下载文档原格式
以R507A/R134a为工质的空气源热泵性能实验研究及经济性分析随着国民经济的发展,对能源的需求量越来越大,环境问题也随之凸显。
节能与环保成为社会文明进步与可持续发展的重要主题。
空气源热泵热水器以其节能、高效等特点受到了人们的青睐,被誉为“第四代热水器”。
但是,在低温环境下空气源热泵存在的压缩机频繁启停、排气温度过高、产热量低等问题限制了其进一步的推广。
针对空气源热泵在低温环境下运行存在的问题,分析了国内外学者的研究现状,提出一种既可按单级模式运行又可按复叠式模式运行的双模式空气源热泵热水系统。
基于制冷循环理论分析单级运行模式下分别以R507A和R134a为制冷工质时热泵系统在理想工况下的制热性能。
结果表明,空气源热泵系统以单级模式运行时,采用R134a为循环工质相较于R507A热泵系统具有更高的制热系数且系统可在更低的冷凝压力下运行。
运用制冷原理、传热学、工程热力学等学科知识并结合相关的经验公式建立了压缩机、冷凝器、蒸发器、节流阀、冷凝蒸发器的数学模型,分别对该系统以单级运行模式和复叠式运行模式工况进行了模拟。
根据模拟结果表明,在低温环境下复叠式热泵系统的制热系数要高于单级热泵系统,随着环境的温度的升高,单级热泵系统制热系数上升速率要比复叠式热泵系统要快。
以系统运行最大COP为目标,在冷凝温度为60℃时,单级模式和复叠式运行模式的最佳切换蒸发温度为7℃。
通过实验分析了热泵系统在全年运行时分别在单级运行模式和复叠式运行模式下外界环境温度和出水温度变化时机组的运行特性,得出了机组制热量、耗功、质量流量、吸排气压力、排气温度、压比等参数的变化规律。
将模拟结果和实验结果进行对比分析,模拟结果和实验结果有较好的一致性。
结合湘潭地区的气候特征,根据实验结果计算出热泵系统在出水温度为55℃时,系统全年综合能效比为3.56。
将该空气源热泵和市场上常见的燃气热水器、太阳能热水器、电热水器进行对比,以住户一天用水量为240L为基准,全年运行时可分别减少年二氧化碳排放量426.62 kg、417.67 kg、2702.24 kg,年运行费用分别降低了29.8%、46.9%、75.4%。
空气源热泵辅助供热太阳能热水系统实验研究铁燕1,2罗会龙2钟浩3李志民31.华北制药集团规划设计院，石家庄050015；2.昆明理工大学建筑工程学院，昆明650224；云南师范大学太阳能研究所，昆明650092摘要：设计并构建了一种新型空气源热泵辅助加热太阳能热水系统，该热水系统可根据气候条件分别以单一的太阳能热水器模式、单一的空气源热泵模式及太阳能与空气源热泵耦合模式运行。
在昆明地区气候条件下，对空气源热泵辅助加热太阳能热水系统进行了一系列实验研究，测试分析不同运行工况下系统的热力性能。
测试结果表明该系统具有较大的节能潜力，热泵空气源热泵子系统的日平均COP 可达3.8左右。
关键词：太阳能；空气源热泵；热水系统0 引言在能源危机和环境污染双重压力下，太阳能逐渐成为可再生能源中最引人注目、研究开发最多、应用最为广泛的清洁能源。
太阳能的开发利用对节能和环保均具有重要意义[1-4]。
空气源热泵辅助加热太阳能热水系统结合了太阳能的清洁性、可再生性和空气源热泵的节能性，是一种节能、无污染的高效能源利用系统[5-6]。
本文构建了一种新型空气源热泵辅助加热太阳能热水系统，在昆明地区的气候条件下实验测试分析了环境参数、运行参数对系统热力性能的影响。
1 空气源热泵辅助供热太阳能热水系统构成及运行模式新型空气源热泵辅助供热太阳能热水系统包括太阳能热水子系统和空气源热泵子系统；太阳能热水子系统和空气源热泵子系统通过蓄热水箱进行有机耦合。
其中太阳能热水子系统主要由太阳能集热平板和蓄热水箱构成，空气源热泵子系统由压缩机、冷凝器、蒸发器、节流毛细管构成。
该空气源热泵辅助供热太阳能热水系统实验装置如图1所示，其太阳能集热器的采光面积为2m2，压缩机容量为1P。
图1空气源热泵辅助太阳能加热热水系统根据不同的气候条件，该空气热泵辅助供热太阳能热水系统可分别按下述三种不同模式运行： (1) 单一太阳能热水系统运行模式在太阳辐射良好、日照充足的气候条件下，热泵子系统停止运行，空气源热泵辅助加热太阳能热水系统以常规太阳能热水器模式运行。
空气源热泵机组制热性能系数现场检测方法F.0.1空气源热泵机组性能检测应在典型制热工况下进行，机组负荷率宜达到80%以上。
F.0.2热水型空气源热泵机组制热性能系数检测应满足下列要求： 1检测宜在热泵机组运行工况稳定后1h 进行，检测时间不得低于2h ； 2应检测系统的热源侧流量、机组用户侧流量、室外温湿度和机组输入功率等参数； 3机组的各项参数检测记录应同步，记录时间间隔不得大于600s ； 4 热泵机组制热性能系数按式（F.0.2-1）、（F.0.2-2）计算：iQ COP N = （F.0.2-1） pw C 3600ρ∆=wV t Q （F.0.2-2） 式中：COP ——热泵机组的制热性能系数；Q ——检测期间机组的平均制热量(kW)；N i ——检测期间机组的平均输入功率(kW)；V ——热泵机组用户侧平均流量（m 3/h ）；∆t w ——热泵机组用户侧进出口介质平均温差（℃）；ρ——热水平均密度（kg/m 3）；C pw ——水的定压比热（kJ/kg·℃)。
F.0.3热风型空气源热泵机组性能检测应满足下列要求： 1检测宜在热泵机组运行工况稳定后1h 进行，检测时间不得低于2h ； 2 应检测热泵机组的送风量、入口温度、入口相对湿度、入口焓值、出口温度、出口相对湿度、出口焓值、机组消耗功率，室外温湿度同步检测；3各项参数记录应同步进行，记录时间间隔不得大于600s 。
4 热泵机组制热性能系数按式（F.0.3-1）、（F.0.3-2）计算：iQ COP N = （F.0.3-1） 3600(1)o i oo V h h Q d ρ-=+ （F.0.3-2） 式中：COP ——热泵机组的制热性能系数；Q——测试期间机组的平均制热量(kW)；N i——测试期间机组的平均输入功率(kW)；V——机组循环风量（m3/h）；h i——入口空气焓值（kJ/kg）；h o——出口空气焓值（kJ/kg）；ρo——空气出口密度（kg/m3）；d o——空气出口含湿量（kg/kg）。
太阳能辅助空气源热泵系统供热特性的实验分析发表时间：2019-03-26T11:26:49.520Z 来源：《建筑细部》2018年第18期作者：张国庆[导读] 农村能源是我国能源体系的重要组成部分，但目前农村能源结构体系并不合理，为了解决新农村能源利用尤其是建筑建设及采暖问题，提出一种基于改造式房屋建筑的太阳能辅助空气源热泵系统并搭建了系统实验台，对系统的运行参数进行了监测和记录。
本文通过对系统太阳能集热、空气源热泵及毛细管辐射等运行数据进行分析了解。
张国庆唐山市热力总公司河北唐山 063000摘要：农村能源是我国能源体系的重要组成部分，但目前农村能源结构体系并不合理，为了解决新农村能源利用尤其是建筑建设及采暖问题，提出一种基于改造式房屋建筑的太阳能辅助空气源热泵系统并搭建了系统实验台，对系统的运行参数进行了监测和记录。
本文通过对系统太阳能集热、空气源热泵及毛细管辐射等运行数据进行分析了解。
关键词：太阳能；空气源热泵；毛细管网；节能1系统设计制冷剂-太阳能热水共用翅片管换热器的太阳能－空气源复合热泵系统就是要将空气源热泵和真空管太阳能热水系统有机结合，在传统的空气源热泵系统的基础上，在换热器迎风侧增加一排太阳能管路，实现优势互补，系统流程如图1所示。
图1太阳能一空气源热泵系统太阳能集热板经换热将储水箱中的水加热，在冬天时，室外温度较低，此时关闭生活热水阀门，储水箱中的水流过蒸发器最外侧的太阳能管路，空气流经热水盘管后温度升高，然后再流经制冷剂盘管，并且外侧盘管内的热水通过翅片将部分热量传给内侧盘管内的制冷剂。
通过这两者作用使制冷剂蒸发温度提高，可以有效避免盘管外空气结霜；夏天时，室外温度较高，此时关闭储水箱通往蒸发器的阀门，储水箱提供生活热水。
2 空气源热泵辅助太阳能热水系统的数学模型2.1 集热器的理论模型该户所使用的集热器为热管式真空管集热器，该集热器集热效率很好、抗压性能较高，且具有较高的传热速度，而且容易安装维护。
热泵系统的性能分析与优化随着能源需求的不断增长和环保意识的逐渐提高，热泵系统作为一种可再生能源利用技术，逐渐成为人们关注的研究热点之一。
热泵系统不仅能够提供供暖和制冷，还能在热水和温水供应上起到重要的作用，极大地提高了节能减排的效果。
然而，对于热泵系统的性能分析与优化，目前仍存在着一定的挑战和难点。
本文将就热泵系统的性能分析与优化进行探讨，希望能够为相关科研人员提供一些有益的参考。
一、热泵系统的原理与种类热泵系统是一种利用制热或制冷方式改变环境温度的设备。
水源热泵、空气源热泵、地源热泵和海洋热泵等不同类型的热泵系统，其基本原理都是使用电能或其它能源，以周期的方式将低温热能转移到高温环境中，从而达到供暖和制冷的目的。
其中，地源热泵系统是当前应用最广泛的一种系统，通过在地下埋设热交换管道和地面上的热井之间来实现制热和制冷。
但由于不同地区的水源和气候条件各异，其适应的热泵系统也不尽相同。
因此，针对不同地区的能源环境，应该选择相应的热泵系统。
二、热泵系统的性能分析在实际应用中，热泵系统的性能主要指其制冷或制热能力与能耗之间的关系，以及其在不同环境条件下的能效表现。
为了对热泵系统的性能进行评价，需要对其主要参数进行测量和分析。
常见的热泵系统参数包括制热量、制冷量、制热效率、制冷效率、能耗等。
1、制热量和制冷量的测量热泵系统的制热量和制冷量是指在单位时间内，在制热或制冷模式下传递给空气、水或地面的能量。
所测量的制热量和制冷量是与环境温度和湿度等参数有关的，因此在测量过程中需要对环境参数进行严格的控制。
常用的测量方法包括热电偶法、涡街流量计法、多点测温措施等。
2、能效与能耗的分析在热泵系统中，能效是指能够传递给空气、水或地面的热能与所消耗的电力之比。
在不同环境条件下，热泵系统的能效会有所变化。
能耗是指在单位时间内，热泵系统所消耗的电力。
能耗是热泵系统运行成本和能源利用效率的重要指标。
因此，在热泵系统的性能分析中，需重视能效和能耗的测量和分析。
Articles论文空气源热泵热风机性能实验研究Experimental study on performance of air source heat pump system王耀WANGYao广东美的制冷设备有限公司广东佛山528311GD Midea Refrigeration Equipment Co.,Ltd.Foshan528311家用空调器作为制冷和釆暖的设备在我国己得到广泛普及，近年来变频技术的兴起和推广提升了空调的节能性和舒适性，但空调产品存在冬季低温环境下和夏季高温环境下制热效果差、制冷速度慢的问题，使得其应用范围和能效水平均受到限制，特别在高温和超低温环境下，机组的蒸发压力降低，导致压缩机吸气比容增大，系统制冷剂流量减小，压缩机有效容积得不到充分利用，使机组制热能力大幅度衰减。
冬季时房间所需热负荷却随着环境温度的下降而迅速上升，夏季时房间热负荷却随着环境温度的上升而迅速上升，空调的制冷制热量将更加不能满足热负荷的需求，从而使舒适性体验变差。
因此，如何提高空调机组在超高温制冷和低温制热环境下的制热输出能力，是空调系统高效应用的关键问题。
为了解决以上问题，带有闪发器的补气增恰系统是解决空调运用的有效手段之一。
特别在较高、较低环境温度下表现更佳，扩展空调使用环境范围。
针对补气增恰系统，目前对制热工况研究较多，席战利主要研究了补气增焙技术对制热量和制热舒适性的提高效果3,王军等主要研究了补气增焙系统较普通空调低温制热量的优势以及使用条件也，陈文俊等主要研究了将补气增焙技术与其他空调技术配合使用能够较大幅度提高系统制热量血。
而本文不仅通过实验和理论研究了补气增焙热泵空调系统较普通热泵系统制热量和舒适性的提升效果，还通过运行变化规律和不同工况下的实验数据对比，指明了补气增焙系统对制冷和制热的影响差异以及运行规律和应用补气增焙的最佳条件，为最优化利用补气增恰和系统设计指明了方向。
1补气增熔系统流程图和压熔图1.1补气增恰系统流程图和压恰图从图1可以看出，该系统主要釆用补气增焙压缩机，摘要_________________________________________________________________________补气增焙系统能够有效提升空气源热泵的制热量，使热泵使用效果大幅提升。
文章编号:０２５３－４３３９(２０２０)０４－００３７－０８ｄｏｉ:１０ ３９６９/ｊ ｉｓｓｎ ０２５３－４３３９ ２０２０ ０４ ０３７ＣＯ２空气源热泵供暖系统性能分析齐海峰㊀代宝民㊀刘圣春㊀张鹏㊀王嘉豪㊀漆乐(天津商业大学天津市制冷技术重点实验室㊀天津㊀３００１３４)摘㊀要㊀为解决常规ＣＯ２系统供暖效率低的问题ꎬ本文建立了常规ＣＯ２系统㊁Ｒ４１０Ａ喷气增焓系统㊁复叠系统㊁间接过冷ＣＯ２系统㊁直接过冷ＣＯ２系统的热力学模型ꎬ对采用不同供热末端的系统性能进行优化和分析ꎮ结果表明:当供/回水温度为６５ħ/４０ħ(供热末端为暖气片)㊁环境温度为－２０~２０ħ时ꎬ直接过冷系统的ＣＯＰ较常规ＣＯ２系统提升３.８％~２０.９％ꎮ直接过冷系统的ＣＯ２循环占主导地位ꎬ间接过冷系统在大多数工况下辅助系统对热水生产占主导ꎮ仅需通过为直接过冷系统配置相对较小的蒸气压缩制冷循环装置ꎬ即可实现系统效率的显著提升ꎮ对于不同的ＣＯ２热泵系统ꎬ环境温度高于－１５ħ时ꎬ直接过冷系统火用效率均高于其它系统ꎬ较常规ＣＯ２系统火用效率提高１９.３％~２８.２％ꎻ环境温度低于－１５ħ时ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统的火用效率最高ꎮ关键词㊀空气源热泵ꎻＣＯ２ꎻ复叠ꎻ间接过冷系统ꎻ直接过冷系统ꎻ喷气增焓中图分类号:ＴＢ６１＋１ꎻＴＫ１７２ꎻＴＵ８３２文献标识码:ＡＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＣＯ２Ａｉｒ￣ｓｏｕｒｃｅＨｅａｔＰｕｍｐＨｅａｔｉｎｇＳｙｓｔｅｍＱｉＨａｉｆｅｎｇ㊀ＤａｉＢａｏｍｉｎ㊀ＬｉｕＳｈｅｎｇｃｈｕｎ㊀ＺｈａｎｇＰｅｎｇ㊀ＷａｎｇＪｉａｈａｏ㊀ＱｉＬｅ(ＴｉａｎｊｉｎＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙꎬＴｉａｎｊｉｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＣｏｍｍｅｒｃｅꎬＴｉａｎｊｉｎꎬ３００１３４ꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ㊀ＴｈｅｅｎｅｒｇｙｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｏｆｃｏｎｖｅｎｔｉｏｎａｌＣＯ２ｓｙｓｔｅｍｓｕｓｅｄｆｏｒｈｅａｔｉｎｇｉｓｌｏｗ.Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅꎬｃａｓｃａｄｅａｎｄｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍｓｃａｎｂｅａ￣ｄｏｐｔｅｄｔｏｉｍｐｒｏｖｅｔｈｅｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆＣＯ２ｓｙｓｔｅｍｓ.ＩｎｔｈｉｓｓｔｕｄｙꎬｔｈｅｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃｍｏｄｅｌｓｏｆａｂａｓｅｌｉｎｅＣＯ２ｓｙｓｔｅｍ(ＢＡＳＥ)ꎬＲ４１０ＡｖａｐｏｒｉｎｊｅｃｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍꎬｃａｓｃａｄｅｓｙｓｔｅｍꎬｉｎｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇＣＯ２ｓｙｓｔｅｍ(ＩＤＭＳ)ꎬａｎｄｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇＣＯ２ｓｙｓｔｅｍ(ＤＤＭＳ)ａｒｅｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ.Ｔｈｅｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｓｏｆｔｈｅｓｙｓｔｅｍｗｉｔｈｄｉｆｆｅｒｅｎｔｈｅａｔｉｎｇｔｅｒｍｉｎａｌｓａｒｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄａｎｄａｎａ￣ｌｙｚｅｄ.Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｗｈｅｎｔｈｅｓｕｐｐｌｙａｎｄｒｅｔｕｒｎｗａｔｅｒｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓａｒｅ６５ħａｎｄ４０ħꎬｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ(ｔｈｅｈｅａｔｉｎｇｔｅｒｍｉｎａｌｉｓｔｈｅｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌｄｅｓｉｇｎｅｄｒａｄｉａｔｏｒ)ａｎｄｔｈｅａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｉｓ－２０－２０ħꎬｔｈｅＣＯＰｏｆｔｈｅＤＤＭＳｓｙｓｔｅｍｉｓｉｍｐｒｏｖｅｄｂｙ３ ８％－２０ ９％ｃｏｍｐａｒｅｄｗｉｔｈｔｈａｔｏｆｔｈｅｂａｓｅｌｉｎｅＣＯ２ｓｙｓｔｅｍ.ＴｈｅＣＯ２ｓｕｂｓｙｓｔｅｍｐｌａｙｓａｄｏｍｉｎａｎｔｒｏｌｅｉｎｔｈｅＤＤＭＳｓｙｓｔｅｍ.ＩｎｃｏｎｔｒａｓｔꎬｆｏｒｔｈｅＩＤＭＳｓｙｓｔｅｍꎬｔｈｅｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｓｕｂｓｙｓｔｅｍｉｓｍｏｒｅｉｍｐｏｒｔａｎｔｆｏｒｍｏｓｔｃａｓｅｓｃｏｎｃｅｒｎｉｎｇｈｏｔｗａｔｅｒｐｒｏｄｕｃｔｉｏｎ.Ａｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｉｎｃｒｅａｓｅｉｎｓｙｓｔｅｍｅｆｆｉ￣ｃｉｅｎｃｙｃａｎｂｅａｃｈｉｅｖｅｄｂｙａｄｄｉｎｇａｒｅｌａｔｉｖｅｌｙｓｍａｌｌｖａｐｏｒｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｃｙｃｌｅｆｏｒｔｈｅＤＤＭＳｓｙｓｔｅｍ.ＩｎｔｈｅＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓ￣ｔｅｍꎬｗｈｅｎｔｈｅａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｉｓａｂｏｖｅ－１５ħꎬｔｈｅｅｘｅｒｇｙｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｏｆｔｈｅＤＤＭＳｓｙｓｔｅｍｉｓｈｉｇｈｅｒｔｈａｎｔｈａｔｏｆｏｔｈｅｒｓｙｓｔｅｍｓ.Ｃｏｍ￣ｐａｒｅｄｔｏｔｈｅｂａｓｅｌｉｎｅＣＯ２ｓｙｓｔｅｍꎬｔｈｅｅｘｅｒｇｙｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｉｓｉｍｐｒｏｖｅｄｂｙ１９ ３％－２８ ２％.Ｆｏｒｔｈｅｃａｓｅｓｗｉｔｈａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｂｅｌｏｗ－１５ħꎬｔｈｅＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆｃａｓｃａｄｅｓｙｓｔｅｍｓｈｏｗｓｔｈｅｈｉｇｈｅｓｔｅｘｅｒｇｙｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ㊀ａｉｒ￣ｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐ(ＡＳＨＰ)ꎻＣＯ２ꎻｃａｓｃａｄｅꎻｉｎｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎻｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉ￣ｃａｌｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎻｖａｐｏｒｉｎｊｅｃｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍ基金项目:国家自然科学基金(５１８０６１５１)资助项目ꎮ(ＴｈｅｐｒｏｊｅｃｔｗａｓｓｕｐｐｏｒｔｅｄｂｙｔｈｅＮａｔｉｏｎａｌＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅＦｏｕｎｄａｔｉｏｎｏｆＣｈｉｎａ(Ｎｏ.５１８０６１５１).)㊀㊀收稿日期:２０１９￣０５￣２０ꎻ修回日期:２０１９￣１０￣０７㊀㊀采用空气源热泵进行供暖是解决北方冬季雾霾问题的重要途径ꎮ但目前市场上主流空气源热泵充注的制冷剂为Ｒ４１０Ａ等工质ꎬ考虑其较高的ＧＷＰ导致的温室效应显著ꎬ«蒙特利尔议定书»基加利修正案规定我国将在２０２４年冻结ＨＦＣｓ的生产和消费ꎬ并在２０４５年完成消减８０％ꎮ在这样的形势下ꎬ自然工质成为制冷空调行业研究的热点[１]ꎮ在众多自然工质中ꎬＣＯ２因其无毒不可燃㊁安全环保等优势而最具代表性和竞争力ꎮ但其临界温度仅为３１ １ħꎬ临界压力却高达７ ３８ＭＰａꎬ供暖系统较高的回水温度导致节流损失巨大ꎬ系统能效较低ꎬ限制了其推广应用[２－３]ꎮ为改善常规ＣＯ２热泵用于供暖的性能ꎬ学者们对不同改进的ＣＯ２热泵系统进行了研究ꎮＷｕＪｉａｎｇ￣ｈｏｎｇ等[４]研究了在不同气候条件下复叠热泵系统的瞬态和动态特性ꎮ结果表明ꎬ在低环境温度条件下ꎬ７３２０２０年８月ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＡｕｇｕｓｔꎬ２０２０复叠热泵系统性能较常规单级ＣＯ２系统有了较大提升ꎮＹａｎｇＤｏｎｇｆａｎｇ等[５]提出的间接过冷系统比单级ＣＯ２跨临界系统的ＣＯＰ提高了２２％并对比了Ｒ１３４ａ/ＣＯ２复叠热泵系统和跨临界ＣＯ２/Ｒ１３４ａ间接过冷系统ꎬ结果表明两系统各具优势ꎮＭ.Ｐｉｔａｒｃｈ等[６]的分析结果显示ＣＯ２空气源热泵系统ＣＯＰ较单级ＣＯ２系统提升了１５％ꎮＷａｎｇＧｕａｎｂａｎｇ等[７]对单级ＣＯ２热泵系统在不同过冷方式下的性能分析结果表明ꎬ在冬季工况下ꎬ系统采用内部换热器进行过冷时ꎬ综合效率最佳ꎮＤａｉＢａｏｍｉｎ等[８－９]对ＣＯ２直接过冷系统进行的能效㊁环境与经济性分析表明ꎬ该系统相比常规ＣＯ２热泵系统能效提升ꎬ相对电加热㊁燃煤锅炉以及燃气壁挂炉系统ꎬ一次能源消耗和ＣＯ２的排放量显著降低ꎮ以上形式的ＣＯ２热泵系统与常规ＣＯ２热泵系统相比ＣＯＰ均有显著提升ꎬ但考虑其应用的气候条件及供热末端形式的不同ꎬ性能优劣及适用性缺乏统一评价ꎮ对此ꎬ本文建立了各系统的热力系统模型ꎬ对采取复叠及过冷等方法的ＣＯ２热泵系统的性能进行综合对比分析ꎬ以求为ＣＯ２热泵供暖系统的实际应用和优化运行提供理论支撑ꎮ１模型建立１ １循环模型介绍常规ＣＯ２系统(ｂａｓｅｌｉｎｅｓｙｓｔｅｍꎬＢＡＳＥ)如图１(ａ)所示ꎬＣＯ２由压缩机压缩至超临界ＣＯ２流体后ꎬ流经气体冷却器加热热水ꎬ冷却后的ＣＯ２流体经节流阀节流降压后ꎬ流经蒸发器吸收环境热量ꎬ再次被压缩机吸入ꎬ完成循环ꎮＲ４１０Ａ喷气增焓系统(Ｒ４１０Ａｖａｐｏｒｉｎｊｅｃｔｉｏｎｓｙｓ￣ｔｅｍꎬＶＩＳ)如图１(ｂ)所示ꎬ采用两级节流中间喷气技术ꎬ通过闪发器将气液分离ꎬ气体被压缩机喷气口吸入冷却压缩机内部的气体后再次进行压缩ꎬ压缩后的气体流经冷凝器加热热水ꎮ闪发器内的液体经节流阀节流后ꎬ通过蒸发器吸收环境的热量ꎬ再由压缩机吸入完成循环ꎮ复叠系统(ｃａｓｃａｄｅｓｙｓｔｅｍꎬＣＡＳ)如图１(ｃ)所示ꎮ由低温级循环(１－２－３－４－１)和高温级循环(１ᶄ－２ᶄ－３ᶄ－４ᶄ－１ᶄ)组成ꎮ通过冷凝蒸发器将两个循环关联ꎮ低温级循环冷凝器释放的热量(２－３)被高温级的蒸发器吸收(４ᶄ－１ᶄ)并转移至高温级冷凝器中ꎬ加热热水后用于供暖ꎮ间接过冷系统(ｉｎｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂ￣ｃｏｏｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎬＩＤＭＳ)[５]如图１(ｄ)所示ꎮ供回水同样分为两路ꎬ一路先流经辅助循环的蒸发器冷却(５－图１ＣＯ２空气源热泵系统原理Ｆｉｇ.１ＴｈｅｐｒｉｎｃｉｐｌｅｏｆＣＯ２ａｉｒ￣ｓｏｕｒｃｅｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍ６)ꎬ再进入气体冷却器进行加热ꎬ以降低气体冷却器ＣＯ２的出口温度ꎬ减小节流损失ꎬ另一路流经冷凝器ꎬ两股热水汇合后用于供暖ꎮ直接过冷系统(ｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂ￣ｃｏｏｌｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎬＤＤＭＳ)[８]如图１(ｅ)所示ꎮ其中１－２－４－５－１为跨临界ＣＯ２热泵循环ꎬ通过引入常规工质辅助循环(１ᶄ－２ᶄ－３ᶄ－４ᶄ－１ᶄ)ꎬ将ＣＯ２气体冷却器出口流体冷却ꎬ并将热量回收转移至冷凝器ꎮ回水分为两路分别进入气体冷却器和蒸发器加热后供热ꎮ图２所示为各系统循环的Ｔ￣ｓ图ꎮ由图２可知ꎬ热水在气体冷却器/冷凝器内加热ꎬ其放热过程受到供水温度(Ｔｗꎬｏｕｔ)和回水温度(Ｔｗꎬｉｎ)的约束ꎮ１ ２系统数学模型本文基于以下假设进行分析:１)循环在稳态工况下进行ꎻ２)换热器和管道中的热损失与压降忽略８３不计ꎻ３)环境温度与蒸发器之间的传热温差为１０ħꎻ４)冷凝蒸发器的传热温差为５ħꎻ５)冷凝器与换热流体(水)之间的窄点(ｐｉｎｃｈｐｏｉｎｔꎬＰＰ)温差为５ħꎻ６)各ＣＯ２系统均有５ħ的过热度ꎮ考虑Ｒ１２３４ｙｆ的ＧＷＰ仅为４[１０]ꎬＯＤＰ为０ꎬ属于低环害制冷剂ꎬ具有较好的环保优势ꎮ因此ꎬ对于复㊀㊀㊀㊀㊀图２热泵系统Ｔ￣ｓ图Ｆｉｇ.２Ｔ￣ｓｄｉａｇｒａｍｏｆｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍ叠及过冷系统中的高温级循环及辅助循环ꎬ工质选用Ｒ１２３４ｙｆꎮ不同的散热末端其供回水温度如下:传统暖气片的供/回水温度为６５ħ/４０ħ[１１]㊁地板辐射采暖和风机盘管均为４５ħ/４０ħ[１１]ꎮ本文将对热泵系统采用以上不同的散热末端时的运行特性进行分析讨论ꎮ各系统压缩机功耗如下:ＷＣｏｍｐꎬＣＯ２/Ｒ４１０Ａ＝ｍＣＯ２/Ｒ４１０Ａ(ｈ２－ｈ１)(１)ＷＣｏｍｐꎬＲ１２３４ｙｆ＝ｍＲ１２３４ｙｆ(ｈ２ᶄ－ｈ１ᶄ)(２)ＷＣｏｍｐꎬＲ４１０Ａ＝ｍ８(ｈ２－ｈ１)＋ｍ３(ｈ４－ｈ３)(３)ＷＣｏｍｐꎬＴｏｔ＝ＷＣｏｍｐꎬＣＯ２＋ＷＣｏｍｐꎬＲ１２３４ｙｆ(４)１ ２ １常规ＣＯ２系统制热量ＱＢＳＡＥ与ＣＯＰＢＡＳＥ:ＱＢＡＳＥ＝ｍＣＯ２(ｈ２－ｈ３)(５)ＣＯＰＢＡＳＥ＝ＱＢＡＳＥ/ＷＣｏｍｐꎬＣＯ２(６)１ ２ ２喷气增焓系统喷气增焓系统充注Ｒ４１０Ａ作为制冷剂ꎬ其系统整体效率计算[１２]如下:当ｐｒɤ４时:ηｇｌｏｂａｌꎬＲ４１０Ａ＝０ ０１０３３ｐｒ３－０ １０９６ｐｒ２＋０ ３５９５ｐｒ＋０ ３２９５(７)当ｐｒ>４时:ηｇｌｏｂａｌꎬＲ４１０Ａ＝－０ ０００１４７ｐｒ３＋０ ００１９３ｐｒ２－０ ０３８１９ｐｒ＋０ ８０６２(８)制热量ＱＶＩＳ与ＣＯＰＶＩＳ:ＱＶＩＳ＝ｍ３(ｈ４－ｈ５)(９)ＣＯＰＶＩＳ＝ＱＶＩＳ/ＷＣｏｍｐꎬＲ４１０Ａ(１０)１ ２ ３复叠系统复叠循环低温级ＣＯ２为亚临界ꎬ其整体效率[１３]计算如下:ηｇｌｏｂａｌꎬＣＯ２＝０ ００４７６ｐｒ２－０ ０９２３８ｐｒ＋０ ８９８１(１１)９３２０２０年８月ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＡｕｇｕｓｔꎬ２０２０制热量ＱＣＡＳ与ＣＯＰＣＡＳ:ＱＣＡＳ＝ｍＲ１２３４ｙｆ(ｈ２ᶄ－ｈ３ᶄ)(１２)ＣＯＰＣＡＳ＝ＱＣＡＳ/ＷＣｏｍｐꎬＴｏｔ(１３)１ ２ ４间接过冷系统ＣＯ２跨临界系统整体效率[１４]与压比直接相关:ηｇｌｏｂａｌꎬＣＯ２＝－０ ００２１ｐｒ２－０ ０１５５ｐｒ＋０ ７３２５(１４)辅助循环系统采用Ｒ１２３４ｙｆ作为制冷剂ꎬ系统的整体效率与压比㊁冷凝温度和蒸发温度有关[１５]:ηｇｌｏｂａｌＡＵＸꎬＲ１２３４ｙｆ＝－０ ０００８ｐｒ４＋０ ０２２１１ｐｒ３－０ ２１１９ｐｒ２＋０ ８７１３ｐｒ＋０ ００６２ｔｅｖｐ－０.００１２ｔｃｏｎｄ－０.５９３４(１５)制热量ＱＩＤＭＳ与ＣＯＰＩＤＭＳ:ＱＩＤＭＳ＝ｍＲ１２３４ｙｆ(ｈ２ᶄ－ｈ３ᶄ)＋ｍｗꎬＣＯ２(ｈｗꎬＧꎬｏｕｔ－ｈｗꎬＥꎬｉｎ)(１６)ＣＯＰＩＤＭＳ＝ＱＩＤＭＳ/ＷＣｏｍｐꎬＴｏｔ(１７)１ ２ ５直接过冷系统制热量ＱＤＤＭＳ与ＣＯＰＤＤＭＳ:ＱＤＤＭＳ＝ｍＣＯ２(ｈ２－ｈ３)＋ｍＲ１２３４ｙｆ(ｈ２ᶄ－ｈ３ᶄ)(１８)ＣＯＰＤＤＭＳ＝ＱＤＤＭＳ/ＷＣｏｍｐꎬＴｏｔ(１９)㊀㊀火用效率是指在某一系统中ꎬ体系对外输出的有效火用与所获得的有效火用之比ꎬ反映了实际过程偏离理想可逆过程的程度ꎮ系统火用效率定义如下:ηＩＩ＝１－ＩＴｏｔＷＣｏｍｐꎬＴｏｔ(２０)为表征直接和间接过冷系统流过ＣＯ２循环和Ｒ１２３４ｙｆ循环的水流量大小ꎬ定义水流量比为:ε＝ｍｗꎬＲ１２３４ｙｆｍｗꎬＣＯ２(２１)对于复叠及过冷系统均由两个循环(Ｒ１２３４ｙｆ和ＣＯ２循环)构成ꎬ为了定量表征两个循环的功耗ꎬ定义功耗比如下:λ＝ＷＣｏｍｐꎬＲ１２３４ｙｆ/ＷＣｏｍｐꎬＣＯ２(２２)２分析与讨论２ １系统性能分析间接过冷系统存在最优中间水温[１６]ꎬ由此可知ꎬ系统必然存在最优中间温降ꎮ图３所示为间接过冷系统ＣＯＰ随中间温降(流经辅助循环蒸发器内水的温降)和排气压力的变化规律ꎮ由图３可知ꎬ在环境温度为－１２ħ㊁回水温度为４０ħ㊁供水温度为６５ħ的工况条件下ꎬＣＯＰ随排气压力和中间温降的增加均先急剧增大后缓慢减小ꎬ在排气压力为９ ３７６ＭＰａ和中间温降为２１ ３１ħ的条件下ꎬＣＯＰ取得最大值２ ０１ꎮ系统性能受排气压力和中间温降的共同影响ꎬ对应的排气压力和中间温降为最优排气压力和最优温降ꎮ由Ｆ.Ｋａｕｆ[１７]的分析结果可知ꎬ在气体冷却器出口温度一定的条件下ꎬＣＯ２跨临界制冷循环存在最优排气压力ꎬ这是受ＣＯ２超临界区域的Ｓ形等温线和压缩过程线共同作用的结果ꎮ图３ＣＯＰＩＤＭＳ随中间温降和排气压力的变化Ｆｉｇ.３ＣＯＰＩＤＭＳｖａｒｉａｔｉｏｎｗｉｔｈｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｄｒｏｐａｎｄｄｉｓｃｈａｒｇｅｐｒｅｓｓｕｒｅ图４ＣＯＰＤＤＭＳ随过冷度和排气压力的变化Ｆｉｇ.４ＣＯＰＤＤＭＳｖａｒｉａｔｉｏｎｗｉｔｈｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｄｅｇｒｅｅａｎｄｄｉｓｃｈａｒｇｅｐｒｅｓｓｕｒｅ直接过冷系统循环ＣＯＰ随过冷度(冷却蒸发器内ＣＯ２的温降)和排气压力的变化如图４所示ꎮ由图４可知ꎬＣＯＰ随排气压力和过冷度的增大均先急剧增大后缓慢减小ꎬ在排气压力为１０ ５１７ＭＰａ和过冷度为２７ ５ħ时ꎬＣＯＰ取得最大值２ ０９ꎮ由Ａ.Ｍｏ￣ｔａ￣Ｂａｂｉｌｏｎｉ等[１８]研究可知ꎬ复叠系统存在最优的中间温度并对应系统最大ＣＯＰꎮ而常规ＣＯ２系统存在最优高压[８]ꎬ在最优高压的条件下ꎬ系统同样存在最大０４ＣＯＰꎮ由上述分析可知ꎬ对于以上４种ＣＯ２热泵供暖系统ꎬ在供回水及环境温度一定的情况下ꎬ均存在最大ＣＯＰ并对应最优运行工况ꎮ因此ꎬ下文的分析和讨论均基于最优工况开展ꎮ图５所示为系统ＣＯＰ随供回水温度以及环境温度的变化ꎮ由图５可知ꎬ当供回水温度一定时ꎬ各系统的ＣＯＰ随环境温度的升高而增大ꎮ环境温度在－３０~２０ħ时ꎬＲ４１０Ａ喷气增焓系统的ＣＯＰ最大ꎮ由图５(ａ)可知ꎬ除Ｒ４１０Ａ喷气增焓系统外ꎬ对于供/回水温度为６５ħ/４０ħ(供暖末端为暖气片)㊁环境温度低于－５ħ时ꎬＲ４１０Ａ/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统的ＣＯＰ最大ꎬ其次为ＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统和直接过冷系统ꎬ常规ＣＯ２系统的性能最低ꎮ当环境温度为－２５ħ时ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统㊁间接过冷系统㊁直接过冷系统较常规ＣＯ２系统ＣＯＰ分别提升了２０ １％㊁２１ ５％㊁２５ ０％ꎮ主要是因其它ＣＯ２系统均假定为单级压缩ꎬ在低环境温度下ꎬ高压缩比导致压缩机整体效率低ꎬ而复叠系统高低温级压缩机的压缩比均在合理范围内ꎬ压缩机效率较高ꎬ尤其在低环境温度下ꎬ复叠系统的ＣＯＰ高于其它系统ꎻ而Ｒ４１０Ａ喷气增焓系统通过闪发器实现气液分离ꎬ该系统压缩机具有单机双级压缩的特点ꎬ同时还与增焓技术结合运行ꎬ极大提升了压缩机的制热能力和能效ꎬ故其ＣＯＰ最高ꎮ除Ｒ４１０Ａ喷气增焓系统外ꎬ在环境温度高于－５ħ时ꎬ直接过冷系统的ＣＯＰ明显均高于其它系统ꎬ相对间接过冷系统最大可提高５ ７％ꎬ较常规ＣＯ２系统提升３ ８％~２０ ９％ꎬ这主要是由于通过辅助系统对ＣＯ２气体冷却器的出口温度进行冷却ꎬ可显著降低节流过程的不可逆损失ꎬ而过冷过程的热量同时被回收用于供热ꎮ间接过冷系统中回水首先经过辅助过冷系统的蒸发器降温ꎬ再进入ＣＯ２气体冷却器内加热ꎬ水在连续加热和冷却过程中产生了较大的换热不可逆损失ꎻ而直接过冷系统的回水在冷凝器中直接加热ꎬ通过Ｒ１２３４ｙｆ的蒸发直接对ＣＯ２进行过冷ꎬ省去了水的降温升温过程ꎬ相对于间接过冷系统ꎬ相当于提高了Ｒ１２３４ｙｆ的蒸发温度ꎬ系统ＣＯＰ得到提升ꎮ考虑到即使对于严寒地区(如哈尔滨)ꎬ空气源热泵系统在供暖季的大多数时间环境温度均高于－２０ħꎬ因此对于供热末端为暖气片的情况ꎬＲ４１０Ａ喷气增焓系统优于其它系统ꎬ但由于该系统采用Ｒ４１０Ａ作为制冷剂ꎬ根据基加利修正案的规定ꎬ我国将在２０２４年冻结ＨＦＣｓ制冷剂的生产和消费ꎬ因此可考虑使用ＣＯ２系统进行替代ꎮ在ＣＯ２热泵系统中ꎬ直接过冷系统优势较为明显ꎬ且本文假设ＣＯ２压图５ＣＯＰ随环境温度及供回水温度的变化Ｆｉｇ.５ＶａｒｉａｔｉｏｎｏｆＣＯＰｗｉｔｈａｍｂｉｅｎｔꎬｗａｔｅｒｓｕｐｐｌｙａｎｄｒｅｔｕｒｎｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ缩机为单级压缩机ꎬ如果在超低温工况下采用双级压缩ꎬ可以推断ꎬ在环境温度为－３０~２０ħ的范围内ꎬ直接过冷系统的性能会更加优异ꎮ由图５(ｂ)可知ꎬＲ４１０Ａ喷气增焓系统ＣＯＰ最高ꎬ在ＣＯ２热泵系统中ꎬ当供回水温度为４５/４０ħ时(供热末端为风机盘管或地盘管)ꎬ环境温度在－３０~５ħ的工况范围内ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统ＣＯＰ最高ꎬ其次为直接过冷系统和间接过冷系统ꎬ常规ＣＯ２系统的效率最低ꎮ这是由于ＣＯ２较高的温度滑移适用于生产温度较高的热水ꎬ而当供回水温差很小时ꎬＣＯ２的优势并不显著ꎮ复叠系统的高温级为冷凝过程ꎬ其定温过程与５ħ的小温升形成较好的温度匹配ꎬ表现为较高的ＣＯＰꎮ因此ꎬ对于供热末端为风机盘管或地板辐射盘管时ꎬ复叠系统的节能优势更加明显ꎮ图６所示为采用不同的供热末端时ꎬ水流量比随环境温度的变化ꎮ由图６可知ꎬ对于不同供暖末端ꎬ直接过冷系统的水流量比在环境温度为－３０~１０ħ的工况下均小于１ꎬ表明即使增加了辅助系统ꎬ直接过冷系统的ＣＯ２循环仍发挥主导作用ꎮ间接过冷系１４２０２０年８月ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＡｕｇｕｓｔꎬ２０２０统的水流量比在多数情况下明显大于１ꎬ如图６(ｂ)所示ꎬ在Ｔｗꎬｉｎ＝４０ħꎬＴｗꎬｏｕｔ＝４５ħꎬＴ０＝－３０ħ时ꎬ间接过冷系统的水流量比高达７ ６５ꎬ这说明辅助系统水流量占据主导ꎮ而这主要是因为对于间接过冷系统的辅助系统ꎬ可以推得ꎬε＝ｍｗꎬＲ１２３４ｙｆ/ｍｗꎬＣＯ２＝Δｔｗꎬｓｕｂｃｏｏｌｅｒ/Δｔｗ＋ＷＣｏｍꎬＲ１２３４ｙｆ/(ｃｐｍｗꎬＣＯ２Δｔｗ)ꎬ水流量比与中间温降(Δｔｗꎬｓｕｂｃｏｏｌｅｒ)㊁供回水温差(Δｔｗ)等有关ꎮ当末端为风机盘管或地盘管时ꎬ中间温降为１５~２６ħꎬ而供回水温差仅为５ħꎬ故其水流量比远大于１ꎮ图６水流量比随环境温度的变化Ｆｉｇ.６ＶａｒｉａｔｉｏｎｏｆｗａｔｅｒｍａｓｓｆｌｏｗｒａｔｅｒａｔｉｏｗｉｔｈａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅＲ１２３４ｙｆ压缩机功耗与ＣＯ２或Ｒ４１０Ａ压缩机功耗比如图７所示ꎮ由图７可知ꎬ在环境温度为－３０~２０ħ时ꎬ复叠系统的功耗比大于１ꎬ而间接㊁直接过冷系统的功耗比均小于１ꎮ这主要由于对于复叠系统ꎬ低温级循环为亚临界循环ꎬ其压缩过程温区跨度小ꎬ故功耗较小ꎻ高温级循环冷凝温度和蒸发温度由于分别受到供回水温度和冷凝蒸发器内部传热温差影响ꎬ其压缩过程温区跨度较大ꎬ功耗较大ꎬ故导致其比值较大ꎮ而间接㊁直接过冷ＣＯ２循环为跨临界循环ꎬ其功耗较大ꎮ在Ｔｗꎬｉｎ＝４０ħꎬＴｗꎬｏｕｔ＝６５ħꎬＴ０＝－１０ħ工况下ꎬ功耗比达到了２ ０６ꎻ而同工况条件下ꎬ间接㊁直接过冷系统分别为０ ４１㊁０ ３５ꎮ结合图５(ａ)可知ꎬ仅需通过为直接过冷系统配置相对较小的辅助循环装置ꎬ即可实现系统效率的显著提升ꎮ图７功耗比随环境温度的变化Ｆｉｇ.７Ｖａｒｉａｔｉｏｎｏｆｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒｐｏｗｅｒｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎｒａｔｉｏｗｉｔｈａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ２ ２系统火用分析图８所示为系统配置不同供热末端ꎬ系统火用效率随环境温度的变化ꎮ由图８可知ꎬＲ４１０Ａ喷气增焓系统的火用效率最高ꎬ当供暖末端为暖气片ꎬ环境温度为－３０ħ时ꎬ其火用效率为０ ５３ꎮ其次为Ｒ４１０Ａ/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统ꎬ常规ＣＯ２系统的火用效率最低ꎮ在ＣＯ２热泵系统中ꎬ当环境温度高于－１５ħ时ꎬ直接过冷系统火用效率最高ꎬ较常规ＣＯ２系统火用效率提高１９ ３％~２８ ２％ꎮ由图８(ａ)可知ꎬ在环境温度为－３０~２０ħ时ꎬＲ４１０Ａ喷气增焓系统的火用效率高于其它系统ꎬ这也从侧面说明了图５(ａ)在低环境温度下ＣＯＰ最大的原因ꎮ由图８(ｂ)可知ꎬ环境温度高于－１０ħ时ꎬ直接系统火用效率最高ꎬ这是由于直接过冷系统通过Ｒ１２３４ｙｆ的蒸发实现对ＣＯ２流体进行过冷ꎬ相对间接过冷系统换热不可逆损失较低ꎬ且过冷后ＣＯ２节流过程产生的不可逆损失显著减小ꎮ复叠系统的冷凝蒸发器换热量较大ꎬ因此导致的换热不可逆损失较大ꎻ而直接过冷系统的辅助系统的制热量在环境温度为－１２ħ时占总制热量的３５ ９％ꎬ由此２４产生的换热不可逆损失较小ꎮ供热末端为风机盘管或地盘管时ꎬ在环境温度低于－１５ħ的ＣＯ２热泵系统中ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统的火用效率高于其它ＣＯ２系统ꎮ图８系统火用效率随环境温度的变化Ｆｉｇ.８Ｔｈｅｅｘｅｒｇｙｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｏｆｓｙｓｔｅｍｗｉｔｈａｍｂｉｅｎｔｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ３结论本文建立了常规ＣＯ２热泵系统㊁Ｒ４１０Ａ喷气增焓系统㊁复叠系统㊁间接过冷ＣＯ２系统和直接过冷ＣＯ２系统应用于供暖的热力系统模型并对其性能进行对比和分析ꎬ研究了环境温度㊁供热末端供回水温度影响下系统的运行规律ꎬ得到如下结论:１)供/回水温度为６５ħ/４０ħ时(末端为暖气片)ꎬ对于ＣＯ２热泵系统ꎬ直接过冷系统在环境温度为－２０~２０ħ时系统ＣＯＰ最高ꎬ较常规ＣＯ２系统可提升３ ８％~２０ ９％ꎻ当供回水温度为４５/４０ħ时(末端为风机盘管或地盘管)ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ系统ＣＯＰ最高ꎮ２)对于采用不同末端的热泵系统ꎬ直接过冷系统的ＣＯ２循环对热水生产占主导地位ꎬ间接过冷系统在大多数工况下辅助循环对热水的生产占主导ꎮ３)在Ｔｗꎬｉｎ＝４０ħꎬＴｗꎬｏｕｔ＝６５ħꎬＴ０＝－１０ħ工况下ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠㊁Ｒ４１０Ａ/Ｒ１２３４ｙｆ复叠㊁间接和直接系统的功耗比分别为２ ０６㊁１ ５８㊁０ ４１和０ ３５ꎮ仅需通过为直接过冷系统配置相对较小的辅助循环装置ꎬ即可实现系统效率的显著提升ꎮ４)在环境温度高于－１５ħ时的ＣＯ２热泵系统中ꎬ对于采用不同的供暖末端工况下ꎬ直接过冷系统火用效率均高于其它ＣＯ２系统ꎬ较常规ＣＯ２系统火用效率提高１９ ３％~２８ ２％ꎻ在环境温度低于－１５ħ时ꎬＣＯ２/Ｒ１２３４ｙｆ复叠系统的火用效率最高ꎮ符号说明ＣＯＰ 系统能效Ｔꎬｔ 温度ꎬħｈ 焓ꎬｋＪ/ｋｇＷ 功率ꎬＷＩ 火用损ꎬＷη 压缩机效率ｍ 质量流量ꎬｋｇ/ｓηＩＩ 火用效率ｐｒ 压缩比λ 功耗比Ｑ 热量ꎬＷε 水流量比参考文献[１]㊀ＣＡＯＦｅｎｇꎬＳＯＮＧＹｕｌｏｎｇꎬＬＩＭｉｎｇｊｉａ.Ｒｅｖｉｅｗｏｎｄｅｖｅｌｏｐ￣ｍｅｎｔｏｆａｉｒｓｏｕｒｃｅｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍｓｕ￣ｓｉｎｇｄｉｒｅｃｔ￣ｈｅａｔｅｄｔｙｐｅａｎｄｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｎｇ￣ｈｅａｔｅｄｔｙｐｅ[Ｊ].ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１９ꎬ１０４:４５５－４７５.[２]㊀赵宗彬ꎬ宋昱龙ꎬ包继虎ꎬ等.跨临界ＣＯ２空气源热泵系统性能研究[Ｊ].制冷学报ꎬ２０１８ꎬ３９(２):２２－３０.(ＺＨＡＯＺｏｎｇｂｉｎꎬＳＯＮＧＹｕｌｏｎｇꎬＢＡＯＪｉｈｕꎬｅｔａｌ.Ｒｅ￣ｓｅａｒｃｈｏｎｓｙｓｔｅｍｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆａｉｒ￣ｓｏｕｒｃｅｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１８ꎬ３９(２):２２－３０.)[３]㊀李慧ꎬ曹祥ꎬ张春路.二氧化碳热泵技术的发展及应用案例分析[Ｊ].化工进展ꎬ２０１６ꎬ３５(增刊２):４２１－４２６.(ＬＩＨｕｉꎬＣＡＯＸｉａｎｇꎬＺＨＡＮＧＣｈｕｎｌｕ.Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｓａｎｄａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓｏｆｃａｒｂｏｎｄｉｏｘｉｄｅｈｅａｔｐｕｍｐ[Ｊ].ＣｈｅｍｉｃａｌＩｎｄｕｓｔｒｙＡｎｄＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＰｒｏｇｒｅｓｓꎬ２０１６ꎬ３５(Ｓｕｐｐｌ.２):４２１－４２６.)[４]㊀ＷＵＪｉａｎｇｈｏｎｇꎬＹＡＮＧＺｈａｏｇｕａｎｇꎬＷＵＱｉｎｇｈａｏꎬｅｔａｌ.Ｔｒａｎｓｉｅｎｔｂｅｈａｖｉｏｒａｎｄｄｙｎａｍｉｃｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｃａｓｃａｄｅｈｅａｔｐｕｍｐｗａｔｅｒｈｅａｔｅｒｗｉｔｈｔｈｅｒｍａｌｓｔｏｒａｇｅｓｙｓｔｅｍ[Ｊ].ＡｐｐｌｉｅｄＥｎｅｒｇｙꎬ２０１２ꎬ９１(１):１８７－１９６.[５]㊀ＹＡＮＧＤｏｎｇｆａｎｇꎬＳＯＮＧＹｕｌｏｎｇꎬＣＡＯＦｅｎｇꎬｅｔａｌ.Ｔｈｅｏ￣ｒｅｔｉｃａｌａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎｏｆａｃｏｍｂｉｎｅｄＲ１３４ａ３４２０２０年８月ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎＡｕｇｕｓｔꎬ２０２０ａｎｄｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇ[Ｊ].Ｉｎ￣ｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１６ꎬ７２:１５６－１７０. [６]㊀ＰＩＴＡＲＣＨＭꎬＮＡＶＡＲＲＯ￣ＰＥＲＩＳＥꎬＧＯＮＺＡＬＶＥＺＪꎬｅｔａｌ.Ａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｏｐｔｉｍｉｓａｔｉｏｎｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｔｗｏ￣ｓｔａｇｅｔｒａｎｓｃｒｉｔ￣ｉｃａｌｃａｒｂｏｎｄｉｏｘｉｄｅｃｙｃｌｅｓｆｏｒｈｅａｔｉｎｇａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｓ[Ｊ].Ｉｎ￣ｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１６ꎬ７０:２３５－２４２. [７]㊀ＷＡＮＧＧｕａｎｂａｎｇꎬＺＨＡＮＧＸｉｎｒｏｎｇ.Ｔｈｅｒｍｏｅｃｏｎｏｍｉｃｏｐ￣ｔｉｍｉｚａｔｉｏｎａｎｄｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｔｈｅｓｉｍｐｌｅｓｉｎｇｌｅ￣ｓｔａｇｅｔｒａｎ￣ｓｃｒｉｔｉｃａｌｃａｒｂｏｎｄｉｏｘｉｄｅｖａｐｏｒｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｃｙｃｌｅｗｉｔｈｄｉｆｆｅｒ￣ｅｎｔｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｍｅｔｈｏｄｓｆｏｒｄｉｓｔｒｉｃｔｈｅａｔｉｎｇａｎｄｃｏｏｌｉｎｇ[Ｊ].ＥｎｅｒｇｙＣｏｎｖｅｒｓｉｏｎａｎｄＭａｎａｇｅｍｅｎｔꎬ２０１９ꎬ１８５:７４０－７５７.[８]㊀ＤＡＩＢａｏｍｉｎꎬＱＩＨａｉｆｅｎｇꎬＬＩＵＳｈｅｎｇｃｈｕｎꎬｅｔａｌ.Ｅｎｖｉｒｏｎ￣ｍｅｎｔａｌａｎｄｅｃｏｎｏｍｉｃａｌａｎａｌｙｓｅｓｏｆｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｃｏｍｂｉｎｅｄｗｉｔｈｄｉｒｅｃｔｄｅｄｉｃａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂｃｏｏｌ￣ｉｎｇ(ＤＭＳ)ｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇｉｎＣｈｉｎａ[Ｊ].ＥｎｅｒｇｙＣｏｎｖｅｒ￣ｓｉｏｎａｎｄＭａｎａｇｅｍｅｎｔꎬ２０１９ꎬ１９８:１１１３１７. [９]㊀代宝民ꎬ剧成成ꎬ粱梦桃ꎬ等.机械过冷跨临界ＣＯ２热泵供暖系统性能分析[Ｊ].制冷学报ꎬ２０１９ꎬ４０(４):２９－３６.(ＤＡＩＢａｏｍｉｎꎬＪＵＣｈｅｎｇｃｈｅｎｇꎬＬＩＡＮＧＭｅｎｇｔａｏꎬｅｔａｌ.ＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆａｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｗｉｔｈｍｅｃｈａｎｉｃａｌｓｕｂｃｏｏｌｉｎｇｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇ[Ｊ].ＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１９ꎬ４０(４):２９－３６.)[１０]ＩＬＬÁＮ￣ＧÓＭＥＺＦꎬＧＡＲＣÍＡ￣ＣＡＳＣＡＬＥＳＪＲ.Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎ￣ｔａｌｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆａｎａｉｒ￣ｔｏ￣ｗａｔｅｒｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｗｏｒｋ￣ｉｎｇｗｉｔｈＲ１３４ａａｎｄＲ１２３４ｙｆ[Ｊ].ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１９ꎬ９７:１２４－１３１.[１１]民用建筑供暖通风与空气调节设计规范:ＧＢ５０７３６ ２０１２[Ｓ].北京:中国建筑工业出版社ꎬ２０１２.(Ｄｅｓｉｇｎｃｏｄｅｆｏｒｈｅａｔｉｎｇｖｅｎｔｉｌａｔｉｏｎａｎｄａｉｒｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇｏｆｃｉｖｉｌｂｕｉｌｄｉｎｇｓ:ＧＢ５０７３６ ２０１２[Ｓ].Ｂｅｉｊｉｎｇ:ＣｈｉｎａＡｒｃｈｉｔｅｃ￣ｔｕｒｅ＆ＢｕｉｌｄｉｎｇＰｒｅｓｓꎬ２０１２.)[１２]ＢＯＴＴＩＣＥＬＬＡＦꎬＤＥＲＯＳＳＩＦꎬＭＡＵＲＯＡＷꎬｅｔａｌ.Ｍｕｌｔｉ￣ｃｒｉｔｅｒｉａ(ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃꎬｅｃｏｎｏｍｉｃａｎｄｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎ￣ｔａｌ)ａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｏｓｓｉｂｌｅｄｅｓｉｇｎｏｐｔｉｏｎｓｆｏｒｒｅｓｉｄｅｎｔｉａｌｈｅａｔ￣ｉｎｇｓｐｌｉｔｓｙｓｔｅｍｓｗｏｒｋｉｎｇｗｉｔｈｌｏｗＧＷＰｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ[Ｊ].Ｉｎ￣ｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１８ꎬ８７:１３１－１５３.[１３]ＮＡＳＲＵＤＤＩＮꎬＳＨＯＬＡＨＵＤＩＮＳꎬＧＩＡＮＮＥＴＴＩＮꎬｅｔａｌ.Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆａｃａｓｃａｄｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｕｓｉｎｇｒｅｆｒｉｇｅｒ￣ａｎｔＣ３Ｈ８ｉｎｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｃｉｒｃｕｉｔｓ(ＨＴＣ)ａｎｄａｍｉｘｔｕｒｅｏｆＣ２Ｈ６/ＣＯ２ｉｎｌｏｗｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｃｉｒｃｕｉｔｓ(ＬＴＣ)[Ｊ].Ａｐ￣ｐｌｉｅｄＴｈｅｒｍａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬ２０１６ꎬ１０４:９６－１０３. [１４]ＧＵＬＬＯＰꎬＥＬＭＥＧＡＡＲＤＢꎬＣＯＲＴＥＬＬＡＧ.ＥｎｅｒｇｙａｎｄｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔａｌｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅａｓｓｅｓｓｍｅｎｔｏｆＲ７４４ｂｏｏｓｔｅｒｓｕ￣ｐｅｒｍａｒｋｅｔｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｓｙｓｔｅｍｓｏｐｅｒａｔｉｎｇｉｎｗａｒｍｃｌｉｍａｔｅｓ[Ｊ].ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１６ꎬ６４:６１－７９.[１５]ＧＨＯＵＢＡＬＩＲꎬＢＹＲＮＥＰꎬＭＩＲＩＥＬＪꎬｅｔａｌ.Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｓｔｕｄｙｏｆａｈｅａｔｐｕｍｐｆｏｒｓｉｍｕｌｔａｎｅｏｕｓｈｅａｔｉｎｇａｎｄｃｏｏｌｉｎｇｃｏｕｐｌｅｄｔｏｂｕｉｌｄｉｎｇｓ[Ｊ].ＥｎｅｒｇｙａｎｄＢｕｉｌｄｉｎｇｓꎬ２０１４ꎬ７２:１４１－１４９.[１６]ＳＯＮＧＹｕｌｏｎｇꎬＬＩＤｏｎｇｚｈｅꎬＣＡＯＦｅｎｇꎬｅｔａｌ.Ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｏｐｔｉｍａｌｉｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅｗａｔｅｒｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｉｎａｃｏｍｂｉｎｅｄｒ１３４ａａｎｄｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２ｈｅａｔｐｕｍｐｆｏｒｓｐａｃｅｈｅａｔｉｎｇ[Ｊ].ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＲｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬ２０１７ꎬ７９:１０－２４.[１７]ＫＡＵＦＦ.ＤｅｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｏｐｔｉｍｕｍｈｉｇｈｐｒｅｓｓｕｒｅｆｏｒｔｒａｎｓｃｒｉｔｉｃａｌＣＯ２￣ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｃｙｃｌｅｓ[Ｊ].ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒ￣ｎａｌｏｆＴｈｅｒｍａｌＳｃｉｅｎｃｅｓꎬ１９９９ꎬ３８(４):３２５－３３０. [１８]ＭＯＴＡ￣ＢＡＢＩＬＯＮＩＡꎬＭＡＴＥＵ￣ＲＯＹＯＣꎬＮＡＶＡＲＲＯ￣ＥＳＢＲÍＪꎬｅｔａｌ.Ｏｐｔｉｍｉｓａｔｉｏｎｏｆｈｉｇｈ￣ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐｃａｓｃａｄｅｓｗｉｔｈｉｎｔｅｒｎａｌｈｅａｔｅｘｃｈａｎｇｅｒｓｕｓｉｎｇｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｗｉｔｈｌｏｗｇｌｏｂａｌｗａｒｍｉｎｇｐｏｔｅｎｔｉａｌ[Ｊ].Ｅｎｅｒｇｙꎬ２０１８ꎬ１６５:１２４８－１２５８.通信作者简介刘圣春ꎬ男ꎬ教授ꎬ天津商业大学ꎬ139****2426ꎬE￣mail:ｌｉｕｓｈｃｈ＠ｔｊｃｕ.ｅｄｕ.ｃｎꎮ研究方向:制冷系统节能及自然工质替代研究ꎮＡｂｏｕｔｔｈｅｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇａｕｔｈｏｒＬｉｕＳｈｅｎｇｃｈｕｎꎬｍａｌｅꎬｐｒｏｆｅｓｓｏｒꎬＴｉａｎｊｉｎＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＣｏｍｍｅｒｃｅꎬ＋８６139****2426ꎬE￣mail:liushch＠ｔｊｃｕ.ｅｄｕ.ｃｎ.Ｒｅｓｅａｒｃｈｆｉｅｌｄｓ:ｅｎｅｒｇｙｓａｖｉｎｇｆｏｒｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎꎬｎａｔｕｒａｌｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｕｂｓｔｉｔｕｔｉｏｎ.４４。
