第２６卷第４期 郑州轻工业学院学报（自然科学版） ＶｏＩ．２６ Ｎｏ．４ ２０１１年８月 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＺＨＥＮＧＺＨＯＵ ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹ ＯＦ ＵＧＨＴ ＩＮＤＵＳＴＲＹ【Ｎａｔｕｒａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅ） Ａｕｇ．２０１１ 文章编号：１００４—１４７８（２０１１）０４—００４１一ｏ４ ＣＯ２跨临界循环水源热泵系统的试验研究 龚毅， 梁志礼， 侯峰， 王哲， 宋英峰 （郑州轻工业学院机电工程学院，河南郑州４５０００２） 摘要：为研究ＣＯ 在热泵领域的应用，设计并搭建了ＣＯ２跨临界循环水源热泵系统试验台，研究系 统在不同工况下运行的性能参数．试验结果表明：在水源温度为３０℃，初始水温度为２５℃，蒸发温 度为ｌＯ℃，终止水温度为６Ｏ℃和６５℃，蒸发器侧的水热源流量为０．６ ｍ ／ｈ条件下，系统ＣＯＰ 随 着高压侧压力的升高，呈现出先升高后降低的趋势，最大ＣＯＰ 为４．４，与其相对应的高压侧压力为 最优高压侧压力． 关键词：ＣＯ，跨临界循环；水源；热泵系统 中图分类号：ＴＢ６１ 文献标志码：Ａ Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｆ ＣＯ２ ｔｒａｎｓ・ｃｒｉｔｉｃａｌ ｃｙｃｌｅ ｗａｔｅｒ ｓｏｕｒｃｅ ｈｅａｔ ｐｕｍｐ ｓｙｓｔｅｍ ＧＯＮＧ Ｙｉ，ＬＩＡＮＧ Ｚｈｉ—ｌｉ，ＨＯＵ Ｆｅｎｇ， ＷＡＮＧ Ｚｈｅ， ＳＯＮＧ Ｙｉｎｇ—ｆｅｎｇ （Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆＥｌｅｃｔｒ．Ｍｅｃｈ．Ｅｎｇ．，Ｚｈｅｎｇｚｈｏｕ Ｕｎｉｖ．ｏｆＬｉｇｈｔ Ｉｎｄ．，Ｚｈｅｎｇｚｈｏｕ ４５０００２，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎ ｏｒｄｅｒ ｔｏ ｓｔｕｄｙ ｔｈｅ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ ｏｆ ＣＯ２ ｉｎ ｔｈｅ ｈｅａｔ ｐｕｍｐ，ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｕｎｉｔｓ ｏｆ ｔａｎｓ—ｃｒｉｔｉｃａｌ ＣＯ２ ｗａｔｅｒ ｓｏｕｒｃｅ ｈｅａｔ ｐｕｍｐ ｓｙｓｔｅｍ ｗａｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ａｎｄ ｂｕｉｌｔ，ａｎｄ ｔｈｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｓｙｓｔｅｍ ｉｎ ｖａｒｉｏｕｓ ｃｏｎ－ ｄｉｔｉｏｎｓ ｗａｓ ｓｔｕｄｉｅｄ．Ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗｅｄ ｔｈａｔ ｗｈｅｎ ｔｈｅ ｉｎｉｔｉａｌ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｏｆ ｗａｔｅｒ ｉｓ ２５ ｏＣ，ｔｈｅ ｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｉｓ １０ ｏＣ，ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｏｆ ｗａｔｅｒ ｒｅｓｏｕｒｃｅ ｉｓ ３０ ｏＣ，ａｎｄ ｔｈｅ ｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎ ｔｅｍｐｅｒａ— ｔｕｒｅ ｏｆ ｗａｔｅｒ ｉｓ ６０ ｏＣ ａｎｄ ６５ ｏＣ，ｔｈｅ ｈｅａｔ ｗａｔｅｒ ｓｏｕｒｃｅ ｆｌｏｗ ｏｆ ｅｖａｐｏｒａｔｏｒ ｓｉｄｅ ｉｓ ０．６ ｍ ／ｈ，ｔｈｅ ＣＯＰＨ ｏｆ ｓｙｓｔｅｍ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ ｆｉｒｓｔ ａｎｄ ｔｈｅｎ ｄｅｃｒｅａｓｅｓ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｈｉｇｈ－ｐｒｅｓｓｕｒｅ，ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｉｓ ４．４，ａｎｄ ｔｈｅ ｈｉｇｈ ｓｉｄｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇ ｔｏ ｉｔ ｉｓ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍａ１． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＣＯ２ ｔｒａｎｓ—ｃｒｉｔｉｃａｌ ｃｙｃｌｅ；ｗａｔｅｒ ｓｏｕｒｃｅ；ｈｅａｔ ｐｕｍｐ ０ 引言 适中的压力和较高的制冷效率 卜 ，但这些制冷剂 对大气臭氧层的消耗潜能值（ＯＤＰ）较低或为０，它 当前，大多数热泵热水机所用的工质为氢氯氟 们具有稳定的化学性能，一旦排放到大气中很难分 烃和氢氟烃（如Ｒ２２，Ｒ１３４ａ和Ｒ４１０Ａ等）．尽管它 解，导致全球变暖潜能（ＧＷＰ）升高，还存在不可预 们具有无毒、不可燃、不爆炸、无刺激性的特点以及 知的潜在危险 ．因此，寻找有效的绿色制冷剂替 收稿日期：２０１ｌ一０４—２７ 基金项目：国家“十一五”科技支撑计划项目（２００６ＢＡＪ０１Ａ１０－－－－０７） 作者简介：龚毅（１９５４一），男，江苏省南通市人，郑州轻工业学院教授，博士，主要研究方向为制冷空调新技术及企业技术 创新． 郑州轻工业学院学报（自然科学版） ２０１１经 代品成为当前制冷剂研究发展的趋势．ＣＯ 作为一 种环保型的自然工质，其ＧＷＰ很小，ＯＤＰ为０ｌ４］．在 当前全球关注环境保护的形势下，将ＣＯ 作为制冷 设备的制冷工质具有独特的优势 ］．前国际制冷学 会主席、挪威ＳＩＮＴＥＦ研究所Ｇ．１＿ｏｒｅｎｔｚｅｎ等率先提 出了ＣＯ：跨临界循环理论，认为其在热泵领域将有 重要的作用＿６ Ｊ．鉴于此，本文拟设计并搭建ＣＯ 跨 临界循环水源热泵系统试验台，对不同工况下运行 的性能参数进行研究． １ ＣＯ 跨临界循环热泵系统的理论 分析 ＣＯ２的临界温度ｔ。 ＝３１．１℃，临界压力Ｐ ＝ ７．３７ ＭＰａ，如采用亚临界循环，则要求冷却介质温 度＜３１．１ ｏＣ，这将会使其应用范围缩小，而ＣＯ 跨 临界循环可以解决这个问题，其Ｐ—ｈ图如图１所 示，ＣＯ 跨临界循环热泵系统的流程图如图２所示． ０ 图１跨临界ＣＯ 循环的Ｐ—ｈ图 节 流 阀 图２ ＣＯ：跨ｌ临界循环热泵系统的流程图 从图１可以看出：进入蒸发器的ＣＯ 制冷剂是 在亚临界状态下完成蒸发过程的，工质在蒸发器中 的换热过程是通过潜热交换进行的，其压力和温度 均低于临界状态．经过回热器过热的制冷剂蒸气经 过压缩机压缩进入超临界状态，工质在气冷器中的 冷却过程是通过显热交换进行的，而且冷却过程的 温差比较大，刚好可以满足制取高温热水的需求． 试验结果表明，ＣＯ 跨临界循环热泵系统可以把水 温最高提高到９Ｏ℃，而传统工质的热泵热水机只能 把水加热到５０℃左右＿８ ；其蒸发潜热大，单位容积 制冷量相当高，加上系统的压力很高，可显著减小 换热器的尺寸，使系统结构更紧凑，从而节省空间． 因此，ＣＯ 在热泵领域的应用具有明显的优势． 图２中ａ—ｂ为压缩机的压缩过程，把经过回热 器过热的低温低压的ＣＯ 蒸气压缩成高温高压的 过热气体；ｂ—ｃ为从压缩机出来的高温高压气体经 过气体冷却器向外散热，变成高压、低温的制冷剂 气体；ｅ—ｄ为经过冷却的气体工质经过回热器进一 步冷却，既减少节流损失，又可以过热进入压缩机 的制冷剂气体；ｄ—ｅ为低温、高压制冷剂的节流过 程，节流后变成低温、低压的制冷剂，进入两相状 态；ｅ—ｆ为节流后的低温低压的两相制冷剂进入蒸 发器中的蒸发过程，从低温热源吸收热量；ｆ—ａ为 节流后的制冷剂进入气液分离器进行气液分离，分 离后的气体经过回热器过热变成过热蒸气，然后进 入压缩机． ２ ＣＯ 跨临界循环水源热泵系统试验 台的搭建 为了很好地测量ＣＯ 跨临界循环热泵系统在 各种工况下的运行参数，并找出提高热泵系统性能 的措施．笔者搭建了ＣＯ 跨临界循环热泵系统试验 台，测量在不同工况下系统运行的性能参数，为ＣＯ 跨临界循环热泵系统的市场化提供试验依据． 本试验台有２个特点：１）热源采用的是低温水 源；２）在节流方面，采用２个节流阀对系统进行节 流，２个节流阀分别调节高压侧和低压侧压力，中间 的储液器平衡节流过程中产生的气流波动． 图３为ＣＯ：跨临界循环水源热泵系统流程图 和测量点布置图．本试验台由制冷循环系统、水循 环系统、数据测量和采集系统构成．制冷系统包括 压缩机、蒸发器、气冷器、节流阀、安全阀、中间储液 器和气液分离器；水系统包括软化水设备、蒸发器 侧恒温槽和气冷器侧恒温槽；数据测量和采集系统 包括压力变送器、差压变送器、质量流量计、功率变 第４期 龚毅，等：ＣＯ：跨临界循环水源热泵系统的试验研究 送器、热电偶和吉时利数据采集仪． 压缩机选用意大利都灵公司生产的ＣＯ：跨临 界压缩机，型号为ＣＤ１８０Ｈ，两缸，理论排量 Ｉ．１２ ｍ。／ｈ，１．８ ｎｌ ，气冷器的换热面积为１．８ ｍ ． 节流阀选用北京熊川生产的型号为ｓｓ一 ８４５１０Ｆ的减压阀，该减压阀采用手动调节的节流机 ＝ 功率Ｐ ＝Ｉ．５ ｋＷ，转速 ＝ｌ ４５０ ｒ／ｍｉｎ． 构，阀体材料为３１６不锈钢，最高工作温度为 １００ ｏＣ，最大进口压力４１．５ ＭＰａ，最大控制出口压 力１６ ＭＰａ，人ＶＩ／出口尺寸为１０ ｍｍ． ３试验结果与分析 设定水源温度ｔ ．。 ３０℃，初始水温度ｔｉ ｉ． ： ２５℃，蒸发温度ｔ ＝１０℃，蒸发器侧的水热源流量 为０．６ ｎｌ ／ｈ．通过调节高压侧压力Ｐ。。 和终止水温 度ｔ 对ＣＯ：跨临界循环热泵系统进行性能测试． 试验结果如图４一图９所示． ＠为差压变送器；＠为压力变送器；＠ 顺量流量计 图４为蒸发温度为ｌ０℃时，在不同的终止水温 ①为热电偶；＠为功率变送器 度下，ＣＯ 跨临界循环热泵系统的ＣＯＰ 与高压侧 图３ 试验台的流程及测量点布置图 压力Ｐ 。 ｄ的关系．当终止水温度ｔｔｅｒ，ｗ为４５℃，５０℃ 本试验台的气冷器与蒸发器型号选用同轴套 和５５℃时，系统的ＣＯＰ 随着高压侧压力的升高而 管式的，内管走水，内外管之间走ＣＯ：，流向呈逆流 降低，平均降低幅度为０．４／ＭＰａ．当终止水温度为 ；； 一ｔｉ ｛布置．外管采用 外＝３３ ｍｍ的钢管，为增加内管的 ６０℃和６５℃时，系统的ＣＯＰ 随着高压侧压力的 渤瑚跏 跚 枷栅姗姗瑚姗 抗腐蚀能力，内管材料选择镍白铜管；为增强水和 升高呈先升高后降低的趋势，存在一个最大值，与 ＣＯ，的扰动，增加换热器的换热系数，内管采用螺 此相对应的高压侧压力为最优高压侧压力Ｐ ． 旋状结构，管径 ＝２５ｍｍ．蒸发器的换热面积为 从图５和图６可以看出，随着高压侧压力Ｐ 。 ５．７ １３０ ｌ２５ ５．４ １２０ ５．１ １１５ ４．８ １１０ ４．５ 芝１０５ ０ １００ ４．２ ９５ ３．９ ９０ ３．６ ８５ ３．３ ８０ ７．５ Ｒ－０ ８５ ９．５１∞ｌ０５ｌ１－０ｌ１５ｌ２０１２－５ｌ３１０ ７．５ ８．０ ８５ ９０ ９５１０．０１０＿５ｌ１Ｄｌ１５１２．０１２５１３＿０ ７５ ８』１＆５ ９．０ ９５１０．０ｌ０５ｌ１．０Ｉ１５１２Ｄｌ２５１３－０ Ｐ… Ｉ／ＭＰａ Ｐ ｄ／ＭＰａ Ｐ 。ｌ／ＭＰａ 图４系统ＣＯＰＨ随 图５压缩机排气温度随 图６压缩机耗功随 高压侧压力的变化 高压侧压力的变化 高压侧压力的变化 ７．５ ８．０ ８＿５ ９．０ ９＿５ｌｎ０１０５ｌ１Ｄｌ１－５ｌ２（】１２．５１３＿Ｉｌ ５ ８＿（】８５ ９Ｄ ９５１０．０ｌ（ ＩＩ－０ｌＩ５ｌ２ＤＩ２５Ｉ３．０ Ｐ ． ．／ＩＭＰａ Ｐ Ｐ． ． ／ＭＰａ ． ．Ｉ／ＭＰａ 图７制冷剂质量流量随 图８ 气冷器差压随 图９ 蒸发器差压随高压 高压侧压力的变化 高压侧压力的变化 侧压力的变化 ｌ 郑州轻工业学院学报（自然科学版） ２０１１焦 的升高，压缩机的排气温度 抵和耗功Ｐ 也随之升 高，几乎呈线性关系．压缩机排气温度平均升高幅 度为９ ｏＣ／ＭＰａ，压缩机的耗功平均升高幅度为 １３４．５ Ｗ／ＭＰａ．这是因为蒸发温度不变，随着高压侧 压力升高，压缩机的压缩比也随之升高，进而导致 其排气温度和耗功的升高．随着终止水温度的升 高，压缩机的排气温度和耗功呈现整体升高的趋势。 降幅．这是因为随着终止水温度的升高，气冷器制 冷剂侧出口温度也随之升高，导致气冷器制冷剂侧 放热量的减少．同时，压缩机的排气温度也升高，导 致压缩机耗功的升高和效率的降低，进而使系统 ＣＯＰ 的降幅增加，最终导致在不同的终止水温度 下，曲线变化比较大． ３）其他工况条件不变，随着终止水温度的升 图７表明，制冷剂质量流量ｑ ， 随着高压侧压 力Ｐ。 的升高而降低，高压侧压力每升高１ ＭＰａ，制 冷剂质量流量的平均降低幅度为３．７ ｋｇ／ｈ．同时，随 着终止水温度的升高，制冷剂质量流量呈现整体升 高的趋势． 图８表示的是气冷器的差压△Ｐ 随着高压侧 压力Ｐ 。 的升高而升高，平均升高幅度为５．８６ ｋＰａ／ ＭＰａ．图９表示的是蒸发器的差压△Ｐ 。随着高压侧 高，系统的ＣＯＰ 逐渐降低．所以，在满足热水要求 的前提下，为使系统ＣＯＰ 最高，要尽量降低终止水 温度． ４）本试验台采用的是同轴套管式换热器，其内 管为螺旋状，可增加水侧和制冷剂侧的扰动，增强 换热器的综合换热系数．试验证明，换热器的换热 效果很好，系统运行稳定，气冷器的换热系数最大 为６３６ Ｗ／（ｍ ・Ｋ），蒸发器的换热系数最大为 压力Ｐ 。 的升高而降低的趋势，平均降低幅度为 ３．６３ ｋＰａ／ＭＰａ，且气冷器的差压和蒸发器的差压与 高压侧压力几乎呈线性关系．这是因为系统中的制 ４５０ Ｗ／（ｍ ・Ｋ），为ＣＯ 跨临界循环热泵系统的开 发提供了很好的物质基础． ５）本试验台节流装置采用了２个节流阀，试验 冷剂是一定的，随着高压侧压力的升高，气冷器段 的制冷剂总量也升高，进而导致气冷器的差压升 高；而蒸发段的制冷剂总量随之减少，进而导致蒸 发器的差压降低，且随着终止水温度的升高，气冷 结果表明，２个节流阀很好地调节了系统的高、低压 侧压力，使试验参数的采集范围更全面，可以为ＣＯ： 跨临界循环热泵系统的开发提供更广泛的实验 依据． 参考文献： ［１］ 丁国良．ＣＯ：制冷技术新发展［Ｊ］．制冷空调与电力机 械，２００２，２３（８６）：１． 器和蒸发器的差压整体呈现降低的趋势． ４结论 １）在水源温度为３０℃，初始水温度为２５ ｃｃ，蒸 发温度为１０℃，蒸发器侧的水热源流量为０．６ ｍ ／ ［２］ 季建刚，黎立新，蒋维钢．跨临界循环二氧化碳制冷系 统研究进展［Ｊ］．机电设备，２００２（４）：２３． ［３］ 彭梦珑，胡烨．二氧化碳制冷剂的应用研究［Ｊ］．长沙 铁道学院学报，２０００，１８（４）：９２． ｈ条件下，当终止水温度为６０ 和６５ ｏＩ＝时，系统 ＣＯＰ 随着高压侧压力的升高呈先升高后降低的趋 势，存在一个最大值，与此相对应的高压侧压力为 最优高压侧压力．如终止水温度为６０℃，系统的 ＣＯＰ 最大值为４．４，最优高压侧压力为９．５ ＭＰａ． 所以在设计系统时，要使系统的高压侧压力运行在 最优高压侧压力附近，确保系统的ＣＯＰ 处于最 优值． ［４］ 周子成．二氧化碳热泵热水器［Ｊ］．制冷与空调，２００５， ５（４）：９． ［５］ 李小飞，陈汝东．ＣＯ：循环的特点及其在热泵热水器 中的应用［Ｊ］．流体机械，２００５，３３（２）：５９． ［６］ Ｗｉｌｌｉａｍ Ｓ，ＢｏｄｉｎｕｓＰ Ｅ．Ｔｈｅ ｒｉｓｅ ａｎｄ ｆａｌｌ ｏｆ ｃａｒｂｏｎ ｄｉｏｘｉｄｅ ｓｙｓｔｅｍｓ［Ｊ］．ＡＳＨＲＡＥ Ｊｏｕｒｎａｌ，１９９９，４１（４）：３７． ［７］ 李先碧，冯雅康．二氧化碳跨临界循环制冷的研究进 展［Ｊ］．真空与低温，２００７，１３（３）：１７３． ［８］ 刘圣春，马一太，刘秋菊．ＣＯ 热泵热水器实验研究 ２）系统ＣＯＰ 随终止水温度升高而下降的幅度 越来越大，如终止水温度在４５—５Ｏ℃时，系统 ＣＯＰ 的降幅远小于终止水温度在５５～６Ｏ 时的 ［Ｊ］．天津大学学报，２００８，４１（２）：２３８．