采用非共沸工质机械过冷跨临界CO2热泵供暖性能分析

代宝民 张 鹏 刘圣春 王铭慧 孙悦桐 王嘉豪 徐田雅慧 肖 鹏

(1 天津商业大学 天津市制冷技术重点实验室 天津 300134；2 天津市丹华宏业制冷技术有限公司 天津 300354)

节能提效是实现我国“2030碳达峰，2060碳中和”的重要举措[1]。为改善我国北方地区冬季大气污染问题，相比于常规电加热或燃煤等供暖方式，空气源热泵技术可显著提升能效，降低碳排放[2]。目前市场上空气源热泵产品多采用HFCs工质，《〈蒙特利尔议定书〉基加利修正案》[3]规定我国于2045年前对HFCs的使用消减80%，寻找环境友好的新型环保工质迫在眉睫。

自然工质与低GWP工质备受关注。其中CO2因环保、无毒、不可燃等优点成为极具潜力的替代工质[4]。然而对于供暖应用场景，回水温度高(≥30 ℃)导致CO2节流损失大，CO2热泵供暖系统效率低于常规工质系统，限制其推广应用[5]。采用机械过冷可对气体冷却器出口的CO2流体进一步冷却，减小节流损失[6]。机械过冷存在最优过冷度，但其数值过大(14～30 ℃)[7]，采用常规工质导致过冷器中的恒温蒸发过程与超临界CO2流体的降温过程热匹配较差，造成显著的换热不可逆损失，影响系统效率，可利用非共沸工质相变温度滑移的特性解决CO2过冷过程温度不匹配问题[8]。对于制冷工况，空气侧进出口温差较小(<10 ℃)，分析结果表明，采用非共沸工质可使系统COP提升46.53%[9]。对于供热应用，末端为常规散热片时供回水温差较大(≥20 ℃)[10]，预测采用非共沸工质可提升系统热泵供暖性能，但影响规律尚不明确，非共沸工质组元及组分的选取对CO2供暖系统的影响机制需进一步研究。

综上所述，本文提出采用非共沸工质用于机械过冷CO2跨临界热泵系统，对系统性能进行优化，并与采用纯质的机械过冷CO2热泵系统进行对比分析，进一步提升CO2热泵系统能效，为尽早实现“碳达峰”和“碳中和”的承诺提供理论支撑。

1 模型建立

1.1 实验系统

机械过冷CO2热泵系统如图1所示。循环1-2-3-4-5-1为CO2跨临界热泵循环；循环1′-2′-3′-4′-1′为蒸气压缩机械过冷循环，循环工质可为纯质或非共沸工质。CO2进入压缩机被压缩为高温高压的超临界流体，然后进入气体冷却器加热回水并在过冷器中冷却，再经节流降压进入蒸发器吸收空气中的热量变为低温低压的气态CO2，再被压缩机吸入完成循环。过冷器也为机械过冷循环的蒸发器，两循环通过过冷器联接起来。回水分为两路，分别流经气体冷却器和冷凝器，加热后混合作为供水为用户供暖。

图1 机械过冷CO2热泵循环原理Fig.1 The principle of CO2 air-source heat pump system with mechanical subcooling

图2 纯质与非共沸工质机械过冷CO2跨临界热泵循环T-s图Fig.2 T-s diagram of transcritical CO2 refrigeration cycle with mechanical subcooling using pure and zeotropic refrigerant

1.2 工质选择

本文所选工质如表1所示，均为低GWP工质，ODP均为0，并按照各自沸点高低由低至高排列。

表1 所选工质的物理性质、安全特性与环保特性[11]Tab.1 The physical properties,safety and environmental characteristics of refrigerant[11]

1.3 热力性能模型

1.3.1 假设条件

本文模型基于如下假设建立：1)系统均在稳定工况下运行；2)换热器及管路的热损失与压降忽略不计；3)用户供水温度Tw,out和回水温度Tw,in分别为65 ℃和40 ℃[10]；4)过冷循环冷凝器出口为饱和液态；5)气体冷却器、冷凝器、过冷器窄点温差均为5 ℃[12]；6)环境温度T0为-12 ℃，环境温度比蒸发温度高10 ℃[13]。

1.3.2 热力性能计算模型

1)CO2循环

压缩机：

Wcom,CO2=mCO2(h2-h1)

(1)

ηg,CO2=(h2 s-h1)/(h2-h1)

(2)

ED,com,CO2=T0mCO2(s2-s1)

(3)

ηg,CO2为CO2压缩机总效率，通过式(4)计算[14]：

0.732 5

(4)

气体冷却器：

Qh,CO2=mCO2(h2-h3)

(5)

ED,gc,CO2=T0[mw,gc(sw,out-sw,in)-

mCO2(s2-s3)]

(6)

节流阀：

ED,tv,CO2=T0mCO2(s2-s1)

(7)

蒸发器：

ED,eva,CO2=T0[mCO2(s1-s5)-

mair(sair,in-sair,out)]

(8)

2)机械过冷循环

过冷器：

msub=mCO2(h3-h4)/(h1′-h4′)

(9)

ED,eva,sub=T0[msub(s1′-s4′)-

mCO2(s3-s4)]

(10)

压缩机：

Wcom,sub=msub(h2′-h1′)

(11)

ηs,sub=(h2s′-h1′)/(h2′-h1′)

(12)

ED,com,sub=T0msub(s2′-s1′)

(13)

ηg,sub为压缩机等熵效率，通过式(14)计算[14]：

0.370 1

(14)

节流阀：

ED,tv,sub=T0msub(s4′-s3′)

(15)

冷凝器：

Qh,sub=msub(h2′-h3′)

(16)

ED,cond,sub=T0[mw,sub(sw,out-sw,in)-

msub(s2′-s3′)]

(17)

3)系统整体

COP=Qh,tot/Wtot

=(Qh,CO2+Qh,sub)/(Wcom,CO2+Wcom,sub)

(18)

ηtot=1-ED,tot/Wtot

(19)

πglide=ΕD,comp/ΕD,pinch

=(ΕD,fluid+ΕD,pinch)/ΕD,pinch

(20)

模型中设计的工质及换热流体的物性通过REFPROP软件计算[16]。

2 结果与讨论

系统COP和温度滑移随第一组元质量分数的变化如图3所示。本文选取6种非共沸工质研究温度滑移对系统性能的影响，其中包括3种大温度滑移工质对，最大温度滑移为35.64～47.33 ℃，3种小温度滑移工质对，最大温度滑移为11.03～14.77 ℃。由文献[7]可知本系统存在最优排气压力和过冷度，以下结果均在最优工况下进行讨论。由图3可知，采用不同温度滑移非共沸工质的系统性能显著不同。图3(a)所示3种大温度滑移工质系统COP随X增大呈“M”型变化，系统COP均在X=0.6附近取得最大值，3种大温度滑移工质最大COP分别为2.42、2.43和2.45。3种小温度滑移工质系统COP与温度滑移变化规律一致，均随X的增大先增大后减小，但COP小于大温度滑移工质。R600在5种纯质中取得最高COP为2.14。可以看出相对纯质，采用混合工质可显著提高系统COP，采用R1234ze(E)/R601(60/40)相对纯R1234ze(E)和R601分别提高了13.82%和12.99%。因此，相对于使用纯质和小温度滑移工质，大温度滑移工质可显著提高系统能效，但对应的最大COP未出现在最大温度滑移处，这是由于温度滑移直接影响工质与CO2流体以及热水的温度匹配。

图3 系统COP和温度滑移随第一组元质量分数的变化Fig.3 Variation of COP and temperature glide with mass fraction of the first component

采用纯质与非共沸工质机械过冷CO2热泵系统的COP随环境温度的变化如图4所示。可知在-30～20 ℃的全工况环境温度范围内，非共沸工质的COP均远高于采用纯质机械过冷CO2热泵和传统CO2热泵，且采用大温度滑移工质的系统COP比小温度滑移工质高。采用R1234ze(E)/R601(60/40)的COP最高，与纯R1234ze(E)、R601相比分别提高8.93%～13.11%和9.64%～11.27%。因此，在全工况环境温度范围内，采用大温度滑移非共沸工质均可显著改善机械过冷CO2热泵系统的能效。下面以R1234ze(E)/R601为例进行解释。

图5 R1234ze(E)/R601温度匹配图Fig.5 Temperature matching of R1234ze(E)/R601

在XR1234ze(E)为0.4时，温度滑移最大为47.18 ℃，但COP未取得最大值，这是由于较大的温度滑移远大于CO2和热水的进出口温差，冷凝器仅存在唯一窄点，位于工质出口，为“过匹配”，导致温度匹配出现偏离，性能未达到最佳。在XR1234ze(E)为0.9时，温度滑移降至8.63 ℃，此时温度滑移远小于CO2和热水的进出口温差，冷凝器仅存在唯一窄点，为“欠匹配”，导致系统性能不佳。因此，需要选取温度滑移适宜的非共沸工质，过大过小均会导致系统性能欠佳。

传统CO2热泵、采用纯质与非共沸工质的机械过冷CO2热泵系统的最优排气压力如图6所示。由图6可知，过冷系统采用非共沸工质可有效降低系统最优排气压力，非共沸工质对应的排气压力远低于采用纯质和传统CO2热泵，使用R290/R601(70/30)时最优排气压力达到了7.50 MPa，COP为2.43，与采用纯质R290、R601时和传统CO2热泵相比，最优排气压力分别降低了27.85%、23.35%和34.49%。综上所述，采用混合工质可有效降低CO2压缩机排气压力，提高压缩机效率，同时降低了系统设计的承压要求和成本，提高系统运行的安全性。

图6 不同工质对应的系统最优排气压力Fig.6 Optimum discharge pressure corresponding to different refrigerant

图7所示为系统过冷循环采用纯质和非共沸工质时CO2最优过冷度。由图6可知，相对纯质采用非共沸工质时CO2流体获得更大过冷度，当使用R1234yf/R601(60/40)时最优过冷度达到了38.17 ℃，与纯质R1234yf和R601相比分别提高13.70 ℃和16.11 ℃。可知对于图中的6种非共沸工质，最优过冷度与温度滑移及COP呈正相关。这是由于过冷度越大，CO2节流前温度越低，节流不可逆损失越小，系统COP越高。

图7 不同工质对应的最优过冷度Fig.7 Optimum subcooling temperature corresponding to different refrigerant

采用非共沸工质压缩机功耗占系统总功耗的比值随第一组元质量分数的变化如图8所示。由图8可知，采用非共沸工质时的功耗比显著大于纯质。采用纯R600功耗比最低为0.195 6，而采用R1234yf/R600(10/90)的功耗比高达0.352 0，这主要是由于采用非共沸工质的过冷度远大于纯质，导致过冷器换热量较大，即过冷循环制冷量增加，压缩机功耗提高。虽然采用非共沸工质时过冷循环功耗比较大，但CO2压缩机的功耗仍显著大于过冷循环压缩机功耗，表明CO2系统仍然占主导，非共沸工质过冷系统起辅助作用。

图8 过冷循环压缩机功耗比随第一组元质量分数的变化Fig.8 Variation of compressor power consumption ratio of subcooling cycle with mass fraction of the first component

图9 系统火用效率随第一组元质量分数变化规律Fig.9 The exergy efficiency of system with mass fraction of the first component

图10 R1234ze(E)/R601系统单位制热量火用损Fig.10 Exergy loss of system unit heat control of R1234ze(E)/R601

3 结论

本文对采用非共沸工质的机械过冷跨临界CO2热泵进行了性能分析，得到结论如下：

1)机械过冷循环采用非共沸工质可有效提高系统COP，且非共沸工质优于纯质，大温度滑移工质优于小温度滑移工质。使用R1234ze(E)/R601(60/40)的系统COP高达2.45，相对使用纯质组元最高提升13.82%。

2)采用非共沸工质可有效降低系统排气压力并获得更大的过冷度。当使用R290/R601(70/30)时，最优排气压力可降低27.85%，使用R1234yf/R601(60/40)时最优过冷度高达38.17 ℃。

4)非共沸工质选取不仅要考虑具有较大温度滑移，其温焓曲线的凹凸性也要与换热流体的温度曲线相匹配。推荐采用大温度滑移非共沸工质R1234ze(E)/R601(60/40)用于机械过冷跨临界CO2热泵。

本文受天津市自然科学基金项目(20JCQNJC00600)、天津市研究生科研创新项目(2020YJSS060)和大学生创新创业训练项目(202110069067)资助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Tianjin (No.20JCQNJC00600),Tianjin Research Innovation Project for Postgraduate Students (No.2020YJSS060)and Student′s Platform for Innovation and Entrepreneurship Training Program (No.202110069067).)

符号说明

E——火用效率，kJ/kg

h——比焓，kJ/kg

m——质量流量，kg/s

p——压力，MPa

Q——热容量，kW

s——比熵，kJ/(kg·K)

T——温度，℃

W——功，kW

X——质量分数

η——效率

π——温度匹配指数

COP——性能系数

GWP——全球变暖潜力值

ODP——臭氧消耗潜力值

LEL——爆炸下限

w——水

下标

0——参考状态点

b——沸腾

c——临界

CO2——二氧化碳

com——压缩机

comp——部件

cond——泠凝器

D——损失

eva——蒸发器

fluid——流体

g——压缩机整体

gc——气体冷却器

glide——温度滑移

h——加热

in——进口

out——出口

pinch——窄点

s——等熵

sc——过冷器

sink——热沉侧

source——热源侧

sub——过冷循环

tot——系统整体

tv——节流阀

w——水