铁路沿线供暖用低温空气源热泵热力性能对比研究

金 磊，冯晓娟，王守国

（1.中国铁道科学研究院集团有限公司 节能环保劳卫研究所，北京 100081；2.中国城市建设研究院有限公司建筑所，北京 100120）

0 引言

研究表明，冬季燃煤锅炉供暖是造成雾霾现象严重的因素之一[1-2]。我国北方铁路沿线站段具有数量多、范围广、气候条件复杂的特点，燃煤锅炉供暖是我国北方铁路沿线站段冬季取暖的主要方式。为了响应国家大气污染治理号召，铁路行业正在逐步采用新型清洁能源替代传统燃煤锅炉供暖。

传统燃煤锅炉供暖的替代方式包括电锅炉、燃气锅炉、太阳能供暖、水源热泵及空气源热泵等多种形式。其中，空气源热泵效率较高，不受气候条件和地理条件的制约，同时空气源热泵操作安装简单、使用安全，结合我国北方地区铁路沿线站段特点，采用空气源热泵作为铁路沿线冬季锅炉燃煤供暖的替代方式具有较好的应用前景。但常规空气源热泵在低温环境下制热性能下降明显，甚至无法满足室内热负荷的需求，加之我国北方铁路沿线冬季气温可达-20℃甚至更低，限制了常规空气源热泵的使用。

为了提高空气源热泵在低温环境下的性能，国内外学者做了大量的研究工作。向立平等[3]研究了回热器对于单级压缩制冷循环的影响，通过在系统中增设回热器，能够有效提高系统能效比(COP)。Klein S A等[4]建立了带回热器的单级蒸汽压缩模型，通过对比多种低温工质用于回热器系统的性能，给出了判断回热器是否能够提升系统性能的关联式，为不同工质利用回热器提升性能提供了理论依据。Aprea C等[5]建立了带回热器的跨临界CO2制冷机组，并对系统性能进行了实验研究，结果表明系统的制热量和COP最大可增加12%。Ma G Y等[6-7]研究了经济器补气热泵在蒸发温度为-25℃～ -10℃、冷凝温度分别为45℃和48℃时的热力性能，表明当蒸发温度较低时，经济器补气系统能够有效提升热泵性能。王文毅等[8]研究了中间补气量对经济器补气热泵系统性能的影响，通过实验得出了不同工况下系统的最优中间补气量。Baek C等[9]研究了在低环境温度工况下，采用CO2工质的热泵系统应用补气过程的制热特性，对比了闪蒸罐补气、经济器补气和吸气管路回热器3种形式的热泵循环在不同压缩机转速、补气量及室外温度下的性能。Bertsch S S等[10]建立了两级压缩模型和复叠系统模型，采用ε—NTU法对系统性能进行了实验分析和对比，在环境温度-30℃和出水温度50℃工况下，系统COP可达2.1。Wang S G等[11]建立了跨临界CO2空气源热泵系统，研究了室外环境温度和气冷器出水温度对跨临界CO2空气源热泵系统最优排气压力的影响。赵宗彬等[12]建立了空气源跨临界CO2热泵系统数学模型，通过模拟计算优化了系统主要配件的性能参数。Fernandez N等[13]研究了带回热器的跨临界CO2循环和中间补气跨临界CO2循环的性能，并与常规系统进行对比，结果表明，带回热器的跨临界CO2循环和中间补气跨临界CO2循环的制热性能分别提升了7.9%和7.5%。

基于国内外学者的研究，对2种适用于低温工况的空气源热泵系统的热力性能进行了实验研究和对比分析，为空气源热泵在寒冷地区铁路沿线站段的应用提供理论依据。

1 2 种低温空气源热泵系统热力学模型

1.1 跨临界CO2热回收热泵系统

采用跨临界CO2热泵系统，可以直接制取70℃以上的热水，能够满足我国北方铁路沿线供暖热水需求。跨临界CO2热泵系统中，高温高压的CO2工质在气体冷却器内与水进行换热，此换热过程为显热交换，但由于暖气回水温度较高，导致回水在气体冷却器中吸收的热量较少，无法充分发挥跨临界CO2循环直接制取高温热水的特点，降低了系统的能效比。因此，需要先降低暖气回水温度，再将较低温度的回水供入气体冷却器中与高温高压的CO2工质换热，提升系统的制热量和能效比。基于此，考虑在跨临界CO2循环中增设热回收系统，增设的热回收系统能够将气体冷却器中多余的热量进行回收，对气体冷却器出口的CO2制冷剂进行过冷，降低节流阀入口处CO2制冷剂的温度，从而增大CO2制冷剂在蒸发器中的吸热量，提升跨临界CO2循环的制热性能；较低温度的回水在热回收系统中进行1次加热后进入气体冷却器中，吸收气体冷却器中高温高压CO2制冷剂的热量，进行二次加热，得到的高温热水供入用户末端，系统流程如图1所示。跨临界CO2热回收热泵系统压焓图如图2所示。根据图2，热泵系统的理论性能计算如下。

图1 跨临界CO2热回收热泵系统流程图

（1）跨临界CO2热回收热泵系统功率计算。系统功率(wtotal)为

式中：wCO2为CO2压缩机的功率，kW；w热回收为热回收系统的功率，kW。

图2 跨临界CO2热回收热泵系统压焓图

式中：m为热泵循环系统中制冷剂流量，kg/s；h2为压缩机出口制冷剂焓值，kJ/kg；h1为压缩机入口制冷剂焓值，kJ/kg。

热泵循环系统中制冷剂流量(m)的计算公式为

式中：ρ为压缩机入口制冷剂密度，kg/m3；V为压缩机排气量，m3/s；ηv为压缩机容积效率。

（2）跨临界CO2热回收热泵系统总制热量计算。总制热量(qtotal)为

式中：qgc为气体冷却器的制热量，kJ；q热回收为系统回收的热量，kJ。

qgc的计算公式为

式中：h3为CO2气体冷却器出口制冷剂焓值，kJ/kg。

q热回收的计算公式为

式中：h4为热回收系统出口制冷剂焓值，kJ/kg。

（3）跨临界CO2热回收热泵系统能效比计算。系统能效比(COP)为

1.2 回热循环热泵系统

回热循环热泵系统流程图如图3所示。从蒸发器中流出的低温低压制冷剂6进入回热器，在回热器中与从冷凝器流出的高温高压制冷剂3进行换热，吸热成为过热蒸汽1进入压缩机，同时将从冷凝器流出的高温高压制冷剂3进一步过冷为状态4。采用回热循环热泵系统，能够使冷凝器出口的制冷剂得到进一步冷却，增大制冷剂过冷度，使蒸发器中制冷剂能够从空气中吸收更多的热量，提升空气源热泵在低温工况下的制热性能，同时能够提高压缩机入口处制冷剂的过热度，避免出现液击现象。

图3 回热循环热泵系统流程图

回热循环热泵系统压焓图如图4所示。

图4 回热循环热泵系统压焓图

由图4所示，回热循环热泵系统的理论性能计算如下。

（1）压缩机功率计算。计算公式为

（2）系统制热量计算。计算公式为

（3）系统制热能效比计算。计算公式为

2 实验结果及对比分析

通过搭建2种空气源热泵样机，在环境温度-20℃、-10℃、0℃工况下，当回水温度为40℃，供水温度由45℃升高至55℃时，对2种空气源热泵系统的制热性能进行了实验研究。2种空气源热泵系统在不同工况下的各性能参数对比如图5至图8所示，图中Ta为环境温度，Tf，w为回水温度。

2.1 制热量分析

2种空气源热泵在不同环境温度工况下制热量随供水温度的变化对比如图5所示。由图5可知，2种空气源热泵的制热量均随环境温度的升高而增大，但当环境温度保持不变时，随着供水温度的升高，回热循环热泵系统的制热量显著减小，跨临界CO2热回收热泵系统的制热量则逐渐增大，这是由2种热泵系统的运行特性造成的。对于回热循环热泵系统，随着供水温度的升高，压缩机排气压力逐渐升高，系统压比逐渐增大，压缩机效率降低，系统制热性能下降，制热量减小。对于跨临界CO2热回收热泵系统，随着供水温度的升高，气体冷却器中CO2制冷剂压力和温度升高，热回收系统在气体冷却器中回收的热量增大，系统的制热量逐渐增大。当环境温度为-20℃时，随着供水温度由45℃升高至55℃，跨临界CO2热回收热泵系统的制热量由32.6 kW增大至34.9 kW，制热量增大3.6%；随着供水温度由45℃升高至50℃，回热循环热泵制热量减小6.6%，表明在低温工况下，随着供水温度的升高，跨临界CO2热回收热泵系统的性能优于回热循环热泵系统。

2.2 功率分析

图6为2种空气源热泵在不同环境温度工况下功率随供水温度的变化对比。随着环境温度的升高，2种热泵系统的功率均有所增大，但二者的增幅不同。在环境温度-20℃工况下，随着供水温度由45℃升高至50℃，回热循环热泵的功率增大了11.9%；但在相同环境温度下，当供水温度由45℃升高至55℃时，跨临界CO2热回收热泵系统的功率仅增大了3.8%，增幅明显小于回热循环热泵。这是由于回热循环热泵随着供水温度升高，系统压缩比增大，压缩机等熵效率减小，功率增大；跨临界CO2热回收热泵，随着供水温度升高，热回收系统回收的热量增大，热回收系统功率也增大，而CO2循环的压比基本保持不变，CO2循环的功率也不变。因此，跨临界CO2热回收热泵的功率增幅小于回热循环热泵。

图5 制热量随供水温度变化对比

图6 功率随供水温度变化对比

2.3 能效比分析

2种空气源热泵在不同环境温度工况下COP随供水温度的变化对比如图7所示。当环境温度为-20℃时，随着供水温度由45℃升高至55℃，跨临界CO2热回收热泵的COP由1.76升高至1.82，增大3.4%；随着供水温度由45℃升高至50℃，回热循环热泵的COP由2.12降低至1.77，减小16.5%。由此可以看出，随着供水温度的升高，回热循环热泵的COP迅速减小，跨临界CO2热回收热泵的COP略微增大；当供水温度低于50℃时，回热循环热泵的COP高于跨临界CO2热回收热泵。在环境温度0℃和-10℃工况下，当供水温度高于50℃时，回热循环热泵的COP低于跨临界CO2热回收热泵。这是由于随着供水温度的升高，跨临界CO2热回收热泵的制热量增大，功率几乎保持不变，而回热循环热泵的制热量减小，功率增大，COP迅速减小。这一结果表明在低温环境工况下，当供水温度低于50℃时，回热循环热泵性能优于跨临界CO2热回收热泵，当供水温度高于50℃时，跨临界CO2热回收热泵性能优于回热循环热泵。

图7 COP随供水温度变化对比

2.4 排气温度分析

2种空气源热泵在不同环境温度工况下压缩机排气温度随供水温度的变化对比如图8所示。当供水温度为50℃时，随着环境温度由0℃降低至-20℃，跨临界CO2热回收热泵的压缩机排气温度由84.9℃升高至108.7℃，排气温度均低于相应工况下的回热循环热泵。这是由于回热循环热泵中增设了回热器，蒸发器出口制冷剂在回热器中吸热，压缩机入口处制冷剂过热度增大，排气温度升高。在环境温度-20℃工况下，随着供水温度由45℃升高至55℃，跨临界CO2热回收热泵排气温度变化较小，由106.7℃升高至110.2℃，而随着供水温度由45℃升高至50℃，回热循环热泵的排气温度由105.6℃升高至113.8℃。随供水温度的升高，回热循环热泵排气温度的增幅明显大于CO2热回收热泵。这是由于供水温度的升高导致回热循环热泵的排气压力升高，系统压比增大，等熵效率降低，排气温度迅速升高，而供水温度对跨临界CO2热回收热泵系统压比影响较小，因此压缩机的排气温度升高并不明显。

图8 压缩机排气温度随供水温度变化对比

3 结论

为了研究空气源热泵在铁路沿线低温寒冷地区的适用性，针对2种空气源热泵系统的低温制热性能进行了实验研究和对比分析。结果表明，当环境温度不变时，随着供水温度由45℃升高至55℃，跨临界CO2热回收热泵系统的制热量和COP均升高；随着供水温度由45℃升高至50℃，回热循环热泵系统的制热量和COP均逐渐降低。当供水温度低于50℃，回热循环热泵的COP高于跨临界CO2热回收热泵，回热循环热泵系统的节能效果更为显著；当供水温度超过50℃时，跨临界CO2热回收热泵系统的性能优于回热循环系统。在低温环境条件下，跨临界CO2热回收热泵系统不仅能够提供更高的供水温度，并且能够有效提升空气源热泵系统的制热性能，结合我国北方铁路沿线站段的供暖需求和气候条件，相较于回热循环热泵系统，跨临界CO2热回收热泵系统的适用性和热力性能更为优越。