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一种新型高温热泵混合工质的循环性能点击：1767 日期：[ 2014-04-26 21:40:00 ] |
| 一种新型高温热泵混合工质的循环性能 马利敏1,王怀信2,王继霄2 (1.中国石油大学机电工程学院,北京102249; 2.天津大学机械工程学院,天津300072) 摘 要:对一种ODP(臭氧破坏势)为零的新型环保非共沸混合工质M1,在冷凝温度范围为80~110°C、循环温升为45°C的高温热泵工况下,进行了循环性能的理论和实验研究。理论循环性能分析表明,M1的综合性能优于传统工质CFC114;实验结果表明,M1系统的制热量Q和循环性能系数COP随工况温度的升高而提高。实验中,M1的最高平均冷凝温度达到102. 3°C,相应热输出温度为103. 0°C,冷凝压力和排气温度分别为1. 951MPa和119. 0°C,都在安全应用的限制范围内。 关键词:高温热泵;循环性能研究;混合工质 中图分类号:TK16 文献标识码:A 文章编号: 1001-2060(2010)05-0491-06 引 言 缺乏适用于高温工况、环境友好及循环性能优良的新型工质是制约现阶段高温热泵技术发展的主要因素。早期研究中, CFC114是冷凝温度超过80℃时应用最广泛的热泵工质[1],但因其破坏臭氧层,已遭禁用。Rakhesh等人对HFC227[2]、李廷勋等人对HCFC22/HCFC141b[3]、史琳等人对混合工质HTR01、HTR02和HTR04[4~6]、赵力等人对HCFC22/HCFC142b/HCFC21[7~8]、HC290/HC600a/HCFC123、HCFC22/HFC236ea、HCFC22/HFC236ea/HCFC142b、王怀信等人对多种混合工质开展了理论和实验研究[9~11]。 以上混合工质多包含HCFC类物质,因其破坏臭氧层,已面临淘汰;而且多数混合工质适宜的冷凝温度较低,无法充分利用高温工业余热。因此新型环境友好、循环性能优良的高温热泵工质有待研究。本研究为冷凝温度范围在80~110℃、循环温升(冷凝温度与蒸发温度之差)为45℃左右的高温热泵工况,筛选出一种ODP(臭氧破坏势)为零的新型混合工质,并对其进行了理论和实验循环性能研究。 1·高温热泵混合工质的提出 1. 1 混合工质的提出 理想的高温热泵工质,首先应满足工质的一般要求,即:环境性能好, ODP为零、GWP值较低;无毒、不可燃、热稳定和化学稳定性好;具有尽可能高的单位容积制热量和性能系数、低的压比和排气温度等。此外,还要求工质运行在较高冷凝温度上时(冷凝温度Tcond达到100℃甚至更高),冷凝压力在系统可承受的范围内(工程上一般要求在2. 5 MPa以下)。 考虑到多数工业热泵系统的冷热源均以显热流体(如水、空气等)为载热流体,换热过程中的温度变化为5~10℃。采用适宜的非共沸混合工质,利用其相变过程中的温度滑移与载热流体的温度变化相匹配,可有效地降低换热器中的温差传热不可逆损失、提高可用能效率,同时弥补纯质某种性能上的不足。本研究通过对多种纯质及其混合工质进行理论循环性能计算,筛选出一种不可燃、非共沸混合工质M1(M1的各纯质组元均已商品化)。 1. 2 混合工质的理论循环性能 采用Patel和Teja给出的三参数立方型状态方程及其混合规则计算工质的热力学性质与循环性能[12],它同时适用于非极性流体和多数极性流体,对液相比容和气液相平衡计算有着良好的精度。 1. 2. 1 理论循环计算工况 计算工况:冷凝温度范围为80~110℃,循环温升(平均冷凝温度与平均蒸发温度之差)为45℃,过热度2℃,过冷度0℃。工质压缩过程的热力计算采用改进的方法[13],本研究对该计算方法进行简要介绍。因实验用压缩机为全封闭活塞式,所以计算中亦以全封闭活塞压缩机为基础。改进计算考虑了工质在压缩机内进气和排气过程的换热特点,将工质在压缩机内经历的过程处理为定压加热(5-5′)、绝热压缩(5′-6′)、定压放热(6′-7′)3个子过程的复合过程(5-5′-6′-7′),如图1所示。(1)定压加热子过程5-5′的终态参数5′的确定: 5′由过程能量平衡关系确定,即: 在确定5′状态时,需先假设一初值,然后由h6′-h5′=(h6s′-h5′) /ηs得到(h6′-h5′),将已知的h5和计算得到的h5′, (h6′-h5′)代入式(1),检查等式两端是否相等,若不等,重新假设5′值,通过迭代计算最终确定5′状态。 (2)压缩机电机输入比功winput的确定:计算方法与现有理论循环分析中对绝热过程的计算相同,即: 由上述关系式和计算方法,即可确定工质复合过程的参数和功量。该计算方法使计算结果更接近实际,因为不仅考虑绝热定熵效率,还考虑电机效率、机械效率、汽缸余隙容积系数和壳体散热损失的影响。同时为保证理论计算的简洁性,计算不涉及具体压缩机的尺寸,各效率参考经验值。在本理论计算中,电机效率ηmotor、机械效率ηmech和定熵效率ηs均取为85%,汽缸余隙容积系数ηvr取为0. 03,壳体散热损失ηt取为10%。 1. 2. 2 M1的理论循环计算结果及分析 M1与CFC114的理论循环性能参数如图2~图5所示。由图2可以看出,M1的冷凝压力pc在每个冷凝温度计算点tc都较CFC114高,但即使在冷凝温度为110℃时,M1的pc也未超过2. 5 MPa,为2. 233MPa,满足工程应用对冷凝压力的限制。 图3为M1和CFC114的循环性能系数随冷凝温度tc的变化情况,在tc为80~90℃的范围内,M1的COP比CFC114低0. 3%;在tc为90~100℃的范围内,M1的COP与CFC114的相同,两工质该段的COP曲线完全重合;在tc为100~110℃的范围内,M1的COP比CFC114平均低0. 6%。综合看来,在整个80 ~110℃的冷凝温度范围内, M1与CFC114的COP几近相同。 在给定制热量下,工质单位容积制热量qv越大,所需压缩机的排量就越小,因此qv的高低直接影响压缩机的尺寸。在整个冷凝温度计算范围内,M1的qv都高于CFC114的,如图4所示,而且随着冷凝温度的升高,二者qv之间的差别逐渐增大。在tc为80℃时,M1的qv比CFC114高出25. 2%;在tc为110℃时,M1的比CFC114高出29. 5%。 M1的压缩机排气温度tdis比CFC114的高,如图5所示。但即使在冷凝温度为110℃时,排气温度也未超过125℃,满足压缩机在高冷凝温度下的安全稳定运行要求。 综上分析,在冷凝温度为80~110℃的范围内,工质M1的热力循环性能优良,而且从重要的循环性能参数COP和qv综合来看,优于传统工质CFC114,具有作为高温热泵工质的潜力,其实际循环性能有待检验。 2·M1的实验循环性能 2. 1 实验装置 实验装置如图6所示。压缩机为全封闭活塞式,标准空调工况下名义制冷量3. 5 kW。压缩机电机输入功率由0. 25级单相功率表测量。蒸发器和冷凝器为紫铜材质的套管式换热器,内、外管外直径分别为φ19 mm和φ25 mm,管厚均为1. 5 mm,管长10. 5m。蒸发器的内管走工质,环道走载热流体水;冷凝器的内管走载热流体,环道走工质。冷凝器的载热流体,在载热流体出口温度小于98℃时为水;高于98℃时,为避免引入加压水系统,研究筛选了乙二醇水溶液作为载热流体。两器载热流体入口温度均由恒温槽控制,控温精度在±0. 1℃以内。换热器由直管套管段和弯头、直管接头组成,其中直管接头连接的是两根直管套管的内管,实验中在换热器各弯头和直管接头处均布置了铜-康铜热电偶,可以同时测量和监控工质和载热流体的温度,热电偶由FLUKE公司的NetDAQ数据采集器连接计算机进行采集,经标定,热电偶测量误差小于0. 2℃。两器进出口处的工质压力由西安热工仪表厂生产的0. 25级压力表测量。两器载热流体流量采用精度为1级的涡轮流量计测量。 2. 2 实验内容 考察M1在冷凝温度范围为80~105℃左右的实验循环性能,其中循环温升(冷凝温度与蒸发温度之差)为43℃左右,过热度控制在2~3℃(避免压缩机排气过高,保证其运行安全),工质的过冷度控制为0℃(因冷凝器后装有储液罐)。 2. 3 实验步骤 在考察M1在冷凝温度范围为80~105℃左右的实验循环性能时,因M1为非共沸混合工质,在相变过程中存在温度滑移,故在本实验中M1的冷凝温度和蒸发温度是指工质的平均冷凝温度(通过对工质的露点至泡点间的沿程温度测量值取代数平均得到)和平均蒸发温度(通过对工质在蒸发器进口至露点的沿程温度测量值取代数平均得到)。实验步骤为: (1)设定两器载热流体的流量mw, e和mh,f c在合理值附近(考虑质量流速、两器载热流体进出口温差确定); (2)通过调整两器载热流体入口温度tw, in, e、tw, in, c,使工质的平均冷凝温度ta, c和平均蒸发温度ta, e达到实验要求; (3)监测工质在蒸发器出口过热度,调节膨胀阀开度保证工质过热度在2~3℃左右。 2. 4 实验结果整理 2. 4. 1 制热量Q和循环性能参数COP的计算 实验结果整理在图7~图13中,其中COP由制热量Q/压缩机输入功率W得到,压缩机的输入功率由功率表测量的电流和电压计算得到,制热量由冷凝器载热流体流量、进出口温差结合载热流体的平均定压比热计算得出。 2. 4. 2 两器总传热系数的计算 为求得蒸发器和冷凝器中总传热系数,需要计算工质和载热流体在换热器中的对数平均温差。根据换热流体在换热器两端的温度差,求取的对数平均温差是把换热器内总传热系数视为常数得到的,其中包含了较大程度的近似。为计算得更准确些,可以在相同的换热机理区间(如工质的过热吸热或相变吸热)内,根据测温节点把换热器分成相应的若干段,以蒸发器为例,如图7所示,在每一段里,把该段内的传热系数值当作常数处理,求得该段对数平均温差。换热器中总对数平均温差等于各段对数平均温差的加权值,权重为各段的换热量占换热器总换热量的大小,具体为: 2. 5 实验结果分析 实验结果见图8~图13, M1的综合性能在整个实验的冷凝温度范围内(80. 0~102. 3℃),随运行工况的上移更具优势。 (1)COP增大,如图8所示。运行工况上移,工质制热量和压缩机耗功均增大,但实验表明,工质制热量增加的幅度要大于压缩机的,故实验COP增大。102. 3℃时的COP与80. 0℃时相比增加了12. 4%。 (2)系统制热量显著增大,如图9所示。运行工况上移,工质蒸发温度升高,在过热度基本保持不变的情况下(2~3℃),工质单位容积制热量随之增加,压缩机排量不变,系统制热量增大。102. 3℃时的制热量与80. 0℃时相比增加了84. 7%。 (3)压比降低,如图10所示。在循环温升基本相同的情况下(43℃左右),随着运行工况的上移,冷凝压力和蒸发压力均会增加,其中蒸发压力增加的相对幅度更大,所以压比有所降低,这有助于提高压缩机运行效率。 (4)工质的传热性能提高,如图11和图12所示。由于运行工况上移,而压缩机排量不变,工质压缩机吸气口处比容减少,故系统中参与循环的工质质量增加,这有助于提高系统的换热性能。在冷凝温度达到102. 3℃时,冷凝器以乙二醇水溶液为载热流体。由于乙二醇水溶液的导热系数比水小,所以该工况下,冷凝器的总传热系数kc低于其它工况下以水为载热流体时的总传热系数。 随着运行工况温度的提高,工质的排气温度自然随之升高,当冷凝温度为102. 3℃时,排气温度上升到119. 0℃,如图13所示,但低于压缩机排气温度的高限(140℃左右)。注意到,M1在冷凝温度为102. 3℃时的工作压力为1. 951MPa,在常规热泵系统安全压力范围内,并且仍有余量,说明M1还有在更高冷凝温度下应用的潜力,这有待进一步的实验验证。 2. 6 实验结果讨论 2. 6. 1 M1实测COP较低原因分析 与理论循环性能分析的计算值相比,M1实测COP要明显偏低,分析其原因为:一是理论循环性能分析中忽略了一些实际影响因素,例如工质的流动摩擦压降;二是实验装置中压缩机的电机效率、机械效率、热效率均偏低;三是载热流体侧存在散热损失。 2. 6. 2 提高M1实测COP的措施 (1)更换性能更好的压缩机:实验所用压缩机为空调用R22活塞式全封闭压缩机,因实验工质和运行工况与该压缩机的设计工况相距甚远,导致压缩机性能较差。若采用效率更高、更耐高温的热泵用涡旋压缩机,系统COP有望在相同工况下超过3。 (2)采用换热效果更好、结构更紧凑的板式换热器:为能监测和测量制冷剂和载热流体在换热器的沿程温度分布和换热性能,实验采用体积较大(散热损失大)的套管换热器,若采用换热效果更好,结构更为紧凑的板式换热器,则会进一步提高系统COP。 3 结 论 对混合工质M1进行的理论循环性能分析表明,在冷凝温度为80~110℃的高温热泵工况范围内,工质M1的热力参数适中、循环性能优良,综合性能优于传统工质CFC114。围绕M1在冷凝温度为80. 0~102. 3℃的工况范围内开展的实验研究表明, M1随系统运行工况温度水平的提升而表现出更加优良的实际循环性能。 混合工质由HFCs物质组成,目前尚未作相关材料相容性实验,在已有实验中,未发现异常。有关M1的输运性质、材料兼容性等实验研究有待开展。 参考文献:略 |
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