一种高温热泵制冷剂的理论和实验研究

张于峰，孔令腾，于晓慧，张 彦，高 岩

(1.天津大学环境科学与工程学院，天津 300072；2.天津化学化工协同创新中心，天津 300072)



一种高温热泵制冷剂的理论和实验研究

张于峰1,2，孔令腾1，于晓慧1，张 彦1，高 岩1

(1.天津大学环境科学与工程学院，天津 300072；2.天津化学化工协同创新中心，天津 300072)

摘 要：提出一种ODP为0 的高温非共沸制冷剂BY4，通过与其他4种纯制冷剂的理论循环计算对比，得出BY4在冷凝温度区间(90～110,℃)的COP、单位容积功、冷凝压力方面性能优越，且热物理性质良好；同时设计了以BY4为工质的高温热泵机组，在经过改造的热泵检测系统上进行了蒸发器进水温度在40～60,℃的实验工况测试.实验结果表明：冷凝器侧最高出水温度能达到110,℃，此时排气温度和冷凝压力适中；当冷凝器侧出水温度和蒸发器侧进水温度差小于35,℃时，COP总是大于3.5.

关键词：高温热泵；环境友好；COP；冷凝压力

我国是一个能源消费大国，在我国的能源结构图中，矿物燃料的燃烧是产生高品质热能的主要方式，它被大量用于工业生产的各个领域，高品质能源用于各种工艺流程之后会产生低温热(30～85,℃)[1]，这些低温热直接被释放到大气中，加剧了温室气体效应和热污染等环境危害.因此，开发出能够有效利用低温热能的技术方法至关重要.高温热泵是低温热回收的有效方式之一，它通过消耗较少的高品位能，把热源中贮存的低位能转化为高位能[2]，并可将这些高品位能用于供暖或工艺加工，既提高了能源利用效率，又能减少了化石燃料的燃烧.

在高温热泵的运行中，制冷剂的选用非常关键.清华大学史琳等[3-5]自主研发出3种命名为HTR01、HTR02和HTR04的热泵工质，热输出温度分别能达到85,℃、75,℃和80,℃，COP较高；Zhang等[6]对混合工质M1A、M1B、M1C在冷凝温度范围70～90,℃，提升温质为45,℃进行了实验测试，并将实验数据与R245fa进行对比，得出M1B的各种参数最佳；Pan 等[7]将HFC245fa、HC600、HC600a、HC600/HFC245fa(2.83%/97.17%)几种制冷剂进行了理论分析和实验研究，研究表明在高温区段混合HC600/HFC245fa的性能优于其余几种工质，在蒸发器进水温度为50,℃、冷凝器出水温度为95,℃时，COP仍然能达到3.3.但是，对于热输出温度更高且热力参数和循环性能优良的环境友好型高温制冷剂的研究比较少.

笔者提出一种由天津大学自主研发的高温制冷剂BY4，以BY4作为冷媒设计了一台额定制热量为600 kW的高温热泵机组，并在经过改造的热泵检测系统上进行了实验工况的检测.

1　新型高温热泵制冷剂的提出

1.1制冷剂的提出

理想的高温热泵制冷剂应该需要满足以下要求：

(1)性质稳定、无毒、不易燃；

(2)压力适中，尤其是在高冷凝温度(100,℃左右)下的冷凝压力不超过2.5,MPa，压缩比不超过8；

(3)环境友好性：ODP＝0，GWP值较低[8]；(4)尽可能高的单位容积制热量；

(5)提升温质(冷凝温度与蒸发温度之差)较大的情况下COP较高.

基于以上5点考虑，高温制冷剂BY4是一种双元非共沸混合物，环境性能良好、无毒、不燃烧，其特殊的热力学性质，使系统工作节流过程的压力工况、低温吸热和高温排热工况、压缩过程的容积制热量更适用于90～110,℃的高温区间.

1.2BY4的热物理性质

为了体现BY4的高温优越性，现将BY4的基本热物理性质与4种常规的中高温纯制冷剂(CFC114、HFC245fa、HFC236ea、HCFC124)的热物理性质进行对比，REFPROP 8.0-NIS流体性质软件库用于计算5种制冷剂的基本性质.5种制冷剂的热物理性质见表1.

表1　制冷剂的热物理性质Tab.1 Thermo-physical properties of refrigerant

1.3BY4的理论循环计算

如图1所示，针对BY4的热物理性质对典型循环工况做如下设定：蒸发温度为60,℃，冷凝温度90～110,℃，过热度和过冷度均设为5,℃，蒸发(4→1)和冷凝(2→3)过程为等压过程，节流(3→4)为等焓过程，压缩机做等熵绝热压缩(1→2)，同时考虑压缩机的绝热效率、电动机效率.因为非共沸混合物具有温度滑移，因此在计算过程中蒸发温度和冷凝温度分别取蒸发压力和冷凝压力下的泡点温度和露点温度的平均值.

热力过程的计算式为

式中：Wv为单位容积功，kJ/m3；h1、h2、h3分别为图1 中1、2、3点的焓值，kJ/kg；Pin为压缩机输入功率，kW；1ν、2ν分别为压缩机的吸气、排气比容，m³/kg；qm为制冷剂质量流量，kg/h；ηv为压缩机的容积效率，它和压缩机的压缩比有关，压缩比越大，ηv值越小；Vth为压缩机的理论排气量，对于同一台压缩机来说，Vth不变，m³/h；ηad为压缩机的绝热效率，取值0.8；ηme为压缩机的电动机效率，取值0.9.

图1　制冷剂理论循环压焓图Fig.1 Pressure enthalpy diagram of theoretical cycle of refrigerant

由图2的对比曲线可以看出，各种制冷剂的COP会随着冷凝温度的增加而减小，且随着冷凝温度区间的增大，减小的速度变慢.在5种制冷剂中BY4的COP最高，HCFC124的COP最低，其余3种工质的COP适中.

图2　COP随冷凝温度的变化Fig.2 Variation of COP with condensing temperature

图3表示了冷凝温度与冷凝压力的关系，冷凝压力太大会加重冷凝器的承压强度，同时也会增大压缩比，进而影响压缩机的容积效率.对同一种制冷剂而言，冷凝压力会随着冷凝温度的升高而增大.当冷凝温度超过100,℃时，HCFC124的冷凝压力已经超过2.5,MPa，带来的机械强度要求较高，因此不适合做高温热泵工质.其余4种工质的冷凝压力适中，且BY4的压力与HFC236ea非常接近.

图3　冷凝压力随冷凝温度的变化Fig.3 Variation of condensing pressure with condensing temperature

单位容积功和压缩机设备的选型有关系.单位容积功Wv越大，在制热量相同的情况下，压缩机排气量越低，这有利于简化压缩机的设备尺寸.纵向比较来看，由图4可以看出BY4的Wv较大，其值仅低于HCFC124.与冷凝压力的变化规律相同，容积制热量也会随着冷凝温度的升高而升高.

综上可知，在理论循环条件下，BY4在5种制冷剂中COP最高，在冷凝温度(110,℃)下的冷凝压力小于2.4 MPa，单位容积功大，且热物理性质良好，理论分析来看，它是一种优秀的高温制冷剂.

图4　单位容积功随冷凝温度的变化Fig.4 Variation of unit volumetric work with condensing temperature

2　实验系统的建立和检测

2.1实验原理

实验检测台为山东省某空调公司的热泵机组标准检测系统.实验系统原理如图5所示.该检测系统经过改造.原检测系统只包括一个冷却水系统和冷媒水系统，两系统除分别与蒸发器、冷凝器连接外，还都与开式水箱相连.由于高温热泵冷凝器侧产生的高温水达到110,℃，在大气压下会产生汽化现象，原检测台不能满足热输出温度100,℃以上的运行工况检测，课题组针对此现状，对原有的检测系统进行了改造.

图5　实验系统原理Fig.5 Schematic diagram of experimental system

改造后的检测系统是国内首个能够检测热输出温度100,℃以上的热泵检测台，它新增一个板式换热器和一个冷却水系统，共包括3个水循环系统，即冷却水系统Ⅰ、辅助冷却水系统Ⅱ和冷媒水系统Ⅲ.冷却水系统Ⅰ为闭式系统，设有加压罐，维持冷却水系统的压力高于大气压力，恒为0.4,MPa.检测系统中的电动三通阀用于调节开式水箱与水系统回水的混水量，能精确控制冷媒水的进水温度和冷却水的出水温度.电动调节阀可在自动控制过程中调节水系统的流量，而冷却水系统中的调节阀只能手动调节流量.冷凝器的制热量释放给冷却水系统，冷却水系统通过板式换热器将热量转移给辅助冷却水系统.若机组的制热量大于板式换热器的换热量，冷却水系统多余的热量用于自身的升温，反之，冷却水降温.实验中，冷却水系统的流量固定，故板式换热器的换热量是通过改变辅助冷却水系统的流量来调节的.辅助冷却水系统最终仍把换来的热量转移给开式水箱.蒸发器从冷媒水系统中吸收的热量也从开式水箱中得到补充.

2.2样机的设计和改进

2.2.1实验样机的设计

以BY4的热物理参数为依据，课题组设计了一台额定制热量为600,kW的高温热泵机组.具体型号如下：蒸发器为干式换热器，管程走制冷剂，壳程走水，换热面积为62,m2，壳体尺寸Φ508,mm×8,mm，换热管采用Φ12,mm×0.75,mm内螺纹高效蒸发管，材质为TP2紫铜，管长2.4,m，共630支，氟路为四回程.冷凝器为满液式换热器，壳体Φ450,mm×8,mm，换热管采用Φ16,mm×1.2,mm内外螺纹高效冷凝管，材质为TP2紫铜，管长2.4,m，共300支，水路为两回程.压缩机采用德国比泽尔的螺杆压缩机，型号为CSH9573-240-38D，额定功率为176,kW，理论排气量700,m3/h，额定转速2,900,r/min.电子膨胀阀系统包括电子膨胀阀阀体ETS250、控制器EKC312、压力传感器AKS33、温度传感器AKS11.

高温下压缩机的润滑问题是必须解决的问题之一，本实验所用压缩机润滑油为德国比泽尔的B320SH，它的运动黏度随着温度的升高而降低，当润滑油的黏度降到一定值时，其润滑螺杆机转子的能力就会大大下降，在此种状态下长时间运行会对压缩机造成磨损.同时压缩机的排气温度还应低于润滑油的闪点，以免造成润滑油碳化，因此在运行过程中要不断监测排气温度的变化.基于以上考虑，在此实验中，设定排气温度的极限是120,℃.

2.2.2电子膨胀阀控制系统的改进

系统工作原理.控制器EKC312分别通过压力传感器和温度传感器采集蒸发器的出口压力p和出口温度T′，经过内部计算，压力p转换成制冷剂对应的饱和温度T，则ΔT＝(T′-T)即为蒸发器出口过热度.控制器通过控制过热度来自动控制膨胀阀开度.由于不同制冷剂的饱和压力和温度对应的函数关系T＝f(p)是不同的，控制器内可设定的冷媒均为常规制冷剂，但BY4为天津大学自主研发的制冷剂，它的饱和温度、压力的函数关系并没有写入到该控制器中，因此需要对现有的控制特性进行匹配调整.

匹配调整方法.课题组通过对比控制器内所有常规冷媒和BY4的饱和温度和压力的函数公式曲线，得出BY4函数公式与控制器内某制冷剂的函数公式T1＝f(p1)数学关系相似，参考该制冷剂的函数关系，将控制器接收的压力传感器的最大值和最小值上调，可完成对控制器的改进.经实验校核，此方法能够实现控制器对BY4饱和温度-压力函数关系的计算，转换后的温度精度为±0.3,℃.

2.2.3测量仪器

在检测系统中用到的所有仪器仪表的型号和测量精度见表2.

表2　仪器仪表型号Tab.2 Instruments and apparatuses

检测系统的各仪器仪表在安装前都经过检验，所测的数据经采集器Agient 34970A采集后通过传输通道RS232C传送到计算机中.

2.3实验内容

在实验过程中为防止排气温度过高，过热度控制在5～8,℃.本次实验中，调节冷却水系统的调节阀，固定冷却水系统的水流量为91.6,m3/h，同时设定蒸发器进水温度分别为40,℃、50,℃、60,℃，检测冷凝器出水温度在70～110,℃温度区间时的热泵参数.实验开始后首先让热泵机组连续运行15,h，待所有参数稳定之后开始记录实验数据.

2.4实验数据的获取

在实验运行过程中，通过自动控制系统从计算机直接采集到的技术参数有：压缩机输入功率、压缩机进出口的低压和高压、过热度、冷却水系统的水流量和进出水温度、冷媒水系统的水流量和进出水温度.机组制热量和COP需要通过检测数据计算得到.

式中：Q为冷凝器制热量，kW；ρw为水密度，取值为1,000,kg/m3；cw为水比热容，取值为4.187,kJ/(kg·K)；qV,w为冷却水系统水体积流量，m3/h；tc,out为冷凝器出水温度，℃；tc,in为冷凝器进水温度，℃.

式(5)经化简后，有

性能系数为

3　实验结果分析

3.1制热量

由图6可以看出，制热量Q会随着冷凝器出水温度(tc,out)的升高而减小，随着蒸发侧进水温度(te,in)的升高而增大.tc,out每增加10,℃，制热量会减小6%～19%，且减小速度逐渐变慢，而te,in每增加10,℃，制热量会增大18%～34%，增长幅度较大.因为te,in和tc,out分别能反映蒸发温度和冷凝温度，可知蒸发温度对制热量的影响大于冷凝温度，同时制热量还会随着提升温质的增大而减小.当te,in为60,℃、tc,out达到80,℃时，制热量达到最大486,kW.

图6　制热量随冷凝器出水温度的变化Fig.6 Variation of heating capacity with condenser outlet water temperature

3.2吸气压力和排气压力的变化

压缩机的排气压力主要受冷凝器侧水温影响，与蒸发器侧水温无关.图7表明了排气压力会随着tc,out的升高而增加，tc,out从60,℃开始每增加10,℃，冷凝压力约以25%幅度增长，当tc,out达到110,℃时，冷凝压力也只增长到1.84,MPa，低于热泵运行的安全范围2.5,MPa，并且留有余量.同时压缩机的吸气压力主要和蒸发器侧水温有关，蒸发器进水温度在40～60,℃时，吸气压力在0.18～0.32,MPa范围内.当蒸发器进水温度40,℃、冷凝器出水温度90,℃时，热泵压缩比会达到最大值6.9，并没有超过热泵允许的最大压缩比.

图7　压缩机进出口压力随冷凝器出水温度的变化Fig.7 Variation of compressor inlet and outlet pressures with condenser outlet water temperature

3.3压缩机功率

如图8所示，当te,in不变、tc,out每升高10,℃，压缩机的输入功率会增加14%～22%，而te,in每增加10,℃(tc,out不变)，输入功率仅略增3%～6%.由此得知，在压缩机实际运行过程中，冷凝温度对压缩机功率的影响大于蒸发温度.从理论循环的角度分析，式(3)表明影响压缩机功率的因素有两个：制冷剂质量流量qm和单位质量压缩功h2-h1.又从式(2)得知qm主要和压缩机的容积效率和吸气比容有关.故当te,in不变、tc,out升高时，由于压缩比的增大，吸气比容不变，因此qm减小，同时h2-h1增大，但qm减小的比值小于h2-h1增大的比值，两者相乘后得到的压缩机输入功率仍然明显增加.同理当tc,out不变、te,in增加，此时因压缩比的减小和吸气比容的减小会导致qm增加幅度较大，其增加的比值和h2-h1减小的比值几乎相当，故总压缩机输入功率变化不大.

图8　压缩机输入功率随冷凝器出水温度的变化Fig.8 Variation of compressor input power with condenser outlet water temperature

3.4机组COP的变化

图9　COP随冷凝器出水温度的变化Fig.9 Variation of COP with condenser outlet water temperature

由公式(7)可知，COP受制热量和压缩机功率二者的共同影响.如图9所示，当te,in不变时，tc,out每升高10,℃，由于制热量的减小和压缩机输入功率的显著增加，COP值会减小18%～30%.而当tc,out不变时，te,in每升高10,℃，压缩机输入功率的变化较小，故制热量的大幅度增加也会导致COP增大15%～27%.当冷凝器侧出水温度与蒸发器侧进水温度之差在35,℃以内时，机组的COP总是大于3.5，这说明机组的经济性能良好.

3.5排气温度的变化

图10表示排气温度随冷凝器出水温度的变化，可知排气温度值高于tc,out，并随着tc,out的增加而增加.当tc,out达到110,℃时，排气温度只有112,℃，低于压缩机设定的最高排气温度120,℃.如果热泵想要在更高的冷凝温度下运行，首要解决的问题就是压缩机润滑油的选用，必须要避免润滑油在高温下黏度过低的情况发生.

图10　排气温度随冷凝器出水温度的变化Fig.10 Variation of discharge temperature with condenser outlet water temperature

4　结 论

本文对高温非共沸制冷剂BY4做了理论循环分析，并对以BY4为工质设计的高温热机组进行了实验工况检测，得出如下结论.

(1)通过理论循环计算可知，在90～110,℃的高温条件下，BY4与其他4种制冷剂相比在环境友好性、单位容积换热量、高冷凝温度下的适中压力等方面都具有突出优势.

(2)由实验数据分析得出，蒸发侧水温度对制热量的影响大于冷凝温度，在已检测的工况中，最大制热量能达到486,kW.由于BY4运行的典型蒸发温度为60,℃，蒸发器侧进水温度继续上升时，制热量能达到600,kW，因此对高温热泵机组的设计可行.

(3)冷凝器侧最高出水温度能够达到110,℃，此时冷凝压力只有1.84,MPa，排气温度也只有112,℃，符合系统安全运行限制，同时说明该工质有潜力应用于更高温度的运行工况.

(4)通过实验成功连续运行可知，检测台系统的改造合理；同时控制器EKC312能正确显示BY4的过热度，说明控制器的调整也是成功的.

参考文献：

［1］Wang Ying，Zhang Yufeng.Analysis of the dilatancy technology of district heating system with hightemperature heat pump[J].Energy and Buildings，2012，47：230-236.

［2］陈成敏.高温热泵技术及系统性能研究[D].天津：天津大学环境科学与工程学院，2012.Chen Chengmin.High Temperature Heat Pump Technology and System Performance Study[D].Tianjin：School of Environmental Science and Technology,Tianjin University，2012(in Chinese).

［3］Liu Nanxi，Shi Lin，Han Lizhong，et al.Moderately high temperature water source heat-pumps using a nearazeotropic refrigerant mixture[J].Applied Energy，2005，80(4)：435-447.

［4］朱秋兰，史 琳，韩礼钟，等.中高温热泵新工质HTR02实验研究[J].工程热物理学报，2005，26(2)：208-210.Zhu Qiulan，Shi Lin，Han Lizhong，et al.Study on new medium-high temperature refrigerant HTR02[J].Journal of Engineering Thermophysics，2005，26(2)：208-210(in Chinese).

［5］昝 成，史 琳.零ODP 的中高温热泵工质HTR04实验研究[J].工程热物理学报，2007，28(6)：919-921.Zan Cheng，Shi Lin.Experimental research on HTR04：A non-ozone depleting refrigerant for moderately high temperature heat pumps[J].Journal of Engineering Thermophysics，2007，28(6)：919-921(in Chinese).

［6］Zhang Shengjun，Wang Huaixin，Guo Tao.Experimental investigation of moderately high temperature water source heat pump with non-azeotropic refrigerant mixtures[J].Applied Energy，2010，87：1554-1561.

［7］Pan Lisheng，Wang Huaixin，Chen Qingying，et al.Theoretical and experimental study on several refrigerants of moderately high temperature heat pump[J].Applied Thermal Engineering，2011，31：1886-1893.

［8］马利敏，王怀信，王继霄.一种高温热泵工质的理论与实验性能[J].机械工程学报，2010，46(12)：142-147.Ma Limin，Wang Huaixin，Wang Jixiao.Theoretical and experimental cycle performances of working fluid for high temperature heat pumps[J].Journal of Mechanical Engineering，2010，46(12)：142-147(in Chinese).

（责任编辑：田 军）

Theoretical and Experimental Study on a High Temperature Heat Pump Refrigerant

Zhang Yufeng1,2，Kong Lingteng1，Yu Xiaohui1，Zhang Yan1，Gao Yan1
(1.School of Environmental Science and Technology，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2.Collaborative Innovation Center of Chemical Science and Engineering(Tianjin)，Tianjin 300072，China)

Abstract：BY4 was presented as a high temperature non-azeotropic refrigerant，and its ozone depression potential(ODP)was zero.Through theoretical cycle calculation comparison with other four kinds of pure refrigerant，it was concluded that the coefficient of performance(COP)，unit volumetric work and condensing pressure of BY4 in the condensing temperature range(90—110,℃)were more excellent，and its thermal physical properties were also better.At the same time a high temperature heat pump unit based on BY4 refrigerant was designed to carry out a experimental test，which was conducted in a transformed heat pump testing system with the evaporator inlet temperature ranging from 40 to 60,℃.According to the experimental results，the condenser outlet water temperature can reach as high as 110,℃，the discharge temperature and condensing pressure are moderate under this condition，when the difference between the condenser outlet water temperature and the evaporator inlet temperature is less than 35,℃，COP is always higher than 3.5.

Keywords：high temperature heat pump；environmental friendly；coefficient of performance(COP)；condensing pressure

通讯作者：张于峰，yufengfa@tju.edu.cn.

作者简介：张于峰（1954—），男，博士，教授.

基金项目：国家重点基础研究发展计划(973计划)资助项目(2009CB219907).

收稿日期：2014-07-16；修回日期：2014-10-02.

DOI:10.11784/tdxbz201407052

中图分类号：TB6

文献标志码：A

文章编号：0493-2137(2016)03-0314-06

网络出版时间：2014-10-29.网络出版地址：http://www.cnki.net/kcms/doi/10.11784/tdxbz201407052.html.