CO2 喷射器水源热泵冬季供暖性能分析

欧竞赛 刘雄

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

0 引言

合成工质是造成臭氧空洞、温室效应的重要原因[1]。C O2作为环保性好的天然工质越来越受重视。C O2跨临界循环及相关技术的进步使 CO2系统应用越来越广泛[2～4]。然而跨临界循环节流阀损失大，限制了系统的性能[5]。喷射器因结构简单、成本低等特点成为替代节流阀的选择之一[6]。1 931 年Gay[7]第一次提出将喷射器应用于制冷热泵系统构想。1990 年Kornhasuer[8]在R12 系统中首次使用喷射器，C OP 增加16%，火用损失减少24%[9]。另外，水源热泵属于可再生能源技术，能效高，运行稳定，环境友好[10]。CO2水源热泵具备可行性和必要性[11]。

本文在单级跨临界二氧化碳地源热泵[12]的基础上，在系统内耦合入喷射器，提出一种带喷射器的跨临界二氧化碳地下水源热泵，其能够在冬夏季驱动一次回风空气处理机组承担室内采暖和空调负荷，介绍了其运行原理，并对其冬季性能进行了简要分析。

图1 喷射器结构简图

1 系统介绍

1.1 冬季运行原理

系统分为空气处理过程，制冷剂循环和水循环，其中空气处理机组包括预热器、用户侧换热器、再热器，制冷剂循环主要部件包括四通阀、压缩机、喷射器、共用气冷器、地下水换热器、节流阀、气液分离器、电磁阀等。水循环系统包括三通阀、循环水泵等。

冬季系统运行的原理图如图 2 所示，压焓图如图3 所示。冬季运行时，电磁阀1 关闭，电磁阀2 打开，空气处理器中的再热器关闭。当新风低于5 ℃需要预热时，新风预热器打开，由共用气冷器加热循环中的水，由热水对新风进行预热，否则预热器关闭。原理图中黑实线表示制冷剂循环，单点划线表示水系统，虚线框内为空气处理机组。具体循环为：喷射器出口干度为χe的CO2制冷剂以状态e 进入气液分离器后，分为两路：其中的气相部分 a 进入压缩机，经绝热压缩后，排出高温高压的状态为 b 的制冷剂气体，经过两级气体冷却器（用户侧换热器加热空气、共用气冷器新风预热或地下水冷却）放热后以状态d 进入喷射器工作喷嘴。另一路液相制冷剂eL 经节流阀绝热节流后以状态f 进入地下水换热器（蒸发器）吸热蒸发后以状态j 被引射进喷射器引射喷嘴，两路制冷剂在喷射器中完成混合、降速增压过程后以状态e 离开气喷射器进入气分离器，由此完成一个循环。

图2 系统冬季运行原理图

图3 冬季系统压焓图

1.2 冬夏季系统运行的差异性

1）冬、夏季的制冷剂流向不同，采用四通阀完成冬夏季工况的切换，夏季系统运行原理图如图4 所示。用户侧换热器在冬季为气体冷却器，在夏季为蒸发器，水侧换热器在冬季为蒸发器，在夏季为气体冷却器，喷射器的功能在冬夏季没有发生改变。夏季工况下，用户侧换热器蒸发温度受空气温度的影响，地下水换热器出口温度受地下水温的影响。而在冬季工况下，蒸发温度受地下水温影响。

图4 系统夏季运行原理

2）共用气冷器在冬、夏季都发挥气冷器的作用，但是其实现的功能不同。系统在冬季和夏季都具有两级相串联的气冷器，夏季为共用气冷器 +地下水侧换热器，冬季为用户侧换热器 +共用气冷器，可以看出，夏季工况下，共用气冷器属于气冷器的前半段，制冷剂温度相对较高。此时可以通过空气再热器通过回收共用气冷器的冷却热进行空气再热提高系统性能。冬季工况下，共用气冷器处于两级气冷器的后半段，第一级气冷器即用户侧换热器的热量用于空气加热，需要将空气加热至约为 35 ℃送风温度，对热量的品质要求较高。当制冷剂经过用户侧换热器加热空气后，以相对较低的温度进入共用气冷器，此时共用气冷器所能提供的热量品质较低，不过当新风温度较低时，只需要将新风预热至5℃，对共用气冷器内制冷剂温度要求不高，此时共用气冷器的热量可以部分或全部用于新风预热，当不需要新风预热时，共用气冷器的低品位热量将由地下水直接带走。

2 冬季性能分析

根据冬季运行原理建立了系统性能分析理论模型，采用MATLAB 调用REFPROP 对模型进行计算，主要分析了地下水温，排气压力，新风比，新风温度以及有无预热对系统性能的影响。

2.1 计算条件

系统为稳态变工况模拟。冬季采暖中湿度不是主要的考虑因素，且冬季空气含湿量较低，所以冬季采暖工况下的数值模拟忽略了空气湿度的影响。冬季地下水换热器为蒸发器，蒸发温度与地下水温的温差取11 ℃，气体冷却器为用户侧换热器、冬夏共用气体冷却器，共用气冷器内制冷剂被地下水进一步冷却时，制冷剂出口与地下水换热温差为10 ℃，用户侧换热器出口 CO2温度与空气进口温度差取 16 ℃[13]。假设P5与Pes间压力降 ΔP为 0.34 MPa[14]，喷射器内部流动为一维、均质、绝热流动。喷射器出口以及工作喷嘴、引射喷嘴进口动能忽略不计。喷射器工作喷嘴、引射喷嘴、混合段、扩散段效率分别取0.8、0.8、0.8、0.7[15]。压缩机压缩和节流阀节流过程为绝热过程；忽略换热器的压降和管路的热损失。表 1 为冬季各参数模拟范围表。

表1 冬季各参数模拟范围表

2.2 理论模型

压缩机模型：

地下水换热器模型：

共用气冷器、用户侧换热器模型：

节流阀：

喷射器计算采用一维等压混合模型，根据假设，参考文献[16]进行计算。

制冷剂流量：

如果新风预热，根据式（7）计算出来的制冷剂流量来计算共用气冷器出口温度T'd：

如果

冬季性能评价指标：

式中：Qp为新风预热负荷，不需要预热时为 0；Qhe为空气加热负荷，kW；mcom为压缩机制冷剂质量流量，kg/s；has表示由 a 等熵膨胀至 b 点的焓值，J/kg；T，t表示温度，K，℃ ；下标中com，压缩机；p，预热；he，加热；W，室外新风；M，新风与回风混合后的状态点；ev，蒸发器；gin，地下水进口；其余各下标对应图2 图3 个状态点。

3 结果与讨论

3.1 地下水温和排气压力的影响

地下水温和压缩机排气压力对 COP 的影响如图5、6 所示。可以看出，地下水温越高，系统 COP 越大。有预热以及无预热时，C OP 随排气压力的变化具有一致性，随着排气压力的增大，两者的 COP 都先经历了一个快速增大的过程，在达到最优排气压力时，系统COP 达到最大值，之后随着排气压力的继续增大，两者的COP 都逐渐减小，且减小速率逐渐变慢。在有、无预热两种情况下，系统 COP 都在排气压力 7.5～8.1 MPa 之间达到最大值。不同的是，无预热时，系统最佳排气压力稳定在8MPa 左右，有预热时，随着地下水温的升高，最优排气压力出现了降低的趋势。不同地下水温及排气压力下，有预热和无预热的最优排气压力以及其对应的COP 已经通过表2 给出。从表中可以得出，有预热时地下水温由 7 ℃增加到 21 ℃，最优排气压力由 8.0 MPa 降低到 7.6 MPa，C OP 由 4.10增加至6.75。对比发现，有预热情况下的最优排气压力对应的 COP 值比无预热情况下要小，这是因为无预热时，共用气冷器的热量直接被地下水带走，而有预热时，共用气冷器放出的冷却热可以通过新风预热被利用掉，这说明新风预热可以在一定程度上提高系统的性能。

图5 有预热时地下水温和压缩机排气压力对COP 的影响

图6 无预热时地下水温和压缩机排气压力对COP 的影响

3.2 新风温度和新风比的影响

如图7 所示，C OP 随着新风温度的降低、新风比的增大而升高。而当新风温度降低、新风比增大一定程度时，C OP 会逐渐增大趋近于一个固定值 4.4，4.4为地下水温为 10 ℃和排气压力为 9 MPa 时系统达到的最大COP，即两级气冷器放出的热量全部被有效利用时的 COP。这是因为，当新风比较低、新风温较高时，空气预热负荷及加热负荷都较低，按用户侧换热器空气进口与制冷剂出口换热温差至少为 16 ℃的温差计算出的制冷剂流量可以满足预热及加热的负荷要求，且会有一定量的热量富余经共用气冷器被地下水带走，没有被利用。因此在一定范围内，随着新风比的增大和新风温度的降低，负荷逐渐增大，被有效利用的热量增大，所以系统COP 随着随新风温度降低和新风比的增大会先经历一个上升阶段。随着新风比继续增大，新风温度继续降低，按照上述温差计算的制冷剂流量无法满足同时满足空气预热和加热的要求。为了保证共用气冷器出口温度与地下水温，以及空气与用户侧换热器之间基本的换热温差，只能通过逐渐增加制冷剂流量满足负荷需求，此时共用气冷器、用户侧换热器所放热量全部被有效利用，系统 COP 不再和新风比、新风温度有关，只与压缩机吸，排气口比焓以及共用气冷器出口比焓有关。

图7 COP 随新风比和新风温度的变化

4 结论

1）提出了一种新型 CO2喷射器地下水源热泵，其能够在夏季驱动一次回风再热处理过程，冬季驱动新风预热一次回风空气处理机组满足夏季空调制冷和冬季采暖需求。该机组采用喷射器降低跨临界CO2循环的节流损失，通过共用气冷器在夏季回收气体冷却器部分冷却热，在冬季由地下水进行二次冷却或新风预热，从而提高系统性能。以地下水作为低位热源，性能较高，较稳定，相对于空气源热泵，没有了结霜的困扰，受环境温度的影更小。

2）对系统进行数值模拟、性能分析的结果表明新风比的增大和新风温度的降低能够提高系统性能，系统性能最大能达到一定地下水温和压缩机压力下的最大COP。地下水温越高性能越好，系存在最优排气压力。新风预热有利于提高系统COP。