]。另外，水源熱泵屬于可再生能源技術(shù)，能效高，運(yùn)行穩(wěn)定，環(huán)境友好[10]。CO2水源熱泵具備可行性和必要性[11]。

本文在單級跨臨界二氧化碳地源熱泵[12]的基礎(chǔ)上，在系統(tǒng)內(nèi)耦合入噴射器，提出一種帶噴射器的跨臨界二氧化碳地下水源熱泵，其能夠在冬夏季驅(qū)動一次回風(fēng)空氣處理機(jī)組承擔(dān)室內(nèi)采暖和空調(diào)負(fù)荷，介紹了其運(yùn)行原理，并對其冬季性能進(jìn)行了簡要分析。

圖1 噴射器結(jié)構(gòu)簡圖

1 系統(tǒng)介紹

1.1 冬季運(yùn)行原理

系統(tǒng)分為空氣處理過程，制冷劑循環(huán)和水循環(huán)，其中空氣處理機(jī)組包括預(yù)熱器、用戶側(cè)換熱器、再熱器，制冷劑循環(huán)主要部件包括四通閥、壓縮機(jī)、噴射器、共用氣冷器、地下水換熱器、節(jié)流閥、氣液分離器、電磁閥等。水循環(huán)系統(tǒng)包括三通閥、循環(huán)水泵等。

冬季系統(tǒng)運(yùn)行的原理圖如圖 2 所示，壓焓圖如圖3 所示。冬季運(yùn)行時，電磁閥1 關(guān)閉，電磁閥2 打開，空氣處理器中的再熱器關(guān)閉。當(dāng)新風(fēng)低于5 ℃需要預(yù)熱時，新風(fēng)預(yù)熱器打開，由共用氣冷器加熱循環(huán)中的水，由熱水對新風(fēng)進(jìn)行預(yù)熱，否則預(yù)熱器關(guān)閉。原理圖中黑實(shí)線表示制冷劑循環(huán)，單點(diǎn)劃線表示水系統(tǒng)，虛線框內(nèi)為空氣處理機(jī)組。具體循環(huán)為：噴射器出口干度為χe的CO2制冷劑以狀態(tài)e 進(jìn)入氣液分離器后，分為兩路：其中的氣相部分 a 進(jìn)入壓縮機(jī)，經(jīng)絕熱壓縮后，排出高溫高壓的狀態(tài)為 b 的制冷劑氣體，經(jīng)過兩級氣體冷卻器（用戶側(cè)換熱器加熱空氣、共用氣冷器新風(fēng)預(yù)熱或地下水冷卻）放熱后以狀態(tài)d 進(jìn)入噴射器工作噴嘴。另一路液相制冷劑eL 經(jīng)節(jié)流閥絕熱節(jié)流后以狀態(tài)f 進(jìn)入地下水換熱器（蒸發(fā)器）吸熱蒸發(fā)后以狀態(tài)j 被引射進(jìn)噴射器引射噴嘴，兩路制冷劑在噴射器中完成混合、降速增壓過程后以狀態(tài)e 離開氣噴射器進(jìn)入氣分離器，由此完成一個循環(huán)。

圖2 系統(tǒng)冬季運(yùn)行原理圖

圖3 冬季系統(tǒng)壓焓圖

1.2 冬夏季系統(tǒng)運(yùn)行的差異性

1）冬、夏季的制冷劑流向不同，采用四通閥完成冬夏季工況的切換，夏季系統(tǒng)運(yùn)行原理圖如圖4 所示。用戶側(cè)換熱器在冬季為氣體冷卻器，在夏季為蒸發(fā)器，水側(cè)換熱器在冬季為蒸發(fā)器，在夏季為氣體冷卻器，噴射器的功能在冬夏季沒有發(fā)生改變。夏季工況下，用戶側(cè)換熱器蒸發(fā)溫度受空氣溫度的影響，地下水換熱器出口溫度受地下水溫的影響。而在冬季工況下，蒸發(fā)溫度受地下水溫影響。

圖4 系統(tǒng)夏季運(yùn)行原理

2）共用氣冷器在冬、夏季都發(fā)揮氣冷器的作用，但是其實(shí)現(xiàn)的功能不同。系統(tǒng)在冬季和夏季都具有兩級相串聯(lián)的氣冷器，夏季為共用氣冷器 +地下水側(cè)換熱器，冬季為用戶側(cè)換熱器 +共用氣冷器，可以看出，夏季工況下，共用氣冷器屬于氣冷器的前半段，制冷劑溫度相對較高。此時可以通過空氣再熱器通過回收共用氣冷器的冷卻熱進(jìn)行空氣再熱提高系統(tǒng)性能。冬季工況下，共用氣冷器處于兩級氣冷器的后半段，第一級氣冷器即用戶側(cè)換熱器的熱量用于空氣加熱，需要將空氣加熱至約為 35 ℃送風(fēng)溫度，對熱量的品質(zhì)要求較高。當(dāng)制冷劑經(jīng)過用戶側(cè)換熱器加熱空氣后，以相對較低的溫度進(jìn)入共用氣冷器，此時共用氣冷器所能提供的熱量品質(zhì)較低，不過當(dāng)新風(fēng)溫度較低時，只需要將新風(fēng)預(yù)熱至5℃，對共用氣冷器內(nèi)制冷劑溫度要求不高，此時共用氣冷器的熱量可以部分或全部用于新風(fēng)預(yù)熱，當(dāng)不需要新風(fēng)預(yù)熱時，共用氣冷器的低品位熱量將由地下水直接帶走。

2 冬季性能分析

根據(jù)冬季運(yùn)行原理建立了系統(tǒng)性能分析理論模型，采用MATLAB 調(diào)用REFPROP 對模型進(jìn)行計算，主要分析了地下水溫，排氣壓力，新風(fēng)比，新風(fēng)溫度以及有無預(yù)熱對系統(tǒng)性能的影響。

2.1 計算條件

系統(tǒng)為穩(wěn)態(tài)變工況模擬。冬季采暖中濕度不是主要的考慮因素，且冬季空氣含濕量較低，所以冬季采暖工況下的數(shù)值模擬忽略了空氣濕度的影響。冬季地下水換熱器為蒸發(fā)器，蒸發(fā)溫度與地下水溫的溫差取11 ℃，氣體冷卻器為用戶側(cè)換熱器、冬夏共用氣體冷卻器，共用氣冷器內(nèi)制冷劑被地下水進(jìn)一步冷卻時，制冷劑出口與地下水換熱溫差為10 ℃，用戶側(cè)換熱器出口 CO2溫度與空氣進(jìn)口溫度差取 16 ℃[13]。假設(shè)P5與Pes間壓力降 ΔP為 0.34 MPa[14]，噴射器內(nèi)部流動為一維、均質(zhì)、絕熱流動。噴射器出口以及工作噴嘴、引射噴嘴進(jìn)口動能忽略不計。噴射器工作噴嘴、引射噴嘴、混合段、擴(kuò)散段效率分別取0.8、0.8、0.8、0.7[15]。壓縮機(jī)壓縮和節(jié)流閥節(jié)流過程為絕熱過程；忽略換熱器的壓降和管路的熱損失。表 1 為冬季各參數(shù)模擬范圍表。

表1 冬季各參數(shù)模擬范圍表

2.2 理論模型

壓縮機(jī)模型：

地下水換熱器模型：

共用氣冷器、用戶側(cè)換熱器模型：

節(jié)流閥：

噴射器計算采用一維等壓混合模型，根據(jù)假設(shè)，參考文獻(xiàn)[16]進(jìn)行計算。

制冷劑流量：

如果新風(fēng)預(yù)熱，根據(jù)式（7）計算出來的制冷劑流量來計算共用氣冷器出口溫度T'd：

如果

冬季性能評價指標(biāo)：

式中：Qp為新風(fēng)預(yù)熱負(fù)荷，不需要預(yù)熱時為 0；Qhe為空氣加熱負(fù)荷，kW；mcom為壓縮機(jī)制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；has表示由 a 等熵膨脹至 b 點(diǎn)的焓值，J/kg；T，t表示溫度，K，℃ ；下標(biāo)中com，壓縮機(jī)；p，預(yù)熱；he，加熱；W，室外新風(fēng)；M，新風(fēng)與回風(fēng)混合后的狀態(tài)點(diǎn)；ev，蒸發(fā)器；gin，地下水進(jìn)口；其余各下標(biāo)對應(yīng)圖2 圖3 個狀態(tài)點(diǎn)。

3 結(jié)果與討論

3.1 地下水溫和排氣壓力的影響

地下水溫和壓縮機(jī)排氣壓力對 COP 的影響如圖5、6 所示。可以看出，地下水溫越高，系統(tǒng) COP 越大。有預(yù)熱以及無預(yù)熱時，C OP 隨排氣壓力的變化具有一致性，隨著排氣壓力的增大，兩者的 COP 都先經(jīng)歷了一個快速增大的過程，在達(dá)到最優(yōu)排氣壓力時，系統(tǒng)COP 達(dá)到最大值，之后隨著排氣壓力的繼續(xù)增大，兩者的COP 都逐漸減小，且減小速率逐漸變慢。在有、無預(yù)熱兩種情況下，系統(tǒng) COP 都在排氣壓力 7.5～8.1 MPa 之間達(dá)到最大值。不同的是，無預(yù)熱時，系統(tǒng)最佳排氣壓力穩(wěn)定在8MPa 左右，有預(yù)熱時，隨著地下水溫的升高，最優(yōu)排氣壓力出現(xiàn)了降低的趨勢。不同地下水溫及排氣壓力下，有預(yù)熱和無預(yù)熱的最優(yōu)排氣壓力以及其對應(yīng)的COP 已經(jīng)通過表2 給出。從表中可以得出，有預(yù)熱時地下水溫由 7 ℃增加到 21 ℃，最優(yōu)排氣壓力由 8.0 MPa 降低到 7.6 MPa，C OP 由 4.10增加至6.75。對比發(fā)現(xiàn)，有預(yù)熱情況下的最優(yōu)排氣壓力對應(yīng)的 COP 值比無預(yù)熱情況下要小，這是因?yàn)闊o預(yù)熱時，共用氣冷器的熱量直接被地下水帶走，而有預(yù)熱時，共用氣冷器放出的冷卻熱可以通過新風(fēng)預(yù)熱被利用掉，這說明新風(fēng)預(yù)熱可以在一定程度上提高系統(tǒng)的性能。

圖5 有預(yù)熱時地下水溫和壓縮機(jī)排氣壓力對COP 的影響

圖6 無預(yù)熱時地下水溫和壓縮機(jī)排氣壓力對COP 的影響

3.2 新風(fēng)溫度和新風(fēng)比的影響

如圖7 所示，C OP 隨著新風(fēng)溫度的降低、新風(fēng)比的增大而升高。而當(dāng)新風(fēng)溫度降低、新風(fēng)比增大一定程度時，C OP 會逐漸增大趨近于一個固定值 4.4，4.4為地下水溫為 10 ℃和排氣壓力為 9 MPa 時系統(tǒng)達(dá)到的最大COP，即兩級氣冷器放出的熱量全部被有效利用時的 COP。這是因?yàn)?，?dāng)新風(fēng)比較低、新風(fēng)溫較高時，空氣預(yù)熱負(fù)荷及加熱負(fù)荷都較低，按用戶側(cè)換熱器空氣進(jìn)口與制冷劑出口換熱溫差至少為 16 ℃的溫差計算出的制冷劑流量可以滿足預(yù)熱及加熱的負(fù)荷要求，且會有一定量的熱量富余經(jīng)共用氣冷器被地下水帶走，沒有被利用。因此在一定范圍內(nèi)，隨著新風(fēng)比的增大和新風(fēng)溫度的降低，負(fù)荷逐漸增大，被有效利用的熱量增大，所以系統(tǒng)COP 隨著隨新風(fēng)溫度降低和新風(fēng)比的增大會先經(jīng)歷一個上升階段。隨著新風(fēng)比繼續(xù)增大，新風(fēng)溫度繼續(xù)降低，按照上述溫差計算的制冷劑流量無法滿足同時滿足空氣預(yù)熱和加熱的要求。為了保證共用氣冷器出口溫度與地下水溫，以及空氣與用戶側(cè)換熱器之間基本的換熱溫差，只能通過逐漸增加制冷劑流量滿足負(fù)荷需求，此時共用氣冷器、用戶側(cè)換熱器所放熱量全部被有效利用，系統(tǒng) COP 不再和新風(fēng)比、新風(fēng)溫度有關(guān)，只與壓縮機(jī)吸，排氣口比焓以及共用氣冷器出口比焓有關(guān)。

圖7 COP 隨新風(fēng)比和新風(fēng)溫度的變化

4 結(jié)論

1）提出了一種新型 CO2噴射器地下水源熱泵，其能夠在夏季驅(qū)動一次回風(fēng)再熱處理過程，冬季驅(qū)動新風(fēng)預(yù)熱一次回風(fēng)空氣處理機(jī)組滿足夏季空調(diào)制冷和冬季采暖需求。該機(jī)組采用噴射器降低跨臨界CO2循環(huán)的節(jié)流損失，通過共用氣冷器在夏季回收氣體冷卻器部分冷卻熱，在冬季由地下水進(jìn)行二次冷卻或新風(fēng)預(yù)熱，從而提高系統(tǒng)性能。以地下水作為低位熱源，性能較高，較穩(wěn)定，相對于空氣源熱泵，沒有了結(jié)霜的困擾，受環(huán)境溫度的影更小。

2）對系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)值模擬、性能分析的結(jié)果表明新風(fēng)比的增大和新風(fēng)溫度的降低能夠提高系統(tǒng)性能，系統(tǒng)性能最大能達(dá)到一定地下水溫和壓縮機(jī)壓力下的最大COP。地下水溫越高性能越好，系存在最優(yōu)排氣壓力。新風(fēng)預(yù)熱有利于提高系統(tǒng)COP。