带回热器的高效跨临界CO2水-水热泵的实验研究

姜云涛，马一太，刘和成，张 鹏

(天津大学热能研究所，天津 300072)

随着《蒙特利尔议定书》和《京都议定书》的签署，世界各国开始合力遏制全球变暖和臭氧层变薄的趋势.传统制冷剂中 CFC逐渐被淘汰，对 HCFC和 HFC的使用越来越受到严格的限制.因此，很多国家的科学家开始寻求环保的替代制冷剂.

20世纪90年代，前国际制冷学会主席Lorentzen教授[1]提倡使用自然工质(如氨、CO2、R290等)应对环境危机，并提出采用跨临界CO2循环以及使用膨胀机回收有用功以提高循环效率.经过 10多年的发展，对CO2作为制冷剂的研究已经成为热点.

在日本，2001年市场上出现了“生态小精灵”CO2热泵热水器，以替代燃烧式锅炉热水器，经过几年的发展，系统效率已经得到提高[2].在欧洲，以 CO2作为工质的汽车空调、超市冷柜等产品已经出现.随着热泵系统中压缩机[3-4]、换热器[5]及膨胀节流装置[6-8]的研究，技术不断地进步，CO2热泵系统的效率将逐步提高，CO2作为工质的竞争力也将不断提升.

在国内，越来越多的科研院所加入到CO2制冷技术的研究中.天津大学热能研究所对 CO2作为制冷剂的研究比较早[9]，相继开展了 CO2水-水热泵[10]、膨胀机[11-14]及 CO2空气源热泵[12]等方面的研究.在CO2跨临界循环中，CO2超临界变温放热可以使水达到较高的温度(如 90,℃)，效率还不低.这一优点在热泵热水器中得到很好的体现.为此，笔者开展了使用水-水热泵系统制取中高温热水的实验研究，在新的 CO2水-水热泵系统中采用了新型的高效气体冷却器和蒸发器，并对带回热器时系统的性能与不带回热器时进行比较.

1 CO2水-水热泵系统

1.1 带回热器的跨临界CO2压缩循环

带回热器的跨临界 CO2热泵系统的温熵图如图1所示.

图1 CO2跨临界循环T-S图Fig.1 T-S diagram of the transcritical CO2 cycle

由图1可知循环流程为：蒸气进入压缩机压缩至超临界(状态7-1)，排气在气体冷却器中变温放热(状态 2-3)，放出的热量使水加热，冷却后的工质经回热器进一步冷却(状态3-4)；然后，经节流阀降压至两相状态(状态 4-5,h)，接着，进入蒸发器吸收热量(状态 5,h-8)；最后，蒸气进入压缩机被压缩，依此循环往复.

1.2 水-水热泵实验台

热泵系统以水为冷热源，使用 CO2作为工质，系统示意如图2所示.

压缩机采用意大利 Dorin公司生产的活塞式CO2压缩机，额定输入功率为 4.0,kW.节流阀为自制的调节阀，可根据实验工况进行调节.回热器为套管式，高压工质在内管流动.

青辰死中得活，吓出了一身冷汗，然而未等缓过劲来，便见那岩鹰贴着崖壁直而向上，鹰头一点，铁喙正啄在了他上方的绳索上。鸡卵粗细的登山绳，在它的一啄之力下，竟猝然绷断，他只觉身体一空，直朝崖下坠落。

水系统包括冷冻水系统、冷却水系统和外部平衡用水源系统.通过控制电加热器和外部平衡用水源系统可以使两个水箱的水温控制在0～90,℃.

工质质量流量计采用 Siemens公司生产的传感器和信号转换器.温度测量采用K型热电偶，压力采用压力传感器进行测量.

气体冷却器和蒸发器同为套管式换热器，采取小通道多管路形式，材料为铜管.

图2 CO2水-水热泵实验台示意Fig.2 Schematic diagram of water-water heat pump using CO2 as refrigerant

1.3 实验条件

在跨临界CO2压缩循环中，需要确定的参数比较多.对带回热器的系统，通过调节节流阀使蒸发温度为－10～5,℃，气体冷却器的出水温度为 45,℃，同时，蒸发器的进水温度控制在约 11.5,℃，得到几个典型的实验结果如表1所示.

表1 制热系数和压力比随蒸发温度的变化Tab.1 Changes of COPh and ratios of pressure with differ-Tab. 1 ent evaporation temperatures

从表 1可以看出，对带回热器的循环，在相同的气体冷却器进出水温度下，存在较高的 COPh值，同时，考虑到压缩机的排气温度不应该过高或过低，热泵系统存在较优的蒸发温度.

其他实验条件：气体冷却器进水温度分别为15,℃、20,℃和 25,℃；蒸发温度为－5,℃；气体冷却器出水温度为45～70,℃.

1.4 性能系数及评估公式

式中：Q为获得的冷(热)量，kW；W为压缩机耗功，kW.

制热系数公式为

式中：Qh为制热量，kW；qm为工质的质量流量，kg/s；h2和 h3为气体冷却器进出口工质的焓值(如图 1所示)，kJ/kg.

制冷系数公式为

式中：Qc为制冷量，kW；h8和 h5h为蒸发器进出口工质的焓值(如图1所示)，kJ/kg.相对制热量影响指数为

式中：Q1为带回热器时的制热量，kW；Q2为不带回热器时的制热量，kW.

相对制热系数影响指数为

式中：COPh,1为带回热器时的制热系数；COPh,2为不带回热器时的制热系数.

2 实验结果及分析

在实验中，气体冷却器进水温度(tw,in)分别为15,℃、20,℃和 25,℃，气体冷却器出水温度(tw,out)为45～70,℃.在蒸发温度同为－5,℃时，得到的实验结果如下.

(1)在 3种进水温度下，带回热器时热泵系统的制热系数随出水温度的变化趋势如图3所示.

图3 制热系数随冷却器出水温度的变化情况Fig.3 Variation of COPh with respect to outlet water temperature of the gascooler

从图 3可以看出，制热系数随着冷却器出水温度的升高而降低.同一出水温度下，冷却器进水温度为 15,℃时制热效率最高，20,℃时次之，25,℃时最低.在 3种工况下，获得 65,℃的热水时，热泵循环的制热系数分别为2.8、2.7和2.54.

(2)在冷却器进水温度约为 20,℃时，带回热器与不带回热器对系统的影响如图4所示.

图4 制热和制冷系数随冷却器出水温度的变化情况Fig.4 Variations of COPh and COPc with respect to outlet water temperature of the gascooler

从图 4可以看出，在相同的蒸发温度下，带回热器和不带回热器的循环，制热系数随着气体冷却器出水温度的升高而降低.带回热器的循环的制热系数略高于不带回热器的循环，约高 0.2.当进水温度同为20,℃并获得65,℃的热水时，带回热器的循环制热系数达到 2.7，不带回热器的循环制热系数为2.53.如果在此工况下冷量可以加以利用，带回热器的循环总效率为 4.7，不带回热器的循环总效率为4.3.

(3)相对制热量影响指数(RCI)及相对制热系数影响指数(RCOPI)的变化如图5所示.

从图 5可以看出，相对制热量影响指数为9%～13%，相对制热系数影响指数为 5%～10%.与不带回热器的系统相比较，回热器使热泵系统的制热量增加，同时，使热泵系统的制热系数增加.在提供 65,℃的热水时，带回热器的热泵系统制热量增加约 10%，而制热系数增加约6.4%.

(4)压缩机的排气压力随气体冷却器出水温度的变化趋势如图6所示.

图6 压缩机排气压力随冷却器出水温度的变化情况Fig.6 Variation of hot compressor discharge pressure with respect to outlet water temperature of the gascooler

从图6可以看出，气体冷却器出水温度影响压缩机的排气压力，出水温度越高压缩机的排气压力相应地升高.在相同的出水温度条件下，冷却器进水温度较低时，压缩机的排气压力相应地较低.无论是否带回热器，压缩机的排气压力都高于工作流体CO2的临界压力(7.377,MPa)，工质处于超临界状态下变温放热.热水温度的变化会导致排气压力的变化，应根据热水温度的实际需求来选择较优的工况.

(5)热水的质量流量随气体冷却器出水温度的变化趋势如图7所示.

图7 热水的质量流量随冷却器出水温度的变化情况Fig.7 Variation of hot water mass flow rate with respect to outlet water temperature of the gascooler

从图 7可以看出，随着气体冷却器出水温度升高，热水的质量流量逐渐降低.带回热器的循环热水的质量流量高于不带回热器的循环.约高 20～30,kg/h.

3 结 论

跨临界 CO2水源热泵实验台采用了新型套管式蒸发器和气体冷却器.对带回热器的循环做了实验研究，并与不带回热器的循环进行了比较.在实验中，考虑了不同的气体冷却器进水温度(分别为15,℃、20,℃、25,℃)，在获取中高温热水(出水温度为45～70,℃)时，得到了带与不带回热器两种循环的实验结果.得出的主要结论如下：

(1)与不带回热器的热泵系统相比，带回热器的热泵系统制热量增加 9%～13%；带回热器循环的制热系数略高于不带回热器循环的制热系数，约高5%～10%，回热器对改善热泵系统的性能有帮助.

(2)对带回热器的水-水热泵系统，气体冷却器的进水温度越低，系统的制热系数越高.热水的温度越高，系统的制热系数越低.在制热的同时，若将制冷量加以利用，有助于提高整个系统的效率.

(3)对一台跨临界 CO2水-水热泵机组，在相同的气体冷却器进出水温度时，本系统存在较优的蒸发温度，这与换热器的匹配等有一定的关系.

(4)无论是否带回热器，压缩机的排气压力都高于 CO2的临界压力，工质 CO2处于超临界变温放热，热水温度的升高会导致压缩机排气压力的升高.

［1］ Lorentzen G. The use of natural refrigerants：A complete solution to the CFC/HCFC predicament [J]. Int J Refrig，1995，18(3)：190-197.

［2］ Kusakari K. The newest situation and the future view of the CO2refrigerant heat pump water heater “Eco Cute” in Japan[C]// The 9th International IEA Heat Pump Conference. Zurich，Switzerland，2008.

［3］ Tetsuhide Yokoyama，Kei Sasaki，Shin Sekiya. Developing a two stage rotary compressor for CO2heat pump systems with refrigerant injection[C]// International Compressor Engineering Conference. Purdue，USA，2008.

［4］ Kenji Yano，Hideto Nakao，Mihoko Shimoji. Development of large capacity CO2scroll compressor[C]// International Compressor Engineering Conference. Purdue，USA，2008.

［5］ Shun Yoshioka，Hyunyoung Kim，Kazushige Kasai.Effect of PAG oil circulation rate on the heat transfer per formance of air-cooled heat exchanger in carbon dioxide heat pump system[C]// The 9th International IEA Heat Pump Conference. Zurich，Switzerland，2008.

［6］ Fukuta M，Yanagisawa T，Nakaya S，et al. Performance and characteristics of compressor/expander combination for CO2cycle[C]// The 7th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Working Fluids.Norway，2006.

［7］ Masaru Matsui，Masanobu Wada，Takeshi Ogata，et al. Development of high-efficiency technology of twostage rotary expander for CO2refrigerant[C]// International Compressor Engineering Conference.Purdue，USA，2008.

［8］ Ma Yitai, Yang Junlan, Guan Haiqing, et al. Configuration consideration for expander in transcritical carbon dioxide two-stage compression cycle[J]. Transactions of Tianjin University, 2005,11(1):53-58.

［9］ 马一太，杨 昭，吕灿仁. CO2跨临界(逆)循环的热力学分析[J]. 工程热物理学报，1998，19(6)：665-668.Ma Yitai，Yang Zhao，Lü Canren. Thermodynamic analysis of CO2transcritical cycle [J]. Journal of Engineering Thermophysics，1998，19(6)：665-668 (in Chinese).

［10］ 王侃宏. CO2跨临界循环的理论分析与实验研究[D].天津：天津大学机械工程学院，2000.Wang Kanhong. Theoretical Analysis and Experimental Study on CO2Transcritical Cycle[D]. Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2000(in Chinese).

［11］ 查世彤. 二氧化碳跨临界循环膨胀机的研究与开发[D]. 天津：天津大学机械工程学院，2002.Zha Shitong. Study and Development of CO2Transcritical Cycle Expander[D]. Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2002(in Chinese).

［12］ Guan Haiqing，Ma Yitai，Li Minxia. Some design features of CO2swing piston expander [J]. Applied Thermal Engineering，2006，26(2/3)：237-243.

［13］ 马一太，管海清，李敏霞，等. CO2跨临界循环系统润滑油分析[J]. 天津大学学报，2004，37(9)：783-786.Ma Yitai, Guan Haiqing, Li Minxia, et al. Study of lubricant for CO2transcritical cycle system[J]. Journal of Tianjin University, 2004,37 (9): 783-786 (in Chinese).

［14］ Guan Haiqing, Ma Yitai, Yang Junlan, et al. Thermodynamic comparison analysis on CO2transcritical reverse cycles with IHX or expander[J]. Transactions of Tianjin University, 2005,11(2):110-114.

［15］ 刘圣春. 超临界 CO2流体特性及跨临界循环系统的研究[D]. 天津：天津大学机械工程学院，2006.Liu Shengchun. Research on Supercritical CO2Fluid Characteristic and Transcritical Cycle System[D]. Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2006(in Chinese).