CO2热泵热电池储能性能实验研究

朱威全 刘方 蔡洋

(上海电力学院能源与机械工程学院 上海 200090)

CO2热泵热电池储能性能实验研究

朱威全 刘方 蔡洋

(上海电力学院能源与机械工程学院 上海 200090)

CO2热泵热电池系统由跨临界二氧化碳水源热泵与蓄冷蓄热装置组成，其在储能过程中系统的效率会逐渐降低。本文实验研究了CO2热泵热电池的储能性能，分析了储冷罐、储热罐循环水体积流量、压缩机频率和电子膨胀阀开度对储能效率的影响。结果表明:低循环水流量既可使储能罐获得良好的温度分层，又能获得较大的换热量;压缩机频率越高，系统效率越大;同时电子膨胀阀开度也影响系统的储能效率。当压缩机频率为50 Hz，电子膨胀阀开度为330脉冲，储冷罐、储热罐循环水体积流量分别为0.2 m3/h、0.1 m3/h时，总体COP最大，为5.49。同时数学拟合了系统COP与储冷罐、储热罐出水温度、控制参数的关联式，提出了一种基于遗传算法的优化控制策略，系统总COP可达6.29。

CO2;热泵;储能;性能测试;遗传算法

AbstractCO2heat pump thermal battery system consists of a water-source transcritical carbon dioxide heat pump coupled with hot and cold thermal storage，and its performance gradually decreases during the process of thermal energy storage.This paper presents experimental studies of a CO2heat pump thermal battery system.The performance of this system was tested under a variable water-circulation volume flow rate for the hot/cold tank， a variable compressor frequency， and electronic expansion valve(EEV)opening.The results show that adoption of a lower water-circulation flow rate allows the tank to obtain good thermal stratification and a larger capacity.Further，a high compressor frequency benefits the system performance.The EEV opening also influences the system performance.The overall coefficient of performance(COP)reaches a maximum of 5.49 when the compressor frequency is 50 Hz， the EEV opening is 330 pulse， and the hot and cold water volume flow rates are 0.1 and 0.2 m3/h， respectively.Moreover， through mathematical fitting， a correlation was established between the COP， the outlet temperatures of the hot and cold tanks， and the control parameter.Overall， the total COP is 6.29 when the optimal control strategy based on the genetic algorithm is applied.

KeywordsCO2;heat pump;thermal storage;performance test;genetic algorithm

环境问题一直以来都是世界各国普遍关注的焦点，全球变暖、能源匮乏和大气污染成为人们亟待解决的问题。CO2热泵热电池是由M.B.Blarke等[1]于2012年提出的新概念，即在用电低谷时期将热泵同时制冷制热的能量储存起来以满足建筑间歇性供冷供热的需要，对电能的合理利用起到调峰填谷的作用，可以提高间歇性可再生能源在能源系统中的利用率。相比一般热泵，热电池最大的优势是在制热的同时，将冷量进行回收，热量冷量同时储存，同时考虑制冷制热之间的相互影响。CO2作为天然工质，绿色环保，相比其他工质显示出巨大优势[2]，尤其是在热泵应用中，如空气源热泵[3-4]、水源热泵[5-6]等。因此，近年来CO2工质在热泵热水器领域发展迅速，CO2热泵制冷制热双模式运行也成为研究的热点之一。

国外的大量研究进一步推动了CO2热泵储能的发展。J.Sarkar等[7-8]通过模拟提出了跨临界CO2热泵系统的性能与环境温度、压缩机转速和高压压力等有关，并基于模拟研究设计了以水作为储能介质的CO2热泵热电池实验台，研究系统压力、循环水体积流量、进水温度和膨胀阀开度对系统性能的影响，结果表明系统性能随着气体冷却器进水温度的升高而降低。T.Wang等[9]通过实验研究发现储能过程中系统效率随着储能罐内流体温度变化瞬时变化，COP从6降到2。L.H.Jensen等[10]通过模拟研究CO2热泵热电池储能的动态过程，结果表明储能罐内流体温度分布影响热泵性能。

国内主要是对CO2热泵热水器的研究较多。徐洪涛等[11]实验研究了CO2热泵热水器的性能，与传统热水器相比，可以节省75%的能量。吕静等[12]实验对比研究了水箱水温对CO2热泵热水器性能的影响，根据实验结果对热水箱结构进行改进，使气冷器入口水温稳定在较低水平，提高系统的性能。仇富强等[13]分析了冷却压力对系统制热性能系数和单位压缩功的影响。孙李等[14]实验研究了电子膨胀阀开度和压缩机频率对压缩机吸气温度和压力、排气温度和压力、系统制热量和制热COP的影响。

目前针对CO2热泵热电池系统优化设计和优化控制方面的研究较少。对于热泵控制方面，主要是基于定工况下的最优排气压力控制，如宋昱龙等[15]模拟了气冷器对系统性能及最优排气压力的影响，分析了气冷器换热面积及制冷剂侧质量流速对最优排气压力的影响;W.W.Yang等[16]通过模拟和实验分析了最优压力随压缩机转速及相对容积的变化情况。然而，CO2热泵热电池储能是一个动态的过程，气冷器的进水温度会不断上升、蒸发器进水温度会不断下降，所以需要找出储能过程中不同进水温度对应的最优工况。本文通过搭建CO2热泵实验台，对系统进行不同工况的实验研究，分析了冷热储能罐循环水体积流量、压缩机频率、电子膨胀阀开度对热泵热电池储能性能的影响，并对系统效率进行了数学拟合，提出了一种提高系统效率的优化控制策略。

1 实验系统

1.1 实验装置

图1所示为CO2热泵热电池系统。该系统由跨临界CO2热泵系统和储能罐两部分组成。热泵系统由压缩机、气体冷却器、回热器、蒸发器、电子膨胀阀组成。压缩机采用意大利Dorin公司生产的CO2跨临界压缩机，最大功率为 3 kW，额定转速为1 450 r/min，理论排气量为1.46 m3/h;蒸发器和回热器采用同轴套管式换热器，气体冷却器采用板式换热器;电子膨胀阀采用三花电子膨胀阀。储能罐部分主要由储冷罐、储热罐、变频循环水泵、电磁流量计等组成。储能罐是以水作为储能介质，其中储冷罐约为163 L，储热罐约为176 L，为了获得更好的温度分层效果，在储冷罐底部加入一块挡板，在储热罐内部加入三块挡板，图中还标明了储能罐不同高度的温度测点，以便监测罐内水沿竖直方向的温度梯度，从而分析其对整个系统性能的影响。

图1 CO2热泵热电池储能系统Fig.1 The system of CO2thermal battery

1.2 测量系统

实验测量中采用20个热电偶(其中储能罐14个，热泵系统6个)、4个压力测点、2个水流量测点、1个制冷剂流量测点。实验数据通过Agilent34970A数据采集仪采集到电脑上，测量仪器精度如表1所示。

表1 测量精度Tab.1 Measurement accuracy

1.3 COP误差

热泵系统COP:

系统的制冷功率:

系统的制热功率:

由于测量仪器的精度，实验结果与真实值必然存在误差，由式(1)～式(3)可知，系统COP的相对误差取决于体积流量、温度和电功率测量误差，根据实验设置和实验数据，利用Engineering Equation Solver(EES)软件对COP误差进行计算，结果见表2。可以看出，压缩机功率的测量误差对计算COP的误差影响较大，达到36.63%，其次是储冷罐的进出口温度测量，为15.01%，最后计算得，由仪器测量误差导致的COP绝对误差为0.051 42，相对误差为0.96%。

表2 COP误差计算Tab.2 Error calculation of COP

1.4 实验步骤

本文的所有实验中，储冷罐、储热罐的初始温度为27℃(±0.5℃)。为了研究CO2热泵热电池储能效率最优的工况，实验中设置了多个控制参数，分别通过改变储冷罐的循环水体积流量Vc、储热罐的循环水体积流量Vh、压缩机频率f、电子膨胀阀开度n，控制参数如表3，对热电池储能系统进行不同工况的实验研究。电子膨胀阀开度通过调节电子膨胀阀的脉冲来实现，根据厂家提供的资料，当脉冲为52以下时阀体处于闭阀状态，当全开脉冲为480时，阀体完全打开。数据采集系统在系统启动到储热罐平均温度达到60℃的时间内，每隔5 s采集数据一次。

表3 控制参数Tab.3 Controls parameter

2 实验结果与分析

2.1 压缩机频率f的影响

设定Vh=0.4 m3/h，Vc=0.2 m3/h，n=330 脉冲，改变压缩机频率，分别进行 35、40、45、50 Hz四组实验。

如图2所示，压缩机频率越高，制冷剂的质量流量越高，原因是频率升高，压缩机转速增大，吸气量增大。而制冷剂的质量流量越大，制热功率、制冷功率都会上升。虽然降低频率可以降低压缩机功率，但会导致系统的储能时间上升。实验发现，50 Hz工况相比35 Hz工况，系统储能耗时减少了1/2。图3为不同压缩机频率下的系统总制冷COP和总制热COP，可以发现，频率越高时COP越高，所以50 Hz工况下运行时系统效率较好。

图2 Vc=0.2 m3/h,Vh=0.4 m3/h,n=330脉冲时不同压缩机频率下的制冷剂流量Fig.2 The flow rates of refrigerant at different frequencies with Vc=0.2 m3/h,Vh=0.4 m3/h,n=330 pulse

图3 Vc=0.2 m3/h,Vh=0.4 m3/h,n=330脉冲时不同压缩机频率下的系统总制冷/制热COPFig.3 The overall cooling and heating COP at different frequencies with Vc=0.2 m3/h,Vh=0.4 m3/h,n=330 pulse

2.2 热水体积流量Vh的影响

设定f=50 Hz，Vc=0.2 m3/h，n=330 脉冲，改变Vn，分别进行0.1、0.2、0.3、0.4、0.5 m3/h 五组实验。图4为不同Vh下制热COP的瞬时变化，虽然在储能前期Vh较大时，其瞬时制热COP较大，但随着时间推移，制热COP下降较快，当Vh=0.1 m3/h时，在储能的前5 000 s，制热COP基本不变。从图5中可以分析其原因，储热罐的出水温度与制热COP的变化是基本同步的，即制热COP主要受储热罐出水温度的影响，随着储热罐出水温度上升，制热COP下降。要想保持制热COP不变，就要控制储热罐的出水温度不变，这就需要对储热罐进行温度分层控制，一方面从结构上来控制，如上文提到的加挡板，另一方面就需要控制储热罐的进口流量。

图4 f=50 Hz,Vc=0.2 m3/h,n=330脉冲时不同Vh下制热COP的瞬时变化Fig.4 The transient heating COP at different hot water volume flow rates with f=50 Hz,Vc=0.2 m3/h,n=330 pulse

图5 f=50 Hz,Vc=0.2 m3/h,Vh=0.3 m3/h,n=330脉冲时,制热COP、储热罐出水温度的瞬时变化Fig.5 The transient heating COP and outlet temperature of the hot tank with f=50 Hz,Vc=0.2 m3/h,Vh=0.3 m3/h,n=330 pulse

如图6所示，Vh=0.1 m3/h时储热罐各点温度变化，可以看出其温度分层明显。储热罐里的热水是上进下出，温度点5位于储热罐上部，温度最先开始上升至60℃，然后温度点4、温度点3、温度点2、温度点1依次上升到60℃，水温自上而下一层一层变化。最后在6 000 s左右，整个储热罐水温混合均匀。由于储热罐内存在良好的温度分层，导致其出水口的温度可以在一段时间内保持不变，这样可以保证制热COP不下降，而增大Vh，虽然在储能前期会获得较高的COP，但会加速储热罐内水温的混合，出水温度上升也越快，如图7所示。再结合图5可知，出水温度上升越快，COP下降也越快。

图6 Vh=0.1 m3/h时储热罐各点温度变化Fig.6 The hot tank temperature gradients at Vh=0.1 m3/h

图7 不同Vh下储热罐出水温度的变化Fig.7 The hot tank outlet water temperature at different hot water volume flow rates

另一方面，循环水体积流量较低时，其水泵功率也较低;根据式(3)可知，要想增大制热量，一是增大气体冷却器水侧进出口温差(即储热罐的进出口温差)，二是增大Vh。实验发现，储能前期，Vh较小时，储热罐的温度分层较好，其出水温度在一段时间内维持不变，同时可以获得较大的进水温度(即气冷器出水温度)，如图8所示。从图7中可以看出，Vh较小时，储热罐进出口温差也较大。但Vh较大时，破坏了储热罐的温度分层，随着储能的进行，储热罐出水温度开始升高，同时，结合图7、图8，储热罐进出口温差减小，制热COP开始下降。所以在气冷器换热面积一定的情况下，增大Vh，储热罐进出口温差减小;减小Vh，储热罐进出口温差增大，制热量必定存在一个极值，同时考虑实验的目标是将储热罐的水加热至60℃，所以需找到储热罐进水温度为60℃时，制热COP最大情况下的热水循环体积流量。

图8 不同Vh下储热罐进水温度的变化Fig.8 The hot tank inlet water temperature at different hot water vulume flow rates

2.3 冷水体积流量Vc的影响

与储热罐相同，储冷罐内部的温度分层与冷水流量有关，流量越小，温度分层越好。图9为Vc=0.2 m3/h时储冷罐各点温度变化，储冷罐的冷水是下进上出，储冷罐温度点1先开始下降，然后自下而上依次降温。由于Vc较大，水在蒸发器处释放的热量较少，导致储冷罐进水温度较高(约为15℃)，和储冷罐的初始温度(27℃)的温差较小，再加上低温冷水传热到储冷罐上部存在时间延迟，所以约在4 000 s时，储冷罐内部的水温已混合均匀，然后温度点1的水温继续下降，重复这一过程，直到储能实验结束。

图9 Vc=0.2 m3/h时储冷罐各点温度变化Fig.9 The cold tank temperature gradients at cold water volume flow rate of 0.2 m3/h

当储冷罐开始第二次温度分层时，其出水温度进一步下降，在蒸发器出水温度不变的情况下，制冷量必然会减少，导致系统COP下降。笔者也想过进一步降低Vc，使储冷罐只产生一次温度分层，但实验发现，当Vc=0.1 m3/h时，CO2蒸发温度为-3℃，水温在蒸发器侧迅速下降，虽然蒸发器出水温度为5℃左右，但是蒸发器局部水温达到冰点，进而结冰堵塞管道，实验无法继续，所以只能从调节电子膨胀阀开度的角度去提高制冷量。

2.4 电子膨胀阀开度n的影响

设置Vc=0.2 m3/h不变，进行不同Vh(0.1、0.2、0.3、0.4、0.5 m3/h)和不同电子膨胀阀脉开度(240、270、300、330、350 脉冲)实验，得到如图 10 所示，不同Vh下，系统总COP随n的变化，可以看出当Vh=0.1 m3/h，开度处于330～350脉冲时，系统总 COP较大。

图10 不同Vc、不同n的系统总COPFig.10 The overall COP at different hot water volume flow rates and EEV openings

图11所示为f=50 Hz，Vc=0.2 m3/h，Vh=0.1 m3/h，储热罐出水温度为30℃时，不同n下，CO2循环的压焓图。压焓图由六个节点连接而成，分别是压缩机进口(1点)→压缩机出口(2点)→气冷器出口(3点)→回热器高压侧出口(4点)→蒸发器进口(5点)→蒸发器出口(6点)→压缩机进口(1点)。使用EES软件，通过每个节点的温度和压力来计算其焓值，其中回热器高压侧出口至蒸发器进口默认为等焓过程。从图中可以看出，n越小，排气压力越高，蒸发压力越低，单位质量制冷剂的制热量与制冷量都有所增加。所以，当储冷罐出现第二次温度分层时，可以调小电子膨胀阀开度，提高制冷量。

但是，当n过小时，蒸发压力会很低，蒸发温度也会降低，会造成水结冰堵塞蒸发器管道，所以应避免n过小运行，这样系统运行比较安全。

图11 储热罐出水温度为30℃时,不同n下CO2循环压焓图Fig.11 The p-h diagram at different EEV openings and the outlet water temperature of 30℃

3 储能运行优化

前面所做的实验都是单变量实验，但是CO2热泵热电池的性能效率受多种因素影响，在前面分析出单变量对系统COP的影响关系后，还需要确定各控制变量对系统的共同影响。在此基础上又继续补充了多组实验，改变Vc和Vh，得到系统总COP三维图，如图12所示。

图12 不同Vc、Vh下的系统总COPFig.12 The overall COP at different hot water volume flow rates and cold water volume flow rates

3.1 优化问题的数学描述

当系统瞬时COP时刻保持最大时，其储能的总COP也最大，所以以热电池储能瞬时COP最大为目标建立优化函数F:

式中:COP为储能瞬时效率;g为约束条件。

基于之前的实验分析，COP主要受储冷罐、储热罐的出口水温的影响较大，可以对不同储冷罐、储热罐出口水温在不同控制变量下的COP值进行数学拟合，得到关联式如下:

图13为式(5)计算值与实际测得的COP对比图，相关度R2=96.55%。

同时，通过补充实验，得到了不同Vc(0.2～0.5 m3/h)、Vh(0.1～0.5 m3/h)和不同n(240～350脉冲)的储能效率。对于同一储热罐、储冷罐出水温度，在不同的控制参数下，必定存在一个最大瞬时COP。将不同储热罐、储冷罐出水温度所能达到的最大瞬时COP进行数学拟合，得到式(6)，作为评价函数，用来判定式(5)所求解的COP是否为最优COP。

图13 预测COP与实际COP对比Fig.13 Predicted vs measured COP

3.2 优化控制策略

遗传算法采用MATLAB的遗传算法工具箱，直接以待解的目标函数F(COP)转化为适应度函数Fit(F(COP))，令

给定储冷罐、储热罐的出水温度，考虑储能罐的温度分层，带入式(5)计算种群个体的适应度COP，若大于寻优结果的初始值且等于式(6)所得的COPmax，则输出最佳个体及其代表的最优解，若小于寻优初始值，则选择适应度高的个体组成种群，进行变异生成新的个体，并组成新的种群，代入式(5)计算新个体的适应度，直至满足适应度大于初始值且等于COPmax的准则，得到此出水温度下系统的最大瞬时COP，并按照求解的冷、热水流量和电子膨胀阀开度对系统进行调节;当储冷罐出水温度开始下降时，瞬时COP最大值改变，利用式(5)继续求解;随着储能的进行，储热罐出水温度开始上升，重复上述骤。

3.3 优化结果验证

如图15所示，对控制策略进行了实验验证，将储冷罐、储热罐的出口水温代入式(5)优化求解，得到COP=6.42，对应的实验初始控制参数为Vc=0.20 m3/h，Vh=0.13 m3/h，n=339。 实验结果显示，在0～2 400 s的时间内，瞬时 COP从6.1逐渐增大至6.42左右，这是由于气冷器进口CO2的温度从启动阶段逐渐增大直至趋于稳定，导致储热罐的进口水温在逐渐增大，换热量增加，瞬时COP逐渐增大。在2 100 s时，储冷罐出口水温开始下降，由于水温从26℃下降至15℃较快，在出口水温为25℃(A点)和15℃(B点)时分别进行调节，根据式(5)求解得A点:COP=6.17，Vc=0.20 m3/h，Vh=0.13 m3/h，n=346，B 点:COP=6.04，Vc=0.21 m3/h，Vh=0.13 m3/h，n=319。在4 215 s时，储热罐5个测点平均温度达到60℃，实验结束，结果与式(5)优化求解较为吻合。

图14 优化控制流程图Fig.14 The diagram of optimizing control

图15 模拟优化与实验结果对比Fig.15 Simulative results compared with experimental results

对于整个储能过程，固定参数运行时，系统总COP最大为5.49，其控制参数为Vc=0.2 m3/h，Vh=0.1 m3/h，n=330脉冲。采用优化控制运行后，系统总COP为6.29，提高了14.57%，同时储能耗时减少了27.52%。

4 总结

本文用实验的方法在不同实验工况下测试了CO2热泵热电池的储能效率，在变冷、热水体积流量实验中，冷、热水体积流量一方面影响储能罐在竖直方向的温度分层，一方面影响与换热器的换热量，考虑到冷水温度过低时会造成蒸发器管道结冰堵塞，在储能初期阶段，当设定Vc=0.20 m3/h、Vh=0.13 m3/h时，储能效率最大;在变压缩机频率实验中，压缩机频率越高，制冷剂流量越大，制冷功率、制热功率越大，频率设置为50 Hz为宜;在变电子膨胀阀开度实验中发现，电子膨胀阀开度在330～350脉冲时，系统总COP较大。当冷水出水温度开始下降时，需要调小电子膨胀阀开度，同时增大冷水流量;当储热罐出水温度开始上升时，进一步调小电子膨胀阀开度，同时增大热水体积流量，减缓储能效率的下降。

在单变量实验中，Vc=0.20 m3/h，Vh=0.1 m3/h，n=330时，系统总COP最高，为5.49。通过对实验数据进行拟合，利用遗传算法，得出多变量优化的控制策略，并进行实验验证，发现与实验结果较为吻合，优化后系统总COP为6.29，相比固定控制参数实验最大总体COP提高了14.57%，同时储能耗时减少了27.52%。

符号说明

f——压缩机频率，Hz

cp——水的比热容，取 4 186.8 J/(kg·℃)

Vc——冷水体积流量，m3/h

ρ——水的密度，取 1 000 kg/m3

Vh——热水体积流量，m3/h

tc，o——储冷罐出口水温，℃

n——电子膨胀阀开度，脉冲

tc，i——储冷罐进口水温，℃

COPsys——系统 COP

th，i——储热罐进口水温，℃

Qevap——制冷功率，W

th，o——储热罐进口水温，℃

Qgc——制热功率，W

COPc——制冷 COP

Wcomp——压缩机功率，W

COPh——制热 COP

Wc——冷水泵功率，W

th，n——储热罐各点温度，℃，n=1 ～5

Wh——热水泵功率，W

tc，n——储冷罐各点温度，℃，n=1 ～5

本文受上海市自然科学基金(15ZR1417700);上海高校特聘教授(东方学者)岗位计划(2013-66);上海市教育发展基金会和上海市教育委员会“曙光计划”(14SG50)项目资助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Shanghai in China(No.15ZR1417700)，the Program for Professor of Special Appointment(Eastern Scholar) supported by Shanghai Institutions of Higher Learning(No.2013-66)，and“Shuguang program” supported by Shanghai Education Development Foundation and Shanghai Municipal Education Commission in China(No.14SG50).)

[1]BLARKE M B，YAZAWA K，SHAKOURI A，et al.Thermal battery with CO2compression heat pump:Techno-economic optimization of a high-efficiency Smart Grid option for buildings[J].Energy and Buildings， 2012，50(7):128-138.

[2]BOEWE D E，MCENANEY R P，PARK Y C，et al.Comparative experimental study of subcritical R134a and transcritical R744 refrigeration systems for mobile applications[C]//ACRCCR-17，Urbana-Champaign(IL).Air Conditioning and Refrigeration Center，University of Illinois at Urbana-Champaign，1999.

[3]RIEBERER R，HALOZAN H，CAVALLINI A，et al.CO2heat pumps in controlled ventilation systems[J].Science et Technique du Froid，1998，212-222.

[4]孙兆虎，姜培学，邓建强.太阳能辅助空气源跨临界二氧化碳热泵热水与空调系统初探[J].制冷与空调，2006，6(6):20-22.(SUN Zhaohu， JIANG Peixue， DENG Jianqiang.Discussion of solar-air compound source transcritical CO2heat pump water heater and air-condition system[J].Refrigeration and Air-conditioning， 2006，6(6):20-22.)

[5]SAIKAWA M，HASHIMOTO K，KOBAYAKAWA T，et al.Development of prototype of CO2heat pump water heater for residential use[J].Science et Technique du Froid，2001，97-102.

[6]吕静，周传煜，王伟峰.跨临界CO2热泵热水器的应用研究 [J].节能，2009，28(1):10-13.(LYU Jing， ZHOU Chuanyu，WANG Weifeng.Study on application of transcritical carbon dioxide heat pump water heater system[J].Energy Conservation，2009，28(1):10-13.)

[7]SARKAR J， BHATTACHARYYA S， GOPAL M R.Simulation of a transcritical CO2heat pump cycle for simultaneous cooling and heating applications[J].International Journal of Refrigeration，2006，29(5):735-743.

[8]SARKAR J， BHATTACHARYYA S， GOPAL M R.A transcritical CO2heat pump for simultaneous water cooling and heating:Test results and model validation[J].International Journal of Energy Research， 2009， 33(1):100-109.

[9]WANG T， DHARKAR S， KURTULUS O， et al.Experimental study of a CO2thermal battery for simultaneous cooling and heating applications[C]//International Refrigeration and Air Conditioning Conference， 2014，2701:1-10.

[10]JENSEN L H，HOLTEN A，BLARKE M B，et al.Dynamic analysis of a dual-mode CO2heat pump with both hot and cold thermal storage[C]//Proceedings of the ASME 2013 International Mechanical Engineering Congress and Exposition， San Diego， California， USA， 2013， IMECE2013-62894.

[11]徐红涛，袁秀玲，李国强，等.跨临界循环二氧化碳在热泵型热水器中的应用研究[J].制冷学报，2001，22(3):12-16.(XU Hongtao， YUAN Xiuling， LI Guoqiang， et al.The research of transcritical carbon dioxide heat pump water heater[J].Journal of Refrigeration， 2001，22(3):12-16.)

[12]吕静，任莹莹，杨杰，等.水箱水温对CO2热泵热水器性能影响的实验研究[J].制冷学报，2012，33(6):73-78.(LYU Jing， REN Yingying， YANG Jie， et al.Experimental study on the influence of the water temperature to the performance of CO2heat pump water heater[J].Journal of Refrigeration，2012，33(6):73-78.)

[13]仇富强，朱兴旺，龚毅.空气源CO2热泵热水器最佳冷却工况热力学分析[J].制冷与空调，2008，22(3):46-48.(QIU Fuqiang， ZHU Xingwang， GONG Yi.The thermodynamic analysis of the optimum cooling condition to air source CO2heat pump water heater[J].Refrigeration and Air-conditioning， 2008，22(3):46-48.)

[14]孙李，崔晓龙.基于变频压缩机的跨临界CO2热泵热水器名义工况的试验研究[J].制冷与空调(北京)，2016，16(4):34-37.(SUN Li，CUI Xiaolong.Experimental study on transcritical CO2heat pump water heater based on variable frequency compressor under nominal working condition[J].Refrigeration and Air-conditioning， 2016，16(4):34-37.)

[15]宋昱龙，唐学平，王守国，等.跨临界CO2热泵气体冷却器对系统性能及最优排气压力的影响[J].制冷学报，2016，36(4):7-15.(SONG Yulong， TANG Xueping，WANG Shouguo，et al.The effects of the gas cooler on both the system performance and the optimal discharge pressure at a transcritical CO2heat pump[J].Journal of Refrigeration， 2016，36(4):7-15.)

[16]YANG W W，FARTAJ A，TING S K.CO2automotive A/C system optimum high pressure control[C]//SAE International，2005(1):20-22.

Experimental Study on CO2Heat Pump Thermal Battery System

Zhu Weiquan Liu Fang Cai Yang
(College of Energy and Mechanical Engineering， Shanghai University of Electric Power， Shanghai， 200090， China)

TQ051.5;TK124

A

2016年9月24日

0253-4339(2017)05-0057-09

10.3969/j.issn.0253-4339.2017.05.057

刘方，女，教授，上海电力学院能源与机械工程学院，021-35303902，E-mail:fangliu_shiep@163.com。 研究方向:热力循环与系统优化、绿色制冷工质、数值传热。

About the corresponding authorLiu Fang， female， professor， College of Energy and Mechanical Engineering， Shanghai University of Electric Power， +86 21-35303902，E-mail:fangliu_shiep@163.com.Research fields:thermodynamic cycle and system optimization，environmental friendly refrigerants，numerical heat transfer.