低温下提高CO2空气源热泵进水温度对系统性能的影响

在低温工况下,因跨临界循环CO₂热泵系统气体冷却器的进水温度和CO₂出口温度降低,压缩机吸气压力和温度随之降低。当系统的吸气压力低于压缩机的吸气压力下限时,将导致系统无法稳定运行。为了改变这种现象,采用在气体冷却器冷水入口处混水的方法,将热水箱的热水旁通至气体冷却器冷水入口。采用三通调节阀调节混水比例,适当提高气体冷却器的进水温度,以期实现系统在低温工况下的稳定运行。实验测试结果表明,采用混水方法不仅可保证低温工况下跨临界循环CO₂空气源热泵热水系统的稳定运行,同时可降低结霜频率,延长系统运行时间,但系统的制热量和COP将小幅下降。兼顾系统的热力性能及运行稳定性,当环境温度为-20℃、制热温度为60℃时,较为适宜的混水温度为12~18℃。     

CO2跨临界热泵系统特性再分析

在原有研究的基础上,结合实际系统,本文对CO₂跨临界热泵系统的特性进行再分析,通过参数计算,分析回热温度、气体冷却器出口温度、运行压力三种因素如何影响系统性能,提出提高CO₂热泵运行效率的方法。分析结果表明：回热器并不总有效,而是与气体冷却器出口温度有关,当温度小于某临界值时回热会降低系统运行制热性能系数COP_h,当温度大于此临界值时回热则有助于提高COP_h;对应气体冷却器出口温度存在最优压力,但实际压缩机的可承受压力是有限的,导致系统在某些气体冷却器出口温度下不能在最优压力下运行,同时在不同的排气压力下,存在气体冷却器出口温度最高限定值,否则COP_h不合理也不可接受;热泵出水温度以及气体冷却器出口温度共同影响系统排气压力的选择。     

CO2跨临界喷射制冷循环计算分析

目前还很少有关于CO₂跨临界喷射式制冷循环的研究。本文对CO₂跨临界喷射制冷循环建立了热力学模型,计算了在不同的冷却压力、冷却器出口温度、加热器压力、加热器出口温度及蒸发温度下,喷射器的喷射系数、跨临界喷射制冷循环性能系数(COP)和有效性能系数(COP_m)的变化趋势。结果表明:随着冷却器压力的升高,喷射器的喷射系数减小,循环的COP 和COP_m值先增大后减小,在某个冷却压力下存在最优值;提高冷却器的出口温度,循环的COP 和COP_m值均降低;提高加热器压力、加热器出口温度及蒸发温度均能增大喷射器的喷射系数和循环的COP_m值。     

大功率二氧化碳热泵热水系统运行性能

在小功率CO₂热泵热水器的基础上设计与构建了一种大功率跨临界循环CO₂热泵热水系统。在该跨临界循环CO₂热泵热水系统中, 采用二级冷却套管式CO₂气体冷却器、双毛细管并联组合节流及设置回热器等技术途径, 用以提高系统的热力性能。在恒温环境实验室中测试分析了气候参数及运行参数对跨临界循环CO₂热泵热水系统稳态热力性能的影响。各种典型气候条件下系统日平均运行性能的测试结果表明, 根据气候条件合理地选取运行参数, 该系统具有优良的热力性能。系统的制热温度可在60~85℃选取, 在环境温度为4.1~27.3℃的气候条件下日平均性能系数(COP)在3.45~4.04之间。     

CO2跨临界热泵系统采暖工况下能效和经济对比分析

为提高CO₂跨临界热泵采暖系统的性能,提出了双级压缩双气冷器中间补气回热系统。结合其他3种CO₂热泵系统和R134a单级压缩回热系统,通过建立热力学模型,分析各因素对系统能效的影响。此外,通过构建综合考虑初始投资成本和年运行成本的经济性评价模型,结合典型年气象参数,研究不同城市中各系统在运行周期内的总投资情况。结果表明,CO₂热泵系统中,双级压缩双气冷器中间补气回热系统最优COP_h最高且可以超过R134a单级压缩回热系统,在环境温度为0℃、出水/回水温度为65℃/40℃时,理论性能系数（COP_h）可达2.58,比R134a系统高9.1%,比CO₂单级压缩系统高22.5%,且排气温度不超过现有压缩机排气温度极限,是能效最优系统。在选定样本城市中,热泵系统运行周期内的总投资成本在上海最低,而在沈阳最高,可见总投资成本受气候区域影响较大。由于CO₂压缩机成本过高,CO₂热泵系统的总投资成本高于R134a系统。随着CO₂热泵技术的提高和生产规模的扩大,当压缩机成本降低80%,CO₂双级压缩双气冷器中间补气回热系统的总投资成本将低于R134a系统。     

采用分流过冷的跨临界CO2冷热联供系统性能

为了探索不借助外力即可实现跨临界CO₂冷热联供系统循环中工质过冷的方法,本文提出了三种采用系统循环内部工质分流实现过冷的跨临界CO₂循环系统形式,建立了系统循环热力学模型,通过模拟计算分析不同工况下系统性能变化规律。结果表明：在蒸发器与节流阀间分流的系统方案不会提高系统的性能;在气体冷却器与过冷器间分流的系统方案与在过冷器与节流阀间分流的系统方案对系统性能提升的效果相同,相对于在蒸发器与节流阀间分流的系统方案,综合循环性能系数（coefficient of performance,COP）最大可提高17.62%;采用分流过冷会提高压缩机的吸气压力,当气体冷却器出口CO₂温度确定时,存在最佳的排气压力使综合COP最高。因此,采用合理的分流过冷循环系统可以使跨临界CO₂冷热联供系统仅依靠自身循环实现过冷并提升系统性能。     

跨临界CO2空气源热泵系统运行性能研究

搭建一套跨临界CO₂空气源热泵系统,研究在不同压缩机运行频率以及排气压力下循环系统的热力性能,通过实验对比分析频率和排气压力对吸气压力、等熵效率、压缩机功耗、排气温度、CO₂质量流量、系统制热量以及制热性能系数COP的影响。结果表明：排气压力不变时,只有吸气压力随着频率的上升而下降,排气温度、CO₂质量流量、系统制热量和压缩机功耗都随之增加。系统COP随着排气压力的增加先上升再下降,随着压缩机频率升高,系统COP减小,最优排气压力升高,在最优排气压力下,系统的COP达到峰值。当压缩机运行频率为80 Hz,排气压力为8.4MPa时,此时最优等熵效率约为0.9,系统COP达到峰值为3.64。     

基于蒸汽压缩技术的热泵蒸汽系统热力性能分析

热泵蒸汽技术相比电锅炉及燃煤、燃气锅炉制取蒸汽,具有更高的一次能源利用效率,并且不产生CO₂和NO_x,符合我国节能环保发展战略。本文提出一种基于蒸汽压缩技术的热泵蒸汽系统,采用两级冷凝直接制取低压蒸汽,再通过蒸汽压缩升压至0.7MPa。并基于EES软件建立数值模型,分析冷凝温度T_cond、蒸发温度T_evap、经济器温度T_econ、喷气率β_g对冷媒压缩机功耗W_refri、蒸汽压缩机功耗W_vapor和系统能效系数COP的影响。结果如下：基于蒸汽压缩的热泵蒸汽系统,制取165℃的饱和蒸汽,在T_evap为50℃、T_cond为93℃时,系统COP为2.996,制取1t蒸汽消耗功率仅为247kW·h;系统COP随T_evap的升高逐渐增大,但是T_evap的升高需要更高的热源温度;蒸发温度不变时,系统存在最佳的T_cond、中间冷却温度T_econ和喷气率β_g,当蒸发温度T_evap为50℃,最佳冷凝温度T_cond为93℃时,最佳经济器温度T_econ为65℃,最佳喷气率β_g为0.13。     

CO2跨临界循环特性对热泵干燥系统的影响

对CO2跨临界循环的超临界放热特性和运行规律进行了分析,根据这些特性,对其应用于干燥热泵系统进行了探讨,并对蒸发温度、过热度及气体冷却器出口温度对系统除湿率的影响做出分析。研究表明CO2跨临界循环放热段存在大的温度滑移,气体冷却器出口温度低有利于系统运行,这些特点非常适合干燥系统,而且干燥系统除湿率也受到这些特性的影响,系统存在最优运行压力和最佳的蒸发温度与气体冷却器出口温度组合。     

中间完全冷却CO_2跨临界双级压缩节流循环

双级压缩是提高CO2跨临界制冷循环性能系数COP的有效途径,且中间完全冷却形式的性能优于中间不完全冷却形式。对于中间完全冷却CO2跨临界双级压缩节流循环,节流形式有一次节流(STDC循环)和两次节流(DTDC循环)。分析了高压压力和气体冷却器出口温度对STDC循环和DTDC循环的性能影响,并与CO2跨临界单级压缩(STSC)节流循环进行了比较。结果表明:在给定条件下,DTDC循环的COP值最大、STDC循环的最优高压压力值最高;随着气体冷却器出口温度的升高,3个循环的最大COP均减小,最优高压压力均升高,压缩机的等熵效率均降低。对于DTDC和STDC循环,最优中间压力值偏离高压压力与低压压力的几何平均值,但是对系统的性能系数影响不大。     

二氧化碳热泵技术的发展及应用案例分析

CO₂跨临界热泵循环,其制冷剂工质为CO₂,不可燃,无毒,无刺激性气味,零臭氧层破坏能力（ODP=0）以及微乎其微的温室效应（GWP=1）而对环境无害,可从工业生产中回收,逐渐成为被广泛应用的热泵技术。本文从国内外CO₂热泵技术的研究现状及应用现状出发,总结概述了目前典型的CO₂热泵循环系统应用案例,如单级压缩供给加用热水系统、双级压缩带中间补气供给家用热水系统、家用供暖及供给热水于一体的双热泵单元家电辅热系统、大型公用建筑用CO₂热泵系统,并从系统层面对影响CO₂热泵循环系统效率的相关热力学参数进行循环分析,如水箱进出水温度、气冷器水流量、系统的制冷剂充注量等参数的控制。以期为未来CO₂热泵技术在中国的发展、进一步研究和应用设计提供一些参考和依据。     

带引射器的跨临界CO2机械过冷热泵系统性能分析

热泵循环中引射器的使用能减少能量损失,改善循环性能。在已有机械过冷循环的基础上加入引射器,本文提出主循环带引射器［MSHPS（MWE）］和辅循环带引射器［MSHPS（AWE）］的跨临界CO₂机械过冷热泵系统。通过建立热力学模型,对系统使用散热片（TDR）、地盘管（FCR）和小温差风机盘管（STD-FCU）3类不同末端的性能进行分析。将该系统与CO₂基本系统（BASE）、CO₂机械过冷系统（MSHPS）进行了对比,并选取了我国4个典型气候城市,对其供暖期间的运行进行了季节供热性能系数（HSPF）分析。结果表明,在额定工况下,机械过冷系统均存在最优主、辅循环排气压力和最优过冷器出口温度,使系统性能系数（COP）最高;其中以STD-FCU为末端的系统具有最高COP。通过与已有系统的对比,表明在额定工况下,MSHPS（AWE）和MSHPS（MWE）较BASE系统的COP最高分别能提升约21.18%和26.66%,较MSHPS最高能分别提升约2.62%和9.53%,MSHPS（MWE）具有更好的性能提升效果。MSHPS（MWE）系统在严寒工况下仍能运行,带引射器的系统在不同温区均具有更高的HSPF。以哈尔滨为代表的严寒地区的HSPF改善效果最明显,以TDR为末端的系统更适用于高纬度的严寒地区,以STD-FCU为末端的系统更适用于低纬度的地区。此外,辅循环工质的种类会影响系统的整体性能,MSHPS（AWE）中使用CO₂的提升效果最好, MSHPS（MWE）中使用R717的提升效果最好。使用混合工质R32/R1234yf的系统具有更高的COP,但提升效果并非最优。     

跨临界二氧化碳热泵喷射循环实验

在跨临界CO₂热泵热水器系统中引入优化设计的喷射器,对系统进行实验研究,分析了制热系数、引射比、升压比、喷射器效率等参数随热水体积流量和出口温度及高压侧压力的变化趋势以及优化设计的喷射器对系统的影响。实验结果表明:随着热水体积流量减小或其出口温度增加,引射比将逐渐减小,而喷射器效率逐渐升高;在测试工况范围内升压比基本保持不变,系统COP_h最高将近3.5;系统高压侧的压力因优化喷射器的引入而明显降低,有利于系统的安全运行;跨临界二氧化碳热泵喷射循环系统存在一个最优运行压力,值得注意的是在最优运行压力下,热水出水温度虽未达到最高,但依旧超过55℃。系统稳定运行在最优高压侧压力下,不仅系统性能大幅度提高,而且保证了热水的出水温度。     

基于余热回收的电动客车喷射补气热泵的制热性能

根据电动汽车热泵在低温下的制热需求并延长车辆行驶里程,开发了车外换热器支路和余热换热器支路并联的余热回收系统并进行了制热性能试验研究。试验结果显示,对于并联余热回收支路的喷射补气式热泵系统,补气支路压力和补气流量均随着余热量的增加而有明显的提升,而吸气主路流量受余热换热器出口过热度的影响。车外换热器支路和余热换热器支路的流量比也呈线性关系,流量比斜率与余热换热器出口相态有关。并联余热回收喷射补气热泵系统的制热性能随余热量的变化受压缩机吸气量和补气量这两个因素的共同影响。在7℃相对较高的环境工况下,余热量的增加有利于制热量的提升但COP没有优势;在-20℃较低的环境工况下,余热量的增加使得补气流量增长较大,但吸气流量衰减严重,对系统的制热性能提升不明显;在-10～0℃的环境工况下,制热量和COP都随余热量的增加而提升较大,-10℃时,1.8 kW余热量条件下的制热量比0.9 kW余热量条件下的制热量增加了11.6%,COP提升9.18%。