摘 要：為提高CO2空氣源熱泵熱水器的性能，搭建該系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)裝置，測(cè)試?yán)鋮s水流量、高壓壓力和壓縮機(jī)頻率等參數(shù)的影響。進(jìn)而建立帶噴射器的跨臨界CO2準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)（TCIEJ）的仿真模型，對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行模擬計(jì)算。結(jié)果表明：當(dāng)冷卻水流量從70 kg/h增大到122.5 kg/h時(shí)，COP提升30%，而冷卻水出口溫度降低15.4%。隨著高壓壓力的增大，COP存在最大值，氣體冷卻器出口溫度和冷卻水出口溫度均升高。當(dāng)壓縮機(jī)頻率從110 Hz增大到180 Hz時(shí)，排氣壓力升高22.3%，但系統(tǒng)COP下降44.6%。TCIEJ系統(tǒng)高壓壓力從8.0 MPa增大到10.4 MPa時(shí)，冷卻水出口溫度平均升高17.66 ℃。環(huán)境溫度為0 ℃、高壓壓力達(dá)10.4 MPa時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度僅為85.77 ℃，說(shuō)明此系統(tǒng)有利于改善壓縮過(guò)程。當(dāng)冷卻水流量從60 L/h增大到100 L/h時(shí)，冷卻水出口溫度平均降低6.8 ℃。

關(guān)鍵詞：CO2；空氣源熱泵；準(zhǔn)二級(jí)；噴射器；系統(tǒng)性能

中圖分類號(hào)：TB65 " " " " " " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引 言

隨著“雙碳”目標(biāo)的提出，節(jié)能減排成為中國(guó)發(fā)展過(guò)程中不可忽略的問(wèn)題?？諝庠礋岜米鳛橐环N供熱設(shè)備，具有節(jié)能環(huán)保等優(yōu)勢(shì)［1］。熱泵工質(zhì)的選擇也會(huì)對(duì)碳排放產(chǎn)生影響，自然工質(zhì)CO2憑借其零臭氧消耗潛能（ozone depletion potential，ODP）和低全球變暖潛能（global warming potential， GWP）的優(yōu)良特性得到越來(lái)越多的重視［2］。CO2跨臨界熱泵循環(huán)的放熱過(guò)程處于超臨界區(qū)，CO2的溫降與熱水的溫升曲線具有很好的匹配關(guān)系［3］。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)跨臨界CO2熱泵的性能進(jìn)行了研究。陳子丹等［4］分析了CO2空氣源熱泵系統(tǒng)在不同環(huán)境溫度下最佳性能系數(shù)（coefficient of performance， COP）對(duì)應(yīng)的壓縮機(jī)頻率；張志剛等［5］研究了室外空氣溫度、水箱溫度不同時(shí)CO2空氣源熱泵機(jī)組性能變化；文獻(xiàn)［6-7］發(fā)現(xiàn)跨臨界CO2空氣源熱泵系統(tǒng)中存在最優(yōu)的電子膨脹閥開度和排氣壓力；劉秀芳等［8］發(fā)現(xiàn)吸氣壓力、氣冷器出口溫度和工質(zhì)質(zhì)量流量對(duì)最優(yōu)排氣壓力產(chǎn)生重要影響；楊俊蘭等［9］和楊凌曉［10］研究了排氣壓力等參數(shù)變化對(duì)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)性能的影響。應(yīng)用準(zhǔn)二級(jí)循環(huán)進(jìn)行補(bǔ)氣增焓是一種非常有效的技術(shù)，受到人們的廣泛研究［11］。文獻(xiàn)［12］的研究表明，在R410A熱泵循環(huán)中添加補(bǔ)氣后，系統(tǒng)COP提高20%；許樹學(xué)等［13-14］的研究表明，在低溫條件下運(yùn)行時(shí)，將噴射器與帶補(bǔ)氣口的噴氣增焓EVI渦旋壓縮機(jī)配合使用，熱泵的性能可進(jìn)一步提高。

本文首先搭建跨臨界CO2空氣源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)，分析冷卻水流量、高壓壓力和壓縮機(jī)頻率等參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響。并建立帶噴射器的跨臨界CO2準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)（transcritical CO2 quasi-two-stage compression heat pump system with ejector，TCIEJ）的仿真模型，對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行模擬分析。以期為進(jìn)一步提高CO2空氣源熱泵熱水器的性能提供一定的理論指導(dǎo)。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及數(shù)據(jù)處理

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

圖1a為跨臨界CO2空氣源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)的外觀圖。該系統(tǒng)包括CO2熱泵系統(tǒng)、水循環(huán)系統(tǒng)、控制系統(tǒng)和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)4部分。此熱泵熱水器的優(yōu)勢(shì)在于采用了獨(dú)特的CO2雙轉(zhuǎn)子雙級(jí)壓縮機(jī)，相比于普通壓縮機(jī)，可降低壓縮機(jī)的排氣壓力和排氣溫度，提升系統(tǒng)性能。圖1b為系統(tǒng)流程，其中T、P、M分別為溫度、壓力和質(zhì)量流量測(cè)點(diǎn)。

跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)主要包括CO2壓縮機(jī)、氣體冷卻器、蒸發(fā)器、電子膨脹閥、質(zhì)量流量計(jì)、CO2油分離器和冷風(fēng)機(jī)等部件，主要部件技術(shù)參數(shù)如表1所示。

1.2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

壓縮機(jī)耗功[W]為：

[W=mc×（h2-h1）] （1）

式中：[W]——壓縮機(jī)耗功，kW；[mc]——CO2的質(zhì)量流量，kg/s；[h1]——壓縮機(jī)進(jìn)口CO2焓值，kJ/kg；[h2]——壓縮機(jī)出口CO2焓值，kJ/kg。

制熱量[Qh]為：

[Qh=mc×（h4-h3）] （2）

式中：[Qh]——制熱量，kJ/s；[h3]——?dú)怏w冷卻器進(jìn)口CO2焓值，kJ/kg；[h4]——?dú)怏w冷卻器出口CO2焓值，kJ/kg。

性能系數(shù)[δCOP]為：

[δCOP=Qh/W] （3）

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 冷卻水流量的影響

當(dāng)環(huán)境溫度為17 ℃、壓縮機(jī)頻率為140 Hz時(shí)，冷卻水流量對(duì)系統(tǒng)性能的影響如圖2所示。當(dāng)冷卻水流量從70 kg/h增大到122.5 kg/h時(shí)COP提高30%，CO2出口溫度下降幅度為14.0%，而冷卻水出口溫度從73.4 ℃降低到58 ℃，降低15.4 ℃。由于水流量的增大，氣體冷卻器的換熱量增大，而CO2側(cè)的質(zhì)量流量未發(fā)生變化，導(dǎo)致CO2的出口溫度逐漸降低。冷卻水出口溫度降低的原因是由于制熱量的增加量較小而水流量增加量較大。由此可見，在滿足熱水需求的溫度范圍內(nèi)可提高冷卻水流量以改善系統(tǒng)性能。

2.2 高壓壓力的影響

圖3為環(huán)境溫度為17 ℃、冷卻水流量為84 kg/h時(shí)各參數(shù)隨高壓壓力的變化規(guī)律。從圖3可看出，隨著高壓壓力的增大，COP先上升后下降，存在最優(yōu)高壓壓力約為8.3 MPa，使COP最大約為5.36。氣體冷卻器CO2出口溫度從29.8 ℃升高到41.6 ℃，冷卻水出口溫度從43.5 ℃升高到67.0 ℃。這主要是由于壓縮機(jī)的排氣溫度升高，制熱量也隨之升高。實(shí)際應(yīng)用中，在保證熱水出口溫度條件下，降低壓縮機(jī)排氣壓力，可使系統(tǒng)安全高效運(yùn)行。

2.3 壓縮機(jī)頻率的影響

圖4為環(huán)境溫度為17 ℃、冷卻水流量為104 kg/h時(shí)壓縮機(jī)頻率的影響。從圖4可看出，隨著壓縮機(jī)頻率的增大，高壓壓力快速升高，當(dāng)壓縮機(jī)頻率從110 Hz增大到180 Hz時(shí)高壓壓力升高了22.3%，系統(tǒng)COP從5.6降低到3.1，降低44.6%。這是因?yàn)閴嚎s機(jī)的頻率增大，導(dǎo)致壓縮機(jī)的耗功快速增大，雖然制熱量也隨之升高，但壓縮機(jī)耗功的增量更大，因而系統(tǒng)性能下降。由此可見，壓縮機(jī)頻率對(duì)系統(tǒng)性能的影響較大。

3 TCIEJ系統(tǒng)仿真模型建立

3.1 系統(tǒng)介紹

為了使熱泵性能更加高效，構(gòu)建帶噴射器的跨臨界CO2準(zhǔn)二級(jí)空氣源熱泵系統(tǒng)（TCIEJ）。熱泵系統(tǒng)中引入噴射器可回收膨脹功，減小節(jié)流損失；而準(zhǔn)二級(jí)壓縮可達(dá)到補(bǔ)氣增焓的效果，兩者的結(jié)合形式可有效提高熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行效率。其流程圖和壓焓圖如圖5所示。

3.2 仿真模型的建立和驗(yàn)證

3.2.1 模型建立

針對(duì)TCIEJ系統(tǒng)建立各部件的仿真模型，如表2所示。在仿真模型建立中，氣體冷卻器和蒸發(fā)器都采用了分布參數(shù)法建模。系統(tǒng)整體的仿真流程如圖6所示。

3.2.2 模型驗(yàn)證

利用仿真值與實(shí)驗(yàn)值的平均相對(duì)誤差來(lái)驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性，計(jì)算式為：

[σmean=1Ni=1NVcal-VexpVexp] （4）

式中：[σmean]——平均偏差；[Vcal]——仿真值；[Vexp]——實(shí)驗(yàn)值。

在不同高壓壓力下對(duì)比實(shí)驗(yàn)和仿真得到的壓縮機(jī)排氣溫度，如圖7所示，其平均相對(duì)誤差為2.6%，壓縮機(jī)模型符合誤差要求范圍。

在不同高壓壓力下對(duì)比實(shí)驗(yàn)和仿真得到的氣體冷卻器CO2出口溫度，如圖8所示，其平均相對(duì)誤差為2.8%，氣體冷卻器模型符合誤差要求范圍。

在不同蒸發(fā)溫度下對(duì)比實(shí)驗(yàn)和仿真得到的蒸發(fā)器CO2出口溫度，如圖9所示，其平均相對(duì)誤差為4.9%，蒸發(fā)器模型符合誤差要求范圍。

4 性能模擬分析

4.1 高壓壓力的影響

圖10為COP隨高壓壓力的變化趨勢(shì)。在不同的環(huán)境溫度下，COP隨高壓壓力的增大先增大后減小，存在最優(yōu)高壓壓力使得COP達(dá)到最大值。環(huán)境溫度越高，最優(yōu)高壓壓力越低，最大COP越大。當(dāng)環(huán)境溫度從0 ℃升高到10 ℃時(shí)，最優(yōu)高壓壓力從9.4 MPa降低到8.6 MPa，降低8.5%，最大COP從3.70增大到5.19，增大40.3%。

圖11為高壓壓力對(duì)壓縮機(jī)排氣溫度與冷卻水出口溫度的影響。從圖11可看出，兩者均隨高壓壓力的增大而升高。在高壓一定時(shí)，環(huán)境溫度越低，壓縮機(jī)的排氣溫度越高。但即使環(huán)境溫度為0 ℃、高壓壓力達(dá)到10.4 MPa時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度僅為85.77 ℃，這說(shuō)明補(bǔ)氣技術(shù)與噴射器的結(jié)合有效降低了壓縮機(jī)的排氣溫度，有利于改善壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程，提高壓縮機(jī)的使用壽命。

當(dāng)冷卻水入口溫度一定時(shí)，冷卻水出口溫度會(huì)隨高壓壓力的增大而升高，且環(huán)境溫度越低，冷卻水的出口溫度越高，這是由于環(huán)境溫度較低時(shí)壓縮機(jī)排氣溫度相對(duì)較高，氣體冷卻器換熱量增加，而冷卻水入口溫度一致，則冷卻水出口溫度較高。當(dāng)高壓壓力從8.0 MPa增大到10.4 MPa時(shí)，冷卻水的出水溫度平均升高17.66 ℃。

4.2 冷卻水流量的影響

圖12為制熱量與COP隨冷卻水流量的變化趨勢(shì)。隨著冷卻水流量的不斷增大，制熱量逐漸增大，而壓縮機(jī)耗功基本不變，系統(tǒng)COP也在遞增。當(dāng)環(huán)境溫度越低時(shí)制熱量越大，但壓縮機(jī)耗功較多，COP卻相對(duì)較低。當(dāng)冷卻水流量從60 L/h增大到100 L/h時(shí)，不同環(huán)境溫度下的制熱量平均提高1.33 kW，提升41.2%，COP平均提高27.2%。

圖13為同一冷卻水入口溫度時(shí)冷卻水流量對(duì)冷卻水出口溫度的影響規(guī)律。由圖13可知，隨著冷卻水流量的增大，冷卻水出口溫度不斷降低。雖然制熱量在隨之升高，但冷卻水的流量增加相對(duì)較大，導(dǎo)致冷卻水的出口溫度降低。在不同環(huán)境溫度下，當(dāng)冷卻水流量從60 L/h增大到100 L/h時(shí)，冷卻水出口溫度平均降低了6.8 ℃，平均降幅為10.90%。在環(huán)境溫度較低時(shí)，其冷卻水出口溫度較高。

5 結(jié) 論

本文對(duì)跨臨界CO2空氣源熱泵熱水器進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并建立TCIEJ系統(tǒng)的仿真模型，對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行了模擬分析。得到如下主要結(jié)論：

1）COP隨冷卻水流量的增大而增大30%，但冷卻水出口溫度降低15.4℃。

2）隨著高壓壓力的增大，制熱量和冷卻水出口溫度均隨之增大，COP呈先上升后下降的趨勢(shì)。最優(yōu)高壓壓力約為8.3 MPa，COP最大約為5.36。氣體冷卻器CO2出口溫度升高11.8 ℃，冷卻水出口溫度則升高23.5℃。實(shí)際應(yīng)用中，在保證熱水出口溫度達(dá)到條件時(shí)，需適當(dāng)降低壓縮機(jī)排氣壓力，以獲得較好的系統(tǒng)性能。

3）TCIEJ系統(tǒng)的環(huán)境溫度從0 ℃升高到10 ℃時(shí)，最優(yōu)高壓壓力降低8.5%，最佳COP增大40.3%；冷卻水流量從60 L/h增大到100 L/h，冷卻水出口溫度平均降幅為10.90%。在不同環(huán)境溫度下需綜合考慮高壓壓力和冷卻水流量范圍，以更好地提升系統(tǒng)性能。

4）環(huán)境溫度為0 ℃、高壓壓力為10.4 MPa時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度僅為85.77 ℃。證明TCIEJ系統(tǒng)采用補(bǔ)氣技術(shù)與噴射器的結(jié)合有效降低了壓縮機(jī)的排氣溫度，有利于提高壓縮機(jī)的使用壽命。

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EXPERIMENTAL AND SIMULATION STUDY ON TRANSCRITICAL

CO2 AIR SOURCE HEAT PUMP WATER HEATER

Yang Junlan，Chen Dandan，Zhang Xin

（School of Energy and Security Engineering， Tianjin Chengjian University， Tianjin 300384， China）

Abstract：In order to improve the performance of CO2 air source heat pump water heater， an experimental device was built， and the effects of cooling water flow， high pressure and compressor frequency were tested. Furthermore， the simulation model of trans-critical CO2 quasi-two-stage compression heat pump with ejector （TCIEJ） was established， and the system performance was simulated. The results show that when the flow rate of cooling water increases from 70 kg/h to 122.5 kg/h， COP increases by 30%， while the outlet temperature of cooling water decreases by 15.4%. With the increase of high pressure， the COP has a maximum value， the outlet temperature of gas cooler and cooling water both increase. When the compressor frequency increases from 110 Hz to 180 Hz， the exhaust pressure increases by 22.3%， but COP decreases by 44.6%. When the high pressure of TCIEJ system increases from 8.0 MPa to 10.4 MPa， the outlet temperature of cooling water increases by 17.66 ℃， even when the ambient temperature is 0 ℃ and the high pressure reaches 10.4 MPa， the exhaust temperature of the compressor is only 85.77 ℃， this system is conducive to improving the compression process. When the flow rate of cooling water increases from 60 L/h to 100 L/h， the outlet temperature of cooling water decreases by 6.8 ℃.

Keywords：CO2； air source heat pump； quasi-two-stage； ejector； system performance