采用分流过冷的跨临界CO2冷热联供系统性能

2022-02-12王磊张信荣

化工进展 2022年1期

王磊，张信荣

（北京大学工学院，北京 100871）

工业是国民经济发展的主导力量，在工业生产中为了保证装备运转、生产安全，需要大量的冷、热供应。以往工业生产主要依赖于煤炭等化石资源直接转化为电力或冷、热量供应给各生产环节，这种方式资源消耗大、能源转化效率低、环境污染严重。中国政府制定了节能减排的国家级能源战略，明确提出了要大力发展清洁生产和循环经济。因此，在工业生产中可以使用更加清洁高效的利用逆卡诺循环原理的制冷、热泵系统满足冷、热需求。为了应对能源与环境的问题，中国政府一直在积极推动着热泵技术在工业领域的应用。由于环保的要求，热泵系统循环的工质选择与应用受到一些国际公约的限制。目前中国已经完成了氯氟烃（CFCs）的全面淘汰，含氢氯氟烃（HCFCs）的淘汰进程也接近了尾声，以环境友好、性能优异的天然工质取代传统的热泵工质成为未来发展的方向。

CO的臭氧消耗潜值（ODP）=0，全球变暖潜值（GWP）=1，传热性能和流动性好，容积制冷量大，是一种天然工质。CO跨临界压缩循环的排气温度高，而且在冷却过程中会产生较大的温度滑移，因此特别适合在制冷的同时进行制热。这一点对同时需要制冷及制热的工业领域特别适合。目前中国仍然广泛地采用以燃煤锅炉为主的加热系统，刘圣春等的研究表明，使用CO热泵循环系统与燃煤锅炉相比总成本可以节省120%，与燃气锅炉相比总成本可以节省26%，燃煤锅炉的CO排放量约为CO热泵系统的5.3倍，约为天然气锅炉的6.5 倍。工业制热的特点是温度高，而CO的临界温度较低，在应用过程中必须对CO进行有效过冷，否则会导致节流前工质干度过大，工质在蒸发侧的单位质量吸热量过低，系统循环效率过低。目前，对CO进行过冷的方法包括：回热循环、带经济器的两级压缩中间冷却循环、机械辅助过冷循环、热电辅助过冷循环。回热循环对跨临界CO热泵系统的性能提升并不明显，而两级压缩与各类辅助过冷系统势必会增加系统的复杂程度，影响系统运行的稳定性，增大投资成本。

本文提出了三种无需外部系统辅助仅依靠系统自身工质分流实现过冷的跨临界CO热泵冷热联供系统，通过模拟计算分析不同工况下系统性能的变化情况。

1 系统模型与方法

1.1 分流过冷原理

分流过冷的基本原理就是将CO跨临界循环中某一位置的CO分流出来，利用分流的CO直接或通过节流进入低温状态后与循环中需要冷却的CO进行热量交换，实现跨临界系统中CO在进入节流过程前的充分冷却。

根据CO分流位置的不同可以有三种不同的系统基本形式：蒸发器与节流阀间分流；气体冷却器与过冷器间分流；过冷器与节流阀间分流。后文描述中将依次以系统一、系统二、系统三代表。

（1）系统一图1 为系统一的原理图与压焓图。在该系统循环中，CO经过压缩机压缩进入高温高压的超临界状态点2，超临界CO在气体冷却器中经过初步冷却完成对末端的制热需求达到状态点3，然后在过冷器中实现进一步过冷到状态点4变为液态CO，液态CO经过节流后会分流成两部分：一部分直接进入蒸发器进行蒸发吸热完成末端的制冷需求，状态点由5 转变为6；另一部分则进入过冷器与超临界CO进行换热，实现超临界CO的充分冷凝，状态点由7 转变为8。最终两路CO工质在压缩机吸气前混合为状态0点。

图1 分流过冷循环系统一原理图与压焓图

（2）系统二图2 为系统二的原理图与压焓图。在该系统循环中，CO经过压缩机压缩进入高温高压的超临界状态点2，超临界CO在气体冷却器中经过初步冷却完成对末端的制热需求达到状态点3后分流为两部分：一部分进入过冷器中实现进一步过冷到状态点4 变为液态CO，然后经过节流阀变为低温低压的状态5，状态5 的CO在蒸发器内吸热完成末端的制冷需求，出口为状态6的气态CO；另一部分则直接通过辅助节流阀节流为状态点7 的低温中压状态，进入过冷器与超临界CO进行换热，实现超临界CO的充分冷凝，状态点由7 转变为8。最终分流的两部分CO混合后为状态0点。

图2 分流过冷循环系统二原理图与压焓图

（3）系统三图3 为系统三的原理图与压焓图。在该系统循环中，CO经过压缩机压缩进入高温高压的超临界状态点2，超临界CO在气体冷却器中经过初步冷却完成对末端的制热需求达到状态点3，然后在过冷器中实现进一步过冷到状态点4变为液态CO后分流为两部分：一部分直接经过节流阀变为低温低压的状态点5，状态点5 的CO在蒸发器内吸热完成末端的制冷需求，出口为状态点6 的气态CO；另一部分则通过辅助节流阀节流为状态点7 的低温中压状态，进入过冷器与超临界CO进行换热，实现超临界CO的充分冷凝，状态点由7 转变为8。最终分流的两部分CO混合后为状态0点。

图3 分流过冷循环系统三原理图与压焓图

1.2 计算模型与方法

本文采取热力循环计算的方式进一步分析不同工况下前述三种系统的性能变化规律，下面对三种系统的热力学模型作出如下假设：①忽略管道与换热器内部制冷工质流动的流动阻力与动能变化；②各换热器在进行热量交换时无能量损失；③除蒸发器、冷却器外，系统其余部件不与外界环境发生热量交换；④节流前后认为工质的焓值不发生变化；⑤蒸发器出口为对应的蒸发压力下的饱和气；⑥分流工质在过冷器出口为对应蒸发压力下的饱和气；⑦压缩机吸气前有气液分离装置，吸气为蒸发器、过冷器出口工质发生混合后对应压力下的饱和气；⑧过冷器出口冷、热工质间温差为5℃；⑨工质压缩过程按照等效率0.75进行。

（1）系统综合COP 计算方法循环性能系数（coefficient of performance，COP）是评价统性能的一个重要指标，包含制冷、制热的系统综合COP计算方法见式(1)。

（2）分流比FR 的计算方法从系统中分流CO工质，分流的工质比例影响蒸发器内制冷量与系统COP。另外，工质经过辅助节流阀的节流后还会影响压缩机的吸气压力。分流工质占循环总工质流量的质量分数计算见式(2)。

对于系统一、系统三有式(3)。

对于系统二有式(4)。

分别联立式(2)、式(3)或式(2)、式(4)均可得到式(5)。

在以上模型假设与计算方法基础上，改变不同的热力学计算工况，分别计算并讨论各系统的性能与循环关键参数的变化情况。模拟计算的工况条件如表1所示。

表1 计算工况

2 结果与分析

2.1 分流比随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

基于系统模型假设，保持过冷器出口温度为25℃时不同计算工况下各系统所需的分流比FR 的变化情况如图4所示。系统二、系统三的分流位置虽然不同，但在FR 计算条件下对应的各状态点的比焓值却是相同的，因此FR 的变化情况在图中完全重合。从图中可以看出，在气体冷却器出口温度相同时，FR 随着排气压力的增大而减小；在排气压力相同时，FR 随着气体冷却器出口温度的升高而增大。在相同的制冷量下，采用分流冷却的系统需要配合使用更大排气量的压缩机，因此FR 数值越低对系统的实施越有利，排气压力更高、气体冷却器出口温度更低的应用场合下也更有利于分流过冷的跨临界系统实施。

图4 分流比随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

2.2 增压比随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

在系统二、系统三中存在辅助节流阀，因此CO经过分流后会形成压力、温度不同的两路，不同压力、温度的CO在压缩机吸气前会进行混合，因此FR 的比例变化会影响压缩机的吸气压力。保持过冷器出口温度为25℃，不同计算工况下压缩机增压比变化情况如图5 所示。系统一在同一排气压力下的增压比不随气体冷却器出口温度的变化而变化，仅随排气压力的增大而线性增大，从系统一的压焓图来看，在节流后分流进入过冷器工质的压力与蒸发器中工质的压力相同，均为系统的蒸发压力，因此系统的增压比只是不同工况下排气压力与蒸发压力的比值。由于系统二、系统三在过冷器出口的工质温差均保持相同，而FR的变化也完全相同，导致系统二、系统三分流后的工质压力变化也相同，压缩机在吸气状态点的压力也相同，系统增压比变化也完全相同。在系统二、系统三中气体冷却器出口温度相同时，增压比随着排气压力的增大而增大；在排气压力相同时，增压比随着气体冷却器出口温度的增大而减小。

图5 增压比随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

2.3 综合COP随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

保持过冷器出口温度为25℃，不同计算工况下综合COP变化情况如图6所示。系统二、系统三虽然工质分流的位置不同，但在综合COP 计算条件下对应的各状态点的比焓值却是相同的，因此综合COP 的变化情况在图中完全重合。从图中可以看出，在气体冷却器出口温度相同时，综合COP 随着排气压力的增大而增大，气体冷却器出口温度较低时，综合COP 增大到一定幅度后会出现缓慢下降的趋势；在排气压力相同时，综合COP 随着气体冷却器出口温度的升高而减小。绝大多数计算工况下系统二、系统三的综合COP是高于系统一的，最大提高幅度为17.62%。综合COP由系统制冷量、制热量、压缩机功耗共同决定，在气体冷却器出口温度及过冷器出口温度不变时，提高排气压力会令排气温度升高，制热量增大，根据图4 可知FR 则会减小，这就导致制冷量也增大，根据图5可知增压比会增大，压缩功增大。综合三种因素，就会表现出综合COP 在一定排气压力范围内逐渐增大，而随着排气压力继续增大出现缓慢下降的变化规律。这表明一定的工况下，采用分流过冷的跨临界CO冷热联供系统存在最佳的排气压力。

图6 综合COP随排气压力与气体冷却器出口温度变化情况

2.4 分流过冷系统与无过冷系统的性能差别

将式(5)代入式(1)可以得到式(6)。

式(6)与无过冷的跨临界CO系统的综合COP计算公式完全相同。对于系统一虽然采取了分流过冷，但是系统循环中参与计算综合COP 的各状态点比焓值与直接从气体冷却器出口进行节流的无过冷系统完全相同。这也表明系统一的综合COP 与无过冷的跨临界CO系统完全相同，该系统对综合COP无任提高作用。总的来说，系统二、系统三相对于系统一的性能提高幅度也代表着系统二、系统三相对于无过冷的跨临界CO系统的性能提高幅度。

2.5 综合COP随排气压力与过冷温度变化情况

CO的临界温度为30.98℃，在气体冷却器出口温度为45℃的条件下，不同排气压力与不同过冷温度对系统综合性能的影响如图7 所示。由本文2.4节可知，系统一的综合COP 变化与无过冷系统完全相同，因此过冷温度变化对综合COP 无任何影响，综合COP 变化只与排气压力相关。对于系统二、系统三，排气压力较低时，过冷温度越低，获得的综合COP 越高；排气压力低于9.5MPa 时，过冷温度每降低1℃，综合COP 平均可提高2%，排气压力高于9.5MPa 时，系统综合COP 则几乎不受过冷温度变化的影响。更低的过冷温度虽然可以降低蒸发器进口的CO比焓值，但也会导致压缩机吸气压力降低，压缩机功耗增大，因此在较高排气压力下综合COP对过冷温度变化不敏感。