单级跨临界CO2 地源热泵性能研究

王彦杰 刘雄* 钱亚中 叶志成 祝铭 李林蔚

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

自1989 年G Lorentzen 设计出跨临界二氧化碳循环制冷系统以来，二氧化碳制冷/热泵装置的研究与应用已成为了全球范围内受重视的热点，当前已经在汽车空调，热泵热水器和复叠式制冷系统中获得了大量应用[1]。本论文提出了一种二氧化碳跨临界地源热泵系统[2]，可同时提供冷量和热量，作为直接膨胀式空调设备，能用于驱动恒温恒湿空气处理机组。本文介绍了其工作原理，并分析了其冬季运行工况性能。

1 地源热泵系统

本文所研究的二氧化碳跨临界地源热泵系统由风系统、水系统、热泵子系统等三部分组成，具体如图1 所示。

风系统由用户侧换热器，再热器和预热器组成。夏季工况时，预热器不工作。被处理空气先经用户侧换热器，以直膨的方式被冷却除湿，再进入再热器被再热。再热器的热水来源于热水加热器所回收的制冷冷凝热。冬季工况时，再热器不工作。新风先进入预热器预热，再与回风混合，然后再进入用户侧换热器，以直膨的方式被加热。预热器中热水来源于热水加热器。

图1 用于驱动恒温恒湿空气处理机组的二氧化碳地源热泵系统图

水系统包括热源侧换热器，热水加热器，再热器，预热器，埋地换热器，电动三通阀和水泵等组成。热水加热器全年用于生产热水，夏季工况时，所生产的热水用于再热器的再热，当不需要再热时，通过电动三通阀切换，送入埋地换热器向土壤散热。冬季工况时，热水加热器所生产的热水用于预热器给新风预热，对于寒冷和严寒地区，新风温度较低时，为避免预热器被冻坏，水中应加防冻液。

热泵子系统包括压缩机、用户侧换热器、热源侧换热器、热水加热器、回热器、贮液器、四通阀、节流阀1、节流阀2、电磁阀1、电磁阀2 等。工作时，节流阀1可用于控制压缩机排气压力。节流阀2 可用于控制通过蒸发器的工质流量。

用户侧换热器夏季工况作为蒸发器，用于空气冷却除湿，冬季工况作为气体冷却器，用于空气的加热。热源侧换热器夏季工况用作气体冷却器，与水进行热交换，水再通过埋地换热器，向土壤散发制冷所产生的热量。冬季工况用作蒸发器，从水中吸热，水再通过埋地换热器，从土壤中吸热。

夏季工况时，电磁阀1 全开、电磁阀2 关闭。热泵子系统的工作流程如下：压缩机排气口→四通阀→单向阀a→热水加热器→电磁阀1→热源侧换热器→单向阀e→回热器高压侧→节流阀1→贮液器→节流阀2→单向阀d→用户侧换热器→四通阀→回热器低压侧→压缩机吸气口。

冬季工况时，电磁阀1 关闭、电磁阀2 全开；其工作流程如图1 中箭头所示，具体如下：压缩机排气出→四通阀→用户侧换热器→单向阀b→热水加热器→电磁阀2→回热器高压侧→节流阀1→贮液器→节流阀2→单向阀f→热源侧换热器→单向阀c→四通阀→回热器低压侧→压缩机吸气口。以上工作流程对应的压焓图如图2 所示。

图2 地源热泵循环的压-焓图

2 理论计算模型

压缩机：

换热器：

节流阀：

贮液器：

式（1）～（7）中：w 为压缩机耗功量，W/kg；h 为状态点的焓值，J/kg；η 为压缩机等熵效率；m 为质量流量，kg/s；下标i 代表系统部件进口流体的状态，下标o 代表系统部件出口流体的状态，下标s 为实际流体，下标l 为理论流体。

系统性能的计算公式如下：

式中：Q 为单位时间内用户侧换热器和预热器中的换热量之和，kW；W 为单位时间内系统中压缩机的轴功，kW。

3 结果与分析

3.1 模拟条件

1）系统内各管道无压降损失。

2）蒸发器出口制冷剂为饱和气体。

3）制冷剂与室外空气进口温度之间的最小传热温差为10 ℃。

4）制冷剂与热水加热器之间的最小传热温差为5 ℃。

5）冬季送风温度为40 ℃，回风温度为22 ℃，新风量为10000 m3/h，新风预热到5 ℃。

3.2 计算结果

3.2.1 新风温度对系统性能的影响

在压缩机排气压力为9 MPa、新风比为0.1 时，在不同的地埋管进口水温下，系统性能随室外新风温度的变化情况如图3 所示。从图3 中可以看出，在固定地埋管进口水温时，系统制热性能都是随着室外新风温度的升高呈下降趋势。但若固定室外新风温度、改变地埋管进口水温，系统COP 随着地埋管进口水温的升高呈上升趋势。

图3 不同地埋管进口水温下，新风温度对系统性能的影响

图4 不同新风比下，新风温度对系统性能的影响

在压缩机排气压力为9 MPa、地埋管进口水温为0 ℃时，在不同的新风比下，系统性能随室外新风温度的变化情况如图4 所示。从图4 中可以看出：在相同的新风比和地埋管进口水温下，系统制热性能都是随着室外新风温度的升高呈现出一直下降的趋势。且在新风温度为6 ℃（此时室外新风不预热）时，COP 下降的变化趋势发生改变。若固定室外新风温度、改变新风比，系统COP 随着新风比的增大反而呈上升趋势。

在室外新风温度为-15 ℃、地埋管进口水温为0 ℃时，在不同的压缩机排气压力下，系统性能随室外新风温度的变化情况如图5 所示。从图5 中可以看出：随着室外新风温度的升高，系统性能呈下降趋势，且根据室外新风是否需预热，其变化趋势会出现较大变化。在压缩机排气压力逐渐升高时，系统性能一直呈下降趋势。

图5 不同压缩机排气压力下，新风温度对系统性能的影响

3.2.2 新风比对系统性能的影响

在压缩机排气压力为9 MPa，室外新风温度为-15 ℃时，系统在不同的地埋管进口水温下，其性能随新风比的变化情况如图6 所示。从图6 中可以看出：在此设定工况下，若地埋管进口水温一定，系统制热性能COP 随着新风比的增加呈上升的趋势。若固定新风比、改变地埋管进口水温，发现系统COP 随着地埋管温度的升高也是呈现上升趋势。同时也可看出，地埋管进口水温越高，系统COP 的变化趋势随新风比的增加变得越大。

在压缩机排气压力为9 MPa，地埋管进口水温为0 ℃时，在不同的新风温度下，系统性能随新风比的变化情况如图7 所示。从图7 中可以看出：在此设定工况下，若固定室外新风温度，系统制热性能COP 随着新风比的增加呈上升趋势。而若固定新风比、改变室外新风温度，发现系统COP 随着室外新风温度的降低呈现上升的趋势，且室外新风温度越低，系统性能增长趋势越大。

图6 不同地埋管进口水温下，新风比对系统性能的影响

图7 不同新风温度下，新风比对系统性能的影响

在地埋管进口的水温为0 ℃、室外新风温度为-15 ℃时，系统在不同的压缩机排气压力下，其性能随新风比的变化情况如图8 所示。从图8 可以看出：在相同的压缩机排气压力下，系统性能随新风比的增大呈近似直线上升。且在相同的新风比的情况下，压缩机排气压力越低，系统性能越大。

图8 不同压缩机排气压力下，新风比对系统性能的影响

4 结论

本文对用于驱动恒温恒湿空气处理机组的二氧化碳地源热泵系统在冬季运行时的制热性能进行了研究，结果发现：

1）系统性能随着室外新风温度的升高呈近似直线的下降趋势，且下降趋势会在新风是否需预热的情况下发生变化。随着室外新风温度的变化，新风比这一因素对系统性能影响较大，压缩机排气压力次之，地埋管进口水温影响最小。

2）系统性能随新风比的增大呈近似直线的上升趋势。且随着新风比的增大，室外新风温度越低，对系统性能影响越大。