CN105737426A - 一种co2跨临界复叠热泵系统及其级间压缩机容量配比方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种CO₂跨临界复叠热泵系统及其级间压缩机容量配比方法，针对CO₂/CO₂复叠热泵系统在不同工作环境下，优化两级系统设计中压缩机排气量的配比方案，使该复叠热泵系统在能效比最高情况下运行。本发明针对复叠热泵系统高温级CO₂为跨临界系统，低温级为CO₂亚临界系统，采用高温级气体冷却器出口温度、中间换热器中换热温差及低温级蒸发温度作为工况温度变量。控制中间换热器内的高温级蒸发温度和高温级排气压力，给出了不同工况温度变量下复叠热泵系统最优级间压缩机容量配比方法。

Description

一种CO2跨临界复叠热泵系统及其级间压缩机容量配比方法

【技术领域】

本发明属于机械工程技术领域，涉及一种CO₂跨临界复叠热泵系统压缩机及其级间容量配比方法。

【背景技术】

随着人们对科技领域的探索和社会的进步，医疗、化工、人居等领域的热泵系统需要在更低的环境温度下运行。目前应用最广的是压缩蒸汽热泵循环，单级压缩实现的压比不能过大，加上制冷剂本身物性受限，在蒸发温度很低时，只用一种制冷剂无法实现。采用复叠系统，将总温差分割成多段，每段温度区间用合适的制冷剂，可使得蒸发冷凝温度差更大。

近年来，自然工质CO₂因其无毒、不可燃、臭氧破坏指数ODP为0、全球变暖潜值GWP为1等优势受到制冷及热泵行业的重视，CO₂作为制冷剂的应用研究也更加重要。但是，它自身也存在很多问题：临界温度为31℃，常温冷却条件下系统循环的高压侧处于近临界或超临界状态；系统压力很高；节流损失很大。这些均限制了二氧化碳作为制冷剂的使用。

【发明内容】

本发明的目的在于提供一种CO₂跨临界复叠热泵系统及其级间压缩机容量配比方法，该系统高温级CO₂为跨临界循环，低温级为CO₂亚临界循环；相对单级CO₂循环系统，该系统各循环压差较小，节流损失较小。本发明为一种CO₂跨临界复叠热泵系统级间压缩机容量配比方法，解决复叠热泵系统设计过程中工况温度变化时，即高温级气体冷却器出口温度、中间换热器中换热温差及低温级蒸发温度改变时，系统高温级与低温级压缩机容量配比及压缩机选型优化的问题。

为了实现上述目的，本发明采用的技术方案为：

一种CO₂跨临界复叠热泵系统，包括高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置；高温级CO₂跨临界循环装置包括依次循环连接的高温级压缩机、气体冷却器、高温节流装置和中间换热器；低温级CO₂制冷循环装置包括依次循环连接的低温级压缩机、气体冷却器、中间换热器、低温节流装置和低温循环蒸发器；高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置共用中间换热器；高温级CO₂跨临界循环装置在中间换热器内蒸发，低温级CO₂制冷循环装置在中间换热器内冷凝。

进一步的，高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置中的循环制冷剂均为天然工质CO₂。

进一步的，所述一种CO2跨临界复叠热泵系统工作在最优的级间容量比下，所述级间容量比为低温级压缩机入口处的体积流量与高温级压缩机入口的体积流量之比；所述最优的级间容量比通过以下步骤获得：

1)、求得某排气压力下的最优中间温度：

进行高温循环计算时，初取高温级排气压力P_gc，中间温度为蒸发温度加上0.001℃，高温循环制冷剂流量为lkg·s^-1，计算得高温级压缩机入口处的体积流量V_h，通过物性查询获得中间换热器出口和入口处制冷剂的焓差，获得中间换热器换热量为焓差与质量流量的乘积；

进行低温循环计算时，获得中间换热器换热量及低温制冷剂出入口的焓差，得到低温级CO₂制冷循环装置的制冷剂质量流量，即中间换热器内换热量除以焓差，进而求得低温级压缩机入口处的体积流量V_l，即为质量流量除以低温级压缩机入口处制冷剂密度；

级间容量比为低温级压缩机入口处和高温级压缩机入口处的体积流量比，制热量为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，系统性能系数COP为制热量比系统消耗功率；

间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，按上述方法计算各个中间温度下的性能系数COP；当相邻两次求得COP有下降趋势时，取上一步迭代计算结果为该高温级排气压力P_gc下的最优值，上一次迭代时的温度为最优中间温度；即求得该高温级排气压力P_gc条件下的最大系统性能系数COP_p，max和最优中间温度；

2)、求得该工况下，最优排气压力：

在步骤1)初取高温级排气压力P_gc的基础上，依次增大0.005Mpa℃的步长，在每步计算时，均迭代计算该步下对应最优中间温度的最大系统性能系数COP_p，max；计算过程中比较不同排气压力下的最大系统性能系数COP_p，max；当相邻两个高温级排气压力下求得COP_p，max有下降趋势时，取上一步的计算结果COP_p，max为系统在该蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差下的最大COP；该最大系统性能系数COP所对应的中间温度、排气压力和级间容量比为所对应工况下最优优中间温度、最优排气压力和最优级间容量比；

3)、改变系统运行工况求得不同工况下的最优级间容积比：

改变高温级气体冷却器出口温度T_gc,out、中间换热器中换热温差ΔT_m及蒸发温度T_e，按上述方法分别求得最优高温级排气压力和最优中间温度下的COP和级间容量比，该级间容量比为改变工况后的最优级间容量比n_v,opt＝f(T_e,T_gc,out,ΔT_m)。

一种CO₂跨临界复叠热泵系统的级间压缩机容量配比方法，基于所述的一种CO₂跨临界复叠热泵系统，具体包括以下步骤：

1)、求得某排气压力下的最优中间温度：

进行高温循环计算时，初取高温级排气压力P_gc，中间温度为蒸发温度加上0.001℃，高温循环制冷剂流量为lkg·s^-1，计算得高温级压缩机入口处的体积流量V_h，通过物性查询获得中间换热器出口和入口处制冷剂的焓差，获得中间换热器换热量为焓差与质量流量的乘积；

进行低温循环计算时，获得中间换热器换热量及低温制冷剂出入口的焓差，得到低温级CO₂制冷循环装置的制冷剂质量流量，即中间换热器内换热量除以焓差，进而求得低温级压缩机入口处的体积流量V_l，即为质量流量除以低温级压缩机入口处制冷剂密度；

级间容量比为低温级压缩机入口处和高温级压缩机入口处的体积流量比，制热量为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，系统性能系数COP为制热量比系统消耗功率；

间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，按上述方法计算各个中间温度下的性能系数COP；当相邻两次求得COP有下降趋势时，取上一步迭代计算结果为该高温级排气压力P_gc下的最优值，上一次迭代时的温度为最优中间温度；即求得该高温级排气压力P_gc条件下的最大系统性能系数COP_p，max和最优中间温度；

2)、求得该工况下，最优排气压力：

在步骤1)初取高温级排气压力P_gc的基础上，依次增大0.005MPa℃的步长，在每步计算时，均迭代计算该步下对应最优中间温度的最大系统性能系数COP_p，max；计算过程中比较不同排气压力下的最大系统性能系数COP_p，max；当相邻两个高温级排气压力下求得COP_p，max有下降趋势时，取上一步的计算结果COP_p，max为系统在该蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差下的最大COP；该最大系统性能系数COP所对应的中间温度、排气压力和级间容量比为所对应工况下最优优中间温度、最优排气压力和最优级间容量比；

3)、改变系统运行工况求得不同工况下的最优级间容积比：

改变高温级气体冷却器出口温度T_gc,out、中间换热器中换热温差ΔT_m及蒸发温度T_e，按上述方法分别求得最优高温级排气压力和最优中间温度下的COP和级间容量比，该级间容量比为改变工况后的最优级间容量比n_v,opt＝f(T_e,T_gc,out,ΔT_m)。

本发明CO₂跨临界复叠热泵系统包括高温级CO₂跨临界循环和低温级CO₂制冷循环，两循环在中间换热器内进行热交换。在设计计算时，以中间换热器内高温循环CO₂的蒸发温度为中间温度，故低温循环的冷凝温度为中间温度与复叠温差之和，并以低温级蒸发温度为系统蒸发温度。在每一组给定的蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差的工况下，综合考虑高温级CO₂排气压力和中间温度对系统的影响。

当高温级排气压力一定时，系统性能系数随中间温度的增加先增大后减小。初取排气压力和中间温度，保证中间换热器内高温循环吸热量等于低温循环放热量，即可求得低温循环质量流量和压缩机入口处的体积流量。级间容量比为低温循环与高温循环在压缩机入口处的体积流量比，制热量即为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，故可求得系统性能系数。间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，比较后可得COP的最大值，该值即为此排气压力下的最大COP。

高温级排气压力依次增大0.005MPa的步长，在每步计算时，均要迭代计算该步下的最大COP。不同排气压力，存在不同的最优中间温度和最优级间容量比。改变高温级排气压力，当COP达到峰值时，即可得最优级间容量比、最优中间温度和最优排气压力。

改变气体冷却器出口温度、中间换热器换热温度及蒸发温度，可求得不同工况下使COP最大的最优级间容量比和最优排气压力。对于实际生产中，最优中间温度也可作为系统测量的参考依据。

相对于现有技术，本发明具有以下有益效果：

本发明考虑到复叠热泵系统中，中间温度对系统性能的影响，中间温度影响高低温循环蒸发冷凝温差的分配，也影响着两压缩机级间容量比。故优化中间温度对提高系统性能十分有利。

本发明考虑到高温级CO₂跨临界热泵系统中，最优排气压力对系统性能的影响，将最优排气压力的方法加入最优级间容量比的方法中，有利于最级间容量比计算的准确性。

本发明可适用于不同工况下的CO₂复叠热泵系统的压缩机匹配问题的计算，当蒸发温度、气体冷却器出口温度或复叠温差改变时，该方法依然适用。

同时，现今还未有对复叠热泵系统中级间容量比方法的发明或研究，而该参数涉及实际生产和优化中压缩机匹配问题。级间容量比即为两循环压缩机铭牌标注的排量比(在压缩机转速相同的条件下)，故对实际系统设计有重要意义。

本发明定义了一个无量纲参数——级间容量比，即低温循环压缩机入口处的体积流量与高温循环压缩机入口的体积流量之比，在特定工况下，存在使得系统运行能效比最大的最优级间容量比。

本发明既考虑到复叠热泵系统中，中间温度对系统性能的影响，又考虑到CO₂跨临界系统中，排气压力对系统性能的影响，将二者结合，综合考虑使系统性能最优的级间容量比。

本发明系统包含高、低温循环两部分，由压缩机，低温循环蒸发器，气体冷却器，气体冷却器和节流装置组成。复叠热泵系统可以实现较大的蒸发冷凝温差，本设计将跨临界CO₂热泵系统的有利特点与复叠热泵系统的优势相结合，减小和避免了CO₂热泵系统中的现有缺陷，使系统运行能效得到提高。

本发明方法适用于不同蒸发温度、冷凝温度和复叠温差的工况下，依据该方法可使系统在变工况运行时，系统性能最优。

【附图说明】

图1为本发明一种CO₂跨临界复叠热泵系统的结构示意图；

图2是本发明方法的计算流程图。

【具体实施方式】

下面结合附图对本发明作进一步详细说明。

请参阅图1所示，本发明一种CO₂跨临界复叠热泵系统，包括高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置；高温级CO₂跨临界循环装置包括依次循环连接的高温级压缩机11、气体冷却器12、高温节流装置13和中间换热器14；低温级CO₂制冷循环装置包括依次循环连接的低温级压缩机21、气体冷却器22、中间换热器14、低温节流装置23和低温循环蒸发器24；高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置共用中间换热器14；高温级CO₂跨临界循环装置在中间换热器14内蒸发，低温级CO₂制冷循环装置在中间换热器14内冷凝。

本发明一种CO₂跨临界复叠热泵系统的级间压缩机容量配比方法，以低温循环蒸发器24中的CO₂蒸发温度为系统蒸发温度，以中间换热器14内高温级CO₂跨临界循环的蒸发温度为中间温度。在每一组给定的蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差的工况下，综合考虑高温级CO₂排气压力和中间温度对系统的影响。

本发明一种CO₂跨临界复叠热泵系统的级间压缩机容量配比方法，包括以下步骤：

1)、求得某排气压力下的最优中间温度：

进行高温循环计算时，初取气体冷却器22高温级排气压力P_gc为7.5MPa，中间温度为蒸发温度加上0.001℃。假设高温循环制冷剂流量为1kg·s^-1，可得高温级压缩机11入口处的体积流量V_h，通过物性查询可知中间换热器14出口和入口处制冷剂的焓差，可知中间换热器14换热量为焓差与质量流量的乘积。

进行低温循环计算时，可知中间换热器14换热量及低温制冷剂出入口的焓差，可求得低温级CO₂制冷循环装置的制冷剂质量流量，即中间换热器14内换热量除以焓差，进而求得低温级压缩机21入口处的体积流量V_l，即为质量流量除以低温级压缩机21入口处制冷剂密度。

级间容量比即为低温级压缩机21入口处和高温级压缩机11入口处的体积流量比，制热量即为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，故系统性能系数COP可以求得，即为制热量比系统消耗功率。间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，按如上方法计算各个中间温度下的性能系数COP。当相邻两次求得COP有下降趋势时，证明在该排气压力下，系统COP已达到并刚刚超过峰值。因此，上一步迭代计算结果即为该高温级排气压力P_gc下的最优值，即可求得该高温级排气压力P_gc条件下的最大系统性能系数COP_p，_max和最优中间温度。

2)、求得该工况下，最优排气压力：

在初取高温级排气压力P_gc的基础上，依次增大0.005MPa的步长，在每步计算时，均要迭代计算该步下对应最优中间温度的最大系统性能系数COP_p，max。不同高温级排气压力，存在不同的最优中间温度，最大系统性能系数COP_p，max也不同，即计算过程要比较不同排气压力下的COP_p，max。当相邻两个高温级排气压力下求得COP_p，max有下降趋势时，取上一步的计算结果COP_p，max为系统在该蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差下的最大COP(COP_max)，该最大系统性能系数COP_max所对应的中间温度、排气压力和级间容量比为最优优中间温度、最优排气压力和最优级间容量比，即可得最优级间容量比、最优中间温度和最优排气压力。

3)、改变系统运行工况求得不同工况下的最优级间容积比：

改变高温级气体冷却器12出口温度T_gc,out、中间换热器14中换热温差ΔT_m及蒸发温度T_e，按上述方法分别求得最优高温级排气压力和最优中间温度下的COP和级间容量比；即得到改变工况后的最优级间容量比n_v,opt＝f(T_e,T_gc,out,ΔT_m)和最优排气压力。

Claims (4)

1.一种CO₂跨临界复叠热泵系统，其特征在于，包括高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置；高温级CO₂跨临界循环装置包括依次循环连接的高温级压缩机(11)、气体冷却器(12)、高温级节流装置(13)和中间换热器(14)；低温级CO₂制冷循环装置包括依次循环连接的低温级压缩机(21)、气体冷却器(22)、中间换热器(14)、低温级节流装置(23)和低温循环蒸发器(24)；高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置共用中间换热器(14)；高温级CO₂跨临界循环装置在中间换热器(14)内蒸发，低温级CO₂制冷循环装置在中间换热器(14)内冷凝。

2.根据权利要求1所述的一种CO₂跨临界复叠热泵系统，其特征在于，高温级CO₂跨临界循环装置和低温级CO₂制冷循环装置中的循环制冷剂均为天然工质CO₂。

3.根据权利要求1所述的一种CO₂跨临界复叠热泵系统，其特征在于，所述一种CO₂跨临界复叠热泵系统工作在最优的级间容量比下，所述级间容量比n_v为低温级压缩机入口处的体积流量与高温级压缩机入口的体积流量之比；所述最优的级间容量比n_v,opt通过以下步骤获得：

1)、求得某排气压力下的最优中间温度：

进行高温循环计算时，初取高温级排气压力P_gc，中间温度为蒸发温度加上0.001℃，高温循环制冷剂流量为1kg·s^-1，计算得高温级压缩机入口处的体积流量V_h，通过物性查询获得中间换热器出口和入口处制冷剂的焓差，获得中间换热器换热量为焓差与质量流量的乘积；

进行低温循环计算时，获得中间换热器换热量及低温制冷剂出入口的焓差，得到低温级CO₂制冷循环装置的制冷剂质量流量，即中间换热器内换热量除以焓差，进而求得低温级压缩机入口处的体积流量V₁，即为质量流量除以低温级压缩机入口处制冷剂密度；

级间容量比为低温级压缩机入口处和高温级压缩机入口处的体积流量比，制热量为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，系统性能系数COP为制热量比系统消耗功率；

间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，按上述方法计算各个中间温度下的性能系数COP；当相邻两次求得COP有下降趋势时，取上一步迭代计算结果为该高温级排气压力P_gc下的最优值，上一次迭代时的温度为最优中间温度；即求得该高温级排气压力P_gc条件下的最大系统性能系数COP_p，max和最优中间温度；

2)、求得该工况下，最优排气压力：

在步骤1)初取高温级排气压力P_gc的基础上，依次增大0.005MPa的步长，在每步计算时，均迭代计算该步下对应最优中间温度的最大系统性能系数COP_p，max；计算过程中比较不同排气压力下的最大系统性能系数COP_p，max；当相邻两个高温级排气压力下求得COP_p，max有下降趋势时，取上一步的计算结果COP_p，max为系统在该蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差下的最大COP；该最大系统性能系数COP所对应的中间温度、排气压力和级间容量比为所对应工况下最优中间温度、最优排气压力和最优级间容量比；

3)、改变系统运行工况求得不同工况下的最优级间容积比：

改变高温级气体冷却器出口温度T_gc,out、中间换热器中换热温差ΔT_m及蒸发温度T_e，按上述方法分别求得最优高温级排气压力和最优中间温度下的COP和级间容量比，该级间容量比为改变工况后的最优级间容量比n_v，opt＝f(T_e，T_gc，out，ΔT_m)。

4.一种CO₂跨临界复叠热泵系统的级间压缩机容量配比方法，其特征在于，基于权利要求1所述的一种CO₂跨临界复叠热泵系统，具体包括以下步骤：

1)、求得某排气压力下的最优中间温度：

进行高温循环计算时，初取高温级排气压力P_gc，中间温度为蒸发温度加上0.001℃，高温循环制冷剂流量为1kg·s^-1，计算得高温级压缩机入口处的体积流量V_h，通过物性查询获得中间换热器出口和入口处制冷剂的焓差，获得中间换热器换热量为焓差与质量流量的乘积；

进行低温循环计算时，获得中间换热器换热量及低温制冷剂出入口的焓差，得到低温级CO₂制冷循环装置的制冷剂质量流量，即中间换热器内换热量除以焓差，进而求得低温级压缩机入口处的体积流量V₁，即为质量流量除以低温级压缩机入口处制冷剂密度；

级间容量比为低温级压缩机入口处和高温级压缩机入口处的体积流量比，制热量为高温循环制热量，系统消耗功率为高温级压缩机与低温级压缩机耗功之和，系统性能系数COP为制热量比系统消耗功率；

间隔0.005℃，依次取得不同的中间温度，按上述方法计算各个中间温度下的性能系数COP；当相邻两次求得COP有下降趋势时，取上一步迭代计算结果为该高温级排气压力P_gc下的最优值，上一次迭代时的温度为最优中间温度；即求得该高温级排气压力P_gc条件下的最大系统性能系数COP_p，max和最优中间温度；

2)、求得该工况下，最优排气压力：

在步骤1)初取高温级排气压力P_gc的基础上，依次增大0.005MPa的步长，在每步计算时，均迭代计算该步下对应最优中间温度的最大系统性能系数COP_p，max；计算过程中比较不同排气压力下的最大系统性能系数COP_p，max；当相邻两个高温级排气压力下求得COP_p，max有下降趋势时，取上一步的计算结果COP_p，max为系统在该蒸发温度、气体冷却器出口温度和复叠温差下的最大COP；该最大系统性能系数COP所对应的中间温度、排气压力和级间容量比为所对应工况下最优优中间温度、最优排气压力和最优级间容量比；

3)、改变系统运行工况求得不同工况下的最优级间容积比：

改变高温级气体冷却器出口温度T_gc,out、中间换热器中换热温差ΔT_m及蒸发温度T_e，按上述方法分别求得最优高温级排气压力和最优中间温度下的COP和级间容量比，该级间容量比为改变工况后的最优级间容量比n_v，opt＝f(T_e，T_gc，out，ΔT_m)。