表4 换热关联式类别CO2蒸发侧［17］关联式Nu =0.00061( )S + F × ReL × Fa0.01 × Pr0.4L x ρL 0.4 1.024μL，b，S = × Bo1.13 - 0.275，F =(，ln( )1- x)a(ρV)μL，w ReL × Fa0.11 1.85 ReL × Fa0.11 ＜600 0.87 600 ≤ReL × Fa0.11 ≤.48+ 0.00524( )ReL × Fa0.11 0.85- 5.9× 10-6( )a = 160.8 ReL × Fa0.11 0.6 ReL × Fa0.11 ＞6000( )CO2气冷侧［18］ff cp，b μb λb cp，b ≥cˉp Nu =( )8 ( )Reb - 1000 × Pr μb μf ，Pr =cp，b ＜cˉp 和≥λf Pr2/3 - 1 1.07+ 12.7 ff 8 ×( ) cˉp μb λb λb cˉp μf λf μb μf cp，b ＜cˉp 和λb≥λf R134a蒸发侧［19］0.41h = 0.55hfm 1+ 3000 × Bo0.86 + 1.12(x ρL 1- x)0.7(ρV)× = ( )1- x Dh λL μL × Pr0.4 L ×Dh，Fa ={1 x ≤0.7 1+ 0.2x1.2 cos15° x ＞0.7 R134a冷凝侧［20］0.5 Nu = 0.05× Re0.8 eq × Pr0.33L ，Reeq = ReV ×(μV ρL μL)(ρV)+ ReL空气侧［21］-0.15 h =h4 ρaωmax cp，a Pr2/3 A a，h4 = 0.0014 + 0.2618× Re-0.4d ×(At)单相工质流动［22］f Nu =( )8 ( )Re- 1000 × Pr 1.07+ 12.7 f Pr2/3 - 1 8 ×( )

式中，ηele为输电效率，ηele=92%[23]。

2 结果与分析

2.1 系统能效分析

图7 COPh、回热器1窄点温差随补气流量比的变化

图7所示为对于两种补气系统（补气压缩回热系统和双级压缩双气冷器中间补气回热系统），COPh和回热器1换热窄点温差随补气流量比a的变化情况。随着a的增大，COPh稳步上升而窄点温差以幅度增大的趋势不断减小。当a为0.45时，两种补气系统的COPh分别达到3.18 和3.40，而窄点温差减小至3.79℃和2.18℃。从趋势可见，当a 继续增大，窄点温差将减小至0℃，显然是不可能达到的。因此，综合考虑回热器1的换热窄点温差和系统效率，在接下来的分析中补气系统补气流量比a取为0.3。

图8 COPh随高压侧运行压力的变化

图8 所示为环境温度Tamb为0℃时，4 种循环系统COPh随高压侧运行压力ph的变化趋势。可以看出，4种循环系统都存在最优ph，使系统COPh达到最大值，即最优COPh，且达到最优ph之后，COPh减小的变化趋势比之前增大的变化趋势更平缓。最优ph的存在主要是因为在超临界区域等温线呈现S形曲线变化，压缩机功耗与制热量随高压侧运行压力的变化速率不一致。可以看到，当ph高于11MPa时，双级压缩双气冷器回热系统的COPh变化趋势最平缓，说明在高排气压力条件下，其系统性能较为稳定。在最优ph下，双级压缩双气冷器中间补气回热系统的COPh最大，而单级压缩回热系统的COPh最小。

图9给出了4种循环系统最优COPh随环境温度Tamb的变化趋势，并加入R134a 单级压缩回热系统进行比较。为实现出水回水温度为65℃/40℃，R134a单级压缩回热系统的冷凝温度为70℃。可以看出，系统最优COPh随te的上升呈增大的趋势。CO2单级压缩回热系统的最优COPh低于R134a单级压缩回热系统，而其他3 种CO2系统都高于R134a单级压缩回热系统。双级压缩双气冷器中间补气回热系统最优COPh最高，Tamb为0℃时，其最优COPh为2.58，比R134a 单级回热系统高9.1%，比CO2单级回热系统高22.5%。补气压缩回热系统在Tamb低于0℃情况下COPh比双级压缩双气冷器回热系统更高，这说明补气系统在低温环境下系统性能更佳。

图9 最优COPh随环境温度的变化

图10 给出了最优COPh下压缩机排气温度Tc随环境温度Tamb的变化趋势。目前所了解的CO2压缩机排气温度极限是140℃，超过140℃系统会启动自动保护。图中阴影部分表示Tc超过140℃，不利于系统的运行。可以看出，Tc随Tamb的上升呈现下降的趋势，其中R134a单级压缩回热系统下降得最为平缓。CO2单级压缩回热系统、补气压缩回热系统和双级压缩双气冷器回热系统都存在Tc超过140℃的情况，且单级压缩回热系统在Tamb低于5℃的情况下，Tc都大于140℃，该情况下系统不能达到最优COPh。在接下来的分析中，当压缩机排气温度超过140℃，将回热器过热度降低为5℃，且适当降低高压侧运行压力。

图10 压缩机排气温度随环境温度的变化

通过对比分析可以看到，CO2跨临界双级压缩双气冷器中间补气回热系统具有高COPh且压缩机排气温度不超过现有压缩机极限温度，在仅考虑系统运行效率的前提下，是最优系统方案。可见通过优化系统，CO2跨临界热泵系统效率可以优于R134a系统。

2.2 系统经济分析

对于3 个城市，各热泵系统的初始投资成本IIC以及各部件所占比重如图11所示。由于冬季环境温度过低导致压缩机压比和排气温度过高，CO2单级压缩回热系统不应用于沈阳[24]。在中国，CO2热泵产业正处于发展的初期，跨临界CO2压缩机尚未大规模生产，因此现阶段价格较高。4 种CO2热泵系统中，压缩机成本所占IIC 的比重远远大于其他部件，由于双级压缩系统中含有两个压缩机，其IIC 高于单级压缩回热系统和补气压缩回热系统。除此之外，R134a单级压缩回热系统的初始投资成本远低于4 种CO2热泵系统，这是因为R134a 压缩机成本远低于CO2压缩机。

文章来源：《经济科学》 网址: http://www.jjkxzz.cn/qikandaodu/2021/0517/830.html

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