带引射器的跨临界CO2机械过冷热泵系统性能分析

董丽玮，李敏霞，姚良，马一太，詹浩淼

（中低温热能高效利用教育部重点实验室(天津大学)，天津 300350）

空气源热泵作为一种优良的节能供暖技术，能有效降低我国北方冬天使用燃煤的供暖方式造成的化石能源紧缺和严重的雾霾问题，成为政府大力提倡的供暖方式[1-2]。但采用热泵供暖要考虑制冷剂的使用引起的臭氧层空洞和全球变暖等环境问题。根据《蒙特利尔议定书》基加利修正案，到2045年，氢氟烃（HFCs）类制冷剂的使用最终将削减至80%～85%，现在制冷与空调行业中使用的大部分HFCs 制冷剂将被取代。在众多替代工质中，CO2作为一种自然工质，臭氧消耗潜能（ODP）为0，全球变暖潜能（GWP）为1，成本低、易获得、性质稳定。用于热泵供暖工况时，放热过程处于超临界状态，在高压侧具有更大的温度滑移，能获得更高温度的热水[3]。由于其具有上述优点，CO2热泵技术在供暖领域获得飞速发展[4-5]。

然而，在室外蒸发温度较低时，CO2运行压力较高造成高低压压差较大，节流损失大，系统性能下降。针对此问题，国内外学者进行了大量的研究。其中引射器能减小制冷剂闪发造成的损失，同时降低压缩机功耗，回收部分膨胀功，从而提高系统整体性能。Zhu等[6]对引射膨胀式跨临界CO2热泵系统进行了试验研究，结果表明，系统的COP 比基本系统提升约10.3%。机械过冷采用传统的蒸汽压缩制冷循环对气体冷却器出口的CO2气体进行冷却，可减少系统的节流损失。Llopis 等[7]对机械过冷系统进行热力学分析的结果表明，与基本系统相比，机械过冷系统的性能系数（COP）最大能提升约20%，制冷量最大能提升约28.8%。此外，辅循环工质种类也会影响机械过冷系统的性能。Dai等[8]提出在跨临界CO2机械过冷系统的辅循环中使用非共沸混合工质，研究表明使用具有合理温度滑移的工质时，与采用纯工质相比，能效可提升约4.91%。

考虑系统的实际运行，供暖期间室外温度的波动以及不同地区的气候条件如温度、湿度、供热负荷会直接影响热泵系统的运行。供热季节性能系数（HSPF）能综合考虑各地区室外温度变化、结除霜损失系数等因素，反映系统动态运行的性能。因此对不同系统HSPF的研究具有重要意义[9]。

鉴于在热泵系统中对引射器和机械过冷相结合的研究较少，为进一步提升跨临界CO2热泵系统的性能，本文在原机械过冷系统的主循环或辅循环基础上加入引射器，综合了引射器系统和机械过冷系统的优势，提出了一种带引射器的跨临界CO2机械过冷热泵系统。通过建立热力学模型，对系统使用不同末端的性能进行了整体分析，并将该系统与已有系统进行对比，选取了4 个典型城市，分析了4种系统供暖期间的运行特性。结合我国各地气候的实际情况，为不同地区寻找更高效的供暖系统提供了理论参考。

1 系统介绍

图1 和图2 分别为辅循环带引射器系统［MSHPS （AWE）］ 和 主 循 环 带 引 射 器 系 统［MSHPS（MWE）］的系统图及其对应的压焓图。

图1 辅循环带引射器的系统原理图和压焓图

图2 主循环带引射器的系统原理图和压焓图

机械过冷即在跨临界CO2热泵基本循环的气体冷却器出口增加辅助循环，对气体冷却器出口的CO2气流降温冷却，从而降低CO2节流前温度。对于MSHPS（AWE），1-2-3-4-5 为跨临界CO2基本循环，本文称主循环，辅循环中加入引射器，辅循环过冷器出口的气态工质被来自气体冷却器的高压流体引射，两股流体在引射器内充分混合后降速增压，之后进入气液分离器。分离之后的饱和气体和饱和液体分别进入压缩机和过冷器完成循环。对于MSHPS（MWE），在主循环中加入引射器，主循环蒸发器出口的气态工质被来自过冷器的高压流体引射，辅循环12-13-14-15 为跨临界CO2基本循环。散热末端的回水分别经过主、辅循环的气体冷却器，被加热后进入混合水箱进行供暖。

2 系统模型建立

2.1 热力学模型

为简化热力学计算，对系统作如下假设[10-12]：

（1）系统在稳定工况下运行；

（2）压缩机等熵效率为增压比函数；

（3）忽略换热器、各部件以及系统管路在运行中的热量损失和压力损失，换热器均为逆流换热；

（4）辅循环中过冷器和气液分离器出口的流体均为饱和状态；

（5）带有引射器的循环中，压缩机具有5℃吸气过热；

（6）气体冷却器中CO2出口与冷却水进口温差为5℃，过冷器中辅循环蒸发温度与CO2出口温差为5℃；

（7）忽略引射器进、出口动能，引射器内流体混合过程视为等压混合，过程中动量守恒。

（8）根据GB/T 25127.1，名义工况（额定工况）为环境温度T0=-12℃，令蒸发温度与环境温度的差值为5℃，则蒸发温度为-17℃；

（9）散热末端选取散热片（TDR）、地盘管（FCR）和小温差风机盘管（STD-FCU），各末端供、回水温度见表1。本文所有分析和讨论均基于压缩机排气温度≤140℃的有效数据[13]。

表1 不同散热末端供回水温度

辅循环带引射器相关参数见式(1)～式(11)。

①主循环

压缩机功耗以式(1)计算。

式中，mm为主循环CO2质量流量，kg/s。

其中比焓hi（i=1,2,3,…）关系以式(2)计算。

式中，ηm,CO2为主循环压缩机等熵效率，可由式(3)计算[16]。

气体冷却器

式中，Qm,h为主循环制热量，kW。

膨胀阀

引射系数

式中，ma为被吸入的CO2的质量流量，也即经过辅循环蒸发冷却器的质量流量，kg/s；mg为工作流体CO2的质量流量，也即经过辅循环压缩机的质量流量，kg/s。

过冷器

辅主循环流量比

根据引射器能量守恒，引射系数µ满足式(9)。

同时引射器出口CO2干度满足式(10)。

引射系数由11 状态点的干度与式(9)迭代计算得到[17]。

循环性能系数

式中，Qa,h为辅循环制热量，kW；Wa,CO2为辅循环压缩机功耗，kW。

主循环带引射器相关参数见式(12)～式(14)。

引射系数µ满足式(12)。

同时，引射器出口CO2干度满足式(13)。

此处引射系数同样由7 点状态点的干度与式(16)迭代计算得到。

循环性能系数，如式(14)。

式中，Qm,h、Qa,h分别为主、辅循环制热量，kW；Wm,CO2、Wa,CO2分别为主、辅循环压缩机功耗，kW。

2.2 HSPF模型

HSPF 是指在采暖季节热泵的总制热量与消耗的总电能之比。考虑我国不同气候区由于纬度位置的差异引起的供热负荷的不同，以及由于湿度的差异引起的结霜情况的不同，文献[18]提出了现阶段HSPF的计算方式，如式(15)～式(18)。

式中，HHL为不同室外温度对应的供热负荷，W/m2；qH,desi为供热设计负荷，W/m2；tH为供热启动室外温度，本文中取18℃；tH,desi为供热室外设计温度，℃；t0为供热期间每小时对应的室外温度，℃。

式中，HSTL 为总供热负荷，W；A为建筑供热面积，m2，本文中取100m2；τ为不同室外温度对应的小时数，h。

式中，COPH(i)为不同蒸发温度对应的系统供热性能系数；Dfros,m为除霜损失系数。

选取城市的纬度位置和相关设计参数见表2。

表2 典型城市的相关参数

系统运行参数优化及HSPF 的计算流程如图3所示。通过对主、辅循环排气压力和过冷器出口温度3个影响参数同时优化，得到不同蒸发温度下系统的最优COP。获取各城市的气象数据后进行统计汇总，利用已经获得的各蒸发温度的最优COP 进行各城市HSPF的计算。

图3 系统运行参数优化及HSPF计算流程

3 结果与讨论

3.1 内部参数变化对系统性能的影响

选定额定工况、确定带引射器的循环中压缩机吸气过热度和冷却水供/回水温度后，循环可变运行参数仅为主、辅循环排气压力和过冷器出口温度。本节中分别讨论了在额定工况下，两种系统的性能参数随主、辅循环排气压力和过冷器出口温度的变化情况，且讨论其中一个运行参数对系统性能的影响时，其余可变运行参数取最优值。

3.1.1 主辅循环排气压力对系统性能的影响

图4 和图5 分别为在额定工况下，以TDR、FCR 和STD-FCR 为 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP 随主、辅循环排气压力的变化。随着主、辅循环排气压力的升高，两种系统的COP 均呈现先增加后减小的变化趋势。以TDR、FCR 和STD-FCR 为末端的系统最优主辅循环排气压力依次降低，最优COP 依次升高，其中，以STD-FCU 为 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）最优COP分别能达到3.014和3.217。原因是气体冷却器出口温度降低，高压侧最优排气压力降低，对应工况下的最优COP升高[22-23]。两种系统在最优排气压力下均存在最大COP，原因是在CO2超临界区域等温线呈S曲线变化，压缩机功耗和制热量随排气压力变化速率不一致[24]。

图4 系统COP随主循环排气压力的变化

图5 系统COP随辅循环排气压力的变化

3.1.2 过冷器出口温度对系统性能的影响

图6 所示为在额定工况下，以TDR、FCR 和STD-FCR 为 末 端 的MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP随过冷器出口温度的变化。随着过冷器出口温度的升高，两种系统的COP 均呈现先增加后减小的变化趋势。原因是随着过冷器出口温度的升高，系统的总制热量和压缩机总功耗变化速率不一致，综合结果导致系统COP 先增加后减小[25]。

图6 系统COP随过冷器出口温度的变化

由以上分析可知，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）在最优主、辅循环排气压力和最优过冷器出口温度下存在最优的COP。下文的结果均基于最优工况进行对比分析。

3.2 不同系统性能对比分析

3.2.1 不同系统COP对比分析

图7 所示为以TDR、FCR 和STD-FCU 为末端的系统COP 随蒸发温度的变化。由于蒸发温度较低时，压缩机排气温度较高，环境温度低于一定值时，压缩机排气温度降超过140℃，这样的工况不被接受，所以各系统有其最低蒸发温度限制。CO2基本系统（BASE 系统） 为-31℃，MSHPS 和MSHPS（AWE）为-33℃，MSHPS（MWE）则由于主循环中引射器的使用提升了压缩机吸气温度，故蒸发器侧可以达到更低的蒸发温度，为-37℃，具有更好的低温适应性。以BASE 系统、MSHPS 为基准的COP 增量。以BASE系统为基准，以TDR为末端的系统COP增量最高，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量分别为21.54%和27.04%；以MSHPS 为基准，以STD-FCU 为末端的系统COP 增量最高，MSHPS（AWE） 和MSHPS （MWE） 的COP 增 量 分 别 为2.62%和9.53%。

图7 系统COP随蒸发温度的变化

3.2.2 不同系统供热季节性能系数能（HSPF）对比分析

本节选取了我国4 个典型气候城市，即哈尔滨、北京、西安、上海，对其使用不同系统时冬季供暖期间的HSPF进行了对比分析。

图8 所示为选取的4 个城市的冬季供暖期间不同室外温度对应的小时数（数据可通过DeST 软件获取）。哈尔滨属于严寒地区，温度集中于-30～-10℃；北京和西安属于温带季风气候，冬冷夏热，冬季气温集中于-10～10℃；上海纬度较低，属于亚热带季风气候，冬季气温较高，集中于0～20℃。

图8 各城市冬季供暖期间不同室外温度对应的时间

表3 额定工况下各系统最优COP和COP增量

图9 所示为选取的4 个典型城市使用以TDR、FCR 和STD-FCU 为末端的系统时的HSPF 和HSPF增量。纬度越低，系统的HSPF 越高，但使用以TDR和FCR为末端的系统时，上海的HSPF略低于西安，原因是上海地区湿度较高，系统运行时结霜较其他地区严重，除霜损失系数较低。以BASE系统为基准，严寒地区的HSPF 改善效果最明显[18]。其中，哈尔滨地区以TDR 为末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量高达35.22%。系统以TDR为末端时，4个城市的HSPF的提升量有较大差值。故对应在气体冷却器出口温度较高时，系统的HSPF 对城市纬度位置较为敏感，更适用于高纬度的严寒地区。系统以STD-FCU为末端时，4个城市的HSPF提升量变化幅度不明显，故对应在气体冷却器出口温度较低时，系统的HSPF对城市纬度位置不敏感。其中，上海地区以STD-FCU 为末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量约为25.27%，高于使用其他终端的情况。以MSHPS 为基准，城市的纬度位置对MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的HSPF提升量无明显影响，但随着气体冷却器出口温度的降低，各城市的HSPF提升量均有一定程度的增加。上海地区以STD-FCU 为末端的MSHPS（MWE）的HSPF 提升量最高，约为12.02%。综上，以STD-FCU为末端的系统HSPF最高，以TDR为末端的系统更适用于高纬度的严寒地区，以STD-FCU为末端的系统更适用于低纬度的地区。

图9 不同城市的HSPF和HSPF提升量

3.3 辅循环工质种类对系统性能的影响

本文提出的两种系统中，主、辅循环均以CO2为工质，而CO2压缩机造价高，成本约占总初投资成本的80%[26]，在实际工程中应考虑降低此项成本。辅循环侧压缩机的功耗与主循环相比很小[7]，而且主循环的热量输出占主导地位[24]，故可改变辅循环工质，对比分析辅循环工质种类对系统性能的影响。本节选取了包括CO2在内的7 种现阶段较为常用的纯制冷剂以及混合制冷剂R32/R1234yf（50/50）作为辅循环工质。

图10(a)、(b)分别为在额定工况下MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最优COP 和以MSHPS 为 基 准 时MSHPS （AWE） 和MSHPS（MWE）的COP增量。其中，以STD-FCU 为末端，辅循环工质为R717 的系统的COP 最高。对于MSHPS （AWE），以FCR 为末端略高于以STDFCU 为末端的系统COP 提升量。其中辅循环工质为CO2的系统COP 提升量最高，约为2.67%。而对于MSHPS（MWE），以STD-FCU 为末端，辅循环工质为R717的COP提升量最高，约为10.02%。造成对应工质在两种系统中COP 提升效果不同的原因是在MSHPS（AWE）中，不同的工质在辅循环引射器的作用下被引射，而在MSHPS（MWE）中辅循环为基本循环，工质只经过基本的亚临界或跨临界蒸汽压缩过程。3 种系统以TDR 为末端时，3种系统的COP 无较大差值。而以FCR 和STD-FCU为末端时，辅循环使用其他工质的COP 均高于使用CO2的情况。原因是辅循环为除CO2以外其他工质时，以FCR 和STD-FCU 为末端的系统供水温度与TDR 相比有较大程度的下降，对应辅循环冷凝温度大幅降低，导致系统具有较高的COP。而辅循环工质为CO2时，高压侧为超临界无相变的冷却过程，对应气体冷却器出口温度下降程度较小，导致系统COP 较低。由于非共沸制冷剂存在相变温度滑移，因此辅循环使用混合制冷剂R32/R1234yf 的系统COP 高于使用纯工质R32 和R1234yf 的系统，这与已有研究相符。但辅循环使用混合工质的MSHPS 的COP 较高，故以其作为基准时，COP 增量并非最高，提升效果并非最优。

图10 系统COP及COP增量

4 结论

本文提出带引射器的跨临界CO2机械过冷热泵系统。在系统分别以TDR（气体冷却器出口温度45℃）、FCR（气体冷却器出口温度40℃）和STDFCU（气体冷却器出口温度35℃）为散热末端时，通过热力学建模，对额定工况下内部参数的变化对系统性能的影响进行了分析与讨论，并从能效和供暖期间的运行特性两方面与已有系统进行了对比。改变辅循环工质，对比了额定工况下工质种类对MSHPS、MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）性能的影响。主要结论如下。

（1）与已有的机械过冷系统相似，新提出的两种系统均存在最优主、辅循环排气压力，最优过冷器出口温度，对应最高COP；以STD-FCU 为末端的系统COP最高。在额定工况下，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的最高COP 分别能达到3.014和3.217。

（2）两种系统对已有BASE系统和MSHPS的性能有一定程度的改善。在额定工况下，以BASE系统为基准，以TDR 为末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP增量最高，分别为21.539%和27.036%；以MSHPS 为基准，以STD-FCU 为末端，MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）的COP 增量 最 高， 分 别 为2.622% 和9.534%， MSHPS（MWE）对已有系统的性能具有更好的提升效果。此外，MSHPS（MWE）进一步降低了最低蒸发温度限制，可达-37℃，具有较好的低温适应性。

（3）城市的纬度位置和散热末端形式会影响系统供暖期间的运行特性。以BASE系统为基准，严寒地区的HSPF提升量最高。以TDR为末端的系统更适用于高纬度的严寒地区，以STD-FCU 为末端的系统更适用于低纬度的地区。

（4）辅循环工质的种类会影响系统的整体性能。MSHPS（AWE）使用CO2的效果最好，在额定工 况 下，以FCR 为 末 端，MSHPS （AWE） 较MSHPS 的COP 提升量最大，约为2.67%；MSHPS（MWE）使用R717 的效果最好，在额定工况下，以STD-FCU为末端，MSHPS（MWE）较MSHPS的COP 提升量最大，约为10.02%。与辅循环使用纯工质的系统相比，使用混合工质的系统具有更高的COP，但提升效果并非最优。