丁夏杰，陶樂仁，任 凱

（上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，上海 200093）

0 引言

LORENTZEN曾大力推廣自然工質(zhì)，認(rèn)為CO2非常具有潛力，并提出跨臨界CO2循環(huán)［1-2］，而由于跨臨界CO2循環(huán)具有排氣溫度高、溫度滑移大的特點［3-4］，已經(jīng)被廣泛用于空氣源熱泵系統(tǒng)中，并一直受到研究者的廣泛關(guān)注。但因為全年運(yùn)行環(huán)境溫度變化范圍較大，跨臨界CO2空氣源熱泵熱水系統(tǒng)難以兼顧低溫、中溫、高溫環(huán)境下的熱力性能［5］，因此研究者們?yōu)榱藘?yōu)化跨臨界CO2空氣源熱泵的系統(tǒng)性能，對系統(tǒng)部件做了大量研究。

趙玲華等［6］研究了回?zé)崞鞯幕責(zé)崧蕦缗R界CO2熱泵系統(tǒng)性能的影響，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)針對最大制熱量、最高出水溫度和最大COPh對應(yīng)有不同的最優(yōu)回?zé)崧剩凰侮琵埖龋?］通過實驗研究了影響空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)最優(yōu)排氣壓力的因素，發(fā)現(xiàn)最優(yōu)排氣壓力主要受環(huán)境溫度、冷卻水出水溫度的影響，并通過擬合的方式得到了以環(huán)境溫度和出水溫度為自變量的預(yù)測最優(yōu)排氣壓力的實驗關(guān)聯(lián)式；杜詩民等［8-9］研究了在其他條件不變的情況下，僅改變冷卻水流量并研究其變化對于熱泵系統(tǒng)性能的影響及變化規(guī)律；劉業(yè)鳳等［10］研究了節(jié)流閥開度和氣冷器水流量變化對于CO2熱泵系統(tǒng)性能的影響，指出節(jié)流閥開度過小會提高高壓壓力，增加系統(tǒng)能耗，但對于出水溫度的提高并不明顯，而只有氣冷器中水流量適中時，系統(tǒng)才能在COP較高的情況下保持較高的出水溫度；MASAJI［11］為實現(xiàn)提高制熱量和減小排氣壓力的目的，構(gòu)建出變頻壓縮機(jī)；NEKSA［12］指出帶有變頻器的熱泵空調(diào)可以根據(jù)環(huán)境改變壓縮機(jī)頻率，節(jié)省電耗及滿足全年運(yùn)行的要求。

雖然國內(nèi)外研究者們圍繞跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)性能及系統(tǒng)優(yōu)化做了大量的研究，但是大多數(shù)均是關(guān)注于系統(tǒng)的單一部件或外部參數(shù)對于系統(tǒng)性能的影響及優(yōu)化，在實際運(yùn)行過程中，通常需要結(jié)合多個控制部件進(jìn)行聯(lián)合調(diào)控，而針對如何進(jìn)行聯(lián)合調(diào)控的相關(guān)研究相對較少。因此本文基于一套跨臨界CO2空氣源熱泵裝置提出一種聯(lián)合調(diào)控的方法，首先研究僅調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度和壓縮機(jī)頻率對于熱泵系統(tǒng)性能的影響，之后再針對壓縮機(jī)頻率、電子膨脹閥開度和冷卻水流量進(jìn)行聯(lián)合調(diào)控，并研究這種聯(lián)合調(diào)控方法對于系統(tǒng)性能的優(yōu)化程度。

1 試驗研究

1.1 試驗設(shè)備

圖1示出了CO2熱泵系統(tǒng)，主要包括制冷循環(huán)和冷卻水循環(huán)兩部分。本裝置內(nèi)壓縮機(jī)采用大連三洋CO2雙轉(zhuǎn)子變頻壓縮機(jī)，頻率范圍為37～100 Hz，額定排氣容積為 3.5 cm3；蒸發(fā)器采用翅片管式換熱器，實際換熱表面積為17.8 m2，蒸發(fā)器自帶一臺軸流風(fēng)扇，額定轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，設(shè)計氣體流速為2.5 m/s；回?zé)崞鳛樘坠苁綋Q熱器，氣冷器為螺旋槽管式氣冷器，總管長10.52 m，外管管徑22.2 mm×1.7 mm，內(nèi)管徑14 mm×1 mm，冷水流走內(nèi)管流動，制冷劑走外管流動，為逆流布置，換熱面積為0.72 m2。節(jié)流裝置選用日本鷺宮UKV-J14型超高壓電子膨脹閥，通過步進(jìn)電機(jī)控制器驅(qū)動，以改變膨脹閥開度。

圖1 CO2熱泵系統(tǒng)Fig.1 CO2 heat pump system

水循環(huán)側(cè)入口裝有電加熱器，可在水溫較低時提供必要的熱補(bǔ)償；外接一臺小型冷水機(jī)組，可在水溫較高時提供必要的冷量。另配有一臺增壓水泵，水流量為1～10 L/min可調(diào)。水泵出口處配有渦輪流量計，可測量水側(cè)流量mw，精度為0.5級。冷水經(jīng)氣冷器加熱后可通入保溫水箱進(jìn)行循環(huán)加熱，或直接排出。試驗過程中使用一次加熱模式進(jìn)行研究。

本裝置選用德國S7-300可編程控制器對試驗系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行控制和數(shù)據(jù)采集，信號模塊將采集到的信號轉(zhuǎn)換將數(shù)據(jù)傳輸至PC端，最后通過力控組態(tài)程序?qū)ο到y(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行實時監(jiān)控。圖1中T，P，m分別示出溫度、壓力和制冷劑質(zhì)量流量測量點。溫度采用內(nèi)置式鉑電阻進(jìn)行測量，測量偏差為 ±0.15 ℃ +0.002│t│（t為測量溫度，℃）。壓力采用高溫耐壓壓力變送器進(jìn)行測量，精度為0.5級。制冷劑質(zhì)量流量mr采用科氏力質(zhì)量流量計進(jìn)行測量，精度為±0.1%。壓縮機(jī)配有一臺功率表，以方便讀取壓縮機(jī)的功耗變化。

1.2 熱力計算公式

試驗中可以通過傳感器直接測得回路中相關(guān)部件進(jìn)出口溫度、壓力和流量，而本文中涉及的其他參數(shù)可以通過下列計算公式計算得出。

式中 Δh ——氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)的焓差，kJ/kg；

hc，i——氣冷器進(jìn)口工質(zhì)的焓值，kJ/kg；

hc，o——氣冷器出口工質(zhì)的焓值，kJ/kg。

式中 Q ——系統(tǒng)制熱量，W；

m ——制冷劑質(zhì)量流量，g/s。

式中 W ——壓縮機(jī)的耗功，W。

式中 TS——蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度，K；

Te，o——蒸發(fā)器溫度出口溫度，K；

Te，sat—— 制冷劑處于蒸發(fā)器出口壓力下的飽和溫度，K。

由于蒸發(fā)器到壓縮機(jī)的管路壓降、溫降均非常小，因此，本文視壓縮機(jī)吸氣溫度等于蒸發(fā)器出口溫度、壓縮機(jī)進(jìn)口壓力等于蒸發(fā)器出口壓力。

式中 mw——冷卻水質(zhì)量流量，kg/s；

cp—— 水的比熱容，J/（kg·℃），試驗過程中水的溫度變化相對較小，取cp=4 200 J/（kg·℃）；

tco——冷卻水出水溫度，℃；

tci——冷卻水進(jìn)水溫度，℃。

1.3 試驗方法

本試驗進(jìn)行過程中，環(huán)境溫度、冷卻水進(jìn)水溫度分別保持為20，15 ℃。

（1）工況1。

首先將壓縮機(jī)頻率設(shè)置為65 Hz運(yùn)行實驗設(shè)備，調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度控制蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度保持在0 K穩(wěn)定運(yùn)行60 min，同時通過力控程序?qū)崟r監(jiān)控設(shè)備各參數(shù)變化，之后使蒸發(fā)器出口過熱度從0 K逐漸增大到13 K，為保證所測得的試驗數(shù)據(jù)可靠，每次調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度后，試驗設(shè)備均穩(wěn)定運(yùn)行至少40 min，記錄在系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行后10 min內(nèi)的參數(shù)數(shù)值，最終參數(shù)取這10 min的平均值。

分別改變壓縮機(jī)頻率為 70，75，80 Hz，重復(fù)上述操作，并且記錄每個頻率下最大系統(tǒng)制熱量所對應(yīng)的電子膨脹閥開度。此階段保持冷卻水水流量為1 L/min。

（2）工況2。

將壓縮機(jī)頻率重新設(shè)置為65 Hz，并將電子膨脹閥開度設(shè)置為此前記錄的最大系統(tǒng)制熱量對應(yīng)的開度，使試驗裝置穩(wěn)定運(yùn)行60 min，并實時監(jiān)控各參數(shù)變化。隨后將冷卻水流量從0.6 L/min增大到1.8 L/min，每次增大0.2 L/min，保證每次調(diào)節(jié)流水量均使試驗設(shè)備穩(wěn)定運(yùn)行至少40 min，記錄系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行后10 min內(nèi)的參數(shù)數(shù)值，最終參數(shù)取這10 min的平均值。

分別改變壓縮機(jī)頻率為70，75，80 Hz，重復(fù)上述操作，此階段電子膨脹閥開度保持不變。

2 試驗結(jié)果分析

2.1 不同頻率下蒸發(fā)器出口過熱度與膨脹閥開度的關(guān)系

圖2示出不同壓縮機(jī)頻率下電子膨脹閥開度與蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度的關(guān)系?？梢园l(fā)現(xiàn)蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度與電子膨脹閥開度呈負(fù)相關(guān)，并且壓縮機(jī)頻率不同，電子膨脹閥開度變化不同。當(dāng)壓縮機(jī)頻率為80 Hz時，膨脹閥開度變化幅度最大，從37.5%～32.5%，變化幅度為5%；而壓縮機(jī)頻率為65 Hz時，膨脹閥開度變化幅度最小，從32.5%～30.4%，變化幅度為2.1%。當(dāng)壓縮機(jī)頻率一定時，電子膨脹閥開度的減小，將導(dǎo)致蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑減少，蒸發(fā)壓力下降，制冷劑工質(zhì)飽和溫度下降，過熱度增大。當(dāng)壓縮機(jī)頻率增大，轉(zhuǎn)數(shù)增加，單位時間內(nèi)壓縮機(jī)可以吸入更多的制冷劑，導(dǎo)致壓縮機(jī)吸氣口和蒸發(fā)器出口壓力下降，制冷劑工質(zhì)飽和溫度下降，過熱度同樣增大。并且當(dāng)壓縮機(jī)頻率較小為65 Hz時，其閥開度變化幅度只有2.1%，也意味著此時通過閥開度調(diào)節(jié)非常容易使蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度過小，甚至為0，這將導(dǎo)致蒸發(fā)器出口過熱度振蕩，甚至誘發(fā)制冷系統(tǒng)循環(huán)周期振蕩［13］，這對于熱泵的穩(wěn)定運(yùn)行十分不利；同時過熱度過小，會使得壓縮機(jī)吸入兩相態(tài)的制冷劑，導(dǎo)致壓縮機(jī)進(jìn)行濕壓縮，這會大大降低壓縮機(jī)的效率［14］，僅依靠調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度和壓縮機(jī)頻率無法使系統(tǒng)性能達(dá)到最佳。

圖2 不同頻率下膨脹閥開度與過熱度的關(guān)系Fig.2 Relationship between expansion valve opening and superheat at different frequencies

2.2 不同頻率下蒸發(fā)器出口過熱度對系統(tǒng)制熱量的影響

圖3示出不同壓縮機(jī)頻率下，系統(tǒng)制熱量與蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度的關(guān)系。壓縮機(jī)頻率一定時，隨著過熱度的增大，系統(tǒng)制熱量先增大后減小，存在一個最大值，這個現(xiàn)象可以通過圖4，5來解釋。圖4，5分別示出不同頻率下工質(zhì)質(zhì)量流量和氣冷器進(jìn)出口單位工質(zhì)的焓差。由式（2）可知，系統(tǒng)制熱量由系統(tǒng)內(nèi)的制冷劑質(zhì)量流量和氣冷器進(jìn)出口焓差共同決定。由于本次試驗通過控制電子膨脹閥開度達(dá)到控制蒸發(fā)器出口的工質(zhì)過熱度的目的，過熱度隨電子膨脹閥開度的減小而增大。圖4中，壓縮機(jī)頻率一定時，工質(zhì)質(zhì)量流量隨著過熱度的增大（電子膨脹閥開度減?。┒鴾p小，圖5中，壓縮機(jī)頻率一定時，氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)的焓差隨著過熱度的增大而增大，但可以看出過熱度0～10 K時，工質(zhì)的質(zhì)量流量減小較為緩慢，而此時氣冷器進(jìn)出口的焓值增長較快，因此系統(tǒng)制熱量先增大；而當(dāng)過熱度大于10 K后，工質(zhì)的質(zhì)量流量快速下降，而氣冷器進(jìn)出口的焓值增長速度開始放緩，因此系統(tǒng)制熱量開始下降。

圖3 不同頻率下制熱量與過熱度的關(guān)系Fig.3 Relationship between heating capacity and superheat at different frequencies

圖4 不同頻率下質(zhì)量流量與過熱度的關(guān)系Fig.4 Relationship between mass flow and superheat at different frequencies

圖5 不同頻率下氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)焓差與過熱度的關(guān)系Fig.5 Relationship between enthalpy difference of inlet and outlet of air cooler and superheat at different frequencies

同時由圖3還可以發(fā)現(xiàn)，過熱度一定時，系統(tǒng)制熱量隨著壓縮機(jī)頻率的增大而增大。這是因為隨著壓縮機(jī)頻率的增大，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增大，相同時間能夠排出更多的制冷劑工質(zhì)，氣冷器中參與換熱的制冷劑工質(zhì)也就增多，同時由圖5可以看出，氣冷器進(jìn)出口的焓差同樣隨著壓縮機(jī)頻率的增大而增大，因此系統(tǒng)制熱量隨壓縮機(jī)頻率增大而增大。

圖4中制冷劑工質(zhì)的質(zhì)量流量隨著過熱度增大（電子膨脹閥開度減?。┎粩鄿p小，并且在過熱度達(dá)到10 K后，開始加速下降。這是因為質(zhì)量流量與電子膨脹閥開度并非呈線性關(guān)系，隨著電子膨脹閥開度的減小，節(jié)流閥流通面積變化對于制冷劑工質(zhì)質(zhì)量流量的影響越來越大，因此才會出現(xiàn)圖4中制冷劑質(zhì)量流量加速下降的情況。

圖5中，壓縮機(jī)頻率一定時，氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)的焓差隨過熱度增大而增大。這是CO2獨特的等溫線造成的，當(dāng)CO2的壓力超過臨界壓力后，其焓值對于壓力的變化十分敏感，壓力微小的增大會使得焓值快速的增大［15］，過熱度的增大，意味著電子膨脹閥開度的減小，而排氣壓力隨著閥開度的減小而增大，從而導(dǎo)致氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)的焓差增大。同時由圖5還可以發(fā)現(xiàn)，過熱度一定時，氣冷器進(jìn)出口工質(zhì)的焓差隨壓縮機(jī)頻率的增大而增大，這是因為過熱度一定（閥開度不改變）的情況下，排氣壓力隨壓縮機(jī)頻率的增大而增大，因此焓差增大。

2.3 不同頻率下蒸發(fā)器出口過熱度與制熱系數(shù)COP的關(guān)系

圖6示出不同頻率下制熱系數(shù)COP與蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度的關(guān)系?？梢钥闯鰤嚎s機(jī)頻率一定時，制熱系數(shù)COP隨過熱度增大而不斷減小，尤其在10 K后，COP快速下降；而過熱度不變時，系統(tǒng)COP隨壓縮機(jī)頻率的增大而減小。COP為制熱量與功耗的比值，從圖7可知頻率一定時，壓縮機(jī)功耗隨過熱度增大而不斷增大，而且增大地越來越快，而圖3中系統(tǒng)制熱量隨過熱度增大而先增大后減小，而且相比于壓縮機(jī)功耗的增長率，系統(tǒng)制熱量增大的較為緩慢，使得COP在0～10 K一直下降；系統(tǒng)制熱量在10 K達(dá)到最大值后開始下降，壓縮機(jī)功耗卻依舊增大，從而導(dǎo)致COP開始加速下降。

圖6 不同頻率下COP與過熱度的關(guān)系Fig.6 Relationship between COP and superheat at different frequencies

圖7 不同頻率下壓縮機(jī)功率與過熱度的關(guān)系Fig.7 Relationship between compressor power and superheat at different frequencies

而從圖6還可以看出，在不改變其他條件的情況下，制熱系數(shù)COP與壓縮機(jī)頻率成反比，也就是說COP隨壓縮機(jī)頻率增大而減小。這是因為COP是系統(tǒng)制熱量與功耗的比值，功耗的增大對于比值的影響要大于制熱量的增大。

2.4 冷卻水流量對于系統(tǒng)性能的影響

按照工況2進(jìn)行試驗，圖8，9示出了冷卻水流量與系統(tǒng)制熱量、壓縮機(jī)功耗的關(guān)系。圖中垂直虛線為按照工況1（定冷卻水流量為1 L/min），不同壓縮機(jī)頻率所能達(dá)到的最大系統(tǒng)制熱量，以及此工況下其他系統(tǒng)參數(shù)。從圖8可以發(fā)現(xiàn)，每個壓縮機(jī)頻率下，在一定范圍內(nèi)系統(tǒng)制熱量隨水流量呈正相關(guān)，當(dāng)水流量增大到一定數(shù)值后，系統(tǒng)制熱量逐漸趨于穩(wěn)定；同時還可以發(fā)現(xiàn)，頻率越大，需要更大的冷卻水流量才可以使系統(tǒng)制熱量變化趨于穩(wěn)定。這個現(xiàn)象是因為冷卻水水量的變化會影響到氣冷器內(nèi)水側(cè)的換熱，水流量增大會強(qiáng)化水側(cè)的換熱，而水流量減小變會削弱水側(cè)的換熱。但水流量對于換熱的強(qiáng)化是有限的，所以導(dǎo)致水流量增大到一定值時，系統(tǒng)制熱量變化趨于穩(wěn)定。這個現(xiàn)象還可以用氣冷器出口工質(zhì)的焓值變化來解釋，當(dāng)水流量增大，氣冷器出口工質(zhì)的溫度隨之下降，其焓值也下降，而進(jìn)口焓值主要受壓縮機(jī)排氣的影響因此變化不大，從而使得氣冷器進(jìn)出口單位制冷劑工質(zhì)的焓差增大，而制冷劑流量不變，因此系統(tǒng)制熱量增大。而由于冷卻水進(jìn)口水溫和換熱溫差的限制，導(dǎo)致氣冷器出口工質(zhì)溫度下降到一定值后便不再下降，因此焓差趨于穩(wěn)定，系統(tǒng)換熱量因此趨于穩(wěn)定。

圖8 不同壓縮機(jī)頻率下水流量與制熱量的關(guān)系Fig.8 Relationship between water flow and heating capacity at different compressor frequencies

同時從圖8中還可以發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)頻率越大，則需要更大的水流量使得系統(tǒng)制熱量趨于穩(wěn)定。這是因為隨著壓縮機(jī)頻率增大，更多的制冷劑工質(zhì)在氣冷器內(nèi)參與換熱，質(zhì)量流量增大，而由于冷卻水進(jìn)水溫度不變，氣冷器出口工質(zhì)所能達(dá)到的最低溫度不變，工質(zhì)出口焓值不變，換熱量增大，因此需要更大的冷卻水流量。從圖9中可以發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)頻率一定時，冷卻水流量的改變對于壓縮機(jī)的耗功幾乎沒有影響。

圖9 不同壓縮機(jī)頻率下水流量與壓縮機(jī)功耗的關(guān)系Fig.9 Relationship between water flow and power consumption of compressor system at different compressor frequencies

圖10示出不同壓縮機(jī)頻率下水流量與制熱系數(shù)COP的關(guān)系?？梢钥闯?，壓縮機(jī)頻率一定時，COP的變化規(guī)律與系統(tǒng)制熱量一致。這是因為壓縮機(jī)功耗幾乎不隨冷卻水流量變化而變化。還可以發(fā)現(xiàn)，水流量一定時，COP隨壓縮機(jī)頻率的增大而減小，80 Hz對應(yīng)的COP最小，65 Hz對應(yīng)的COP最大。這是會因為壓縮機(jī)頻率增大時，功耗增大的幅度大于系統(tǒng)制熱量，因此頻率越小，COP越大。

圖10 不同水流量與COP的關(guān)系Fig.10 Relationship between water flow and COP at different compressor frequencies

圖11示出不同壓縮機(jī)頻率下壓縮機(jī)排氣壓力與冷卻水流量的關(guān)系。可以看出冷卻水流量的改變對于排氣壓力也有一定的優(yōu)化效果，排氣壓力隨冷卻水流量的增大而減小。當(dāng)冷卻水水流量增大時，冷卻水的平均水溫下降，換熱溫差變大，氣冷器內(nèi)工質(zhì)平均溫度減小，氣冷器進(jìn)口溫度下降，導(dǎo)致氣冷器進(jìn)口壓力下降，即排氣壓力下降。

圖11 不同水流量與排氣壓力的關(guān)系Fig.11 Relationship between water flow and the exhaust pressure at different compressor frequencies

圖12示出氣冷器出口水溫與冷卻水流量的關(guān)系。可以發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)頻率一定時，冷卻水出水溫度（冷卻水進(jìn)出口溫差）隨冷卻水流量增大而不斷減小。由式（5）結(jié)合本次試驗工況可知，本次實驗冷卻水出水溫度由制熱量和冷卻水質(zhì)量流量所決定。而從圖8可以看出，冷卻水流量和制熱量其實是呈現(xiàn)正相關(guān)，但是根據(jù)基礎(chǔ)的數(shù)學(xué)知識可以知道水流量在式（5）中作為系數(shù)，其變化對于冷卻水進(jìn)出口溫差的影響占據(jù)主導(dǎo)，因此冷卻水出水溫度與冷卻水流量呈現(xiàn)負(fù)相關(guān)。同時需要注意的是，由于本次實驗側(cè)重于研究冷卻水流量、壓縮機(jī)頻率與膨脹閥開度三者對于系統(tǒng)性能的影響，因此并未設(shè)置氣冷器出水為定值，但結(jié)合圖8，10，12可以看出，適當(dāng)?shù)奶岣呃鋮s水溫度，在系統(tǒng)制熱量及COP提高的同時，依舊能保證氣冷器出水溫度達(dá)到55℃（圖12中水平虛線），即GB/T 25127-2020低環(huán)境溫度空氣源熱泵（冷水）機(jī)組第一部分：工業(yè)或商業(yè)用及類似用途的熱泵（冷水）機(jī)組中所要求熱泵需要滿足的生活用水的出水溫度。

圖12 不同水流量與氣冷器出水溫度的關(guān)系Fig.12 Relationship between water flow and the leaving water temperature at different compressor frequencies

可見，工況1中僅通過調(diào)節(jié)電子膨脹閥或者壓縮機(jī)頻率來調(diào)節(jié)系統(tǒng)性能是不合理的，工況2在工況1的基礎(chǔ)上通過調(diào)節(jié)冷卻水的流量可以進(jìn)一步優(yōu)化熱泵系統(tǒng)的性能，4個壓縮機(jī)頻率中，壓縮機(jī)頻率為75 Hz時，系統(tǒng)制熱量和COP增大幅度最大，相對變化率分別為28.1%和15.3%；而壓縮機(jī)頻率為65 Hz時，系統(tǒng)制熱量和COP增加幅度最小，相對變化率分別為18.6%和10.7%，說明冷卻水流量的調(diào)節(jié)對高頻率工況性能影響更大，同時也說明這種調(diào)控方式對于熱泵系統(tǒng)有較好的優(yōu)化效果。

在實際運(yùn)行中，應(yīng)該對壓縮機(jī)頻率、電子膨脹閥和冷卻水流量三者進(jìn)行合理的聯(lián)合調(diào)控，來到達(dá)優(yōu)化跨臨界CO2熱泵性能的目的，而如何更加精確地對三者進(jìn)行聯(lián)合調(diào)控，也是跨臨界CO2熱泵日后需要進(jìn)一步研究的方向。

3 結(jié)論

（1）過熱度對于電子膨脹閥的敏感程度與壓縮機(jī)頻率有關(guān)，過熱度從0～13 K，80 Hz時膨脹閥開度調(diào)節(jié)范圍為5%，而65 Hz時僅為2.1%，即頻率越小，過熱度對于膨脹閥開度的變化越敏感，越容易導(dǎo)致過熱度超調(diào)現(xiàn)象，不利于系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行。

（2）壓縮機(jī)頻率一定時，制熱量隨過熱度的增大而先增大后減小，存在一個最大值，80 Hz時最大制熱量為3 327.3 W，而制熱系數(shù)COP一直減小；而頻率一定時，制熱量隨頻率增大而增大，制熱系數(shù)COP隨頻率增大而減小，65 Hz時，COP最大為4.29。

（3）壓縮機(jī)頻率和電子膨脹閥開度一定時，制熱量和制熱系數(shù)COP隨冷卻水流量的變化呈現(xiàn)相似的規(guī)律，數(shù)值均先增大后趨于穩(wěn)定；而冷卻水流量的大小對于壓縮機(jī)功耗幾乎沒有影響。

（4）通過對頻率、閥開度和冷卻水流量3個參數(shù)的聯(lián)合調(diào)控可以進(jìn)一步使排氣壓力有所下降，同時提高制熱量和COP；制熱量和COP最大提升在75 Hz時發(fā)生，分別為28.1%和15.3%。