新型混合工质用于补气式大温跨热泵的变工况性能研究

闫超杰，郭健翔，孙晋飞，张 龙，包思凡，罗思义

（青岛理工大学 环境与市政工程学院，山东青岛 266525）

0 引言

工业生产中存在大量25～35 ℃的冷却水，同时需求70 ℃以上的热水，如在乙醛酸生产过程中，冷却水温度在25～40 ℃，而水解釜和蒸馏釜需要80 ℃的热水，传统的生产工艺将冷却水余热通过冷却塔散失在大气环境，同时燃烧天然气来生产需要的热水［1-4］，利用中高温热泵，回收冷却水中的低温余热，制取高温热水，来满足生产需求，具有较大的节能环保效益。对于低位热源和高位热源温跨较大的热泵循环，存在排气温度高，压比增大，综合循环性能大幅降低的问题。目前提升循环温升的方法有：两级压缩技术、CO2跨临界技术，两级/多级复叠技术、（强化）补气技术和自复叠技术等。孙守军等［5］提出混合工质回热式大温跨热泵技术，可实现温跨65 ℃以上高效供热。孙建等［6-7］提出利用生活废水余热作为低温热源的CO2热泵系统，系统以20 ℃生活废水作为低温热源，制取的热水温度为60 ℃，由于CO2跨临界热泵技术运行时的压力高达10 MPa，需要耐高压的压缩机和辅助设备，造价较高，不利于推广应用。胡铖江等［8］以R134a为工质的涡旋式准二级压缩空气源热泵系统作为研究对象，结果表明准二级压缩系统可以实现较大的循环温升，但由于单一工质R134a的临界温度低，冷凝压力高，对系统循环温升的提升有限。李海军等［9］针对客车热泵空调系统在冬夏极端环境下，开发了一种带经济器的中压补气型车用热泵系统，在相同工况下，排气温度降低，制冷制热量，COP均上升。两级/多级复叠技术可实现温级间的供热接力，可解决压缩机排气温度高等问题，但是其系统较为复杂，实际应用困难［10-14］。周崇波等研究R600a/R123混合工质自复叠热泵系统，表明用于回收电厂循环水余热是可行的，但系统在节流过程中热量损失大，导致效率较低［15］。

本文在课题组前期研究的基础上，利用理论循环分析，基于R134a和R245fa进行组分优化，提出一种新型混合工质M，其臭氧破坏潜能（ODP）为0，全球变暖潜能（GWP）较低，结合乙醛酸实际生产应用工况，研制了高温水源热泵样机，并对其变工况性能进行试验研究。

1 理论循环分析

1.1 理论模型建立

建立准二级压缩循环理论模型，图1示出循环和压-焓图。图中，1-2为主路工质等熵压缩过程；2（8）-3为主辅路工质混合过程；3-4为主辅路工质混合后再压缩过程；4-5为冷凝放热过程；5-6为主路工质过冷过程；5-7为辅路工质绝热节流过程；7-8为辅路工质蒸发吸热过程；6-9为主路工质绝热节流过程；9-1为主路工质蒸发吸热过程。图中，me+mb=mc，计算单位质量循环参数，取mc=1；me为主路工质的质量流量；mb为补气路工质的质量流量；mc为系统总工质的质量流量。在Matlab和工质及混合物物性软件（NIST REFPROP VERSION 9.1）平台上编制理论循环计算软件，并进行理论循环性能模拟。

图1 中间补气热泵循环和压-焓图Fig.1 Cycle diagram and pressure-enthalpy curve of heat pump with enhanced vapor injection at middle

单位质量制热量为：

单位质量制冷量为：

单位容积制热量为：

单位容积制冷量为：

准一级比压缩功为：

补气后比压缩功为：

忽略补气-压缩耗功，则压缩机总的比压缩功为：

性能系数COP为：

式中hi——压焓图中对应循环状态点的焓值，kJ/kg，i取 1，2，3，…，9；

ν3——中间补气-压缩过程结束时工质的比容，m3/kg；

ν1——压缩机吸气腔闭合时工质的比容，m3/kg；

ηs12，ηs34——压缩机的等熵效率，均取值为0.85；

ηmotor——压缩机电机效率，取ηmotor=0.85；

ηmech——压缩机机械效率，取ηmech=0.85。

1.2 工质M的理论循环工况及结果分析

计算条件设定：系统为稳态；忽略工质在冷凝器、蒸发器和管道流动中的压力损失；蒸发器、冷凝器换热温差均取5 ℃，由低温热源和高温出水分别确定蒸发温度为Tevap=20，25，30，35 ℃，冷凝温度设为Tcond=65～90 ℃，过热度、过冷度均设置为 5 ℃。

对不同工况进行准二级压缩循环模拟，结果如图2～5所示。从图2～5可知：在70 ℃温跨条件下，新型混合工质M的COP仍在2.27以上，单位容积制热量达到2 280 kJ/m3，压缩机的最高排气温度低于110 ℃。分析其原因，随着蒸发温度降低，冷凝温度的提高，系统的蒸发压力下降，冷凝压力逐渐上升，导致压比增大，同时压缩机的容积效率降低，系统的热力不可逆损失增加，总功耗增加，使系统的COP降低；当冷凝温度一定，随着蒸发温度的降低，压缩机的吸气比容逐渐增大，导致单位容积制热量逐渐下降；随着循环温跨的增加，系统压比的增加使压缩机的指示效率降低，实际压缩过程偏离等熵压缩的程度增加，导致系统排气温度的增幅加剧，而中间补气过程减缓了排气温度的增加，使相同工况下排气温度低于普通单级压缩系统。由于工质的饱和蒸气压同时受到沸点、临界温度、压缩因子等多个热物性参数的综合作用，会对系统的高压侧和低压侧造成显著影响，通过分析发现新型混合工质M的饱和蒸汽压分布在R134a，R245fa的中间，使其在相同工况下，蒸发压力高于同温度下的R245fa，冷凝压力低于同温度下的R134a，保证了系统运行时的高低压正常。综合蒸发压力、冷凝压力、压比、单位容积制热量、排气温度、系统COP等各项参数，得出新型工质M用于准二级压缩热泵循环，在低蒸发温度、大循环温升工况下，循环性能良好，满足机组的稳定运行要求，具有较高的应用价值。

图2 COP随冷凝温度的变化Fig.2 COP change with condensing temperature

图3 单位容积制热量随冷凝温度的变化Fig.3 Change of heating capacity per unit volume with condensing temperature

图4 压比随冷凝温度的变化Fig.4 Change of pressure ratio with condensing temperature

图5 排气温度随冷凝温度的变化Fig.5 Change of exhaust temperature with condensing temperature

2 工质M循环性能试验研究

2.1 热泵试验系统的构建

热泵系统装置如图6所示，试验系统包括水循环系统、工质循环系统和数据测控采集系统。水循环系统包括蒸发侧低温水源系统、冷凝侧高温水系统、补水加压系统和水冷散热系统，蒸发器侧低温水源系统在容积为2 m3的蒸发水箱内置2个20 kW的电加热器模拟生活或工业废水余热；冷凝器侧高温用水系统同样采用2 m3容积闭式水箱来模拟热用户的低温回水，冷凝水箱为特制承压水箱，安装有压力传感器、排气阀和弹簧式安全阀等，保证水箱安全；在冷凝器侧通过设置加压水系统，提高水的压力，可以保证冷凝器出水温度在100 ℃以上时不会气化，仍能保持液态；水冷散热系统利用风冷机组通过板式换热器将冷凝器侧高温热水模拟用热量散失掉，剩余的热量与蒸发器出水混合后传递到蒸发水箱，用于模拟余热。

图6 热泵系统装置示意Fig.6 Schematic diagram of heat pump system

工质循环系统采用准二级压缩循环，各设备参数如下：汉钟半封闭螺杆压缩机，型号RC2-200T-P，承压上限 2.8 MPa，排量为 193 m3/h；冷凝器选用定制的壳管式换热器，换热面积为40 m2，管程设计压力 1 MPa，容积 0.033 m3，壳程设计压力2.5 MPa，容积0.165 m3；蒸发器同样选用定制的壳管式换热器，换热面积为11 m2，管程设计压力1.5 MPa，容积0.027 m3，壳程设计压力1 MPa，容积0.09 m3；主辅路电子膨胀阀均选用意大利某公司生产的EXV sistema系列电子膨胀阀，主路电子膨胀阀型号为E3V-65，辅路电子膨胀阀型号为E3V-45，过热度控制器型号为EVD0000E20；经济器选用瑞典某公司的板式换热器，型号为AC-70X-90H-F；油分选用外置油分离器，型号E50LY-40/20，容积为0.05 m3。

数据测控采集系统主要由温度传感器、压力传感器、流量计、循环水泵、电动调节阀等部件组成，通过测控系统可以实时读取高温水源热泵系统的各项参数，进而通过反馈调节实现整个系统的温度平衡，数据采集系统各部件主要参数见表1。

表1 采集系统部件参数Tab.1 Parameter table of acquisition system components

试验系统采用虚拟仪器技术和智能控制技术Labview进行编程，可实现试验过程中全参数实时控制和监控，对循环过程中的蒸发器、冷凝器进出水流量、进出水温度进行控制；对循环水系统内温度、流量、压力、压差和工质循环侧的温度、压力进行监测、显示和保存，并可在试验结束后，对系统运行过程中采集的数据保存到指定的excel文件中。

2.2 试验步骤与工况设置

对新工质高温水源热泵样机不同工况下的循环性能进行试验研究。热泵机组在80 kg充灌量的条件下进行稳定工况试验，整个试验过程保证两器进出水流量恒定，只调节蒸发器、冷凝器进出水温度。试验过程中稳定蒸发器进出水流量为21 m3/h，冷凝器进出水流量为17 m3/h，流量偏差在0.5 m3/h以内，主路过热度设定为3 ℃，补气过热度设定为5 ℃，试验过程中蒸发器、冷凝器温度的波动值控制在0.5 ℃以内，补气路电磁阀开启阈值设置为50 ℃，保证试验时全程开启补气。

结合乙醛酸生产过程中的实际应用工况，分别将蒸发器进水温度Te,in设定为25，30，35，40 ℃，将冷凝器出水温度由60 ℃逐渐提升至85 ℃，出水温度每提升5 ℃视作一种新工况，每种工况保证热泵连续运行8 h，待所有参数稳定后开始记录试验数据。

3 试验结果分析

3.1 循环性能COP，压比和制热量测试计算方法

试验结果中的COP为机组制热量和压缩机功率的比值，制热量由冷凝器载热流体流量、进出口温差结合载热流体的平均定压比热计算得出，压比为冷凝压力与蒸发压力的比值。

式中Qh——冷凝器制热量，kW；

ρw——水的密度，取 ρw=1 000 kg/m3；

cp，w——水的比热容，取cp，w=4.187 kJ/（kg·℃）；

qv，w——水流量，m3/h；

tc，out——冷凝器出水温度，℃；

tc，in——冷凝器进水温度，℃；

Ng——压缩机电机输入功率，kW；

pout——压缩机排气压力，MPa；

pin——压缩机吸气压力，MPa。

3.2 试验数据分析

如图7，8所示，当蒸发器进水温度Te,in恒定时，随着冷凝器出水温度的提高，系统COP，制热量逐渐下降，冷凝器出水温度每增加10 ℃，COP值减小21.56%～32.37%，当冷凝器出水温度为80.4 ℃，蒸发器进水温度为25 ℃时，COP值为2.127；冷凝器出水温度每增加10 ℃，制热量减小5.62%～18.32%，当冷凝器出水60 ℃，蒸发器进水40 ℃时，制热量到达最大178.95 kW。

图7 COP随冷凝器出水温度的变化Fig.7 The change of COP with the temperature of condenser leaving water

图8 制热量随冷凝器出水温度的变化Fig.8 The change of heating capacity with the temperature of the condenser leaving water

究其原因，当蒸发器进水温度不变时，工质的单位容积制热量随着冷凝温度的增加而逐渐下降，同时随着冷凝器循环水温度的提高，冷凝器水侧与工质侧的换热温差减小，换热能力降低，2个因素共同导致了系统制热量随冷凝器出水温度的升高而降低；并且随着冷凝温度的提高，压缩机的压比逐渐增大，导致工质的单位质量压缩功增加，进而使压缩机耗功增大，压缩机输入功率增加和制热量降低，共同造成COP值降低。

如图9，10所示，冷凝压力随冷凝器出水温度的升高而升高，从而导致系统的高低压两侧压力差值逐渐增大，压缩比过大不利于机组的稳定运行，并且会增加压缩机耗功；同时随着冷凝器出水温度的增加，压缩机排气温度近乎线性升高。冷凝器出水温度每升高10 ℃，压缩比会增加13.61%～34.58%，当冷凝器出水温度为84.5 ℃，蒸发器进水温度为25 ℃时，压缩机排气温度达到最高值106.4 ℃，但是远低于机组设定的最高排气温度120 ℃。

图9 压缩比随冷凝器出水温度的变化Fig.9 The change of pressure ratio with the temperature of the condenser leaving water

图10 排气温度随冷凝器出水温度的变化Fig.10 The change of exhaust temperature with the temperature of the condenser leaving water

经分析由于辅路电子膨胀阀的过热度设置为5 ℃，过热度相对较大，导致在高温工况下补气降温效果变弱，可在高温工况下适当降低辅路过热度，增加辅路电子膨胀阀开度，加大补气量，进而降低排气温度，使其满足更高出水温度的需求。

4 结论

（1）基于理论循环分析提出新型混合工质补气式大温跨热泵循环，研制适用于低温热源25～40 ℃，制取80 ℃以上热水的高温热泵机组。对新型混合工质M在蒸发器进水温度25，30，35，40 ℃定工况，冷凝出水温度60～85 ℃变工况范围内进行循环性能的试验对比研究，在大温跨工况下，冷凝器出水温度为84.5 ℃，蒸发器进水温度为25 ℃，压缩机排气温度最高值为106.4 ℃，远低于机组设定的安全排气温度120 ℃，长期运行系统参数稳定、可靠，同时具有良好的变工况性能。

（2）针对乙醛酸生产工艺低温热源和高温用热需求，在25 ℃的低蒸发进水温度，80 ℃的高冷凝出水温度的大循环温跨设计工况下，冷凝压力仅为2.06 MPa，压缩机排气温度仅为100.2 ℃，COP达到2.127，制热量达到110.5 kW。将热泵机组取代原生产工艺中的燃气锅炉，可满足乙醛酸生产系统的用热需求，具有显著的节能环保和经济效益。