超临界补气增焓高温CO2热泵热风机实验研究

吴孟霞，李帅旗，王汉治，宋文吉，冯自平

（1.中国科学技术大学工程科学学院，安徽 合肥 230026；2.中国科学院广州能源研究所，广东 广州510640）

0 引言

随着《蒙特利尔协定书》及其基加利修正案的相继生效，对臭氧层有着严重破坏作用的氯氟烃（CFC）类制冷剂已经被全面禁用，氢氯氟烃（HCFC）和高GWP（Global Warming Potential）的氢氟烃（HFC）类制冷剂也正面临着削减和淘汰。在此情况下，环境友好的天然工质CO2日益受到重视，并被认为是氟利昂的长期替代制冷剂[1]。CO2不仅具有显著的环保优势和安全性能还拥有优良的传热特性和热力学性能，在低温制冷领域和高温制热领域均有广阔的应用前景。尤其CO2跨临界热泵循环在放热过程中具有较大的温度滑移特性，使其高温制热上的应用优势更为显著。

与传统的氟利昂热泵系统相比，CO2热泵能制取高达90℃的热水和120℃的热风[3]，[4]。可作为锅炉的部分替代，在干燥、灭菌[5]、生活热水[6]、建筑供暖[7]中发挥重要作用。韩宗伟[8]对CO2热泵热水器系统模拟分析发现，在室外温度为-13.8℃，出水温度为90℃时，系统COP仍能达到1.73。祝银海[9]实验研究了CO2高温热泵热水器的系统性能，研究表明，在压缩机频率为85 Hz，环境温度25℃，蒸发温度14℃时，系统在制取95℃热水时COP最大可达3.9。Kaiser和Martin[10]调查了CO2高温热泵在南非的工业应用潜力，结果表明，CO2热泵可满足51%的部分工业用热，且节能效果明显，同时能减少30%的碳排放。因此将CO2高温热泵应用于工业生产的前景十分可观。

在塑料、电池材料、铝型材等工业应用领域，物料的烘干要求出风温度较高，甚至达到100℃以上，而常规CO2热泵在高制热温度下运行时，会导致系统性能严重恶化[11]。采用补气增焓技术是提升制热性能的可行方案之一[12]～[14]。但常规CO2补气增焓技术主要用于改善极端低温环境下运行时的系统性能，其采用亚临界补气，在循环加热工况下对COP的提升幅度十分有限，此外由于亚临界区的温度限制，常规CO2补气增焓系统难以适用于高气体冷却器出口温度的工况。

本文提出超临界补气增焓技术，以改善高温循环加热状态下的CO2热泵系统性能，并搭建了CO2高温热泵系统实验台，重点分析了主路膨胀阀开度、压缩机频率、气体冷却器的风机频率对压缩机排气温度、气体冷却器出口温度、出风温度、单位制热量、压缩比功耗及COP等的影响，同时以得到最高出风温度为目标，探究了CO2热泵热风机系统在不同参数条件下的系统性能。为CO2高温热泵在循环加热工况下的应用及性能提升奠定了基础。

1 实验原理与方法

1.1 实验装置

实验系统的流程图及循环的压焓（P-h）图如图1所示。

图1 高温CO2热泵系统原理图Fig.1 Schematic diagram of high temperature CO2 heat pump

由图1可知，该CO2热泵系统采用跨临界循环，由补气增焓压缩机、气体冷却器、过冷器、回热器、蒸发器、节流阀及气液分离器等组成。从压缩机出来的CO2高温高压气体首先进入气体冷却器加热空气产生高温热风（a～b），之后进入过冷器中被冷却（b～c），再进入回热器与从蒸发器出来的气体进行换热（c～d），离开回热器的CO2气体分流成两路：一路在补气膨胀阀的节流作用下，降压至压缩机的中间压力（d～j），之后进入过冷器与气体冷却器出来的气体进行换热，此时处于超临界状态的CO2气体由补气口进入压缩机（j～k）；另一路的CO2气体则经过主路膨胀阀节流至蒸发压力（d～e），再进入蒸发器蒸发吸热（e～f），从蒸发器出来的气体在回热器中，被加热至过热状态后进入气液分离器（f～g），从气液分离器出来的气体由压缩机主吸气口进入，完成第一级压缩后（g～h）与从过冷器出来的气体混合后（h～i）进行第二级的压缩（i～a），完成一个循环。

表1为CO2热泵系统主要部件。系统的温度和压力测量分别采用精度为±1℃的铜-康铜T型热电偶和精度为±2.5% F.S.的日本鹭宫HSK型压力传感器，输出信号通过型号为keysight34972A的数据采集器自动采集。

表1 CO2热泵系统主要部件Table 1 Main equipment of CO2 heat pump system

1.2 系统性能计算

根据图1各测点测得的数据，可由状态点的温度T和压力值P计算焓值h，即：

相对补气量βv定义为补气工质流量mi和工质总流量mt之比，根据过冷器中高温制冷剂放出的热量等于低温制冷剂吸收的热量关系，相对补气量也可用过冷器的进出口焓差之比表示。

式中：hb为气体冷却器出口即进入过冷器之前制冷剂焓值，kJ/kg；hc为过冷器出口即回热器进口制冷剂焓值，kJ/kg；hk为过冷器出口即压缩机补气进口制冷剂焓值，kJ/kg；hj为补气膨胀阀节流之后即过冷器进口制冷剂焓值，kJ/kg。

单位制热量q为

式中：UY为不确定度；Y为变量X的函数；UXi为各个独立变量的不确定度。

2 实验结果分析

2.1 主路膨胀阀开度对系统性能的影响

在固定压缩机频率180 Hz、气体冷却器风机频率30%（总转速为2 800 r/min）、补气膨胀阀开度120步（总步数为240步）不变时，系统性能随主路膨胀阀开度（总步数为240步）的变化曲线如图2所示。

图2 系统性能随主路膨胀阀开度的变化Fig.2 Variation of system performance with the main loop expansion valve

从图2中可以看出，相对补气量、压缩比功和单位制热量均呈现降低趋势。主路膨胀阀开度的增大使得补气回路的流量降低导致相对补气量降低，随着主路膨胀阀开度增大，压缩机的排气温度降低、蒸发温度升高，对应的比焓与之变化一致，因此压缩机的压缩比功降低。排气温度和气体冷却器出口温度都呈现降低趋势。

图3为温度随主路膨胀阀开度的变化曲线。

图3 温度随主路膨胀阀开度的变化Fig.3 Variation of temperature with the main loop expansion valve

由图3可知，二者温度差逐渐降低，相应的焓差也逐渐降低，因此单位制热量降低。而COP则随着主路膨胀阀开度增大而增大，这是由于压缩比功的下降幅度大于制热量的下降幅度。当主路膨胀阀开度由70步调至150步，COP提高了17.9%，因此适当增大主路膨胀阀的开度，有利于提高系统COP。

此外，蒸发温度有明显增加的趋势，因此主路膨胀阀开度变化直接影响了蒸发温度，进而影响系统COP。出风温度随主路膨胀阀开度的增大而降低，其原因是排气温度降低使得气冷器进口换热温差降低，换热量逐渐减少，无法充分加热空气，因此出风温度降低。

2.2 压缩机频率对系统性能的影响

图4为主路膨胀阀开度120步、风机频率30%和补气膨胀阀开度120步条件下，压缩机频率对压缩机的排气温度、气体冷却器出口温度及蒸发压力和排气压力的影响规律。

图4 压缩机频率对温度和压力的影响Fig.4 Effect of compressor frequency on temperature and pressure

由图4可知，排气温度、气体冷却器出口温度和排气压力均随着压缩机频率的增加而升高，而蒸发压力则呈下降趋势。随着压缩机频率的升高，入口吸气量增加，蒸发压力降低，排气压力升高，压比增大，因此排气温度升高。同时由于CO2质量流量增加，气体冷却器中制冷剂无法充分换热，因此气体冷却器出口温度升高。当压缩机频率从120 Hz变化至180 Hz时，排气温度和气体冷却器出口温度分别从69.64，35.73℃升高至96.60，49.48℃。

图5为压缩机频率对系统性能的影响。由图可知，单位制热量、压缩比功和相对补气量均随压缩机频率增加而增大，而COP呈现降低趋势。

图5 压缩机频率对系统性能的影响Fig.5 Effect of compressor frequency on system performance

这是因为蒸发温度伴随蒸发压力的降低而降低，压缩机吸气温度也相应降低，而排气温度升高，对应的比焓与之变化一致，因此压缩机的压缩比功升高。排气温度和气体冷却器出口温度的差值随压缩机频率增大而轻微增加，因此单位制热量增加。此外，气体冷却器出口温度升高和蒸发压力的降低，导致单位功耗增加幅度较大，而单位制热量增长较为缓慢，从而导致系统COP降低。

2.3 气体冷却器风机频率对系统性能的影响

图6为在主路膨胀阀开度120步，压缩机频率180 Hz及补气膨胀阀开度120步条件下，出风温度和气体冷却器出口温度随气体冷却器风机频率的变化规律。

图6 温度随气体冷却器风机频率的变化Fig.6 Variations of temperature with fan frequency of the gas cooler

由图6可知，随着气体冷却器风机频率的增大，排气温度、气体冷却器出口温度和出风温度均降低。风机频率增大使得空气的风量增大，热负荷增大，CO2在气体冷却器中被冷却到更低的温度，因此气体冷却器出口温度降低。同时风量的增大导致空气无法充分被加热，因此出风温度降低。当风机频率由40%减小至20%时，出风温度和气体冷却器出口温度分别升高了54.5%，90.9%。

图7为气体冷却器风机频率对单位制热量、压缩比功及COP的影响情况。

图7 风机频率对系统性能的影响Fig.7 Effect of fan frequency of the gas cooler on system performance

由图7可知，压缩比功无明显变化，而单位制热量和COP均随着风机频率的增大而增大。这是由于排气温度和气体冷却器出口温度的温度差逐渐增大，相应的焓差也随之增大，因此单位制热量增加，从而导致系统COP增大。气体冷却器出口温度的降低是COP升高的主要原因之一。增大风机频率会使得系统COP提高，但出风温度由此降低，因此要根据实际需求，选择合适的风机频率。

2.4 高出风温度工况下实验数据分析

以获得较高出风温度为目的，选取多组不同实验条件：补气膨胀阀开度固定120步、主路膨胀阀开度（85，90，95步）、压缩机频率（165，170，175 Hz）、气体冷却器风机频率（20%，25%，30%），分析高出风温度（86～135℃）下主路膨胀阀开度、压缩机频率、气体冷却器的风机频率等对系统COP及制热量的影响情况。表2给出了27组实验条件的主要测点温度和压力的实验数据及COP和制热量的计算值及其不确定度UCOP，UQ。

在主路膨胀阀开度和压缩机频率一定时，比较在不同风机频率下（1，2，3组或4，5，6组或7，8，9组等）出风温度、COP和制热量发现：风机频率越低出风温度越高，且当风机频率每降低1%，出风温度最大提升了5.07%，而COP和制热量则随着风机频率增大而增大。由1，4，7组、2，5，8组和3，6，9等组可得，增加压缩机运行频率有利于出风温度的提高，压缩机频率每提高1%，出风温度最大可提升2.10%，COP则略微下降，而制热量则由于单位制热量的增加而增大。由1，10，19组、2，11，20组和3，12，21等组得，在压缩机频率和风机频率处于实验范围中较低数值（压缩机频率为165 Hz；风机频率为20%，25%）时，主路膨胀阀开度（85～90步）对出风温度的影响较大，主路膨胀阀开度每减小5步，出风温度有5℃左右的提升。而在表2中其他实验条件下，每5步地调节主路膨胀阀开度，出风温度变化并不明显，仅有1～3℃的变化。因此，为制取更高温度的热风，可通过降低主路膨胀阀的开度和气体冷却器风机频率和提高压缩机频率的方式实现，其中降低风机频率对出风温度的提升效果更加明显，但均会造成COP降低。因此要根据实际需求平衡与能耗及系统性能的关系，选择最佳的运行工况。

表2 生物炭的孔隙结构及元素分析Table 2 Pore structure and elemental analysis of biochar

此外，由4，7，16和25组可以看出，出风温度最高可达130℃以上，此时COP值较低，在1.40～1.50之间。这是由于在出风温度为130℃左右时，气体冷却器出口温度高达70℃以上，较高的气体冷却器出口温度及现有实验压缩机相对较低的压比导致COP明显降低。

3 结论

本文对超临界补气增焓高温CO2热泵热风机系统进行了实验研究。重点分析了主路膨胀阀开度、压缩机频率、气体冷却器风机频率对出风温度、气体冷却器出口温度、相对补气量和COP的影响。得出的主要结论如下。

①增大主路膨胀阀开度，出风温度呈现降低趋势，而COP呈升高趋势。当主路膨胀阀开度由70步调至150步，COP提高了17.9%。

②为获取更高温度的热风，可通过降低主路膨胀阀开度和风机频率或提高压缩机频率的方式实现。其中降低风机频率对于出风温度的提升效果最为明显，当风机频率每调低1%，出风温度最大提升了5.07%。但均会造成COP降低。因此要根据实际需求平衡与能耗及系统性能的关系，选择最佳的运行工况。

③在主路膨胀阀开度、压缩机频率、气体冷却器风机频率分别为85步，170 Hz，20%；85步，175 Hz，20%；90步，175 Hz，20%；95步，175 Hz，20%的4组实验中，出风温度均可达130℃以上，对应COP为1.40～1.50，气冷器出口温度均在75℃以上，可通过降低气体冷却器的出口温度提升系统COP。