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      供暖用低溫空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀及前景展望

      2022-05-27 07:55:52王守國李靜巖
      關(guān)鍵詞:補氣制冷劑環(huán)境溫度

      金 磊,王守國,李靜巖

      (中國鐵道科學(xué)研究院集團有限公司 節(jié)能環(huán)保勞衛(wèi)研究所,北京 100081)

      0 引言

      空氣源熱泵是以空氣為熱源,通過消耗一定的電能,經(jīng)過熱力循環(huán)將低位能源轉(zhuǎn)換為高位能源的一種裝置,具有高效、節(jié)能、環(huán)保等優(yōu)點?!半p碳”背景下,采用空氣源熱泵替代燃煤鍋爐供暖,能夠減少煤炭消耗和碳排放,環(huán)保效益顯著,具有推廣價值。

      空氣源熱泵在低溫環(huán)境下存在一些缺陷。隨著環(huán)境溫度的降低,空氣源熱泵的制熱量減小,嚴(yán)重時無法滿足室內(nèi)熱負(fù)荷的需求。當(dāng)蒸發(fā)器表面溫度低于空氣露點溫度時,蒸發(fā)器表面結(jié)霜,當(dāng)霜層厚度達(dá)到一定程度后,隨著霜層厚度的持續(xù)增加,蒸發(fā)器的傳熱性能不斷降低,系統(tǒng)功耗增大,性能系數(shù)下降。在低環(huán)溫和高水溫條件下,壓縮比較大,排氣溫度較高,對壓縮機的壽命產(chǎn)生不利影響。針對這些問題,國內(nèi)外學(xué)者進行了大量研究,并提出了壓縮機中間補氣、雙級壓縮、復(fù)疊等多種技術(shù),以提升空氣源熱泵的低溫性能。本文結(jié)合國內(nèi)外學(xué)者研究,對幾種低溫空氣源熱泵技術(shù)的基本原理、運行環(huán)境及存在問題進行分析,并對低溫?zé)岜眉夹g(shù)的研究前景進行展望。

      1 低溫空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀

      1.1 壓縮機中間補氣技術(shù)

      壓縮機中間補氣技術(shù)又稱為準(zhǔn)二級壓縮技術(shù),通過在壓縮機上設(shè)置補氣孔口,將部分制冷劑補充到壓縮機內(nèi),增加制冷劑流量,從而增加制熱量,降低排氣溫度。根據(jù)補氣形式的不同,壓縮機中間補氣技術(shù)分為經(jīng)濟器補氣技術(shù)和閃發(fā)器補氣技術(shù)。

      經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)如圖1 所示。冷凝器出口制冷劑分為兩路,補氣路制冷劑節(jié)流后進入經(jīng)濟器吸熱,冷卻主路制冷劑;主路制冷劑在經(jīng)濟器中換熱后,經(jīng)節(jié)流進入蒸發(fā)器,在蒸發(fā)器中吸熱蒸發(fā),進入壓縮機,并與補氣路制冷劑混合,經(jīng)壓縮后進入冷凝器,在冷凝器中放熱,完成循環(huán)過程。

      圖1 經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)

      閃發(fā)器補氣系統(tǒng)是用閃發(fā)器代替經(jīng)濟器,系統(tǒng)原理如圖2所示。冷凝器出口制冷劑節(jié)流后進入閃發(fā)器,變?yōu)闅庖簝上嘀评鋭喜恐评鋭┱羝?jīng)補氣口進入壓縮機,由于制冷劑蒸發(fā),閃發(fā)器內(nèi)的液體被進一步冷卻,經(jīng)節(jié)流后進入蒸發(fā)器,之后進入壓縮機與補氣路制冷劑混合,經(jīng)壓縮后進入冷凝器放熱,完成循環(huán)過程。

      圖2 閃發(fā)器補氣系統(tǒng)

      國內(nèi)外學(xué)者對壓縮機中間補氣技術(shù)進行了大量研究。TELLO-OQUENDO F M等[1]研究了中間補氣壓力對經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)性能的影響,給出了補氣量、輸入功率和補氣壓力的數(shù)學(xué)關(guān)聯(lián)式,其理論結(jié)果與實驗結(jié)果的誤差不超過5%。ZHANG D 等[2]對經(jīng)濟器補氣熱泵的性能進行了研究,補氣后系統(tǒng)的COP可提升4%~6%,并根據(jù)實驗結(jié)果提出了COP 與進水溫度和環(huán)境溫度的關(guān)聯(lián)式,但當(dāng)環(huán)境溫度較低時該關(guān)聯(lián)式誤差較大。李劍等[3]建立了變頻補氣增焓系統(tǒng),研究了環(huán)境溫度、壓縮機頻率及進出水溫度等對系統(tǒng)性能的影響,在環(huán)境溫度-10℃時,系統(tǒng)COP 高于2。吳琦琦等[4]對比了補氣系統(tǒng)和無補氣系統(tǒng)的熱力性能,當(dāng)環(huán)境溫度高于2℃時,補氣后系統(tǒng)COP 下降,當(dāng)環(huán)境溫度為-10℃時,COP 可提升21.41%,表明低溫時補氣對熱泵性能的提升更明顯,可通過切換補氣和無補氣來提升系統(tǒng)性能。BEAK C等[5]研究了變工況下補氣壓力對系統(tǒng)的影響,通過調(diào)節(jié)補氣壓力和補氣量來改變制冷劑流量,提高系統(tǒng)COP,指出存在最優(yōu)補氣壓力可使系統(tǒng)COP 達(dá)到最大。羅榮邦等[6]提出了一種新型閃發(fā)器補氣系統(tǒng),研究了補氣壓力對系統(tǒng)性能的影響,對比常規(guī)系統(tǒng),閃發(fā)器補氣系統(tǒng)的COP更高,但當(dāng)環(huán)境溫度高于7℃時,閃發(fā)器補氣系統(tǒng)的COP 低于常規(guī)系統(tǒng)。劉桂蘭等[7]通過模擬仿真,指出閃發(fā)器補氣與單級壓縮的最佳切換區(qū)間為蒸發(fā)溫度-10~-5℃。XU X 等[8]對比了R32和R410a對閃發(fā)器補氣性能的影響,表明采用R32系統(tǒng)的制熱量和COP分別可以提升10%和9%。董彬等[9]對比了補氣系統(tǒng)和單級熱泵的熱力性能,在蒸發(fā)溫度-25~0℃范圍內(nèi),對比單級熱泵,經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)COP可提升5%~7.1%,閃發(fā)器補氣系統(tǒng)可提升2.3%~6.6%。WANG X D 等[10]研究了經(jīng)濟器和閃發(fā)器2種補氣系統(tǒng),當(dāng)環(huán)境溫度為-17.8℃時,補氣系統(tǒng)制熱量最大可提升33%,COP 最大可提升23%,由于閃發(fā)器補氣的蒸汽多處于飽和狀態(tài),其補氣變化率和補氣壓力變化范圍較小,系統(tǒng)的影響也小于經(jīng)濟器補氣系統(tǒng),因而閃發(fā)器補氣系統(tǒng)更適合小型空氣源熱泵。

      壓縮機中間補氣技術(shù)通過增加制冷劑流量來提升系統(tǒng)制熱量和COP,降低排氣溫度,擴大熱泵的低溫工作范圍。但是,隨著制冷劑流量的增加,壓縮機功率也增大,COP的提升并不明顯,并且環(huán)境溫度較高時補氣系統(tǒng)的COP低于無補氣系統(tǒng)。受限于壓縮機的工作范圍,壓縮機中間補氣技術(shù)使用的最低環(huán)境溫度為-25℃,最高出水溫度不超過60℃,當(dāng)環(huán)境溫度為-25℃時,補氣系統(tǒng)的最高出水溫度為55℃,系統(tǒng)壓縮比和排氣溫度仍然較高。同時,補氣系統(tǒng)的性能也受補氣口參數(shù)和補氣壓力的影響,需要優(yōu)化壓縮機和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。此外,補氣系統(tǒng)采用逆向除霜方法,除霜時存在舒適度下降的問題。

      1.2 壓縮機噴液冷卻技術(shù)

      壓縮機噴液冷卻技術(shù)通過向壓縮機中噴入制冷劑來解決高壓比狀態(tài)下排氣溫度過高的問題,系統(tǒng)原理如圖3 所示。冷凝器出口制冷劑分為2 路,一路節(jié)流后進入蒸發(fā)器,經(jīng)蒸發(fā)進入壓縮機;另一路由噴液閥控制,當(dāng)壓縮機排氣溫度高于設(shè)定值時,噴液閥開啟,將氣液兩相制冷劑噴入壓縮機中,制冷劑吸收壓縮機腔體內(nèi)的熱量,降低排氣溫度,保證壓縮機安全運行,當(dāng)排氣溫度降低至設(shè)定值時,噴液閥關(guān)閉,停止噴液,實現(xiàn)高壓比下排氣溫度的控制。

      圖3 壓縮機噴液冷卻系統(tǒng)

      馬麟等[11]認(rèn)為壓縮機噴液冷卻技術(shù)能夠降低排氣溫度,擴大系統(tǒng)運行范圍,在環(huán)境溫度-25~-20℃范圍內(nèi),系統(tǒng)能提供55~60℃的熱水,而壓縮機中間補氣技術(shù)更適合于35~45℃水溫的應(yīng)用。KIM D 等[12]對比了噴液冷卻、補氣增焓和氣液兩相增焓系統(tǒng)的性能,在低溫工況下,采用氣液兩相增焓和補氣增焓的提升效果更為明顯。WEN Q Y等[13]研究了補氣口參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響,表明增大補氣孔徑和改變補氣口位置能夠顯著提升系統(tǒng)性能,降低排氣溫度,但也降低了壓縮機的容積效率。XU S X等[14]研究了4種不同形式的補氣系統(tǒng),結(jié)果表明噴液冷卻系統(tǒng)COP比補氣系統(tǒng)低11%。蔡志敏等[15]對比了補氣增焓與噴液冷卻系統(tǒng)的性能,結(jié)果表明在-20℃時,補氣增焓比噴液冷卻的COP高約13%。

      對比壓縮機中間補氣系統(tǒng),噴液冷卻系統(tǒng)只需增加噴液電磁閥,結(jié)構(gòu)簡單,成本較低,在低溫工況下能有效降低壓縮機排氣溫度,使系統(tǒng)可在-25℃甚至更低溫度下運行,而其出水溫度與中間補氣系統(tǒng)接近。但是,噴液冷卻系統(tǒng)只有在噴液閥開啟時才會增加制冷劑流量,噴液閥未開啟時系統(tǒng)制熱量并未提升,其COP低于中間補氣系統(tǒng),因而目前我國寒冷地區(qū)多采用中間補氣系統(tǒng),噴液冷卻的應(yīng)用較少。

      1.3 回?zé)嵫h(huán)熱泵

      回?zé)嵫h(huán)熱泵是在系統(tǒng)中增設(shè)回?zé)崞?,通過回收部分熱量來提高系統(tǒng)性能,系統(tǒng)原理如圖4 所示。蒸發(fā)器出口制冷劑在回?zé)崞髦信c冷凝器出口制冷劑換熱,成為過熱蒸汽后進入壓縮機,冷凝器出口制冷劑在回?zé)崞髦斜焕鋮s,過冷度增大,焓值降低,蒸發(fā)器進出口制冷劑的焓差增大,系統(tǒng)制熱量增大,同時壓縮機吸氣口有一定的過熱度,避免液擊。

      圖4 回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)

      王洪利等[16-17]研究了回?zé)崞鲗渭墘嚎s和雙級壓縮系統(tǒng)性能的影響,增設(shè)回?zé)崞骺墒? 種系統(tǒng)的平均性能提高5%以上。POTTKER G 等[18]、NAVARROESBRí J 等[19]分 析 了 回 熱 器 對 R134a 壓 縮 系 統(tǒng) 和R1234yf 壓縮系統(tǒng)性能的影響,相同工況下,回?zé)崞鲗1234yf系統(tǒng)性能的提升更為明顯。JIN L等[20]對帶回?zé)崞鞯腞404A空氣源熱泵進行了實驗研究,并與單級壓縮系統(tǒng)進行了對比。在環(huán)境溫度-26℃、出水溫度45℃工況下,系統(tǒng)COP 可達(dá)1.92,制熱量和COP分別提升15.9%和20%。

      回?zé)嵫h(huán)可實現(xiàn)內(nèi)部熱量回收,制熱量增加,而系統(tǒng)功率基本保持不變,系統(tǒng)的COP增大,但在低溫工況下,系統(tǒng)存在排氣溫度過高和壓縮比過大的現(xiàn)象,限制了系統(tǒng)的應(yīng)用范圍,在環(huán)境溫度-25℃時,系統(tǒng)的出水溫度不超過45℃,在相同工況下,其性能低于補氣系統(tǒng)。

      1.4 雙級壓縮熱泵

      雙級壓縮熱泵將壓縮過程分為2 個過程,以降低單級壓縮的壓縮比和排氣溫度,提高容積效率,使系統(tǒng)能在低溫下提供高溫水,系統(tǒng)原理如圖5 所示。制冷劑吸熱后在低壓級壓縮機中被壓縮至中間壓力,與經(jīng)中間冷卻器換熱后的制冷劑混合,在高壓級壓縮機中被壓縮為高溫高壓制冷劑,進入冷凝器放熱,冷凝器出口制冷劑分為2 路,一路節(jié)流后進入中間冷卻器吸熱,一路在中間冷卻器中被冷卻后進入蒸發(fā)器,完成循環(huán)過程。

      圖5 雙級壓縮熱泵系統(tǒng)

      BERTSCH S S等[21]采用ε-NTU法建立了雙級壓縮模型,對系統(tǒng)性能進行了分析和對比,環(huán)境溫度-30℃、出水溫度50℃工況下系統(tǒng)的COP為2.1。SAFA A A 等[22]對雙級壓縮變?nèi)萘肯到y(tǒng)進行了現(xiàn)場測試和瞬態(tài)性能分析,當(dāng)環(huán)境溫度由-19℃升高至9℃時,系統(tǒng)COP由1.79增至5.0。JIANG S等[23]對雙級壓縮級間冷卻系統(tǒng)的性能進行了研究,系統(tǒng)COP 最大可提升23%,且COP與制冷劑定壓比熱容存在線性關(guān)系,當(dāng)定壓比熱容小于60 J·mol-1·K-1,減小吸氣過熱度能進一步提升系統(tǒng)COP。陳孚江等[24]研究了不同參數(shù)對雙級壓縮熱泵性能的影響,指出應(yīng)降低吸氣過熱度以降低高溫級壓縮機排氣溫度,增大冷凝器出口過冷度以增大制熱量,從而提升系統(tǒng)COP。王洪利等[25]研究了R1234yf 對雙級壓縮熱泵性能的影響,當(dāng)環(huán)境溫度為-25℃時,系統(tǒng) COP 為 1.766,僅比 R134a 和 R410a 低4%和2.9%,而功率和排氣溫度可降低20%以上,但其制熱量有所下降,需要增大換熱器面積。

      雙級壓縮熱泵系統(tǒng)采用分級壓縮,能在-30℃及以下溫度運行,可以制取65℃及以上溫度的熱水,系統(tǒng)運行范圍更廣,也降低了壓縮機的排氣溫度和壓縮比,對低環(huán)溫高水溫工況,雙級壓縮熱泵系統(tǒng)優(yōu)于其他系統(tǒng)。但是,雙級壓縮熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜,最優(yōu)中間壓力隨著蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的改變而改變,控制難度大,需要對系統(tǒng)進行合理的設(shè)計和優(yōu)化,使系統(tǒng)在不同工況下均能處于最優(yōu)狀態(tài)。

      1.5 復(fù)疊式熱泵

      增設(shè)蒸發(fā)冷凝器作為低溫級的冷凝器和高溫級的蒸發(fā)器,將2 個運行范圍不同的循環(huán)組合成復(fù)疊式熱泵,系統(tǒng)原理如圖6 所示。低溫級制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱,經(jīng)低溫級壓縮機壓縮,在蒸發(fā)冷凝器內(nèi)將熱量傳遞給高溫級制冷劑,再經(jīng)高溫級壓縮機壓縮后,進入冷凝器放熱,完成循環(huán)過程。

      ZHAO L等[26]分析了R600a/R134a復(fù)疊熱泵循環(huán)的性能,當(dāng)環(huán)境溫度為-10℃時,系統(tǒng)COP 為2.15。SOLTANI R等[27]研究了單級壓縮、單一工質(zhì)復(fù)疊和不同工質(zhì)復(fù)疊循環(huán)的性能,認(rèn)為復(fù)疊循環(huán)的性能并不是在所有工況下都優(yōu)于單級壓縮循環(huán),隨著環(huán)境溫度的升高,復(fù)疊系統(tǒng)對熱泵性能的提升效果逐漸減弱,在低環(huán)溫高水溫工況下,單一工質(zhì)復(fù)疊系統(tǒng)的性能優(yōu)于不同工質(zhì)復(fù)疊循環(huán)。KIM D H 等[28]建立了R134a/R410A復(fù)疊熱泵模型,研究了系統(tǒng)性能隨高低溫級換熱溫差的變化規(guī)律,指出最優(yōu)中間溫度隨著環(huán)境溫度和冷凝器入口水溫的升高而升高。ROH C W[29]研究了低溫級補氣、高溫級補氣及高低溫級同時補氣時復(fù)疊系統(tǒng)性能的變化,由于復(fù)疊系統(tǒng)壓縮比較小,采用補氣過程對性能提升有限,增加了系統(tǒng)的復(fù)雜程度。盧堯等[30]建立了R134a/CO2復(fù)疊熱泵模型,研究了中間冷凝溫度與蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系,當(dāng)中間冷凝溫度為15℃時,系統(tǒng)壓縮比不超過5,排氣溫度不超過80℃。周亮亮等[31]研究了復(fù)疊熱泵的低溫?zé)崃π阅?,系統(tǒng)可在環(huán)境溫度-25~25℃范圍內(nèi)穩(wěn)定制取70~80℃熱水,運行范圍遠(yuǎn)高于單級壓縮系統(tǒng),但在環(huán)境溫度為-25℃制取85℃熱水時,系統(tǒng)COP只有1.37,能效偏低。

      復(fù)疊式熱泵能夠在低溫下制取高溫?zé)崴?,系統(tǒng)壓縮比較小,排氣溫度較低,運行范圍和出水溫度范圍基本與雙級壓縮熱泵系統(tǒng)相同。但是,復(fù)疊式熱泵循環(huán)存在低溫級和高溫級2 個循環(huán),制冷劑在蒸發(fā)冷凝器內(nèi)換熱時存在換熱溫差,相同工況下其能效比低于雙級壓縮熱泵,并且隨著環(huán)境溫度的升高,系統(tǒng)的能效提升效果并不明顯。復(fù)疊式熱泵通常采用熱氣旁通除霜,這種除霜方法所需時間較長,低溫時效果較差,除霜能耗高。在系統(tǒng)設(shè)計時,應(yīng)考慮除霜問題,采取相變蓄熱、熱氣旁通、排氣節(jié)流、電加熱及超聲波除霜等方法,對系統(tǒng)的除霜控制進行合理設(shè)計,減少除霜時的能量損失。

      1.6 耦合式熱泵

      耦合式熱泵將空氣源熱泵與其他熱源相結(jié)合,如水源熱泵、太陽能輻射等??諝庠礋岜门c水源熱泵耦合系統(tǒng)原理如圖7 所示。該系統(tǒng)由水源熱泵、空氣源熱泵和中間水箱組成。空氣源熱泵作為低溫級熱源,加熱1 次回水后進入水源熱泵的蒸發(fā)器中換熱,水源熱泵則以此為熱源加熱末端回水。

      王偉等[32-33]對雙級耦合熱泵系統(tǒng)的性能進行了研究,指出雙級耦合熱泵系統(tǒng)能夠降低系統(tǒng)壓縮比和排氣溫度,提升系統(tǒng)低溫性能,當(dāng)中間水溫為13~18℃時,系統(tǒng)的效率可提高10%以上。王驛凱等[34]分析了中間水溫對雙級耦合熱泵系統(tǒng)性能的影響,結(jié)果表明最優(yōu)中間水溫與低溫級蒸發(fā)溫度、高溫級冷凝溫度有關(guān),并給出了數(shù)學(xué)關(guān)聯(lián)式。PARDO N等[35]對比了雙級耦合熱泵和單級壓縮熱泵及水源熱泵的能耗,與單級壓縮熱泵和水源熱泵相比,雙級耦合熱泵的能耗分別降低40%和18%。丁偉翔等[36]對雙級耦合熱泵的節(jié)能特性進行了測算,系統(tǒng)全年綜合能效為3.47,節(jié)能率達(dá)到50%以上,推廣價值極高。

      低溫條件下,耦合式熱泵能夠保證空氣源熱泵具有較低的出水溫度,系統(tǒng)冷凝溫度、冷凝壓力、壓縮比、排氣溫度都較低,機組運行可靠,通過調(diào)節(jié)中間水溫使其接近或達(dá)到最優(yōu)中間水溫,進一步提升了系統(tǒng)性能。耦合式熱泵可在-35℃及以下溫度穩(wěn)定運行,同時能夠制取60℃以上的熱水。與復(fù)疊式熱泵類似,隨著環(huán)境溫度的提高,其COP并沒有顯著提高,當(dāng)環(huán)境溫度升高至某一溫度時,系統(tǒng)的性能低于單級壓縮熱泵。因此,雙級耦合熱泵更適用于環(huán)境溫度較低的地區(qū),應(yīng)用時可根據(jù)環(huán)境條件進行單雙級熱泵系統(tǒng)的切換,使系統(tǒng)運行時始終具有較高的性能系數(shù),提升節(jié)能效果。此外,在低溫條件下,可將空氣源熱泵與水源熱泵、地源熱泵、太陽能集熱器等系統(tǒng)進行耦合。目前使用較多的是與太陽能系統(tǒng)進行耦合,優(yōu)先使用太陽能供暖,當(dāng)太陽能不足時使用空氣源熱泵,實現(xiàn)二者的優(yōu)勢互補。耦合熱泵系統(tǒng)相對復(fù)雜,初始投資較高,但年平均綜合能效高,節(jié)能效果顯著,在我國北方太陽能資源豐富的地區(qū)具有廣闊的應(yīng)用前景。

      1.7 跨臨界CO2熱泵

      自然工質(zhì)CO2環(huán)保性能優(yōu)越,ODP 值為0,GWP值為1,具有良好的熱物理特性,可作為R410a、R407c 等工質(zhì)的替代制冷劑用于熱泵領(lǐng)域。前國際制冷學(xué)會主席LORENTZEN G 最早提出了跨臨界CO2系統(tǒng),該系統(tǒng)的高壓側(cè)換熱發(fā)生在超臨界區(qū),在超臨界區(qū)內(nèi)CO2不存在相變,氣體冷卻器內(nèi)CO2的溫度與壓力是相互獨立的,其溫度的變化取決于水流量和進水溫度。由于氣體冷卻器內(nèi)CO2與水之間為類顯熱換熱,進水溫度越低,CO2出口溫度越低,系統(tǒng)制熱量越大。因此,跨臨界CO2熱泵多用于直熱式熱泵熱水器,出水溫度最高可達(dá)95℃。

      CO2獨特的熱物理特性決定了跨臨界CO2熱泵能夠制取更高溫度的熱水,但直接應(yīng)用于供暖領(lǐng)域時,較高的回水溫度會降低氣體冷卻器內(nèi)的換熱效率,熱泵制熱量和COP偏低。LU F等[37]對跨臨界CO2熱泵的供暖性能進行了實驗研究,在環(huán)境溫度-15℃、供回水溫度55℃/30℃工況下,系統(tǒng)的COP為1.9,當(dāng)環(huán)境溫度為10℃時,系統(tǒng)的COP 最高為2.88。YANG D F等[38]提出了一種R134a/CO2耦合熱泵型式(系統(tǒng)原理見圖8),通過增設(shè)R134a 循環(huán),吸收部分回水的熱量,降低回水溫度后再進入氣體冷卻器,可提升跨臨界CO2循環(huán)的熱力性能。當(dāng)環(huán)境溫度-20℃、供回水溫度為70℃/50℃時,系統(tǒng)COP 為1.6,當(dāng)供回水溫度為50℃/40℃時,系統(tǒng)COP為1.9。SONG Y L等[39]對比了R134a/CO2耦合熱泵與復(fù)疊式熱泵的性能,指出當(dāng)回水溫度由40℃升高至50℃時,復(fù)疊熱式泵的COP 沒有明顯變化,而R134a/CO2耦合熱泵的COP 下降了8%,在低溫環(huán)境下,隨著供回水溫差增大,復(fù)疊式熱泵的性能更好,在高溫環(huán)境下,R134a/CO2耦合熱泵的性能優(yōu)于復(fù)疊式熱泵。

      圖8 跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)

      跨臨界CO2熱泵是空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展的一個新方向,但受限于CO2壓縮機的性能,其低溫?zé)崃π阅懿煌怀?。此外,跨臨界CO2熱泵的COP與排氣壓力有關(guān),隨著排氣壓力的升高,跨臨界CO2熱泵的COP是一個先升高后降低的過程,存在一個最優(yōu)排氣壓力使COP達(dá)到最大值,而最優(yōu)排氣壓力與環(huán)境溫度和供回水溫度有關(guān),在變工況條件下,需要對最優(yōu)排氣壓力進行實時調(diào)節(jié)才能實現(xiàn)跨臨界CO2熱泵的最優(yōu)性能,控制系統(tǒng)復(fù)雜。國內(nèi)外學(xué)者提出了多個最優(yōu)排氣壓力數(shù)學(xué)公式,但這些公式適用范圍不同,需要根據(jù)實際運行工況采取不同的最優(yōu)壓力公式[40-44];同時,跨臨界CO2熱泵壓力較高,不能采用逆向除霜,目前多采用熱氣旁通除霜,時間長、能耗高,需要對其除霜技術(shù)進行深入研究。

      2 展望

      2.1 壓縮機技術(shù)發(fā)展

      目前我國北方多采用中間補氣熱泵,其最低運行環(huán)境溫度為-25℃,無法在更低溫度下制取高溫?zé)崴?,而雙級壓縮熱泵則可以解決這一問題。因此,開發(fā)低溫雙級壓縮機對低溫空氣源熱泵發(fā)展具有重要意義。跨臨界CO2熱泵應(yīng)用前景廣闊,目前多采用往復(fù)式壓縮機,并通過膨脹機、噴射器及變頻技術(shù)來提升性能,其壓縮機技術(shù)有待進一步發(fā)展,國內(nèi)外已有學(xué)者開展CO2螺桿壓縮機的研發(fā)工作。

      2.2 除霜技術(shù)發(fā)展

      空氣源熱泵多采用逆向除霜和熱氣旁通除霜,其中逆向除霜存在頻繁轉(zhuǎn)向的大壓差沖擊,影響系統(tǒng)穩(wěn)定性,除霜時系統(tǒng)會從室內(nèi)吸熱,影響室內(nèi)供暖效果,而熱氣旁通則存在除霜時間長、效果差的問題。對空氣源熱泵的除霜,可通過改進蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)、采用憎水性材料等減少結(jié)霜,或者采用蓄能、相變儲能方法以縮短除霜時間、提高除霜效率。此外,也可采用熱水除霜和超聲波除霜,但其系統(tǒng)較為復(fù)雜,控制困難,需要進一步研究。

      3 結(jié)論

      對幾種低溫空氣源熱泵技術(shù)進行了分析,并結(jié)合國內(nèi)外學(xué)者研究,對低溫空氣源熱泵技術(shù)的發(fā)展進行了展望,結(jié)論如下。

      (1)壓縮機中間補氣技術(shù)能夠改善系統(tǒng)低溫性能,降低排氣溫度,其工作環(huán)境溫度范圍為-25~10℃,供水溫度范圍為35~55℃,熱力性能優(yōu)于回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)、壓縮機噴液冷卻系統(tǒng),但當(dāng)環(huán)境溫度高于10℃時,其性能低于單級壓縮系統(tǒng)。在嚴(yán)寒地區(qū)采用中間補氣熱泵系統(tǒng)時,應(yīng)考慮環(huán)境溫度、供回水溫度及末端形式,在滿足需求的同時最大限度發(fā)揮中間補氣系統(tǒng)的性能。

      (2)雙級壓縮熱泵可在-30℃及以下制取65℃及以上的熱水,其理論能效高于其他系統(tǒng),但目前應(yīng)用較少。復(fù)疊式熱泵和耦合式熱泵運行范圍與雙級壓縮熱泵近似,但系統(tǒng)功率較大,COP 低于雙級壓縮熱泵,隨著環(huán)境溫度的升高,性能低于單級壓縮熱泵。復(fù)疊式熱泵的應(yīng)用因除霜困難而受到一定限制,耦合式熱泵可通過優(yōu)化設(shè)計實現(xiàn)與單級壓縮熱泵的切換,使系統(tǒng)保持較高能效。

      (3)跨臨界CO2熱泵多用于直熱式熱泵熱水器,出水溫度最高可達(dá)95℃,但直接用于供暖時系統(tǒng)制熱量和COP偏低,可通過優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)來提升性能;同時,系統(tǒng)COP受排氣壓力影響,存在最優(yōu)排氣壓力使COP達(dá)到最大值,需要根據(jù)運行工況調(diào)節(jié)最優(yōu)排氣壓力??缗R界CO2熱泵采用CO2作為工質(zhì),環(huán)保性能優(yōu)越,可與壓縮機中間補氣、壓縮機噴液冷卻、雙級壓縮、復(fù)疊等技術(shù)相結(jié)合,進一步提升其低溫性能。

      (4)隨著壓縮機技術(shù)的不斷發(fā)展和除霜機理的深入研究,空氣源熱泵的性能將會持續(xù)得到優(yōu)化,其節(jié)能環(huán)保特性將會更加突出;同時,結(jié)合其他供暖形式,能夠進一步提升供暖系統(tǒng)的能效比。在低溫空氣源熱泵機組的研發(fā)中,可以將上述幾種新技術(shù)相互結(jié)合,以進一步提升其低溫性能。因此,有必要對空氣源熱泵的低溫技術(shù)進行更加深入研究。

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