R134a/CO2复叠式热泵系统热力学分析及研究

罗 威, 江 斌, 潘 浩, 汤晓亮, 熊 丹

(1.合肥工业大学 汽车与交通工程学院,安徽 合肥 230009; 2.江苏苏净集团有限公司,江苏 苏州 215008)

在我国高纬度与部分高海拔的北方地区,冬季采暖成为人们考虑的首要问题之一。随着科技进步与社会发展,采暖方式正由传统低效的燃煤供暖转变为热泵供暖。目前,由于臭氧层破坏、温室气体激增、各类能源损耗等环境问题日益严重,节能减排成为当下各行各业的工作目标。因此,提高循环性能系数、优化产品结构、使用环保工质、采用更高效的控制方案等均是热泵设备生产的研究方向。由于北方地区冬季环境温度低,普通单级热泵循环因其压缩比的限制而无法可靠运行,而采用双级压缩循环时,在相同工况下性能系数低于复叠式系统[1-2]。因此,复叠式热泵系统以其在低环境温度下可制出高温热水的特点而适用于我国寒冷地区供暖。自然工质CO2作为一种环保可靠的工质,以其价格低、易制取、臭氧消耗潜能值ODP=0、全球变暖潜能值GWP=1的特点而成为目前主推的循环工质。同时,CO2在低温时具有优于其他常见工质的热力学性能与流动性能,非常适用于复叠式热泵的低温级循环[3]。

目前,国内外学者对以CO2为工质的复叠式系统进行了大量的理论与实验研究[4-9]。文献[10]对以CO2为低温级循环工质的复叠式制冷循环进行热力学分析,得到中间换热温差、冷凝温度和等熵效率等参数在不同工况下对系统能效比(coefficient of performance,COP)的影响;文献[11]通过NH3/CO2与R13/R22、NH3/NH3复叠式制冷循环的对比,得到最佳中间温度与制冷剂质量流量比的关系;文献[12-13]通过对R404A/CO2复叠式制冷系统和熵的分析,得到中间温度、低温蒸发温度、高温冷凝温度等参数对系统性能的影响;文献[14]通过对CO2/R290复叠式制冷热泵系统的热力学计算,得到中间温度对系统性能的影响;文献[15]通过EES模拟计算R134a/CO2复叠式制冷系统各参数间关系,得到系统COP与冷凝温度、蒸发温度、中间换热温差等参数的关系，并提出提高系统经济性的方案。

本文对某商用R134a/CO2复叠式热泵机组进行热力学分析,并探究不同状态参数间的相互关系与影响,寻求在所需工况下系统性能的理论最优参数模式。

1 系统循环原理与数学模型

1.1 热泵系统循环原理

R134a/CO2复叠式热泵循环由高、低温2个单级循环通过蒸发冷凝器连接而成,如图1所示。

1.低温级压缩机 2.高温级压缩机 3.高温级节流装置 4.低温级节流装置

图1中,高温级循环工质为R134a,由高温级冷凝器、节流装置、压缩机组成;低温级循环工质为CO2,由低温级蒸发器、节流装置、压缩机组成。循环通过低温级蒸发器将从环境吸收的能量经低温级压缩机压缩传递给蒸发冷凝器,高温级循环在蒸发冷凝器中吸收热量,由高温级压缩机压缩后通过高温级冷凝器将热量传递给外部供水,制得所需的高温热水。

1.2 数学模型

R134a/CO2复叠式热泵循环理论T-S图如图2所示。图中数字1～8代表循环中各主要状态点,其中1、2、3、4为低温级CO2循环,5、6、7、8为高温级R134a循环,并假设:① 高、低温级循环压缩均为等熵过程;② 各换热器换热过程均为等温换热;③ 高、低温级节流机构均为等焓节流;④ 制冷剂在循环中既无压力损失,也无热量损失。

图2 R134a/CO2复叠式热泵理论循环T-S图

循环放热量Qh为:

Qh=mh(h6-h7)

(1)

高温级压缩机耗功Wh为:

Wh=mh(h6-h5)

(2)

低温级压缩机耗功Wl为:

Wl=ml(h2-h1)

(3)

复叠式热泵循环能效比COP为:

(4)

根据蒸发冷凝器中高、低温级换热平衡,即

mh(h5-h8)=ml(h2-h3)

(5)

将(5)式代入(4)式可得:

(6)

高、低温级质量流量比k为:

k=mh/ml

(7)

其中,mh为高温级质量流量;ml为低温级质量流量;h1～h8为循环各状态点焓值。

2 计算结果及分析

根据商业设计要求,该复叠式热泵名义工况见表1所列。

表1 R134a/CO2复叠式热泵设计参数

在已有数学模型与假设的基础上对该系统进行热力学计算,得出各主要参数间关系与可提高系统性能的方案。

系统性能系数COP与低温蒸发温度Tel、低温冷凝温度Tkl的关系如图3所示。当Tel为-32 ℃时,随着Tkl增大,COP呈现出先增大后减小的趋势,在Tkl为28 ℃时达到最大值2.51。同理,当Tel为-28、-24 ℃时,COP具有相同的变化趋势,并分别在Tkl为20、24 ℃时达到最大值2.75、2.86;当Tel增大到-20、-16 ℃时,COP单调增加,而观察曲线可知其斜率均随着Tkl的增大而减小。由此可得,COP随Tkl的变化趋势在一定范围内具有一致性。

图3 COP与低温冷凝温度Tkl、低温蒸发温度Tel的关系

当高温冷凝温度Tkh不变,低温蒸发温度Tel从-20 ℃升高到-16 ℃时,系统性能系数COP呈现出单调增大的趋势,如图4所示。同时,当Tel不变,Tkh由57 ℃升高到61 ℃时,COP呈现出逐渐降低的趋势。

图4 COP与高温冷凝温度Tkh、低温蒸发温度Tel的关系

系统性能系数COP与中间换热温差Δt、低温冷凝温度Tkl、低温蒸发温度Tel关系如图5、图6所示。在一定的中间换热温差下,系统COP随Tel的升高而增大,而当Tkl由0 ℃增大到30 ℃时,COP变化趋势与图3的分析类似,即当Δt为6、7 ℃时,COP分别在Tkl为20、25 ℃时达到最大值2.50、2.62。同时,当Δt由3 ℃增大到7 ℃时,COP呈现出降低的趋势。

图5 COP与中间换热温差Δt、低温蒸发温度Tel关系

图6 COP与中间换热温差Δt、低温冷凝温度Tkl的关系

在合理的低温蒸发温度变化范围内,随着Tel由-20 ℃增大到-16 ℃,高、低温级循环质量流量比k均呈现出逐渐降低的趋势,如图7、图8所示。同时,当Tel不变,随着Tkh由57 ℃升高到61 ℃,或Δt由3 ℃增大到6 ℃时,高、低温级质量流量比k均减小。

图7 质量流量比k与Tkh、Tel的关系

图8 质量流量比k与Δt、Tel的关系

综合以上理论分析结果可知,通过降低高温冷凝温度Tkh或增加低温蒸发温度Tel来提高相应单级循环的性能系数均可提高系统COP,而无论如何改变中间温度,2个单级热泵循环的性能系数必然呈现出相反的变化趋势,因此存在使得系统COP最大的最佳中间温度Tkl;同时,在设计中间换热器时,应保证有合适的中间换热温差,既能保证一定的换热效率,也能尽可能地提高系统性能系数COP。当低温蒸发温度Tel增大时,低温级热泵循环放热量减小,因此欲维持中间换热器的换热平衡,必须增加低温级循环质量流量,即造成制冷剂成本的增加,降低了设备经济性。

3 结 论

本文通过对R134a/CO2复叠式热泵系统理想循环的热力学计算与分析,得到了循环中主要状态参数间的关系及其对系统性能的影响。

实际生产中,在满足R134a/CO2复叠式热泵负荷设计要求的前提下,应尽可能提高系统性能系数与设备经济性。因此,在合理的变化范围内,降低高温冷凝温度Tkh、升高低温蒸发温度Tel,适当减小中间换热温差,提高中间换热器换热效率,并在合适的中间温度Tkl变化范围内实验寻求最佳中间温度点Tkopt,是此类复叠式热泵设计生产的关键。