0 引言
目前,补气技术主要有过冷器和闪蒸器两种基本型式,其在空气源热泵系统中应用较为普遍[5],但在高温热泵领域研究还相对较少[6]。刘昭云等[7]以R245fa为工质,在冷凝温度70 ~ 130℃、温升40 ~ 65℃工况范围内,对比分析了基于过冷补气和闪蒸补气的四种两级中高温热泵循环,指出中间不完全冷却式闪蒸补气带来的性能系数（coefficient of performance, COP）改善幅度最大,该结论与CAO等[8]的研究（R152a,热源45℃,出水95℃）一致。潘利生等[9]的研究表明,当蒸发温度为55℃、冷凝温度为100℃时,在最优中间压力下,与单级系统相比,R152a和R245fa闪蒸补气式两级高温热泵系统的COP分别提高15.2%和12.4%,同时压缩机的排气温度也相对较低。此外,与过冷补气相比,闪蒸补气技术还具有结构简单、成本较低等优点[10]。上述研究表明,闪蒸补气在高温热泵中具有很大的应用潜力。
另一方面,文献调研表明,目前闪蒸补气式高温热泵涉及的工质主要为氢氟烃类制冷剂。作为新一代制冷剂,氢氟烯烃（hydrofluoroolefin, HFO）制冷剂的臭氧消耗潜能值（ozone depletion potential, ODP）为0,全球变暖潜能值（global warming potential, GWP）低且无毒,被认为是理想的替代制冷剂[11],其应用涉及制冷、热泵以及有机朗肯循环等系统。如LI等[12]分析了R1234yf喷射/压缩制冷系统的热力特性;NAWAZ等[13]探讨了R1234yf和R1234ze(E)替代R134a在家用热泵热水器中的应用;NAVARRO-ESBRÍ等[14]通过实验论证了R1224yd(Z)可直接替代R245fa用于有机朗肯循环发电系统,但目前针对HFO工质在闪蒸补气式高温热泵中应用的研究还基本处于空白。
本文在不同的温升条件（Δt = 40℃、50℃、60℃）下,以COP、制热量、单位容积制热量、冷凝压力、压缩比以及压缩机排气温度为性能指标,对几种HFO制冷剂在闪蒸补气式高温热泵系统中的应用潜力进行分析,并与R245fa进行对比,以期获得适宜的循环工质。
1 系统描述
闪蒸补气式热泵系统流程如图1所示,包括蒸发器、冷凝器、闪蒸器、压缩机以及节流阀,其工作原理为：从冷凝器流出的冷剂液经一级节流阀膨胀至某一中间压力后进入闪蒸器,其中的闪发蒸气通过补气口被压缩机吸入,闪蒸器底部的冷剂液经二级节流阀膨胀至蒸发压力后进入蒸发器,在其中制冷剂吸收低温热源的热量从而变为低压冷剂蒸气,经吸气口被压缩机吸入,在其中压缩到中间压力后与经补气口吸入的冷剂蒸气在压缩机工作腔内混合,随后再进一步被压缩至冷凝压力后排出压缩机进入冷凝器,从而完成循环。
Fig. 1 Schematic diagram of flash tank vapor injection heat pump system (1-9 indicate state points)图1 闪蒸补气式热泵系统流程图（1 ~ 9表示状态点） |
2 数学模型
2.1 热力学模型
为简化分析,对闪蒸补气式高温热泵系统做如下假设：（1）系统处于热平衡和稳定流动状态;（2）不计系统的压力损失、散热损失;（3）工质节流降压过程视为等焓节流;（4）不同工况下压缩机等熵效率保持不变。
对于（准）两级热泵系统而言,中间压力的确定尤为重要,其对系统的性能具有决定性作用。根据文献[15],两级系统的最优中间压力可取冷凝压力与蒸发压力的几何平均值,表达式如下：
${p_{{\mathop{\rm int}} ,opt}} = \sqrt {{p_{{\rm{cond}}}}{p_{{\rm{evap}}}}} $ (1)
式中：p为压力,kPa;下标“int”、“cond”、“evap”以及“opt”分别表示中间补气、冷凝器、蒸发器以及最优工况。
闪蒸器是区别闪蒸补气式与常规系统的关键设备,其质量守恒与能量守恒方程分别如式（2）和式（3）所示：
${m_{{\rm{cond}}}} = {m_{{\rm{evap}}}} + {m_{{\rm{int}}}}$ (2)
${m_{{\rm{cond}}}}{h_6} = {m_{{\rm{evap}}}}{h_7} + {m_{{\rm{int}}}}{h_9}$ (3)
式中：m为质量流量,kg/s;h为比焓,kJ/kg。
根据能量守恒原理,热泵系统制热量（Qcond,kW）为：
${Q_{{\rm{cond}}}} = {Q_{{\rm{evap}}}}{\rm{ + }}{W_{{\rm{comp}}}} = {m_{{\rm{cond}}}}\left( {{h_4} - {h_5}} \right)$ (4)
式中：Qevap为蒸发器热负荷,kW;Wcomp为压缩机耗功,kW。Qevap和Wcomp分别按式（5）和式（6）计算：
${Q_{{\rm{evap}}}} = {m_{{\rm{evap}}}}\left( {{h_1} - {h_8}} \right)$ (5)
${W_{{\rm{comp}}}} = {m_{{\rm{evap}}}}\frac{{{h_{2,{\rm{s}}}} - {h_1}}}{{{\eta _{{\rm{comp}}}}}} + {m_{{\rm{cond}}}}\frac{{{h_{4,{\rm{s}}}} - {h_3}}}{{{\eta _{{\rm{comp}}}}}}$ (6)
式中：ηcomp为压缩机的等熵效率;下标“s”表示等熵过程。
热泵系统COP计算如下：
${\rm{COP}} = \frac{{{Q_{{\rm{cond}}}}}}{{{W_{{\rm{comp}}}}}}$ (7)
此外,单位容积制热量（qvol,kJ∙m-3）、压缩机排气温度（tdisc,℃）以及压缩比（rpres）也是衡量蒸气压缩式热泵性能的常用指标：
${q_{{\rm{vol}}}} = \frac{{{Q_{{\rm{cond}}}}}}{{{V_{{\rm{suc}}}}}}$ (8)
${t_{{\rm{disc}}}} = {t_4}$ (9)
${r_{{\rm{pres}}}} = \frac{{{p_{{\rm{cond}}}}}}{{{p_{{\rm{evap}}}}}}$ (10)
2.2 模型验证
Fig. 2 Comparison between present work and Ref. [16] (COP and volumetric heating capacity versus intermediate pressure)图2 本文计算结果与文献[16]的对比（性能系数与单位容积制热量随中间压力的变化） |
3 计算结果与分析
按冷凝温度划分,高温热泵的冷凝温度≥ 100℃[11]。在亚临界工况下,本文针对三种温升,即Δt（= tcond - tevap[15]）= 40℃、50℃和60℃条件对闪蒸补气式热泵系统性能随冷凝温度（≥100℃）的变化进行分析。选取R1224yd(Z)、R1233zd(E)、R1336mzz(Z)以及R1234ze(Z)四种临界温度大于150℃的HFO制冷剂作为备选工质,并与R245fa进行对比,上述工质的基础物性如表1所示。计算分析过程中,过热度取5℃（其中R1336mzz(Z) 取保障避免湿压缩的最小过热度[18]）,过冷度10℃,压缩机等熵效率0.7,蒸发器工质流量1.0 kg/s,结果如图3 ~ 图8所示。
Table 1 Basic properties of refrigerants表1 制冷剂基础物性 |
| 制冷剂 | 摩尔质量 / (g/mol) | 临界温度 / ℃ | 临界压力 / MPa | 标准沸点 / ℃ | 安全等级[17] | GWP[17] | ODP[17] |
|---|---|---|---|---|---|---|---|
| R245fa | 134.05 | 154.01 | 3.65 | 15.18 | B1 | 1 030 | 0 |
| R1224yd(Z) | 148.49 | 155.54 | 3.34 | 14.61 | A1 | 1 | 0.000 12 |
| R1233zd(E) | 130.50 | 165.60 | 3.57 | 18.32 | A1 | 1 | 0.000 34 |
| R1234ze(Z) | 114.04 | 150.12 | 3.53 | 9.28 | A2L | <10 | 0 |
| R1336mzz(Z) | 164.06 | 171.27 | 2.90 | 33.47 | A1 | 2 | 0 |
Fig. 3 Condensing pressure versus condensing temperature图3 冷凝压力随冷凝温度的变化 |
Fig. 4 Compression ratio versus condensing temperature图4 压缩比随冷凝温度的变化 |
Fig. 5 Heating capacity versus condensing temperature图5 制热量随冷凝温度的变化 |
Fig. 6 COP versus condensing temperature图6 性能系数随冷凝温度的变化 |
Fig. 7 Volumetric heating capacity versus condensing temperature图7 单位容积制热量随冷凝温度的变化 |
Fig. 8 Discharge temperature versus condensing temperature图8 排气温度随冷凝温度的变化 |
压缩机压缩比随冷凝温度的变化如图4所示。从图中可以看出,在特定温升下,压缩比随着冷凝温度的升高逐渐减小,主要原因在于蒸发温度同时升高导致压缩机进口压力升高所致。在相同冷凝温度下,随着温升的增大,压缩比也逐渐增大。在相同的工况下,R1234ze(Z)、R1224yd(Z) 与R1233zd(E)的压缩比较为接近,均小于R245fa的压缩比;而R1336mzz(Z) 的压缩比相对较高,且随着温升的增大越发明显。
从图5可以看出,在特定温升下,制热量随冷凝温度的升高逐渐减小,主要原因在于蒸发温度随冷凝温度升高而增大导致制热量减小。在相同冷凝温度下,随着温升的增大,制热量也逐渐增大。在相同工况下,R1234ze(Z) 与R1233zd(E) 的制热量普遍高于R245fa,其中R1234ze(Z) 更优;R1224yd(Z)制热量最小,相对R245fa低11% ~ 14%;当冷凝温度大于132℃时,R1336mzz(Z) 的制热量相对R245fa具有优势,反之则R245fa制热量更大。
从图6还可以发现,各工质最大COP对应的冷凝温度随着临界温度的升高而增大,且基本不受温升影响;R1224yd(Z)、R1233zd(E)、R1336mzz(Z)、R1234ze(Z) 以及R245fa的最佳冷凝温度分别约为123℃、132℃、137℃、119℃及126℃,相当于其自身临界温度的80%左右。相同工况下,R1336mzz(Z)的COP最大,R1233zd(E) 次之,二者均大于R245fa的COP,且冷凝温度越高差异越明显;R1224yd(Z)、R1234ze(Z) 与R245fa基本相当,尤其是高温升工况。
单位容积制热量是衡量压缩机尺寸的重要参数之一[19]。如图7所示,在特定温升下,随冷凝温度的升高,蒸发温度同时升高,压缩机吸气口工质蒸气密度迅速增大,从而致使各工质的单位容积制热量均随冷凝温度的升高而增大;在相同冷凝温度下,温升增大意味着蒸发温度降低,使得压缩机吸气口工质蒸气密度迅速降低,因此工质的单位容积制热量随着温升的增大呈逐渐减小趋势。在相同的工况下,R1234ze(Z) 的单位容积制热量最大,比R245fa高约4% ~ 12%,其系统的压缩机体积相对最小;其余工质的单位容积制热量均低于R245fa,从大到小依次为R1224yd(Z)、R1233zd(E) 和R1336mzz(Z),这一排序与工质的临界温度成反比,其中R1336mzz(Z)的单位容积制热量比R245fa低约34% ~ 45%。
压缩机排气温度随冷凝温度的变化如图8所示。从图中可以看出,在特定温升下,随着冷凝温度升高,各工质的压缩机排气温度几乎均呈线性升高趋势,且温升对压缩机排气温度的影响不大。在相同工况下,R1336mzz(Z) 系统的压缩机排气温度最低,随后从低到高依次为R1224yd(Z)/R245fa、R1233zd(E) 以及R1234ze(Z)。值得一提的是,在给定工况范围内,工质的排气温度部分超出了当前技术水平下压缩机的正常运行温度范围（<140℃[17]）,不利于机组的长期运行,因此目前此类低GWP工质适宜在冷凝温度低于140℃的工况下工作,但随着压缩机型式的改进、材料更新和技术进步,这些问题终将得到解决[20]。
4 结论
在三种温升条件（Δt = 40℃、50℃、60℃）下,针对冷凝温度≥100℃工况,对R1224yd(Z)、R1233zd(E)、R1336mzz(Z) 和R1234ze(Z) 工质在闪蒸补气式高温热泵系统中的潜力进行对比分析并与R245fa比较,主要结论如下：
（1）工质的COP随冷凝温度变化存在最大值,最大COP对应的冷凝温度约相当于其自身临界温度的80%;工质单位容积制热量与其临界温度成反比。
（2）R1336mzz(Z) 的COP最大,冷凝压力与排气温度最低,其制热量适中但单位容积制热量远小于其他工质且压缩比较大,适用于小容量供热系统。
（3）虽然R1234ze(Z) 的冷凝压力和排气温度较高,但其制热量与单位容积制热量最大,压缩比最小,且COP与R245fa相当,是R245fa的良好替代工质,尤其适用于大容量高温升供热系统。
（4）与R245fa相比,R1233zd(E) 单位容积制热量偏低,但COP与制热量较大,冷凝压力与压缩比较低,且排气温度相近,亦可作为R245fa的替代工质。
（5）R1224yd(Z) 的COP、排气温度与R245fa接近,冷凝压力与压缩比较低,虽然单位容积制热量适中但制热量偏小,热力性能无明显优势。
