超低温环境下复叠式空气源热泵供热能力研究
超低温环境下复叠式空气源热泵供热能力研究
【摘要】针对严寒地区一些在冬季无法接入市政热网、天然气且供热需求较大的机场类零散型建筑，提出了一种超低温CO2复叠式空气源热泵技术。结合系统循环原理的T-S图及lgP-h图进行了热力计算。推导了总能效比COP的焓值表达式，采用西北严寒地区19个城市近5年的极端最低温度及常用末端供暖系统热水需求温度得出系统COP与室外温度呈正相关，与制取热水温度呈负相关。在极端低温为-22℃时，制取供回水平均温度60℃⁓80℃的热水时系统COP在2.82⁓3.15之间；在极端低温为-40℃时，制取供回水平均温度60℃⁓80℃的热水时系统COP在1.85⁓1.99之间；复叠式热泵系统可在严寒地区超低温环境下稳定运行，适用于供水温度不大于85℃的供暖系统；
【关键词】超低温供热 复叠式热泵 能效比COP 热力计算
1理论分析
随着CFCs及HCFCs类物质在制冷、热泵行业的淘汰，R744（CO2）以其ODP为0、GWP为1、安全无毒、汽化潜热大、吸气比容小、价格低廉等优势成为比较理想的替代制冷剂使用方案[1-2]。
政治权利
CO2复叠式空气源热泵系统工作原理是逆卡诺循环，由高温级系统和低温级系统组成。冬季供热时用户侧为高温级系统，室外侧为低温级系统。高温级制冷剂为R134a，低温级制冷剂为CO藏族唐卡2，系统原理图如图1所示。数字1-8为制冷剂工质在系统循环中各个状态点，见图2。
交通事故责任
a-低温级压缩机 b-低温级蒸发器 c-低温级膨胀阀 d-冷凝蒸发器 e-高温级压缩机 f-高温级冷凝器 g-高温级膨胀阀 h-循环水泵 i-供热用户
图1CO2复叠式空气源热泵系统原理图
CO2复叠式空气源热泵系统循环T-S图和lgP-h图如图2所示。
a  T-S图
b lgP-h图
图2CO2复叠式空气源热泵循环的T-S图和lgP-h图
2 那个牌子的文胸好热力计算
在冷凝蒸发器中，由能量守恒可知低温级冷凝器的制热量等于高温级蒸发器的制冷量，即可推出CO2复叠式热泵循环压缩机总耗功及能效比为：
                                              （1）
根据逆卡诺循环原理可知，对于单独的热泵循环，冷凝温度越低，蒸发温度越高，则循环能效比越高；冷凝蒸发器中高温级的蒸发器和低温级的冷凝器传热温差越小，系统能效比越高。然而复叠式循环的前提是低温级冷凝温度必须大于高温级蒸发温度才能保证系统将室外侧取到的热量通过温差传到用户侧，故设计复叠式热泵系统时，应确保高温级蒸发温度小于低温级蒸发温度的前提下，两者的温差越小对系统供热性能越有利，同时冷凝蒸发器应选用传热性能较好的换热器。
3数据分析
表1和表2给出CO2和R134a制冷剂在不同温度下的物性参数，根据末端不同的需求热水温度设定复叠式热泵系统中两个独立系统各自的蒸发温度和冷凝温度，带入式（1）中分析系统能效比受室外环境温度和末端需求热水温度的影响规律。
3.1 物性参数
表1 CO2制冷剂在不同温度下的物性参数[3]
物性参数
一定饱和压力下对应的饱和温度
CO2温度/℃
-42.5
-32.5
-22.5
-12.5
10
15
20
25
饱和液态比焓kJ/kg
-9342
-9322
-9301
-9279
-9224
-9210
-9194
-9176
饱和气态比焓kJ/kg
-9015
-9013
-9012
-9012教师节送给老师的祝福语简短
-9024
-9030
-9038
-9051
表2 R134a制冷剂在不同温度下的物性参数[4]
物性参数
一定饱和压力下对应的饱和温度
R134a温度
-4
8
16
30
40
50
60
70
80
饱和液态比焓kJ/kg
195
211
222
242
自来水管防冻
256
272
288
304
322
饱和气态比焓kJ/kg
396
403
408
415
419
423
427
429
429
3.2 特性分析
查取西北严寒地区部分城市自2017年至2021年冬季极端低温，统计如图3所示，可以看出严寒地区冬季最低气温基本都在-20℃以下，且少数地区可达-36℃。
图3  2017年⁓2021年西北严寒地区部分城市冬季极端低温分布情况
根据这些代表性城市的极端室外低温设定超低温CO2复叠式空气源热泵系统多个工况的低温级蒸发温度。对于热泵系统，热水供回水温差宜在10℃以内[5]，故根据要求温差和供水温度设定供回水平均温度，以此确定高温级冷凝温度。结合前述推导公式及制冷剂物性参数，求取不同室外干球温度和不同热水供回水平均温度对复叠式热泵系统的能效比影响，最终结果如图4所示。
图4 不同热水供回水平均温度Tpj下系统COP随室外干球温度tw的变化
从图4可知，热水供回水平均温度Tpj一定时，系统能效比COP随室外干球温度的降低而呈下降趋势，在tw=-22℃时，制取供回水平均温度40℃⁓80℃的热水时系统COP可达2.8以上；在tw=-40℃时，制取供回水平均温度40℃⁓80℃的热水时系统COP可达1.8以上；当室外干球温度tw一定时，系统能效比COP随制取供回水平均温度的升高而降低；上述计算结果表明本系统可在严寒地区超低温环境下稳定运行，对于在严寒地区用户采用80℃供水的散热器供暖系统，当室外温度即使低至-40℃，复叠式系统仍能保证每1kW耗电量制取近2kW热量的高效运行状态。
4结语
本文通过理论分析得出复叠式热泵系统总能效比的焓值表达式，采用西北严寒地区19个城市近5年的极端最低温度及常用末端供暖系统热水需求温度分析了COP的变化趋势，得到主要结论如下：
1）热水供回水平均温度Tpj一定时，系统能效比COP随室外干球温度的降低而呈下降趋势；当室外干球温度tw一定时，系统能效比COP随制取供回水平均温度的升高而降低；在tw=-22℃时，制取供回水平均温度40℃⁓80℃的热水时系统COP可达2.8以上；对于在严寒地区采用供水温度不大于85℃的供暖系统，当室外温度即使低至-40℃，复叠式系统仍能保证每1kW耗电量制取近2kW热量的高效运行状态。
2）对于在严寒地区有较大供热需求但无法接入市政热网、天然气的机场类零散型建筑，超低温CO2复叠式空气源热泵系统从经济性和节能性综合权衡均更优于电锅炉供热，适合大力推广。

版权声明：本站内容均来自互联网，仅供演示用，请勿用于商业和其他非法用途。如果侵犯了您的权益请与我们联系QQ:729038198，我们将在24小时内删除。