R32/R1234ze(E)余热回收型供暖热泵循环性能的理论评估

2022-09-01李国柱刘鸿涛巨福军冯臻博郑慧凡穆珍珍侯前蕾

中原工学院学报 2022年3期

李国柱, 刘鸿涛, 巨福军,3, 冯臻博, 郑慧凡, 穆珍珍, 侯前蕾

(1.建筑安全与环境国家重点实验室，北京 100013； 2.中原工学院能源与环境学院，河南郑州 450007；3.国家建筑工程技术研究中心，北京 100013)

现阶段，我国至少有50%的工业能耗会成为工业余热，且占比较大的低温工业余热回收利用率较低[1]。供暖能耗是我国建筑能耗的主要组成部分，因此利用热泵装置来回收50 ℃以下的低温工业余热用于建筑供暖，是实现我国“3060”双碳战略目标的重要措施之一[2-3]。随着《蒙特利尔议定书》(基加利修正案)的出台，寻找适用于热泵的低GWP替代工质的任务已迫在眉睫。鉴于纯工质尚不能满足所有的替代要求，混合工质成为获取理想工质的有效途径[4]。

因具有优异的环境性能和热力学性能等，R32/R1234ze(E) 作为具有潜力的替代工质吸引了众多学者的关注[5-8]。Yang等[6]对家用热泵的实验研究发现，R32/R1234ze(E) (42/58) 系统的制热和制冷COP均优于R410A系统。Fukuda等[7]研究发现，R32/R1234ze(E) (80/20) 空调在制热工况下的COP占优，而R32/R1234ze(E) (50/50) 系统在制冷工况下的COP占优。Wang等[8]理论对比了采用闪蒸器和采用经济器的R32/R1234ze(E) 喷气增焓热泵的系统性能。陈红群等[9]基于热泵热水器实验研究发现R32/R1234ze(E) 系统在不同工况下的COP均较R410A系统明显升高，而其排气压力则明显降低。王路路等[10]的实验研究发现，不同工况下R32/R1234ze(E) (73/27) 和R410A热泵的COP偏差不大，且前者获得较低的制热量和排气温度。

国内外学者针对R32/R1234ze(E) 在多种热泵和空调系统中的替代可行性已开展了大量的研究工作，然而，针对其在低温(50 ℃以下)余热回收型供暖热泵中的替代可行性研究尚不多见。鉴于R22仍是我国现阶段使用最广泛的热泵工质，本文将基于工质特性和循环性能的综合分析来理论评估R32/R1234ze(E) 在低温余热回收型供暖热泵中替代R22的可行性，以期为供暖热泵的工质替代和低温余热的回收利用提供必要的参考依据。

1 基于工质特性的工质优选

1.1 环境性能

不同工质的环境性能见表1。由表1可知，R32和R1234ze(E)的ODP均为0，且两者的GWP和大气寿命均明显低于R22，尤其是R1234ze(E)。按照联合国环境署的温室气体划分方法，R32属于中GWP工质[11]。在0/100～40/60浓度区间内，R32/R1234ze(E)的GWP均低于300，属于联合国环境署定义的低GWP工质。此外，R32/R1234ze(E)在0/100～100/0浓度区间内的ODP均为0。因此，R32/R1234ze(E)在0/100～40/60浓度区间内具有优异的环境性能。

表1 工质的环境性能Tab. 1 Environmental performance of the refrigerants

1.2 热力学性能

1.2.1 标准沸点和饱和蒸气压

如图1所示，随着R32浓度的升高，R32/R1234ze(E)的标准沸点和饱和蒸气压呈现出截然相反的变化趋势，其中标准沸点呈迅速下降的趋势，而饱和蒸气压则呈飞速上升的趋势。为获得适中的蒸发压力和冷凝压力，将适宜作为R22替代工质的标准沸点(标准露点和标准泡点的算术平均值)区间设为-45～-15 ℃。由图1可见，R32/R1234ze(E)在0/100～55/45浓度区间内可以满足对替代工质标准沸点的要求。为实现灌注式替代，替代工质的饱和蒸气压不宜大于被替代工质。在0/100～40/60浓度区间内，R32/R1234ze(E)的饱和蒸气压(饱和温度为25 ℃)均低于R22，其具备对R22进行灌注式替代的潜力。

图1 标准沸点和饱和蒸气压随R32浓度的变化Fig. 1 Variation of normal boiling point and saturated vapor pressure with R32 concentration

1.2.2 临界温度和汽化潜热

如图2所示，R32/R1234ze(E)的临界温度和汽化潜热随R32浓度的变化表现出迥异的变化规律。替代工质需要具备适中的临界温度以便兼顾COP和制热量。考虑到热泵的运行工况[12]，将适宜作为R22替代工质的临界温度区间设定为90～110 ℃。由图2可知，在0/100～40/60浓度区间内，R32/R1234ze(E)可以满足对替代工质临界温度的需求。较高的工质汽化潜热有利于增强系统的制热效果。由图2还可发现，R32/R1234ze(E) 在20/80～100/0浓度区间内的汽化潜热均高于R22，相应地具有增强系统制热量的潜力。

图2 临界温度和汽化潜热随R32浓度的变化Fig. 2 Variation of critical temperature and latent heat of vaporization with R32 concentration

1.2.3 温度滑移

图3给出了不同饱和压力下R32/R1234ze(E) 的温度滑移随R32浓度的变化规律。由图3可知，在3种压力下，R32/R1234ze(E) 的温度滑移均随着R32浓度的升高而先快速上升后迅速下降，且均在浓度为20/80处出现了最大值；相同浓度下，R32/R1234ze(E) 的温度滑移随着压力的升高而降低。考虑到较大的热水温升和热源温降，将0/100～100/0浓度区间内的R32/R1234ze(E) 作为供暖热泵的备选替代工质。

图3 温度滑移随R32浓度的变化Fig. 3 Variation of temperature glide with R32 concentration

R32/R1234ze(E)在0/100～15/85浓度区间内的汽化潜热均低于R22，但考虑到其具有优异的环境性能，仍可将其作为备选的替代工质。因此，本文将0/100～40/60浓度区间内的R32/R1234ze(E) 作为余热回收型供暖热泵的备选替代工质。

2 热泵循环性能的模型构建

2.1 余热回收型供暖热泵介绍

如图4所示，余热回收型供暖热泵由压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器和水-水换热器组成。冷凝器、蒸发器和水-水换热器均为逆流换热器。鉴于工业生产中存在大量30～50 ℃的低温工业余热，本文以40 ℃的低温工业废水作为研究对象。考虑到工业废水中通常含有油污、酸性或碱性物质等，通过水-水换热器与工业废水进行换热后作为供暖热泵用热源以实现保护热泵机组的目的。40 ℃的低温工业废水经水-水换热器换热后温度降为30 ℃，而热源的温度则由20 ℃提升至30 ℃。

图4 余热回收型供暖热泵循环流程图Fig. 4 Flow chart of heating heat pump circulation for waste heat recovery

图5所示为余热回收型供暖热泵的理论循环示意图，其理论循环包括等熵效率为0.7的压缩过程1-2、冷凝过程2-3-4-5、绝热节流过程5-6和蒸发过程6-1。

图5 余热回收型供暖热泵T-s理论循环Fig. 5 T-s theoretical cycle of heating heat pump for waste heat recovery

2.2 假设条件

在构建余热回收型供暖热泵循环性能模型时，进行了以下假设：

(1) 热泵处于稳定运行状态；

(2) 热泵系统与环境间不存在散热损失；

(3) 忽略工质在换热器和管道中的压降；

(4) 冷凝器中的传热窄点为3 K，蒸发器中的平均传热温差为7 K；

(5) 蒸发器出口的工质为饱和蒸气。

2.3 确定数学模型

(1) 工质流量[13-14]

(1)

λv=1-0.01[(pdis/psuc)1/κ-1]

(2)

λT=(T6+T1)(T3+T4)

(3)

式中：Mr为工质流量，kg/s；ηv为压缩机容积效率；V为压缩机排气量，m3/s；vsuc为吸气比容，m3/kg；λv为容积系数；λp为压力系数，设为1.0；λL为泄漏系数，设为0.82；λT为温度系数；κ为绝热指数；pdis为排气压力，MPa；psuc为吸气压力，MPa。

(2) 制热量

Qh=Mr(h2-h5)

(4)

式中：Qh为制热量，kW；h为焓值，kJ/kg。

(3)COPh

(5)

式中：COPh为制热性能系数；Wcom为压缩机功耗，kW。

(4) 压比

Rcom=pdis/psuc

(6)

式中，Rcom为压比。

(5) 冷凝器中传热窄点

1) 出口工质为过冷状态

Δtp,cc=t5-thwi

(7)

Δtp,c=min[(t2-thwo),Δtdp,c,Δtbp,c]

(8)

(9)

(10)

2) 出口工质为两相或饱和液态

Δtp,cc=tr,co-thwi

(11)

Δtp,c=min[(t2-thwo),Δtdp,c]

(12)

(13)

式中：Δtp,cc为冷凝器中的控制传热窄点，取3 K；thwi和thwo分别为热水进口和出口温度，℃；tr,co为冷凝器出口工质温度，℃；Δtdp,c和Δtbp,c分别为冷凝器中露点和泡点处的传热温差，K；Δtp,c为冷凝器中的传热窄点，K。

(6) 蒸发器中平均传热温差

(14)

Δtmin,e=min[(thso-t6),(thsi-t1)]

(15)

Δtmax,e=max[(thso-t6),(thsi-t1)]

(16)

式中：Δtm,e为蒸发器中对数平均传热温差，K；Δtmax,e和Δtmin,e分别为蒸发器中最大和最小的传热温差，K；thsi和thso分别为热源进口和出口温度，℃。

(17)

(18)

(19)

(20)

Itot=Ic+Ie+Iev+Icom

(21)

ηexe=1-Itot

(22)

2.4 计算

图6给出了余热回收型供暖热泵循环性能模型对应的计算流程。基于EES构建的热泵循环性能模型包含热泵循环性能计算子模块、冷凝器中传热窄点与蒸发器中平均传热温差的迭代搜寻子模块。计算中混合工质的物性参数可通过调用REFPROP 9.1获得。

图6 供暖热泵循环性能计算流程Fig. 6 Flow chart of cycle performance calculation of heating heat pump

2.5 热泵供暖工况设定

本文依据GB 50736-2012[12]设定了散热末端为散热器时供暖热泵的标准工况和低温工况。其相应的环境参数如表2所示。其中低温工况有助于提升室内环境舒适性和降低供暖热泵能耗。不难发现，两种工况下热水温升(25 ℃)明显高于热源温降(10 ℃)，相应的会导致热水侧和热源侧对工质温度滑移的需求出现明显差异。

表2 两种工况下的环境侧参数Tab. 2 Environmental side parameters of two conditions ℃

2.6 模型验证

利用上述模型对R32/R1234ze(E)水-水空调机组在28/72和42/58两种浓度下的系统性能进行理论预测。与Yang等[6]获得的实验结果相比，制热工况下R32/R1234ze(E)空调系统的理论COPh的偏差不大于4.43%，制冷工况下其理论COPr的偏差不大于6.71%。因此，上述热泵循环性能模型具有较好的系统性能预测准确性，能够用于理论评估R32/R1234ze(E)在余热回收型供暖热泵中替代R22的可行性。需要指出的是，文献[6]中制热实验工况下的设置参数包括：热水的进口温度与出口温度分别为20 ℃和45 ℃，热源的进口温度与出口温度分别为15 ℃和9 ℃，制热量为2.2 kW，过热度为4 ℃±1 ℃。文献[6]中制冷实验工况下的设置参数包括：热水的进口温度与出口温度分别为30 ℃和45 ℃，热源的进口温度与出口温度分别为20 ℃和10 ℃，制冷量为2.0 kW，过热度为4 ℃±1 ℃。

3 热泵循环性能的分析

表3给出了标准和低温供暖工况下R32/ R1234ze(E)(20/80)和R22余热回收型供暖热泵的主要循环性能参数，以便于直观评估混合工质的替代潜力。本文将最大COPh对应的工质浓度称为最优浓度，并将最优浓度20/80下的R32/R1234ze(E) 简称为Mopt。鉴于Mopt系统在两种供暖工况下均获得最大COPh，将Mopt作为最具潜力的余热回收型供暖热泵替代工质。

表3 两种工况下Mopt和R22供暖热泵的循环性能参数Tab. 3 Cycle performances of Mopt and R22 heating heat pump under two conditions

3.1 COPh和制热量分析

图7展示了两种工况下COPh和Qh随R32浓度的变化规律。由图可知，R32/R1234ze(E)系统在标准和低温工况下的COPh均随着R32的增多而先升高后降低，且其最大COPh(4.078和5.114)均在最优浓度(最大温度滑移)20/80处获得，其分别较R22系统提升了0.74%和4.86%；在相同浓度下，R32/R1234ze(E)系统在标准工况下的COPh均明显低于低温工况，其主要原因是标准工况下较高的热水温度导致排气压力和冷凝温度明显升高，见图8；随着R32的增多，R32/R1234ze(E) 系统在两种工况下的制热量均飞速升高，主要是因为R32的增多导致R32/R1234ze(E)的临界温度迅速降低(见图2)，相应的获得较高的吸气密度和工质流量；在相同浓度下，R32/R1234ze(E)系统在标准工况下的制热量均明显低于低温工况，其主要归因于低温工况下对应着较低的排气压力(见图8)，相应的冷凝相变放热明显高于标准工况；在标准和低温工况下，Mopt系统的制热量分别较R22系统降低了21.80%和18.86%，其主要是因为Mopt具有较高的临界温度(见图2)。因此，Mopt系统在余热回收型供暖热泵中替代R22时需要增大机组容量。

图7 COPh和Qh随R32浓度的变化Fig. 7 Variation of COPh and Qh with R32 concentration

图8 排气压力和吸气压力随R32浓度的变化Fig. 8 Variation of discharge pressure and suction pressure with R32 concentration

3.2 压缩机运行参数分析

图8显示了两种工况下R32浓度对排气压力和吸气压力的作用规律。由图可知，在两种工况下，R32/R1234ze(E)系统的排气压力和吸气压力均随着R32的增多而快速升高，主要是因为R32的加入导致R32/R1234ze(E)的标准沸点快速降低(见图1)；在相同浓度下，R32/R1234ze(E)系统在标准工况下的排气压力较低温工况明显升高，但其吸气压力则与低温工况基本相当，其主要归因于标准工况下较高的热水温度和两种工况下热源温度保持不变；在两种工况下，R32/R1234ze(E)系统均在0/100～35/65浓度范围内获得低于R22系统的排气压力；与R22系统相比，Mopt系统在标准和低温工况下排气压力分别降低了0.570 0 MPa和0.532 0 MPa，其吸气压力分别降低了0.175 7 MPa和0.163 4 MPa。因此，Mopt的应用会显著提升热泵机组的运行安全。

图9给出了两种工况下R32浓度对压比和排气温度的影响规律。由图9可见，在两种工况下，R32/R1234ze(E)系统的压比均随着R32的增多而先快速降低后缓慢降低，其主要是排气压力和吸气压力综合作用的结果，且吸气压力发挥了主导作用(见图8)；在相同浓度下，R32/R1234ze(E)系统标准工况下的压比较低温工况明显升高，其主要是因为标准工况下排气压力明显高于低温工况，而其吸气压力则与低温工况基本相当；在标准和低温工况下，Mopt系统分别获得稍高和稍低于R22系统的压比；R32/R1234ze(E)系统在两种工况下排气温度均随着R32浓度的升高而迅速上升，其主要归因于排气温度是工质浓度、压比和吸气温度等综合作用的结果；在相同浓度下，标准工况下R32/R1234ze(E)系统的排气温度均明显高于低温工况，其主要原因是标准工况下的压比明显高于低温工况；在标准和低温工况下，Mopt系统的排气温度分别较R22系统降低了14.54 ℃和13.30 ℃。因此，Mopt的使用有利于延长压缩机的使用寿命。