CO2热泵热水器充注量确定及系统实验研究

刘业凤, 朱洪亮, 张 峰, 卓之阳

(上海理工大学能源与动力工程学院,上海 200093)

CO2热泵热水器充注量确定及系统实验研究

刘业凤, 朱洪亮, 张 峰, 卓之阳

(上海理工大学能源与动力工程学院,上海 200093)

设计搭建蒸发器和气冷器均采用套管式换热器的跨临界CO2热泵热水器性能测试实验台,采用额定工况法理论计算系统充注量,实验研究充注量对系统性能的影响并确定系统最佳充注量.在最佳充注量下,实验研究节流阀开度和气冷器水流量的变化对系统性能的影响.结果表明,充注量的变化对排气压力、性能系数COP影响最大,对蒸发压力影响很小;节流阀开度过小会提高系统高压压力,增加系统能耗,而对产热水温度提升不大;只有气冷器水流量适中时,系统才能在较高的COP时提供温度满足使用要求的热水.

二氧化碳;制冷剂充注量;跨临界循环;热泵热水器;实验研究

近十多年来,天然环保工质CO2的研究与应用已成为全球范围内的热点,CO2跨临界热泵热水器也因放热性能良好和产热水温度高备受瞩目.很多年前CO2冷媒就已经开始使用,直到人工合成剂出现后被行业漠视.在当今节能环保的主题下,CO2再次引起了行业的重视.

CO2制热循环的放热过程为变温过程,在整个过程中,CO2温度和压力相互独立[1],正好与热水温升相匹配,有效减少传热过程中的损失,这在工业和民用两方面都有很大的发展潜力[2].CO2热泵热水器主要有以下优点:a.加热一定量的热水,能耗仅是电热水器和燃气热水器的1/4[3];b.制取90℃高温热水,传统热泵热水器制取热水一般不超过60℃[4];c.在低温环境下能够维持较高的供热量,传统热泵在低温环境下的使用受到很大的限制[5].

小型制冷系统(冰箱、展示柜、家用热泵热水器等)一般不设置储液装置且节流机构调节流量作用有限(如毛细管).这类小型制冷系统运行能效、稳定性受充注量的影响很大.2011年刘杰等[6]实验研究了R134a充注量对采用新型微通道换热器的汽车空调运行性能的影响,结果表明,采用新型换热器能减少充注量,提高系统运行效率.2012年Kim等[7]实验研究了R22制冷剂对热泵和空调运行性能的影响,结果表明,不合适的充注量会降低能效比. 2015年Kim等[8]又模拟和实验研究了R134a和R410a充注量对单极和复叠热泵系统性能的影响,模拟和实验结果在系统最优过冷度上吻合得很好. 2015年Boeng等[9]讨论了制冷剂充注量和节流阀开度对家用冰箱运行性能的影响,结果表明,充注量和节流阀开度不匹配会增加30%的能耗.

近年来CO2制冷剂成为研究热点,针对CO2制冷系统的研究主要集中在循环改进[10-11]、控制优化、强化换热、换热器设计[12]、压缩机设计、润滑油等方面,而对CO2充注量的研究不多.2005年刘洪胜等[13]研究了CO2充注量对汽车空调性能的影响,结果表明,CO2充注量对跨临界制冷系统的性能影响很大,存在一个最佳CO2充注量,此时系统的性能系数COP最大.2005年Cho等[14]研究了CO2充注量对热泵热水器性能的影响,结果表明,CO2比传统制冷剂受充注量变化影响更大.

本文设计搭建CO2热泵热水器实验台,对其充注量进行理论计算,实验研究确定最佳充注量,讨论充注量对系统性能的影响.通过实验研究节流阀开度和气冷器水流量对系统性能的影响,实验结果对CO2热泵热水器的研发和改进提供参考.

1 跨临界CO2机组及测试设备介绍

实验台的搭建参考了日本冷冻协会制定的标准.设计时结合实验台所在地上海市的环境条件选定具体设计工况,如表1所示.

表1 系统设计工况Tab.1 Working conditions for system design

热泵热水器系统简图及主要温度、压力、流量测量点布置如图1所示.CO2热泵循环系统包括的主要部件有压缩机、气冷器、中间换热器、节流阀、蒸发器、安全阀等.

压缩机采用意大利Dorin压缩机有限公司最新开发的型号为CD180H的跨临界CO2专用压缩机,其主要性能参数和排气压力运行界限分别如表2和图2所示.

表2 CD180H型压缩机性能参数Tab.2 Performance parameters of CD180H compressor

气冷器、蒸发器、中间换热器均采用套管形式.其中,气冷器和蒸发器为纯逆流型换热器.各换热器设计尺寸如表3所示.市场上没有满足设计要求的电子膨胀阀,最终选用手动调节阀作为本系统的节流阀.

由于CO2跨临界循环的工作压力高,需要对系统管道进行安全性分析.根据JB/T4750-2003装置用压力容器标准的规定进行校核[15].铜管的理论厚度δ=0.51 mm,所选紫铜管壁厚为1 mm,满足安全要求.

图1 热泵热水器系统及主要测量点图Fig.1 Heat pump water heater system and measurement points

图2 CD180H压缩机运行压力界限图Fig.2 Exhaust pressure limit diagram of CD180H compressor

表3 系统换热器尺寸Tab.3 Sizes of heat exchangers

需要测量的参数主要有温度、压力、循环水流量和压缩机功率.温度和压力的数据采集是用美国Agilent公司生产的型号为34970 A的数据采集仪来实现.温度测量采用铜-康铜热电偶线(又称T型热电偶),测量精度为±0.5℃,测量范围为-40～350℃.压力测量采用上海天沐NS-I1型压力传感器,量程分别为0～16 MPa(高压侧)和0～ 10 MPa(低压侧),精度为±0.1%.配合在压缩机进口和出口分别安装的上海自动化仪表厂生产的耐高压压力表,对系统的高低压力进行测量,其量程分别为0～15 MPa(高压侧)、0～10 MPa(低压侧),精度为±5%.功率测量采用由山东艾诺公司生产的型号为AN 7931 A三相电参数综合测量仪进行测量,精确度为±0.001 kW.流量测量采用家用水表根据测量单位时间内通过的水的体积流量,然后计算出水的质量流量,测量数据的精确度为±0.001 m3/s.

2 实验结果与分析

2.1 充注量对系统性能的影响和最佳充注量的确定

2.1.1 充注量简化理论计算

采用额定工况计算法[16]初步得到系统所需CO2充注量.该方法是当机组运行在额定工况时,查询得到CO2在系统各个部件内的状态参数(包括压力、温度、气体和液体所占容积百分率等),计算出各主要部件内CO2的量,再相加得到总充注量.

根据设计工况(见表1),在循环P-h图(见下页图3)中确定CO2在各点主要参数如表4所示(见下页),其中,T表示温度,P表示压力,ρ表示密度, h表示焓.主要计算蒸发器、气冷器和回热器内的制冷剂量,其它部分(连接管道、节流装置和压缩机等)含有制冷剂量很少,可以忽略.

气冷器和回热器内CO2量m1由式(1)计算得到.

式中,ρ1和ρ2分别为换热器出口和入口的CO2密度;V是换热器内CO2所占容积.

蒸发器内CO2发生了相变,所含CO2量m2由式(2)得到

式中,X1和X2分别为蒸发器出口和入口CO2干度;ρl和ρg分别为蒸发压力下对应的CO2饱和液体和饱和气体的密度.

图3 跨临界CO2热泵循环压焓图Fig.3 Pressure-enthalpy diagram of trans-critical CO2heat pump cycle

表4 CO2各状态点主要参数Tab.4 Main parameters of CO2at each state point

由表3可以得到各换热器内不同状态CO2所占容积,其它参数见表4,现介绍CO2充注量的简化理论计算.

蒸发器中制冷剂含量

2.1.2 充注量对系统高低压及COP的影响

理论计算得到CO2充注量为1 216 g.由于忽略了压缩机、连接管道和节流装置内的制冷剂量,计算结果有一定的误差,实际充注量的确定需要通过不同充注量的实验研究,分析系统性能,才能确定系统最佳充注量.

对于家用CO2热泵热水器,产热水温度和水量都是使用中用户非常关心的问题.一味追求一次性产高温热水,会使热水流量降低,不符合实际使用条件.

根据热泵热水器系统设计、安装及使用规范中规定热泵热水器供水温度为50～60℃.实验中蒸发器水流量固定为390 L/h,调节气冷器水流量使产热水温度保持为60℃,改变制冷剂充注量(从1 190 g开始充注,每次加10 g)进行实验.分析实验结果,得到充注量对系统性能的影响,从而确定最佳充注量.

图4是固定产热水温度60℃,改变产热水流量时系统压力P1,P2与CO2充注量之间的关系,其中,Q2为气冷器水流量,m是充注量,P1,P2分别为排气压力和吸气压力.随着充注量增加,排气压力呈先升高后降低、再升高趋势,蒸发压力呈逐渐上升趋势.排气压力的突降是由于此时气冷器出口CO2处于假临界状态.假(准)临界点状态是超临界流体在靠近临界点的重要特性.杨俊兰等研究了超临界压力下CO2流体的性质,并给出了假临界温度对应压力关系式[17].在假临界状态下,换热系数急剧增大,质量流量增大,压降增大,从而导致了排气压力的下降.

一旦充注量过多,蒸发压力和排气压力会超过系统设计时的最高运行压力.因此,充注量过多会带来过高的压力,降低系统的安全性,对机组高压部件的耐压性、管道连接的气密性都提出更高的要求,加大投入成本.

图4 充注量和吸排压力及气冷器水流量的关系Fig.4 Charging amount versus suction and exhaust pressure

从图4还可以看到,随着充注量的增加,产热水流量呈上升趋势,但上升的坡度逐渐变缓.充注量过少会使产热水量很少,满足不了使用要求.但是,当充注量过多时,每增加一定量制冷剂,增加的热水流量却越来越少,得不偿失.因此,只有合适的充注量才能带来最大的效益.

系统性能系数COP(coefficient of performance)的计算公式为

式中,P′为压缩机的功率;tin和tout分别为气冷器中水的进、出口温度;c为水的比热容;Q为气冷器换热量.

图5是系统COP及产热水流量和充注量的关系.随着充注量的增加,COP的增长速率逐渐放缓,这是因为充注量不足时,随着充注量的增加,气冷器的换热量会显著增加,同时压缩机耗功提高不大,导致COP上升很快.当充注量足够时,再增加制冷剂对气冷器换热效果提升不大,反而过多的制冷剂会增加压缩机耗功,导致COP增长速率逐渐放缓.可以预见,当充注量继续增加,COP会达到一个最大值,此时再增加充注量,由于压缩机耗功的增大效果大于气冷器换热效果,系统COP会逐渐下降.

2.1.3 最佳充注量的确定

充注量的确定是在理论计算系统充注量的基础上,通过实验对不同充注量进行具体实验研究,综合分析系统性能,得出使系统运行情况最佳、最能满足用户需求的充注量.

图5 充注量和COP及气冷器水流量的关系Fig.5 Charging amount versus COP of the systems

综合分析图4和图5可知,充注量为1 200～1 300 g之间系统的COP和产热水量呈上升趋势.在充注量为1 240～1 270 g之间气冷器的COP和气冷器产热水的流量上升趋势已经很缓慢了,COP提高0.14,产热水流量增加5 L/h.充注量为1 270 g时,排气压力很快达到10.56 MPa,超出了系统设计的最高运行压力10.5 MPa.选定最大COP及最大气冷器水流量对应的充注量作为最佳充注量.最后将系统制冷剂的充注量确定为1 260 g,此时系统未开机前,压力表显示压力为5.23 MPa,满足二氧化碳机组正常的关机压力范围.

2.2 节流阀的开度对系统性能的影响

节流阀开度是影响CO2热泵热水器系统性能的主要因素之一.确定了最佳充注量(1 260 g),通过改变节流阀开度,分析其对气冷器进口CO2温度和气冷器产热水温度的影响,从而推断手动节流阀开度对整个系统性能的影响.

实验过程中,只改变节流阀开度,使排气压力逐渐上升.保持排气压力分别为8,8.5,9,9.5,10, 10.5 MPa,研究气冷器进气口温度、气冷器产热水温度随压缩机排气压力的变化.图6～8(见下页)给出了气冷器水流量320 L/h、蒸发器水流量390 L/h保持不变的情况下,只改变节流阀开度、气冷器进口CO2温度、气冷器产热水温度、压缩机耗功、蒸发压力、节流前后温度随排气压力的变化.排气压力的变化体现的是节流阀开度的变化.

如图6所示,T7是气冷器进口CO2温度,T10是气冷器出口水温度,即产热水温度,P1是排气压力.只改变节流阀开度(在这个开度范围内,压缩机排气压力变化了2.5 MPa)并不能使气冷器的产热水温度达到很高(温差只有9.3℃),相反却使压缩机高压端排气压力很快升高,并导致系统运行压力不断上升.

图6 气冷器入口CO2温度和产热水温度与排气压力的关系Fig.6 CO2temperature at the inlet of gas cooler and hot water temperature versus discharge pressure

图7 压缩机功率和蒸发压力与排气压力的关系Fig.7 Compressor power and evaporating pressure versus discharge pressure

图8 节流阀前后CO2温度和排气压力的关系Fig.8 CO2temperature before and after throttling versus discharge pressure

如图7所示,P′为压缩机功率.在调节节流阀开度过程中,蒸发压力的变化基本维持在4.2 MPa,上下有0.5 MPa的波动,变化幅度较小.虽然在调节节流阀开度时,压缩机排气压力不断升高,但节流后的制冷剂气体温度变化只有2℃左右(如图8所示).这样,蒸发器制冷剂进出口温度及蒸发压力变化幅度都很小.速上升,会增加压缩机能耗,而蒸发压力变化很小,且产热水温度上升幅度也很小.结合CO2热泵热水器实际运行工况分析,过高的运行压力会使系统安全性受到威胁,增加系统能耗,而对产热水温度提升帮助不大.因此,节流阀的开启度应该控制在合适的范围内.开启度过大,会失去膨胀作用;开启度过小,又会导致压缩机排气压力快速升高.

图2所示是CD180H型CO2压缩机排气压力和蒸发温度的关系,此型号压缩机蒸发温度最低可达到-20℃,最高可达到15℃.在蒸发温度为-5℃以下时,其最高排气压力随着蒸发温度的提高由12 MPa变化到14 MPa,而在蒸发温度为-5℃以上时,其最高排气压力不变都为14 MPa.所以,排气压力最大值不能超过14 MPa.系统设计蒸发温度为5℃,其对应最小排气压力为5 MPa.所以,系统通过调节节流阀开度应保持排气压力在5～14 MPa之间.

2.3 气冷器水流量对系统性能的影响

2.3.1 水流量对气冷器换热效果的影响

气冷器作为跨临界CO2热泵热水器的核心部件之一,其换热效果对热水器产热水温度和水量都有重要影响,直接影响到热泵系统的性能和经济效率.保持节流阀合适的开度、蒸发器水流量390 L/h、蒸发器进水温度10.6℃、气冷器进水温度10.6℃不变的条件下,调节气冷器水流量,研究气冷器的换热性能.

图9是气冷器进水温度为10.6℃时,进出口CO2温度和产热水温度随气冷器水流量的变化情况.随着水流量增大,气冷器产热水温度变低,气冷器进口CO2温度与产热水温度的温差变大.而气冷器进口和出口CO2温差随水流量的变化幅度并不大.图10是计算出的气冷器水侧换热量和产热水温度随水流量的变化关系图,其中,Q是制热量.随着水流量增大,对应的气冷器产热水温度降低,气冷器水侧的换热量增大.

综合分析图9和图10可知,当气冷器产热水流量越小时,气冷器产热水温度越高,但此时气冷器水侧换热量很低,气冷器内换热不充分.同时,过小的流量满足不了使用要求.当产热水流量很大时,虽然气冷器水侧换热量很高,但是,产热水温度比较低,过低的温度也达不到用户的要求.所以,气冷器水流量和产热水温度相互协调,达到流量和温度都能满足使用要求是非常重要的.

图9 气冷器进出口水和CO2温度与气冷器水流量的关系Fig.9 Water and CO2temperature at the inlet and outlet of gas cooler versus water flow of gas cooler

图10 热水温度和水侧换热量与水流量的关系Fig.10 Hot water temperature and water-side heat transfer versus water flow of gas cooler

另外,从图9可知,不管水流量多大,气冷器产热水与进口CO2的温差都很大,且随着气冷器水流量的增加,该温差还在增大.当水流量为230 L/h时,该温差为57℃.说明气冷器的换热面积不够,可以通过增加气冷器套管长度来降低气冷器产热水与进口CO2的温差,提高换热量.这样可以在保证产热水温度的情况下,提高产热水流量.

2.3.2 水流量对系统性能的影响

保持节流阀合适的开度、蒸发器水流量390 L/h、蒸发器进水温度10.6℃、气冷器进水温度10.6℃不变条件下,调节气冷器水流量,测试气冷器不同出水温度下压缩机吸排气压力、压缩机功率、系统COP的变化情况,从而推断气冷器水流量对CO2热泵热水器性能的影响.

图11和图12分别为压缩机排气压力、压缩机功率随着气冷器水流量增大的变化情况.综合分析这2个图,随着气冷器水流量的增加,压缩机排气压力、压缩机功率和产热水温度都降低,而且变化趋势相近.这是因为流量增加,气冷器换热量增加(见图10),气冷器内CO2温度下降幅度快,导致冷凝压力降低.压缩机的压比减小,导致压缩机功率也降低.

图11 排气压力和气冷器水流量的关系Fig.11 Discharge pressure versus water flow of gas cooler

图12 压缩机功率和气冷器水流量的关系Fig.12 Compressor power versus water flow of gas cooler

由图13(见下页)可知,系统COP则随着水流量的增加呈上升趋势.水流量越低,产热水温度越高,同时系统COP也越低.这主要与压缩机排气压力有关,气冷器内水流量越低,排气压力越高,系统的耗功增大(如图11和图12所示).气冷器出水流量Q2增加时,流速增大,扰动增加,水与CO2之间的总传热系数增大,因此,虽然出入口水温差touttin会变小,但是,总换热量Q2(tout-tin)会增加.系统耗功W随着水流量的增大而减少,由式(1)分析可知,水流量增大时,系统COP增大.当水流量为230 L/h时,气冷器产热水温度仅为25℃,此时系统COP为4.2;当水流量为26 L/h时,系统产热水温度为72.5℃,系统COP为1.5.

因此,不能一味追求高产热水温度,这会导致产热水流量和系统COP都降低.例如,产热水温度为72.5℃时,水流量只有26 L/h,COP仅为1.5.对于即时式热泵热水器,这样的低流量已经基本失去实际应用意义.

图13 系统COP和气冷器水流量的关系Fig.13 COP of the system versus water flow of gas cooler

3 结 论

对跨临界CO2热泵热水器进行了充注量的实验研究,并在最佳充注量情况下研究节流阀开度和气冷器水流量对系统性能的影响.

a.制冷剂充注量对压缩机排气压力、产60℃热水流量及系统COP影响很大,对蒸发压力影响不大.

b.热泵热水器节流阀应有合适的开度.节流阀开度过小,会提高系统高压,使压缩机功率增加,但对产热水温度的提升作用不大.

c.气冷器水流量对压缩机排气压力和耗功、产热水温度、系统COP都有很大影响.合适的水流量才能使系统保证高COP的情况下产热水温度能满足要求.水流量过小,产热水温度虽高,但系统COP太低.水流量过大,系统COP升高,但是,产热水温度太低.

d.气冷器的换热性能对系统产热水温度和产热水量都有很大影响.替换换热效果更好的气冷器,能使系统提供更高温度的热水时还有较高COP.

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(编辑:石 瑛)

Determining the Refrigerant Charging Amount and Experimental Study on CO2Heat Pump Water Heater

LIUYefeng, ZHUHongliang, ZHANGFeng, ZHUOZhiyang
(School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093,China)

A performance testing platform for heat pump water heater of CO2trans-critical cycle was designed and then constructed.Its evaporator and gas cooler were both sleeve type heat exchanger.The optimum charging amount was determined through experimental study.With the optimum charging amount,the effects of throttle opening degree and gas cooler water flow on the performance of the system were studied experimentally.The results show that the change of charging amount has more influence on discharge pressure and COP(coefficient of performance)of the system,and its influence on the evaporation pressure is rather small.If the throttle opening degree is too small,the discharge pressure and energy consumption of the system will be increased rapidly.Only when the water flow of gas cooler is appropriate,the system can provide hot water to meet the requirements with higher COP.

carbon dioxide;refrigerant charge amount;trans-critical cycle;heat pump water heater;experimental study

TK 124

A

1007-6735(2015)01-0049-08

10.13255/j.cnki.jusst.2015.01.009

2013-12-12

刘业凤(1973-),女,副教授.研究方向:CO2应用性研究、地源热泵.E-mail:yfliu209@163.com