机械过冷跨临界CO2热泵供暖系统性能分析

(1 天津商业大学 天津市制冷技术重点实验室 天津300134； 2 冰轮环境技术股份有限公司 烟台264000； 3 天津大学热能研究所 天津300072)

近年来，我国北方冬季雾霾天气频现，供暖季燃煤产生的颗粒物是导致雾霾问题的一大诱因。采用空气源热泵技术进行“煤改电”是解决北方地区清洁供暖、改善空气质量的重要措施[1]。

目前市场上空气源热泵产品充注的制冷剂主要以R22和R410A等HCFCs和HFCs类工质为主。其中HCFCs目前正处于加速淘汰阶段，根据《蒙特利尔议定书》基加利修正案[2]，我国将于2024年对HFCs的生产和消费进行冻结，并在2045年完成80%的消减进度。为了寻求环境友好的替代制冷剂，自然工质、低GWP工质受到广泛关注。其中CO2由于其GWP=1、ODP=0、无毒、不可燃等优点成为极具潜力的替代工质[3-4]。

CO2的临界温度为31.1 ℃，临界压力高达7.38 MPa，用于热泵供暖工况时，CO2放热过程处于超临界状态，具有较大的温度滑移。因此，CO2适用于进出口温差较大的热泵热水器系统，并能将常温水加热至90 ℃[5]。对于供暖系统，常见的散热末端形式主要为散热片、地板辐射及风机盘管，其供回水推荐设计温度范围如表1所示。由表1可知，散热末端为散热片时供回水温差较高(≥20 ℃)，且回水温度较高；散热末端为地盘管和风机盘管时，供回水温差较小。CO2系统的能效随气冷器出口(回水温度)的升高急剧降低[6]，不适用于回水温度较高的常规散热片供暖，且不能体现CO2大温度滑移的优势。有学者提出对CO2气体冷却器出口的CO2流体进行冷却以改善CO2系统的性能。R. Llopis等[7-8]最先提出机械过冷的解决方案，并进行了理论和实验研究。代宝民等[9-11]的分析结果表明，机械过冷系统存在最优过冷度，提出机械过冷循环采用非共沸工质，与采用纯质相比，COP可提高4.91%；还提出采用热电过冷器和膨胀机耦合提升CO2系统能效的新构型。Yang Dongfang等[12]提出了R134a和CO2联合供暖系统，研究表明，在供回水温度为70/50 ℃时，COP可提升18.2%。Song Yulong等[13-14]对比分析了该新型供暖系统与R134a/CO2复叠系统的性能，发现气体冷却器存在最优中间水温。

表1 不同散热末端推荐供回水温度Tab.1 Recommended water supply and return water temperature for different terminal heat exchangers

本文基于机械过冷跨临界CO2制冷系统[9-10]，提出将其应用于冬季供暖，通过机械过冷循环的蒸发吸热过程冷却跨临界CO2循环气体冷却器出口的CO2超临界流体。对机械过冷跨临界CO2供暖系统的运行特性进行了分析，为采用CO2热泵进行高效清洁供暖提供理论参考。

1 模型建立

机械过冷跨临界CO2热泵系统原理和T-s图如图1和图2所示。图中循环1-2-3-4-5-1为跨临界CO2热泵循环，本文称主循环；1′-2′-3′-4′-1′为蒸气压缩机械过冷循环，选用的过冷循环工质为R1234yf。从散热末端流回的回水分为两路，分别流过主循环的气体冷却器和机械过冷循环的冷凝器，加热汇入水箱混合后进行供暖。气体冷却器出口的超临界CO2流体进入机械过冷循环的蒸发器被冷却(3-4)，本文称该蒸发器为冷却蒸发器，过冷度定义为T3-T4。

图1 机械过冷跨临界CO2热泵系统原理Fig.1 The principle of transcritical CO2 heat pump system with dedicated subcooling

图2 机械过冷跨临界CO2热泵系统T-s图Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 heat pump system with dedicated subcooling

系统热力模型基于以下假设建立：1)系统稳态运行；2)忽略换热器和管路中的压降和散热损失，换热器均为逆流式；3)主循环和机械过冷循环热水进出口温度相同；4)冷凝器、气体冷却器与换热流体(水)窄点温差为5 ℃；5)冷却蒸发器窄点温差为5 ℃；6)蒸发器过热度为5 ℃，蒸发温度比环境温度低10 ℃；7)标准工况选为环境温度T0=-12 ℃、回水温度Tw,in=40 ℃、供水温度Tw,out=75 ℃。

(1)主循环

压缩机：

WCom,CO2=mCO2(h2-h1)/(ηm,CO2ηe,CO2)

(1)

式中：ηm, CO2和ηe, CO2分别为CO2压缩机的机械效率和电机效率，均取0.8；WCom,CO2为CO2循环压缩机功耗，kW；mCO2为质量流量，kg/s；h1和h2为各状态点的焓值，kJ/kg。

ηs,CO2=(h2s-h1)/(h2-h1)

(2)

式中：ηs, CO2为CO2压缩机的等熵效率，可通过下式计算[17]：

(3)

气体冷却器：

Qh,CO2=mCO2(h2-h3)

=mwater,CO2(hwater,CO2,out-hwater,CO2,in)

(4)

式中：Qh,CO2为CO2循环的制热量，kW；mwater,CO2为气体冷却器的水流量，kg/s。

节流阀：

h6=h3(无过冷)

(5)

h5=h4(有过冷)

(6)

COPBASE=Qh,CO2/WCom,CO2

(7)

式中：COPBASE为常规跨临界CO2热泵系统性能系数。

(2)机械过冷循环

压缩机：

WCom,MS=mMS(h2′-h1′)/(ηm,MSηe,MS)

(8)

式中：WCom,MS(kW)、mMS(kg/s)分别为机械过冷循环压缩机的功耗及制冷剂流量;ηm,MS和ηe,MS分别为机械过冷循环压缩机的机械效率和电机效率，均取为0.9。

ηs,MS为压缩机等熵效率，为压比的函数，可通过下式计算[18]：

(9)

冷凝器：

Qh,MS=mMS(h2′-h3′)

=mwater,MS(hwater,MS,out-hwater,MS,in)

(10)

节流阀：

h4′=h3′

(11)

冷却蒸发器：

mMS(h1′-h4′)=mCO2(h3-h4)

(12)

(13)

式中：COPSC为机械过冷跨临界CO2热泵系统性能系数；Qh,Tot为总制热量，kW;Wcom,Tot为总功耗，kW。

2 结果与讨论

在标准工况下，系统整体COP随排气压力和过冷度的变化如图3所示。由图3可知，COP随排气压力和过冷度的增大均先迅速增大后缓慢下降，在排气压力为10.787 MPa、过冷度为21.84 ℃时，系统COP最大为1.586。由F. Kauf[6]的分析可知，跨临界CO2循环COP随排气压力呈现最大值，主要是由于在超临界区域等温线呈现S形曲线变化，压缩机功耗和制热(冷)量随排气压力变化速率不一致。

图4所示为系统性能参数随过冷度的变化。由图4可知，在排气压力为10.787 MPa时，CO2压缩机功耗(WCom,CO2)不随过冷度变化，但机械过冷循环的压缩机功耗(WCom,MS)随过冷度的增大而增加较快，导致总功耗(WCom,Tot)的增幅显著。总制热量(Qh,Tot)呈近似线性变化，综合结果导致整体COP随过冷度的增大呈先增大后减小的趋势，即存在对应最大COP的最优过冷度。

图3 COP随排气压力和过冷度的变化Fig.3 COP variation with discharge pressure and subcooling degree

图4 系统性能参数随过冷度的变化Fig.4 Variation of system performance with subcooling degree

由上述分析可知，机械过冷跨临界CO2热泵系统在最优排气压力和最优过冷度条件下存在最大COP。为了进行合理对比，下文结果均基于最优工况进行分析和讨论。

图5所示为常规跨临界CO2热泵系统(下标为BASE)和机械过冷跨临界CO2热泵系统(下标为SC)的变工况特性。

图5 最大COP随环境温度和供回水温度的变化Fig.5 Variation of maximum COP with ambient, water supply and return water temperature

由图5可知，常规和机械过冷系统能效均随环境温度的升高而增加。由图5(a)可知，当回水温度为40 ℃时，最大COPSC随供水温度的增加而降低，在供水温度为45～75 ℃范围内，最大COPBASE保持不变。主要因常规跨临界CO2循环的排热过程发生在超临界区域，温度滑移大，此时气体冷却器中热水与超临界CO2流体的换热窄点出现在CO2侧的出口位置，即使供水温度为75 ℃，窄点的位置也没有改变，使得CO2循环的COP不随供水温度变化。对于机械过冷系统，CO2循环与常规CO2系统的状态点一致，但机械过冷循环冷凝器的窄点为冷凝过程的露点位置，导致冷凝温度随供水温度升高而升高，使机械过冷循环的COP降低，导致整体COP随供水温度的升高而下降。本文提出的机械过冷热泵系统的COP均高于常规CO2系统，在标准工况条件下，相对常规CO2系统(COP=1.369)能效提高15.9%。

由图5(b)可知，当环境温度为-10 ℃，回水温度由40 ℃升至50 ℃时，COPBASE降幅高达16.9%。这是由于气冷器窄点温差的限制，回水温度与气冷器CO2出口温度变化一致，气冷器温度越高，CO2系统性能衰减越显著。但COPSC仅下降8.4%，机械过冷热泵系统的性能在变工况条件下更加平稳，通过机械过冷循环对CO2进行冷却可有效缓解常规CO2热泵系统能效随回水温度升高而快速下降的问题。因机械过冷循环降低了CO2节流前的温度，有效降低了节流不可逆损失，并将CO2冷却过程释放的热量通过压缩机做功泵送至回水，机械过冷循环的蒸发温度较高，其循环性能远高于蒸发温度较低的CO2循环，进而提高了整体能效。

由图5还可知，环境温度越低机械过冷对系统能效的改善越显著，在供回水温度为75/40 ℃的条件下，环境温度为10 ℃时COP提升9.7%，-30 ℃时高达21.5%，表明机械过冷系统在低环境温度条件下的优势更显著。

图6所示为常规及机械过冷系统的最优排气压力随环境温度和供水温度的变化。由图6可知在环境温度为-30～10 ℃范围内，最优排气压力变化不明显。且机械过冷系统的排气压力显著低于常规系统，在环境温度为-10 ℃、供回水温度为65/40 ℃时，二者的排气压力分别为10.306、11.905 MPa，通过机械过冷循环可降低约1.6 MPa，降压效果显著。供水温度越低，降压效果越明显，当供水温度为45 ℃时，压力降低高达2.1 MPa。因供水温度越低，其最优过冷度越高(如图7所示)，根据F. Kauf等[6,19]的分析可知，跨临界CO2循环最优排气压力与节流前CO2温度呈正相关，较高的过冷度导致CO2节流前温度较低，相应的最优排气压力较低，降压效果显著。

图6 最优排气压力随环境温度和供水温度的变化Fig.6 Variation of optimum discharge pressure with ambient and water supply temperature

图7 最优过冷度随环境温度和供水温度的变化Fig.7 Variation of optimum subcooling degree with ambient and water supply temperature

由图7可知，最优过冷度随环境温度降低呈近似线性增加的趋势，在环境温度为-30～10 ℃、供回水温度为75/40 ℃条件下，最优过冷度为13.69～30.54 ℃，表明在低环境温度下需要较高的过冷度，以缩小CO2流体节流前后的温差，降低节流损失以获取最高能效。

图8所示为CO2压缩机排气温度随环境温度和供水温度的变化。由图8可知通过机械过冷可降低排气温度，且在低环境温度条件下，排气温度降低更显著。环境温度为-30 ℃时，排气温度降低21.60 ℃。因通过机械过冷可降低最优排气压力(见图6)，在压缩机吸气状态一致的条件下，排气温度随排气压力降低而下降。因此，采用机械过冷是提高CO2热泵用于供暖性能的可行解决方案，且在低环境温度下的性能提升更加显著。

图8 排气温度随环境温度和供水温度的变化Fig.8 Variation of discharge temperature with ambient and water supply temperature

图9 功耗比随环境温度的变化Fig.9 Variation of compressor power consumption ratio with ambient temperature

机械过冷CO2热泵系统机械过冷循环压缩机功耗(WCom,MS)与CO2循环功耗(WCom,CO2)比值的变化如图9所示。由图9可知在供回水温度为75/40 ℃工况下，二者比值随环境温度的降低稍有增加，在环境温度为-30～10 ℃范围内，比值为22.7%～32.1%，表明相对CO2系统，通过配置小型的常规工质蒸气压缩系统，即可实现常规CO2热泵系统改进，实现系统供暖性能的显著提升。通过上述分析可推断，若采用机械过冷对常规CO2热泵系统进行改进优化，仅需配置小型的蒸气压缩循环，经济性优势明显。

表2 制冷剂的物理性质、安全及环保特性[20]Tab.2 The physical properties, safety and environmental characteristics of refrigerant

图10所示为机械过冷CO2热泵系统的机械过冷循环和CO2循环两侧水质量流量比随环境温度和供水温度的变化。由图10可知现在多数工况下，机械过冷循环侧的水流量小于CO2循环，即热量输出还是以CO2循环为主，机械过冷循环为辅。由图7可知，最优过冷度随供水温度的增加而降低，过冷度较低导致机械过冷循环制热量较小，即机械过冷循环的水流量较低。但在供水温度较低时(Tw,out=45 ℃)，机械过冷循环水流量大于CO2循环。CO2热泵适用于生产高温热水，但当要求供水温度较低时，采用常规制冷剂的机械过冷循环的贡献占主导。

机械过冷循环工质的选取会影响系统整体性能，本文选取了11种GWP较低或现阶段广泛使用的制冷剂，其物理、安全及环保特性如表2所示。分析了不同工质应用于机械过冷CO2热泵供暖系统的性能，在标准工况下常规CO2热泵及机械过冷热泵系统的COP结果如图11所示。由图11可知，选取的11种机械过冷循环的工质与CO2组成的新型热泵系统的COP均高于常规CO2系统。其中能效最高的为R717及R32，COP分别为1.710和1.691，相对常规CO2系统提升了24.9%和23.5%，性能改善效果显著，COP提升率最低的为R1234yf。

图10 水流量比随环境温度和供水温度的变化Fig.10 Variation of water mass flow rate ratio with ambient and water supply temperature

图11 不同机械过冷循环制冷剂对应的整体COPFig.11 Overall COP with different refrigerants of mechanical subcooling cycle

3 结论

本文提出了机械过冷跨临界CO2热泵系统，以改善常规CO2热泵系统用于冬季供暖的性能。通过构建热力系统模型，对机械过冷和常规系统在不同环境温度、供回水温度下的运行特性进行分析，得出如下结论：

1)机械过冷CO2热泵系统能效受CO2排气压力和过冷度的影响显著，系统存在最优排气压力和最优过冷度，对应最大COP，在标准工况下，相比常规CO2系统能效提高15.9%。

2)机械过冷可有效解决常规CO2系统回水温度过高时COP急剧衰减的问题，回水温度由40 ℃升至50 ℃时，常规系统COP下降16.9%，而机械过冷热泵系统的COP仅下降8.4%。

3)通过机械过冷可降低压缩机排气压力和温度，供水温度越低降压效果越明显，当供水温度为45 ℃时，压力降低高达2.1 MPa，主要受过冷度变化的影响。

4)机械过冷循环工质的选取会影响系统整体性能，在选取的11种机械过冷循环工质中，能效最高的为R717及R32，最低的为R1234yf。

5)在低环境温度工况下，通过机械过冷对CO2热泵性能的提升效果更显著，通过配置小型常规工质蒸气压缩系统即可实现CO2热泵系统的改进，经济性优势明显。

本文受天津市高等学校自然科学研究项目(No.160018)资助。(The project was supported by the Natural Science Research Project of Tianjin Higher Learning Institution (No.160018).)