二氧化碳水源热泵空调器.docx

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二氧化碳水源热泵空调器

二氧化碳水源热泵空调器

摘要

二氧化碳（CO2）作为制冷剂并以自来水为热源的水源热泵空调器已经被理论和实验研究过。

该系统适用于一些整年都需要制冷和热自来水的国家，如印度尼西亚和新加坡。

当来自系统的废弃的热量被重新利用时，在加热过程中CO2独特的跨临界制冷循环特性可以改善二氧化碳空调系统。

并讨论一些影响联合系统性的参数。

关键词：

水源热泵空调器;二氧化碳（CO2）；跨临界制冷循环;最佳压力

1、引言

氟利昂时代后，自然制冷剂的使用已经吸引了许多研究机构和相关公司.在一般常见的物质中，如空气，氨，二氧化碳（CO2）或R-744，烃类和水都可作为制冷剂，二氧化碳被用作制冷剂具有独特的特点和几乎满足所有要求的特性。

它具有对大气臭氧层消耗的潜能值即ODP为0和全球变暖潜能值GWP可以忽略不计，传热系数高，极好的实用性，与制冷系统中的材料相容性较好，并且这些材料是相对廉价的，并且其中最重要的，无制冷剂市场的垄断[1]。

然而，有一个小的缺点。

操作压力高，大约相对于传统制冷剂的八倍。

这需要完全新设计系统元件并且用当前生产条件和生产工艺可以生产出这些组件[2]。

在跨临界循环中，二氧化碳作为制冷剂的各种应用已经被研究，其中一些表现出很光明的应用前途，尤其是热泵[3]。

对在空调上的应用，CO2性能相当于R-22或R-134a[4]。

二氧化碳的其他一些有趣的潜能是的能同时制冷和制热。

这种系统可以极大提高整体系统效率（冷负荷和热负荷对压缩机能耗比）由于它的跨临界循环的性质，使它在恒温能量吸收能量，并舍弃在变温状态的能量。

这种类型的应用适合于像印度尼西亚和新加坡这样的热带地区的国家，那里一整年都需要制冷。

在一个需要空调和热水的建筑物中，利用空调系统中低品位的能量生产热水可以节约能量。

根据建筑物的特点和居住者文化生活习俗，从空调系统中回收的能量可能会相当高。

在本文中，一种以自来水为热源的水源热泵空调系统在跨临界循环制冷方面的应用将被讨论。

2、跨临界循环

跨临界一词是从这个循环的特点上产生的。

在这个循环中二氧化碳在低于临界温度下吸热并在高于临界压力下放热。

二氧化碳之所以应用在这个循环中的原因是二氧化碳的临界温度非常低，即31℃并且大部分的空调系统在热的环境中工作，大部分室外的空气温度在这个值左右或之上。

即使当空调系统可低于临界点下运行，制冷能力将非常低。

图1是跨临界CO2制冷循环的压—焓pH图，在图上描述了放热压力的影响。

在右边的图表中显示了相应的制冷系统流程图。

因为热量在超临界区域被放出时，压力和温度是相互独立的，所以在一个特定的温度下压力是可以变化的。

在这个循环中没有冷凝过程，排热过程的设备被命名为气体冷却器。

正如图1上可以看到。

对于气体冷却器相同的出口温度（如图中3或3’点），压缩机出口压力能够在图中2点到2’点变化。

图.1跨临界制冷循环的pH图和相应的流程图

它也可以观察到具体的制冷量将随排气压力的变化而变化。

这意味着制冷量可以通过改变排气压力来进行控制。

这种制冷量控制方法不能应用于常规制冷循环中，那因为所有常规制冷循环过程是在低于临界点的条件下发生的。

所以改变排气压力将同时具体的制冷量和压缩机的功率，也将随排气压力而变化。

图.2显示了性能系数（COP）随出口压力的变化，图中'qe'是指具体的制冷量，'wc'是指具体的压缩机功率，和'cop'是指性能系数。

图.2在不同的排气压力下的性能系数的变化

图.2还显示具体制冷量随着排气压力增大而增大。

图中存在一个临界点，在这点之前具体的制冷量的增加速度是大于具体的压缩机功率消耗的增加速度，在临界点之后，制冷量增加的速度将变慢。

期间，压缩机功率消耗的增大大致与排气压力成线性关系。

因此，性能系数（COP）首先开始增大到临界点后开始下降。

在性能系数（COP）达到最大值时的压力称为最佳压力。

在正常情况下，跨临界制冷循环应运行在最佳的压力下。

当在短时间内需要更多的冷却效果时，如在温度突然下降时期，可以牺牲性能系数（COP）让排气压力超出最佳压力而达到目的。

3、把空调和自来水加热结合起来

跨临界制冷循环对于加热过程是一个理想情况。

在超临界区域内放热意味着传热过程在气体冷却器中发生在冷却的情况下。

二氧化碳的温度将从排气温度到离开气体冷却器时的温度一直持续下降。

由于没有冷凝过程，较高温度的热水可以被得到。

高达90℃的热水可以被很容易生产出来，然而供热的性能系数（cop）仍然是很高的[3]。

如果不是把传统的热泵系统运行在非常低的供热的性能系数（cop）下，如此高的热水温度是无法实现的。

图.3显示了两个放热过程在使用CO2跨临界制冷循环与使用R-22的传统制冷循环过程的情况。

请注意，由于冷凝过程在传统的制冷循环过程中在热交换其中的某处发生的捏温度（在一个热交换器最小的温度差），然而它可以发生在跨临界制冷循环热交换器的冷节点上。

图.3排热过程发生在跨临界制冷循环（左）和传统的制冷循环（右）

在排热过程中冷节点的温差是的影响性能系数（COP）的一个非常重要的因素。

这个温差被命名为温度的方法。

对于同样的冷却介质的温度，相对较低的温度的方法将要对应着高的性能系数（COP）。

在图.3，可以看出，温度的方法在CO2系统相对于在R-22系统是相对很低的，这是因为捏温度在换热器的冷端发生。

从实验中我们可以发现二氧化碳在热水热泵系统中有非常优良性能，而在空调系统方面要比传统的循环差一些。

在一些同时需要制冷和制热的地区，把跨临界制冷循环应用在一个把空调和热泵系统合并的装置将是一个非常有趣的应用。

这种复合系统不仅在生产热水上节省能源消耗而且还能够改进空调系统的性能。

图.4理想的带一个气冷却器的复合系统

图.4显示了一个理想的复合系统图。

所有排出的热量用于加热水的过程中，当然它具有最高的效率。

在实际应用中并非所有排出热量都会被捕获，而事实上这是最简单的一种情形，这就需要额外的气体冷却器来回收其余大部分剩余的热量正如图5和6所表示的。

可以有两种这些气体冷却器中两个合理的装置，串联装置（图5）和并联装置（图6）。

并联排列的装置在控制能够生产热水的气体冷却器的容量上具有很高的灵活性。

气体冷却器的容量可通过控制流向两个气体冷却器的二氧化碳分配情况来进行调节。

并联排列装置的另一个优点是对空调性能有更高的改善。

二氧化碳离开气体冷却器的温度将变得非常低，就如在进水温度比冷却介质的温度更低的条件下，热回收的百分率要提高一样。

由于这一温度变的非常低，空气调节的性能变得更高。

另一方面，容量在中的控制是不同的，冷却性能系数将受冷却介质的温度的控制并且空气调节方面的增强将是微不足道的。

尽管只有一点的增强，这一个串联装置系统仍然有很多优势。

相对于并联排列的装置，对于相同的热负荷额外的气体冷却器的传热面积是很小的。

这是因为二氧化碳从压缩机流过附加的气体冷却器的整体质量的原因。

图.5复合系统的串联配置

图.6复合系统的并联配置

4、热泵空调器的模型

把空调和加热水系统结合起来的试验台是Zakeri等人把热水热泵系统改造发展出来的版本[5]。

增加了一个水冷式空气冷却器和他的水循环系统。

原来的

该试验台版本是专门被设计为在0℃的蒸发的温度下使用二氧化碳作为制冷剂并且有50千瓦制热量的热泵热水器，7℃进水温度，出口时是温度为60℃的热水。

新的水循环与水冷式的气体冷却器的设计和建造，其目的是模拟不同的散热器的条件。

这两个在试验台上的水冷气体冷却器可以被安排为串联或并联通过切换二氧化碳在管道的流动，以观察不同的气体冷却器配置系统的特征。

图.7显示了这个试验台的照片。

图.7合并后的原型空调和热水系统

表一：

两个不同的排气压力的相对不确定性

5、仪器仪表与测量精度

所有的温度测量是通过精确度在±的T型热电偶来实现的。

所有的热电偶将被连接到一个数据记录器上，它将要热电偶的温度信号转换成电压信号。

德鲁克压力传感器被用来测量绝对压力，它将电压信号发送到数据记录器上，为了得到更精确的测量，差压传感器将被用于测量通过热交换器的压力降。

这些专用的传感器的精度为测量值的±％和压差精度为测量值的％。

用涡轮流量计测量水流经热交换器的流量。

该涡轮流量计的精确度是刻度范围乘以水的密度的％倍。

二氧化碳的流速是通过两个气体冷却器的热平衡计算得出的。

三点热电堆被安装用于测量通过气体冷却器的温度差，所以其准确度变成为±0.3℃。

然而在最后报告中所有不确定性的计算是基于±0.5℃的温度精度。

通过安装的旋转表和扭矩表测量的结果可以计算出压缩机的功率消耗。

旋转表的精度为每分钟±1转，扭矩表的精度为测量值的±％。

实验数据的不确定性是取决于出口压力的，尤其是当二氧化碳运行在临界压力区域范围内时不确定性的因素变的更高。

大部分的最佳工况是排气压力在从85至105巴的范围内，在制冷量、气体冷却器和制冷性能约（COP）相关的不确定因素为5％左右。

表1显示了在0℃蒸发温度和30℃冷却介质的温度下三个排气压力的不确定性的实验结果。

6、负荷比控制的方法

对于并联配置的情形，负荷比或者说热回收的百分比，‘xr’设定为期望值。

对于排气压力，热水负荷，‘Qw’可以通过下面的关系式计算出：

（6-1）

其中

是空调在相同的排气压力下没有热回收的条件下的总共的放热量。

因此，对于一定的进水温度和热水温度，所需水的质量流速，

通过下面的关系式计算出：

（6-2）

在

的是代表比热容和

是代表温度差。

通过控制进入附加气体冷却器的二氧化碳CO2的质量流率，热水温度可设置为所期望的值。

7、实验结果与讨论

图.8显示了在不同载荷比的制冷性能系数（COP）。

它可以从图中看出，在所有负载比中，制冷性能系数（COP）的趋势是相同的。

主要不同的是最佳的压力位置的不同。

并行配置装置的优点是可通过提高负荷率来提高制冷性能系数（COP）。

在所有的热回收模型中，热回收系统从25％到达％，最适合的制冷性能系数（COP）被提高了％。

图.8制冷性能系数（COP）在不同的负载比下的变化

图.9在单个、串联和并联装置下的制冷性能系数（COP）

图.10在各种热回收率下的总体性能系数

由于附加了额外的容量大气体冷却器，该试验台是不适合作为一个串联配置的复合系统下运行的。

为了研究气体冷却器配置影响，一个成熟的模拟程序被发展并被用于该串联配置的系统中。

配置方式的不同对制冷性能系数的影响如图9所示。

正如图中所表示的，在串联装置中最大制冷性能系数的增长相对于没有热回收的的系统配置来说是微不足道的。

然而，在并联配置中，最大的制冷性能系数的增加从到，这情况在负载比为（即25％的热回收）和最佳压力在比较低的值之间变化该值在90到巴之间。

在串联配置系统中制冷能力变化也是微不足道的。

在最佳的压力条件下，该串联配置系统的制冷量为，在同样的情况下对应的没有热回收装置的系统的制冷量为，然而对于并联装置系统在，而平行配置在最佳的排气压力和的负荷量比的条件下为。

按照把空气调节和自来水加热的结合在一起的复合系统的整体性能来考虑。

空调系统的排气的热回收利用在计算整体的性能系数时应该被考虑在内。

总体的性能系数将要有两个边界，下边界是没有热回收系统时和上边界时所有的放热都被利用。

这些边界之间，总体性能系数将随着热回收的百分比而变化的。

图.10显示了在不同热回收比率条件下总体性能系数随着排气压力变化情况。

正如所预料得，总体的性能系数随着热回收比率的增大而增大。

这也可以看出，在所有除了全部热被回收的模拟情况下（这时的最佳压力是最高的）所有载荷比条件下，最佳排气压力几乎与没有热回收装置的空调系统的排气压力相同。

8、总结

就像和一个以二氧化碳为制冷剂的跨临界制冷循环的空调系统一样，采用二氧化碳为制冷剂把空调和自来水加热设备结合起来的系统也将要有一个最佳的工况，这时这个系统将要达到最高的制冷性能系数（COP）。

最佳工况将要被部件的参数确定，如气体冷却器配置结构和热回收百分比。

在并联配置结构中，这里在空调热回收方面在热回收增加时将要有所改善，因为增加，并且最佳工况条件将要依据热回收的百分比。

然而在串联配置系统中热回收在空调性能方面的影响是微不足道的。

总体性能系数作为一个复合系统的总效率的代表相比于一个无热回收的空调系统的效率是非常高的了。

随着高层建筑中热水系统的能源消耗是相当高，这种复合系统将要通过热量的回收系统使热水系统的能量损耗的减少方面提供了一个很有希望很有潜力的方向，这将是非常有意义的并且当所有的排热能量被用来生产热水时可以完全消除热水系统的能量损耗。

致谢

这篇论文是在挪威科技大学的制冷与空调学系进行博士后工作的一部分。

这项研究的上半年是有印度尼西亚的DirektoratJenderalPendidikan研究院提供的资金，剩下的部分由教育部门，研究机构以及教会事务（KUF）与国际合作的挪威科技大学办公室，和挪威师大教育贷款基金通过配额计划来完成的。

他们的支持一直受人高度赞赏。

参考文献

[1]G.Lorentzen,Revivalofcarbondioxideasrefrigerant,InternationalJournalofRefrigeration17（3）（1994）292.

[2]J.Pettersen,R.Aarlien,ProgressinCO2VapourCompressionSystem,in:

ProceedingsoftheOjiInternationalSeminar,TomakomaiCity,Hokkaido,Japan,1997.

[3]P.Neks?

H.Rekstad,.Zakeri,.Schiefloe,CO2-heatpumpwaterheater:

characteristic,systemdesignandexperimentalresults,InternationalJournalofRefrigeration21（3）（1998）172?

79.

[4]R.Aarlien,.Frivik,ComparisonofpracticalperformancebetweenCO2AndR-22reversibleheatpumpsforresidentialuse,in:

ProceedingsoftheNaturalWorkingFluid?

8,IIR-GustavLorentzenConference,Oslo,Norway,1998.

[5].Zakeri,P.Neks?

H.Rekstad,WorkPackage11:

PrototypeSystemDesignandConstructionFinalReport01/99,EnergyEfficientAndEnvironmentalFriendlyHeatPumpingSystemsUsingCO2AsWorkingFluid,COHEPS,1999.