空氣源跨臨界co

空氣源跨臨界co

由于人們越來越關(guān)注環(huán)境問題，使用2-co作為低毒、低可燃、低環(huán)境影響指數(shù)（odp）和低溫室效應指數(shù)（gwp）受到高度贊揚。在CO2熱泵熱水器的研究中,核心內(nèi)容是最優(yōu)排氣壓力(簡稱最優(yōu)排壓)。Lorentzen指出,CO2在氣體冷卻器(簡稱氣冷器)出口的溫度是決定最優(yōu)排壓的關(guān)鍵因素;Kauf提出了最優(yōu)排壓與氣冷器出口溫度或環(huán)境溫度之間的計算關(guān)聯(lián)式;Liao研究了壓縮機絕熱效率對最優(yōu)排壓的影響;Sarkar從理論角度上分析了最優(yōu)排壓存在的原因,并以氣冷器出口溫度和蒸發(fā)溫度為變量提出了最優(yōu)排壓的預測關(guān)聯(lián)式;Chen等將氣冷器出口溫度與環(huán)境溫度對應起來,從而使關(guān)聯(lián)式中的變量簡化為單一變量;Gecchinato等對最優(yōu)排壓問題做了理論和實驗探究。以上研究中,選擇蒸發(fā)溫度及氣冷器出口溫度作為最優(yōu)排壓的主要影響因子的合理性值得商榷。本文從理論的角度分析了跨臨界CO2熱泵中最優(yōu)排壓存在的原因,闡明了工作在最優(yōu)排壓附近的系統(tǒng)性能及影響因素,根據(jù)環(huán)境溫度及出水溫度(主要影響因素)建立了最優(yōu)排壓的實驗關(guān)聯(lián)式。1通過分析co-b型通道輸送能耗1.1跨臨界2d制冷系統(tǒng)CO2亞臨界循環(huán)、超臨界循環(huán)和跨臨界循環(huán)如圖1所示,圖中點1~4分別代表吸氣點、排氣點、氣冷器出口和蒸發(fā)器入口;跨臨界CO2制冷系統(tǒng)如圖2所示。CO2在氣冷器中的換熱過程不同于一般的顯熱換熱,故被定義為類顯熱換熱。1.2不同排壓時氣冷器和出口溫度對cop的影響忽略高壓側(cè)制冷劑壓力損失,高壓側(cè)CO2放熱過程中單位溫度變化造成的焓差變化是非均等的,這種在超臨界區(qū)內(nèi)的物性決定了跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)將存在一個最優(yōu)排壓。如圖3,在臨界點附近及以上的區(qū)域,等溫線比較平緩,距離臨界點越遠,等溫線越陡峭。點2到點3(3a,3b,3c,3d)為5種可能達到的排壓值,當?shù)褥匦?、容積效率及蒸發(fā)溫度一定時,系統(tǒng)中壓縮機功率隨排壓的升高基本上是線性增加的,增量由Δp表示,氣冷器進、出口焓差(制熱量)增量隨排壓的升高先增大后減小,由Δh表示,因此系統(tǒng)制熱能效比(COP,符號為rCOP)也是呈先增大后減小的趨勢。蒸發(fā)溫度為10℃、氣冷器出口溫度為35℃時,系統(tǒng)制熱量和COP隨排壓的變化如圖4所示。從圖4可以看出,隨著排壓的升高,系統(tǒng)COP呈現(xiàn)出先升高后緩慢降低的過程,說明最優(yōu)排壓存在并且極大地影響著系統(tǒng)COP。氣冷器出口溫度對系統(tǒng)COP的影響如圖5所示。從圖5可以看出,每一個確定的氣冷器出口溫度都對應著一個最優(yōu)排壓,氣冷器出口溫度越低,最優(yōu)排壓就越低。當排壓小于最優(yōu)值時,COP隨排壓的波動較大;當排壓大于最優(yōu)值時,COP較穩(wěn)定。所以,實際中排壓應維持在最優(yōu)排壓或稍大于最優(yōu)排壓的范圍內(nèi),以避免COP出現(xiàn)大的波動。2溫濕度控制實驗本文實驗均在高溫熱泵專用焓差室中進行,該實驗室分為環(huán)境室、空氣和水調(diào)節(jié)系統(tǒng)、電控系統(tǒng)及測量系統(tǒng)4部分。環(huán)境室通過調(diào)節(jié)溫濕度可模擬不同的環(huán)境工況;空氣與水循環(huán)系統(tǒng)分別參與氣冷器與蒸發(fā)器換熱;電控系統(tǒng)主要控制機組的正常運行與監(jiān)測,并通過改變膨脹閥開度來調(diào)節(jié)高壓側(cè)壓力;測量系統(tǒng)采用水量熱計法測量水側(cè)換熱量和各個關(guān)鍵點的壓力、溫度等。由此,可計算系統(tǒng)COP,得到相關(guān)實驗數(shù)據(jù)。實驗樣機三維模擬圖如圖6所示。2.1不同排壓時氣冷器對系統(tǒng)差的影響當環(huán)境及進出水的溫度確定時,系統(tǒng)制熱量隨排壓的變化如圖7所示。從圖7可以看出,隨著排壓的升高,系統(tǒng)制熱量呈現(xiàn)出先升高后平緩下降的過程,排壓為(11.3±0.05)MPa時,制熱量達到最大。不同的環(huán)境和進出水溫度下,隨著排壓的升高,制熱量均呈現(xiàn)出類似的變化過程。氣冷器內(nèi)焓差隨著排壓的升高而增加,氣冷器出口溫度隨之降低,制冷劑的焓差增量隨排壓的升高呈現(xiàn)出先增后減的趨勢。由于氣冷器出口溫度受限于進水溫度,不能夠無限減小,所以高壓側(cè)焓差將限制在一定的范圍之內(nèi)。另外,隨著排壓的升高,壓縮比增大,系統(tǒng)質(zhì)量流量減小,系統(tǒng)制熱量呈現(xiàn)出先增后平緩下降的過程(見圖7)。需指出,跨臨界CO2熱泵的壓縮比要遠小于常規(guī)制冷劑在相同工況下的壓縮比,而由壓縮比升高造成質(zhì)量流量降低也應小于常規(guī)制冷劑隨排壓的變化。在確定的環(huán)境及進出水溫度工況下,壓縮比隨排壓的變化如圖8所示。2.2壓的變化情況環(huán)境及進水溫度確定后,不同出水溫度時系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖9所示。從圖9可以看出,隨著排壓的變化,每一出水溫度下系統(tǒng)COP總是呈現(xiàn)出先增后減的趨勢,表明實際中存在最優(yōu)排壓,這印證了理論分析結(jié)果。2.3膨脹閥開度為熱段環(huán)境和進出水溫度確定后,系統(tǒng)蒸發(fā)壓力隨排壓的變化如圖10所示,圖中3-4為過冷段,6-1為過熱段。實驗中減小膨脹閥開度可使排壓升高,但由于節(jié)流作用增強而壓縮機質(zhì)量流量減小量很小(壓縮比變化量很小),所以蒸發(fā)壓力逐漸下降。進水溫度為12℃、出水溫度為60℃時,蒸發(fā)壓力隨排壓的變化如圖11所示。從圖11可以看出,隨著排壓的升高,蒸發(fā)壓力逆向減小。2.4吸濕壓力的影響文獻中對于吸氣過熱度隨排壓的變化鮮有提及。進水、出水溫度為12、60℃時,吸氣的溫度和過熱度隨吸氣壓力的變化如圖12所示。從圖12可以看出,隨著吸氣壓力的降低,吸氣溫度逐漸降低,吸氣過熱度升高。其原因是氣冷器出口溫度受限于進水溫度,當蒸發(fā)壓力降低時,蒸發(fā)器出口的CO2溫度大幅降低,中間換熱器內(nèi)的換熱必然導致吸氣過熱度升高。此分析中,蒸發(fā)壓力的降低對應著排壓的升高。2.5氣冷器出口溫度環(huán)境與進出水溫度一定時,CO2在氣冷器出口的溫度隨排壓的變化如圖13所示。從圖13可以看出,隨著排壓的升高,氣冷器出口溫度呈現(xiàn)出先急劇降低而后減緩且逐漸接近進水溫度的過程。因為隨著排壓的升高,壓縮比增大,質(zhì)量流量降低,氣冷器內(nèi)制冷劑的減少造成了氣冷器出口溫度急劇降低,但受水側(cè)進水溫度的限制,氣冷器出口溫度最終會接近進水溫度。根據(jù)圖13中實驗結(jié)果,在確定運行工況下的最優(yōu)排壓為9.233MPa時,對應氣冷器出口溫度為19.8℃?？梢?在某一確定運行工況下,最優(yōu)排壓對應著唯一的氣冷器出口溫度,但并非意味著氣冷器出口溫度決定著系統(tǒng)最優(yōu)排壓的大小。因此,以CO2在氣冷器出口溫度來預測系統(tǒng)最優(yōu)排壓必然產(chǎn)生較大誤差。由以上分析可知,若系統(tǒng)正常運行的排壓與最優(yōu)排壓相差較大,則制熱量、吸氣過熱度、氣冷器出口溫度等會大幅變化,最終影響COP。所以,正確預測系統(tǒng)最優(yōu)排壓并使系統(tǒng)運行在最優(yōu)及臨近最優(yōu)排壓是必要的。3最佳co冷熱方案對跨境極端2#的壓力進行分析3.1模型假設(shè)的確定如圖14(圖中點P為排氣點2對應的排壓點)所示,考慮到實際運行中排壓對系統(tǒng)吸氣過熱度、等熵效率、換熱器壓降等參數(shù)的影響,將最優(yōu)排壓引申如下:(1)隨著排壓升高,吸氣過熱度增大,Δh1增大,Δh2減小,系統(tǒng)COP提高,實際的最優(yōu)排壓增大;(2)假設(shè)等熵效率為定值,Δh2增加量減小,該假設(shè)下得到的最優(yōu)排壓高于實際的最優(yōu)排壓;(3)氣冷器出口溫度逐漸降低,氣冷器出口溫度不變的假設(shè)實際上是Δh3增加量減小,該假設(shè)條件下得到的最優(yōu)排壓高于實際的最優(yōu)排壓;(4)由于壓降存在,所以相同氣冷器出口溫度下的焓差減小,即Δh3減小,該假設(shè)條件下得到的最優(yōu)排壓低于實際的最優(yōu)排壓。3.2影響最大壓裂的外部因素3.2.1低蒸發(fā)溫度工況根據(jù)以上研究可知,在確定的系統(tǒng)中,環(huán)境和進出水溫度確定時,最優(yōu)排壓只有一個。進水、出水溫度分別為12、75℃時,不同環(huán)境溫度下系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖15所示。從圖15可以看出,隨著環(huán)境溫度的升高,系統(tǒng)最優(yōu)排壓逐步升高。高環(huán)境溫度意味著高蒸發(fā)溫度,此條件下達到相應最優(yōu)排壓所需的壓縮比小于較低蒸發(fā)溫度工況。較低蒸發(fā)溫度下的吸氣過熱度要大于較高蒸發(fā)溫度的吸氣過熱度,因此較低蒸發(fā)溫度下需要的排氣溫度在較低排壓下即可達到,這是最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度升高而升高的緣故。假設(shè)壓縮機絕熱效率不變,達到相同的排氣溫度時低蒸發(fā)溫度工況需較大的壓縮比。如圖16所示,點P′壓力低于高蒸發(fā)溫度所對應的最優(yōu)排壓點P的壓力。實際上,系統(tǒng)等熵效率隨壓縮比的增加而減小,使得達到相同的排氣溫度下的排壓降低至點P″的壓力。由于遠離臨界點時等溫線變化相對陡峭,因此在環(huán)境溫度較低時,相同壓縮比下排氣溫度的升高要遠遠高于環(huán)境溫度較高時的情況。因此,隨著蒸發(fā)溫度的降低,壓縮比增大,等熵效率下降,系統(tǒng)最優(yōu)排壓隨著環(huán)境溫度的降低呈現(xiàn)出相同的變化趨勢。3.2.2不同種類的變化圖環(huán)境溫度一定、進水溫度為12℃時,不同出水溫度下系統(tǒng)COP隨排壓的變化如圖17所示。從圖17可以看出:最優(yōu)排壓隨著出水溫度的升高而升高;每一個確定的環(huán)境和出水溫度對應著唯一的最優(yōu)排壓。其原因在于出水溫度升高,排氣溫度升高,在確定的環(huán)境溫度下最優(yōu)排壓必然升高。3.2.3氣冷器出口溫度低CO2在氣冷器出口的溫度總是趨近于進水溫度,在確定的氣冷器幾何參數(shù)下,進水溫度越低,氣冷器出口溫度越低,氣冷器內(nèi)制冷劑焓差的變化越大,系統(tǒng)最優(yōu)排壓降低。另一方面,氣冷器出口的CO2將進入中間換熱器,進水溫度越高,氣冷器出口的制冷劑溫度越高,中間換熱器對應的低壓側(cè)CO2出口溫度升高,即吸氣過熱度升高,進而排氣溫度升高。4驗證性自變量最優(yōu)排壓預測值綜上可以看出,出水溫度或環(huán)境溫度上升均導致最優(yōu)排壓升高,如圖18所示。文獻中關(guān)于最優(yōu)排壓的研究大多以CO2在氣冷器出口的溫度和蒸發(fā)溫度為自變量,或取其中的一個參數(shù)作自變量來建立函數(shù)關(guān)聯(lián)式。然而,實驗證明,在確定的環(huán)境和進出水溫度下,蒸發(fā)溫度隨著排壓的變化而變化,如果用蒸發(fā)溫度作為自變量去預測最優(yōu)排壓,那么在確定環(huán)境和進出水溫度下會造成多個最優(yōu)排壓。經(jīng)過本文分析,在確定的環(huán)境和進出水溫度下,跨臨界CO2熱泵存在著唯一的最優(yōu)排壓。因此,當進水溫度變化相對較小時,可將環(huán)境溫度和出水溫度作為最優(yōu)排壓函數(shù)的自變量。結(jié)合實驗數(shù)據(jù),本文通過曲線擬合的方法建立了如下函數(shù)關(guān)聯(lián)式(關(guān)聯(lián)式中全等號僅表示數(shù)值上相等)式中:popt(105Pa)為最優(yōu)排壓預測值;tw,out(℃)為出水溫度;tair(℃)為環(huán)境溫度。式(1)適用于5℃≤tair≤35℃的情況,式(2)適用于-15℃≤tair≤5℃的情況。通過對比最優(yōu)排壓預測值和實驗值發(fā)現(xiàn),在環(huán)境溫度為35℃、出水溫度為80℃時,二者出現(xiàn)最大偏差,此時最優(yōu)排壓預測值小于實驗值,偏差為5.5%,該預測值下系統(tǒng)COP僅比實驗值小1.3%。因此,由大量實驗結(jié)果擬合得到的關(guān)于最優(yōu)排壓的關(guān)聯(lián)式完全適用于本實驗樣機。5最優(yōu)排壓關(guān)聯(lián)式本文研究得出了以下結(jié)論。(1)針對空氣源跨臨界CO2熱泵系統(tǒng),從理論分析和實驗驗證方面得出系統(tǒng)中最優(yōu)排壓的存在性及唯一性。(2)根據(jù)實驗數(shù)據(jù)分析,探討了跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)中壓縮機排壓對系統(tǒng)主要性能的影響:隨著排壓的上升,系統(tǒng)制熱量先上升后下降,蒸發(fā)壓力不斷降低,吸氣過熱度增大,氣冷器出口溫