非共沸混合工质R22_R141b高温热泵实验研究

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热泵热水器用R22压缩机的开发

2. 热泵热水器用压缩机特点
2.1 热泵热水器与空调运行的不同
空调器和热泵热水器均是以卡诺循环作为基础，热泵型空调的室内空气在夏季与压缩机出口后的换热器（蒸发器）进行热交换、在冬季与压缩机入口前的换热器（冷凝器）进行热交换；热泵热水器则是利用冷凝器的热量将水加热到要求温度，具体参见图1。
2.2 运行范围的不同
同最大压比点一致，冷凝温度的升高使C点的纵坐标值比C＇点大，压缩机需要更好的密封性。 4）D、D＇点：最大负荷点（HLP）
HLP出现在环境温度较高的夏季，蒸发温度和冷凝温度均高，主要考核电机最大功率消耗、电机设计承受最大电流的工作能力，曲轴、活塞等运动部件的抗磨损情况。
夏季室外温度最高达43℃，空调的蒸发器回到室内与较低的室内空气换热，但是热泵热水器的蒸发器仍在室外与高温空气换热，因此蒸发温度达到25℃，造成D点的纵坐标和横坐标值均高于D＇点，电机和机芯需要承受更恶劣的考验。 5）E、E＇点：最大质量流量点（HMFP）
机》，中规定了压缩机的测试工况。热泵热水器用压缩机的国标送审稿测试工况和空调用压
缩机测试工况对比情况见表1。
表1 国标规定的测试工况
顺序 1 2 3 4
用途空调
热泵热水器
工况名义标准夏季冬季
冷凝温度℃ 蒸发温度℃ 过冷度℃
54.4
7.2
8.3
60
10
10
60
15
10
55
0
10
吸气温度℃ 35 20 25 10
2.3 热泵热水器和空调对压缩机要求的不同
2.3.1 极限点对比由图2可知热泵热水器的极限点与空调基本不同，具体各点状态和对压缩机的要求如下：
1）A、A＇点：低负荷点（LLP） LLP主要出现在冬季，由于冷凝器和蒸发器中制冷剂的温度都比较低，系统制冷剂质量

两种工况下R417a和R22用于空气源热泵热水器的实验研究

ＶｏＩ．２３ＮＯ１
Ｍａｒ．２０１４
２Ｏｌ４年３月
１Ｘ）Ｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１６７２ — ６６８５．２０１４．０１．００２
两种工况下Ｒ４１７ａ和Ｒ２２用于空气源热泵热水器的实验研究
ｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔｏｆＲ４１７ａｓｙｓｔｅｍａｒｅｌｏｗｅｒｔｈａｎｔｈｏｓｅｏｆＲ２２，ａｎｄｉｔｓｈｅａｔｉｎｇｏｕｔｐｕｔｉｓｒｅｌｉａｂｌｅａｓａｒｅｓｕｌｔｏｆｔｈｅｅｆｆｅｃｔｂｙｔｈｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆｈｏｔｗａｔｅｒ．ＴｈｏｕｇｈｔｈｅＣＯＰｏｆＲ４１７ａｒｅｄｕｃｅｓｒａｐｉｄｌｙ，ｉｔｓａｖｅｒａｇｅＣＯＰｉＳｈｉｇｈｅｒｔｈａｎｔｈａｔｏｆＲ２２．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｐｙｒｏｌｏｇｙ；Ｒ４１７ａ；ｈｅａｔｐｕｍｐｗａｔｅｒｈｅａｔｅｒ；ａｌｔｅｒｎａｔｉｖｅｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ
Ｙ１ＮＡｉ — ｙｏｎｇ，ＱＩＵＦｕ — ｑｉａｎｇ
（Ｄｅｐｔ．ｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＴｏｎｇｌｉｎｇＶｏｃａｔｉｏｎａｌａｎｄＦｅｃｈｎｉｃａｌＣｏｌｌｅｇｅ，Ｔｏｎｇｌｉｎｇ２４４０ｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＲｅｓｅａｒｃｈｏｆＲ４１７ａａｎｄＲ２２

热泵系统R22新替代工质的研究

热泵系统R22新替代工质的研究西安航天神舟建筑设计院张进陕西福兴环保节能技术有限公司张锦西部抗震建筑设计院刘颖摘要：本文介绍了热泵新工质替代的一些最新研究动态，包括热泵系统部件的改进、R22新型替代工质R410a 、R290、R417a的应用、系统循环的改进，并与原制冷工质进行对比，这些研究成果对我国节能和环保方面具有重要的参考价值。

关键词：热泵，R22，新制冷工质Research of new substitute refrigerant of Heat pumps SystemBy Zhang Jin，Zhang Jin，LiuYingAbstract: In this paper,the new research achievements of heat pump heating water system are described, including the improvements of the components of heat pumps system, the adoption of new substitute refrigerantand the improvement of heat pump cycle. In addition, the development trend of heat pump in the future are put forward. These research achievements would provide useful guidance for the advanced research of heat pump in our country.Key words: heat pump, R22，new substitute refrigerant１前言热泵系统是一种先进的制热方式，在采暖、空调和制取生活热水方面其他方法在能源利用上存在明显缺点。

一种高温热泵制冷剂的理论和实验研究

一种高温热泵制冷剂的理论和实验研究张于峰;孔令腾;于晓慧;张彦;高岩【摘要】BY4 was presented as a high temperature non-azeotropic refrigerant,and its ozone depression poten-tial(ODP)was zero. Through theoretical cycle calculation comparison with other four kinds of pure refrigerant,it was concluded that the coefficient of performance(COP),unit volumetric work and condensing pressure of BY4 in the condensing temperature range(90—110,℃) were more excellent,and its thermal physical properties were also better. At the same time a high temperature heat pump unit based on BY4 refrigerant was designed to carry out a experimen-tal test,which was conducted in a transformed heat pump testing system with the evaporator inlet temperature rang-ing from 40 to 60,℃. According to the experimental results,t he condenser outlet water temperature can reach as high as 110,℃,the discharge temperature and condensing pressure are moderate under this condition,when the differ-ence between the condenser outlet water temperature and the evaporator inlet temperature is less than 35,℃,COP is always higher than 3.5.%提出一种ODP为0的高温非共沸制冷剂BY4,通过与其他4种纯制冷剂的理论循环计算对比,得出BY4在冷凝温度区间(90~110,℃)的COP、单位容积功、冷凝压力方面性能优越,且热物理性质良好;同时设计了以BY4为工质的高温热泵机组,在经过改造的热泵检测系统上进行了蒸发器进水温度在40~60,℃的实验工况测试.实验结果表明:冷凝器侧最高出水温度能达到110,℃,此时排气温度和冷凝压力适中;当冷凝器侧出水温度和蒸发器侧进水温度差小于35,℃时,COP总是大于3.5.【期刊名称】《天津大学学报》【年(卷),期】2016(049)003【总页数】6页(P314-319)【关键词】高温热泵;环境友好;COP;冷凝压力【作者】张于峰;孔令腾;于晓慧;张彦;高岩【作者单位】天津大学环境科学与工程学院,天津 300072;天津化学化工协同创新中心,天津 300072;天津大学环境科学与工程学院,天津 300072;天津大学环境科学与工程学院,天津 300072;天津大学环境科学与工程学院,天津 300072;天津大学环境科学与工程学院,天津 300072【正文语种】中文【中图分类】TB6我国是一个能源消费大国，在我国的能源结构图中，矿物燃料的燃烧是产生高品质热能的主要方式，它被大量用于工业生产的各个领域，高品质能源用于各种工艺流程之后会产生低温热(30～85,℃)[1]，这些低温热直接被释放到大气中，加剧了温室气体效应和热污染等环境危害.因此，开发出能够有效利用低温热能的技术方法至关重要.高温热泵是低温热回收的有效方式之一，它通过消耗较少的高品位能，把热源中贮存的低位能转化为高位能[2]，并可将这些高品位能用于供暖或工艺加工，既提高了能源利用效率，又能减少了化石燃料的燃烧.在高温热泵的运行中，制冷剂的选用非常关键.清华大学史琳等[3-5]自主研发出3种命名为HTR01、HTR02和HTR04的热泵工质，热输出温度分别能达到85,℃、75,℃和80,℃，COP较高；Zhang等[6]对混合工质M1A、M1B、M1C在冷凝温度范围70～90,℃，提升温质为45,℃进行了实验测试，并将实验数据与R245fa进行对比，得出M1B的各种参数最佳；Pan 等[7]将HFC245fa、HC600、HC600a、HC600/HFC245fa(2.83%/97.17%)几种制冷剂进行了理论分析和实验研究，研究表明在高温区段混合HC600/HFC245fa的性能优于其余几种工质，在蒸发器进水温度为50,℃、冷凝器出水温度为95,℃时，COP仍然能达到3.3.但是，对于热输出温度更高且热力参数和循环性能优良的环境友好型高温制冷剂的研究比较少.笔者提出一种由天津大学自主研发的高温制冷剂BY4，以BY4作为冷媒设计了一台额定制热量为600 kW的高温热泵机组，并在经过改造的热泵检测系统上进行了实验工况的检测.1.1 制冷剂的提出理想的高温热泵制冷剂应该需要满足以下要求：(1)性质稳定、无毒、不易燃；(2)压力适中，尤其是在高冷凝温度(100,℃左右)下的冷凝压力不超过2.5,MPa，压缩比不超过8；(3)环境友好性：ODP＝0，GWP值较低[8]；(4)尽可能高的单位容积制热量；(5)提升温质(冷凝温度与蒸发温度之差)较大的情况下COP较高.基于以上5点考虑，高温制冷剂BY4是一种双元非共沸混合物，环境性能良好、无毒、不燃烧，其特殊的热力学性质，使系统工作节流过程的压力工况、低温吸热和高温排热工况、压缩过程的容积制热量更适用于90～110,℃的高温区间.1.2 BY4的热物理性质为了体现BY4的高温优越性，现将BY4的基本热物理性质与4种常规的中高温纯制冷剂(CFC114、HFC245fa、HFC236ea、HCFC124)的热物理性质进行对比，REFPROP 8.0-NIS流体性质软件库用于计算5种制冷剂的基本性质.5种制冷剂的热物理性质见表1.1.3 BY4的理论循环计算如图1所示，针对BY4的热物理性质对典型循环工况做如下设定：蒸发温度为60,℃，冷凝温度90～110,℃，过热度和过冷度均设为5,℃，蒸发(4→1)和冷凝(2→3)过程为等压过程，节流(3→4)为等焓过程，压缩机做等熵绝热压缩(1→2)，同时考虑压缩机的绝热效率、电动机效率.因为非共沸混合物具有温度滑移，因此在计算过程中蒸发温度和冷凝温度分别取蒸发压力和冷凝压力下的泡点温度和露点温度的平均值.热力过程的计算式为式中：Wv为单位容积功，kJ/m3；h1、h2、h3分别为图1 中1、2、3点的焓值，kJ/kg；Pin为压缩机输入功率，kW；1ν、2ν分别为压缩机的吸气、排气比容，m³/kg；qm为制冷剂质量流量，kg/h；ηv为压缩机的容积效率，它和压缩机的压缩比有关，压缩比越大，ηv值越小；Vth为压缩机的理论排气量，对于同一台压缩机来说，Vth不变，m³/h；ηad为压缩机的绝热效率，取值0.8；ηme为压缩机的电动机效率，取值0.9.由图2的对比曲线可以看出，各种制冷剂的COP会随着冷凝温度的增加而减小，且随着冷凝温度区间的增大，减小的速度变慢.在5种制冷剂中BY4的COP最高，HCFC124的COP最低，其余3种工质的COP适中.图3表示了冷凝温度与冷凝压力的关系，冷凝压力太大会加重冷凝器的承压强度，同时也会增大压缩比，进而影响压缩机的容积效率.对同一种制冷剂而言，冷凝压力会随着冷凝温度的升高而增大.当冷凝温度超过100,℃时，HCFC124的冷凝压力已经超过2.5,MPa，带来的机械强度要求较高，因此不适合做高温热泵工质.其余4种工质的冷凝压力适中，且BY4的压力与HFC236ea非常接近.单位容积功和压缩机设备的选型有关系.单位容积功Wv越大，在制热量相同的情况下，压缩机排气量越低，这有利于简化压缩机的设备尺寸.纵向比较来看，由图4可以看出BY4的Wv较大，其值仅低于HCFC124.与冷凝压力的变化规律相同，容积制热量也会随着冷凝温度的升高而升高.综上可知，在理论循环条件下，BY4在5种制冷剂中COP最高，在冷凝温度(110,℃)下的冷凝压力小于2.4 MPa，单位容积功大，且热物理性质良好，理论分析来看，它是一种优秀的高温制冷剂.2.1 实验原理实验检测台为山东省某空调公司的热泵机组标准检测系统.实验系统原理如图5所示.该检测系统经过改造.原检测系统只包括一个冷却水系统和冷媒水系统，两系统除分别与蒸发器、冷凝器连接外，还都与开式水箱相连.由于高温热泵冷凝器侧产生的高温水达到110,℃，在大气压下会产生汽化现象，原检测台不能满足热输出温度100,℃以上的运行工况检测，课题组针对此现状，对原有的检测系统进行了改造.改造后的检测系统是国内首个能够检测热输出温度100,℃以上的热泵检测台，它新增一个板式换热器和一个冷却水系统，共包括3个水循环系统，即冷却水系统Ⅰ、辅助冷却水系统Ⅱ和冷媒水系统Ⅲ.冷却水系统Ⅰ为闭式系统，设有加压罐，维持冷却水系统的压力高于大气压力，恒为0.4,MPa.检测系统中的电动三通阀用于调节开式水箱与水系统回水的混水量，能精确控制冷媒水的进水温度和冷却水的出水温度.电动调节阀可在自动控制过程中调节水系统的流量，而冷却水系统中的调节阀只能手动调节流量.冷凝器的制热量释放给冷却水系统，冷却水系统通过板式换热器将热量转移给辅助冷却水系统.若机组的制热量大于板式换热器的换热量，冷却水系统多余的热量用于自身的升温，反之，冷却水降温.实验中，冷却水系统的流量固定，故板式换热器的换热量是通过改变辅助冷却水系统的流量来调节的.辅助冷却水系统最终仍把换来的热量转移给开式水箱.蒸发器从冷媒水系统中吸收的热量也从开式水箱中得到补充.2.2 样机的设计和改进2.2.1 实验样机的设计以BY4的热物理参数为依据，课题组设计了一台额定制热量为600,kW的高温热泵机组.具体型号如下：蒸发器为干式换热器，管程走制冷剂，壳程走水，换热面积为62,m2，壳体尺寸Φ508,mm×8,mm，换热管采用Φ12,mm×0.75,mm内螺纹高效蒸发管，材质为TP2紫铜，管长2.4,m，共630支，氟路为四回程.冷凝器为满液式换热器，壳体Φ450,mm×8,mm，换热管采用Φ16,mm×1.2,mm内外螺纹高效冷凝管，材质为TP2紫铜，管长2.4,m，共300支，水路为两回程.压缩机采用德国比泽尔的螺杆压缩机，型号为CSH9573-240-38D，额定功率为176,kW，理论排气量700,m3/h，额定转速2,900,r/min.电子膨胀阀系统包括电子膨胀阀阀体ETS250、控制器EKC312、压力传感器AKS33、温度传感器AKS11.高温下压缩机的润滑问题是必须解决的问题之一，本实验所用压缩机润滑油为德国比泽尔的B320SH，它的运动黏度随着温度的升高而降低，当润滑油的黏度降到一定值时，其润滑螺杆机转子的能力就会大大下降，在此种状态下长时间运行会对压缩机造成磨损.同时压缩机的排气温度还应低于润滑油的闪点，以免造成润滑油碳化，因此在运行过程中要不断监测排气温度的变化.基于以上考虑，在此实验中，设定排气温度的极限是120,℃.2.2.2 电子膨胀阀控制系统的改进系统工作原理.控制器EKC312分别通过压力传感器和温度传感器采集蒸发器的出口压力p和出口温度T′，经过内部计算，压力p转换成制冷剂对应的饱和温度T，则ΔT＝(T′-T)即为蒸发器出口过热度.控制器通过控制过热度来自动控制膨胀阀开度.由于不同制冷剂的饱和压力和温度对应的函数关系T＝f(p)是不同的，控制器内可设定的冷媒均为常规制冷剂，但BY4为天津大学自主研发的制冷剂，它的饱和温度、压力的函数关系并没有写入到该控制器中，因此需要对现有的控制特性进行匹配调整.匹配调整方法.课题组通过对比控制器内所有常规冷媒和BY4的饱和温度和压力的函数公式曲线，得出BY4函数公式与控制器内某制冷剂的函数公式T1＝f(p1)数学关系相似，参考该制冷剂的函数关系，将控制器接收的压力传感器的最大值和最小值上调，可完成对控制器的改进.经实验校核，此方法能够实现控制器对BY4饱和温度-压力函数关系的计算，转换后的温度精度为±0.3,℃.2.2.3 测量仪器在检测系统中用到的所有仪器仪表的型号和测量精度见表2.检测系统的各仪器仪表在安装前都经过检验，所测的数据经采集器Agient 34970A采集后通过传输通道RS232C传送到计算机中.2.3 实验内容在实验过程中为防止排气温度过高，过热度控制在5～8,℃.本次实验中，调节冷却水系统的调节阀，固定冷却水系统的水流量为91.6,m3/h，同时设定蒸发器进水温度分别为40,℃、50,℃、60,℃，检测冷凝器出水温度在70～110,℃温度区间时的热泵参数.实验开始后首先让热泵机组连续运行15,h，待所有参数稳定之后开始记录实验数据.2.4 实验数据的获取在实验运行过程中，通过自动控制系统从计算机直接采集到的技术参数有：压缩机输入功率、压缩机进出口的低压和高压、过热度、冷却水系统的水流量和进出水温度、冷媒水系统的水流量和进出水温度.机组制热量和COP需要通过检测数据计算得到.式中：Q为冷凝器制热量，kW；ρw为水密度，取值为1,000,kg/m3；cw为水比热容，取值为4.187,kJ/(kg·K)；qV ,w为冷却水系统水体积流量，m3/h；tc,out为冷凝器出水温度，℃；tc,in为冷凝器进水温度，℃.式(5)经化简后，有性能系数为3.1 制热量由图6可以看出，制热量Q会随着冷凝器出水温度(tc,out)的升高而减小，随着蒸发侧进水温度(te,in)的升高而增大.tc,out每增加10,℃，制热量会减小6%～19%，且减小速度逐渐变慢，而te,in每增加10,℃，制热量会增大18%～34%，增长幅度较大.因为te,in和tc,out分别能反映蒸发温度和冷凝温度，可知蒸发温度对制热量的影响大于冷凝温度，同时制热量还会随着提升温质的增大而减小.当te,in为60,℃、tc,out达到80,℃时，制热量达到最大486,kW.3.2 吸气压力和排气压力的变化压缩机的排气压力主要受冷凝器侧水温影响，与蒸发器侧水温无关.图7表明了排气压力会随着tc,out的升高而增加，tc,out从60,℃开始每增加10,℃，冷凝压力约以25%幅度增长，当tc,out达到110,℃时，冷凝压力也只增长到1.84,MPa，低于热泵运行的安全范围2.5,MPa，并且留有余量.同时压缩机的吸气压力主要和蒸发器侧水温有关，蒸发器进水温度在40～60,℃时，吸气压力在0.18～0.32,MPa范围内.当蒸发器进水温度40,℃、冷凝器出水温度90,℃时，热泵压缩比会达到最大值6.9，并没有超过热泵允许的最大压缩比.3.3 压缩机功率如图8所示，当te,in不变、tc,out每升高10,℃，压缩机的输入功率会增加14%～22%，而te,in每增加10,℃(tc,out不变)，输入功率仅略增3%～6%.由此得知，在压缩机实际运行过程中，冷凝温度对压缩机功率的影响大于蒸发温度.从理论循环的角度分析，式(3)表明影响压缩机功率的因素有两个：制冷剂质量流量qm和单位质量压缩功h2-h1.又从式(2)得知qm主要和压缩机的容积效率和吸气比容有关.故当te,in不变、tc,out升高时，由于压缩比的增大，吸气比容不变，因此qm减小，同时h2-h1增大，但qm减小的比值小于h2-h1增大的比值，两者相乘后得到的压缩机输入功率仍然明显增加.同理当tc,out不变、te,in增加，此时因压缩比的减小和吸气比容的减小会导致qm增加幅度较大，其增加的比值和h2-h1减小的比值几乎相当，故总压缩机输入功率变化不大.3.4 机组COP的变化由公式(7)可知，COP受制热量和压缩机功率二者的共同影响.如图9所示，当te,in不变时，tc,out每升高10,℃，由于制热量的减小和压缩机输入功率的显著增加，COP值会减小18%～30%.而当tc,out不变时，te,in每升高10,℃，压缩机输入功率的变化较小，故制热量的大幅度增加也会导致COP增大15%～27%.当冷凝器侧出水温度与蒸发器侧进水温度之差在35,℃以内时，机组的COP总是大于3.5，这说明机组的经济性能良好.3.5 排气温度的变化图10表示排气温度随冷凝器出水温度的变化，可知排气温度值高于tc,out，并随着tc,out的增加而增加.当tc,out达到110,℃时，排气温度只有112,℃，低于压缩机设定的最高排气温度120,℃.如果热泵想要在更高的冷凝温度下运行，首要解决的问题就是压缩机润滑油的选用，必须要避免润滑油在高温下黏度过低的情况发生.本文对高温非共沸制冷剂BY4做了理论循环分析，并对以BY4为工质设计的高温热机组进行了实验工况检测，得出如下结论.(1)通过理论循环计算可知，在90～110,℃的高温条件下，BY4与其他4种制冷剂相比在环境友好性、单位容积换热量、高冷凝温度下的适中压力等方面都具有突出优势.(2)由实验数据分析得出，蒸发侧水温度对制热量的影响大于冷凝温度，在已检测的工况中，最大制热量能达到486,kW.由于BY4运行的典型蒸发温度为60,℃，蒸发器侧进水温度继续上升时，制热量能达到600,kW，因此对高温热泵机组的设计可行.(3)冷凝器侧最高出水温度能够达到110,℃，此时冷凝压力只有1.84,MPa，排气温度也只有112,℃，符合系统安全运行限制，同时说明该工质有潜力应用于更高温度的运行工况.(4)通过实验成功连续运行可知，检测台系统的改造合理；同时控制器EKC312能正确显示BY4的过热度，说明控制器的调整也是成功的.【相关文献】［1］Wang Ying，Zhang Yufeng.Analysis of the dilatancy technology of district heating system with hightemperature heat pump[J].Energy and Buildings，2012，47：230-236. ［2］陈成敏.高温热泵技术及系统性能研究[D].天津：天津大学环境科学与工程学院，2012.Chen Chengmin.High Temperature Heat Pump Technology and System PerformanceStudy[D].Tianjin：School of Environmental Science and Technology,Tianjin University，2012(in Chinese).［3］Liu Nanxi，Shi Lin，Han Lizhong，et al.Moderately high temperature water source heat-pumps using a nearazeotropic refrigerant mixture[J].Applied Energy，2005，80(4)：435-447.［4］朱秋兰，史琳，韩礼钟，等.中高温热泵新工质HTR02实验研究[J].工程热物理学报，2005，26(2)：208-210.Zhu Qiulan，Shi Lin，Han Lizhong，et al.Study on new medium-high temperature refrigerant HTR02[J].Journal of Engineering Thermophysics，2005，26(2)：208-210(in Chinese).［5］昝成，史琳.零ODP 的中高温热泵工质HTR04实验研究[J].工程热物理学报，2007，28(6)：919-921.Zan Cheng，Shi Lin.Experimental research on HTR04：A non-ozone depleting refrigerant for moderately high temperature heat pumps[J].Journal of Engineering Thermophysics，2007，28(6)：919-921(in Chinese).［6］Zhang Shengjun，Wang Huaixin，Guo Tao.Experimental investigation of moderately high temperature water source heat pump with non-azeotropic refrigerantmixtures[J].Applied Energy，2010，87：1554-1561.［7］Pan Lisheng，Wang Huaixin，Chen Qingying，et al.Theoretical and experimental study on several refrigerants of moderately high temperature heat pump[J].Applied Thermal Engineering，2011，31：1886-1893.［8］马利敏，王怀信，王继霄.一种高温热泵工质的理论与实验性能[J].机械工程学报，2010，46(12)：142-147.Ma Limin，Wang Huaixin，Wang Jixiao.Theoretical and experimental cycle performances of working fluid for high temperature heat pumps[J].Journal of Mechanical Engineering，2010，46(12)：142-147(in Chinese).。

R22与R744空气源热泵热水机组的对比

压比
3 . 266
蒸发温度吸气压力 ( ) ( P a) - 2 低温工况 2 点比焓 ( kJ/ kg) 449. 05 过冷度 ( ) 10 4. 659
1 点比焓 1 点熵冷凝温度冷凝压力排气温度 ( kJ /kg) [ kJ/ ( kg% K ) ] ( ) ( Pa) ( ) 408. 20 1. 768 理论 COP (W /W ) 4. 67 56 压比 22 . 232 86. 44
1 前言热泵热水机组 (以下简称机组 )是一种供热水和供暖的产品, 可替代锅炉、燃气和热水器等的装置 ; 热泵热水机组是一种利用电动机驱动的蒸汽压缩循环、将低温热源 ( 空气或水 ) 的热量转移到被加热的水中来制取生活热水和采暖热水的设备。热泵热水机组一般由压缩机、冷凝器、过滤器、膨胀阀、蒸发器等部件组成 , 如图 1 所示。
收稿日期 : 基金项目 :
图 1 热泵热水机组循环原理
2010 - 09- 10 十一五 !国家科技支撑计划重大项目 ( 2006BA J03A 06)
60
FLU ID MACH I NERY ODS 淘汰行动的推进实施 , ∀蒙特利尔议定
Vo l 38 , No 11 , 2010
须跟上发达国家的步伐。因此 , R22 的替代工作任务已十分紧迫。 2 以 R22 为工质的热泵热水机组目前中国市场上的机组大多采用 R22 工质, 产品也相对成熟。现对以 R22 为工质的一次循环加热式空气源机组, 根据国家标准 GB /T21362∃ 2008∀商业或工业用及类似用途的热泵热水机 #的名义工况 , 从热力学理论分析和试验测试两方面进行分析研究 , 如表 1所示。 2 . 1 理论设计计算

[精品论文]214双级压缩高温热泵换热器优化设计研究

[精品论文]214双级压缩高温热泵换热器优化设计研究双级压缩高温热泵换热器优化设计研究大连理工大学张吉礼哈尔滨工业大学赵天怡摘要: 提出了一种换热器结构优化设计方法，包括换热器型号及换热面积优化设计方法，并以典型的双级高温热泵系统为例，进行了设计方法的实践。

仿真结果表明，该设计方法是解决热泵及制冷系统中单一部件结构参数间不匹配性的有效途径；在系统性能不变的前提下，优化设计后的系统换热器总面积降低了8.6%，蒸发器换热管总管数降低了35.5%，优化效果显著。

关键词: 高温热泵；换热器；设计方法；仿真；优化1 引言对于制冷热泵厂家，换热器的设计、加工制造已变得非常重要，特别是无压缩机设计生产能力的厂家，换热器已成为提高机组性能、降低机组加工成本的重要对象。

对于高温热泵而言，由于其蒸发温度和冷凝温度之差一般大于普通热泵，导致其循环效率低于普通热泵，这就更需要对高温热泵换热器进行优化设计，最大可能地提高COP。

在实际热泵机组设计开发过程中，无论是具有换热器设计生产能力还是直接购入换热器的企业，基本都采取以下做法。

首先根据设计工况，确定换热器型号，设计加工或购进换热器；将压缩机、换热器、节流机构和其它部件组装成整机；然后进行整机性能测试；若机组性能达到设计目标，则整个开发过程结束，若机组性能达不到预期目标，则更换某一部件重复上述过程。

由于上述方法缺乏对换热器的优化设计过程，通常低效、耗时、且很难达到理想的系统性能。

因此，面向厂家热泵或制冷机组设计阶段，按需提出合适的换热器优化设计方法是一项重要的研究工作换热器的结构形式与换热面积均对机组性能有着不同程度的影响。

由于管壳式换热器长径比的限制，出现了同一换热面积对应多个换热器型号的情况，在满足相同的设计制热量(或制冷量)的前提下，不同型号的冷凝器(蒸发器)由于换热管布置方式不同，其对应的换热面积，长径比及系统性能参数值(制热系数COP，水侧阻力等)有着一定差别。

中高温水源热泵新工质理论与实验研究的开题报告

中高温水源热泵新工质理论与实验研究的开题报告
一、选题背景及意义
与传统燃气锅炉、空调等热力设备相比，水源热泵具有能耗低、环保、安全等优点，因此在建筑节能领域有着广泛的应用前景。

近年来，随着热泵技术的发展和改进，新工质的研究已经成为了热泵领域重要的研究方向之一。

本课题将以中高温水源热泵为研究对象，尝试采用新工质取代现有的工质，以期提高热泵的性能效率和节能减排能力，同时还可以探索新工质在热泵领域的应用与潜力。

二、研究内容和方法
本课题研究的主要内容是中高温水源热泵的新工质理论研究和实验研究，具体研究内容包括：
1、中高温水源热泵的现状和发展趋势分析
2、新工质的理论研究和选用
3、新工质对热泵性能的影响及其机理分析
4、新工质的实验研究和验证
5、新工质应用于中高温水源热泵的可行性分析
本课题主要采用理论分析和实验研究相结合的方法，其中理论分析主要依据热力学、流体力学、传热学等基础理论分析热泵的工作原理和影响热泵性能的因素；实验研究方面主要采用水源热泵模拟实验和实际案例调研等方法，获取新工质的性能数据和运行参数，并与现有工质进行对比和分析。

三、预期成果和意义
本课题的预期成果包括：
1、新工质与现有工质的性能对比和分析结果
2、新工质对中高温水源热泵性能的影响及其机理分析结果
3、中高温水源热泵新工质应用的可行性分析
本课题的研究成果对中高温水源热泵的节能减排和应用推广具有重要意义，可为热泵行业的技术发展提供一定的理论和实践支持，同时也会为国家能源安全和环境保护做出贡献。

中高温热泵工质热力性质及循环性能分析

摘要摘要中高温热泵技术是一项新兴的、发展中的应用技术，中高温热泵所采用的工质直接决定热泵系统的循环性能。

但是，目前在国内外对于中高温热泵还不存在公认的代表性工质。

同时，近年来《蒙特利尔议定书》提出了对ＣＦＣｓ的限制和禁用，以防止臭氧层继续受到破坏。

这一切都迫切要求在制冷行业中对新型工质进行研究，以寻求绿色环保型新工质来代替ＣＦＣｓ，并能达到良好的运行效果。

本文首先根据热物理性质、实用性要求和环境影响指标对工质进行筛选，发现三种氢氟烃类新工质Ｒ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２３６ｅａ和碳氢类Ｒ６００满足条件，又因现有系统中Ｒ１２３、Ｒ１３４ａ被广泛采用，所以选择该六种工质作为研究对象。

根据所选工质的特点采用ＲＫＳ方程作为六种高温工质的统一状态方程，在统一状态方程基础之上，根据热力学普遍关系推导出工质的其它热力学关系式，并根据实验数据拟合推导出其它热物性，建立了热力性质和迁移性质数学模型，从而实现了对这六种中高温工质热物性的完整描述。

通过误差分析得出，六种工质采用统～的状态方程进行热力性质计算能够满足工程要求。

根据所建立的工质热力学模型，利用Ｍａｕａｂ软件编写了一套完整的工质热力学性质计算程序，该程序具有通用性和易调性。

根据这套程序，编制出了新工质Ｒ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２３６ｅａ、Ｒ６００的饱和热力性质表，并绘制了六种工质的温熵图和Ｒ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２３６ｅａ的压焓图，为工程热力计算提供了完整的热力性能图表，方便了工程应用。

将六种中高温工质应用于单级压缩和多级压缩热泵循环中，对比了各个工质在相同工况下不同循环方式中的热力性能，并分析得出各个工质的最佳循环方式。

结果显示三种氢氟烃类新工质Ｒ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｅａ、Ｒ２３６ｅａ和碳氢类Ｒ６００在中高温热泵工况下仍具有良好的热力性能。

关键词中高温工质；热力学性质；状态方程；饱和性质；单级循环：多级循环哈尔滨工业大学工学硕士学位论文ＡｂｓｔｒａｃｔＭｅｄｉｕｍａｎｄｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐｉｓａｒｉｓｉｎｇａｎｄｄｅｖｅｌｏｐｉｎｇａｐｐｌｉｅｄｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ．Ｔｈｅｃｉｒｃｕｌａｔｏｒｙｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｍｅｄｉｕｍ－ｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐｓｙｓｔｅｍｗａｓｄｅｃｉｄｅｄｏｎｉｔｓｗｏｒｋｉｎｇｆｌｕｉｄｓ．Ｈｏｗｅｖｅｒ，ｎｅｉｔｈｅｒｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌｎｏｒｄｏｍｅｓｔｉｃｉｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎｃｏｍｅｓｔｏａｎａｇｒｅｅｍｅｎｔｏｎａｃｋｎｏｗｌｅｄｇｅｄｒｅｐｒｅｓｅｎｔａｔｉｖｅｗｏｒｋｉｎｇｆｌｕｉｄｓｆｏｒｍｅｄｉｕｍ－ｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐ．Ｔｏｐｒｏｔｅｃｔｏｕｒｏｚｏｎｅｌａｙｅｒ，ｔｈｅＭｏｎｔｒｅａｌＰｒｏｔｏｃｏｌｗｈｉｃｈｐｕｔｆｏｒｗａｒｄｃｏｎｆｉｎｉｎｇａｎｄｆｏｒｂｉｄｄｉｎｇＣＦＣｓ，ｗａｓｓｉｇｎｅｄｂｙｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＳＯｃｉｅｔｉｅｓ．Ａ１１ｏｆｔｈｅｍｒｅｑｕｉｒｅｕｒｇｅｎｔｌｙｔｈｅｓｔｕｄｙｏｎｔｈｅｎｅｗ—ｓｔｙｌｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｓｈｏｕｌｄｂｅａｃｔｉｖｉｔｙｉｎｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎｉｎｄｕｓｔｒｙ，ｉｎｏｒｄｅｒｔｏｆｉｎｄｏｕｔｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔａｌａｎｄａｖａｉｌａｂｌｙａｌｔｅｒｎａｔｉｖｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ．Ｉｎｔｈｉｓｐａｐｅｒ，ｆｉｌｔｅｒａｎｄｃｈｏｏｓｅｓｏｍｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｏｎｂａｓｉｓｏｆｔｈｅｉｒｓｐｈｙｓｉｃａｉｐｒｏｐｅｒｔｙ，ｐｒａｃｔｉｃａｌｒｅｑｕｅｓｔ，ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎ，ａｎｄｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔａｌｃｒｉｔｅｒｉｏｎ，ａｎｄｍａｋｅｃｅｒｔａｉｎＲ２４５ｆａ，Ｒ２４５ｃａ，Ｒ２３６ｅａ，Ｒ６００，Ｒ１２３，Ｒ１３４ａａｓｄｉｓｑｕｉｓｉｔｉｖｅｏｂｊｅｃｔ．ＴｈｅｎｉｔｍａｋｅｃｅｒｔａｉｎＲＫＳｅｑｕａｔｉｏｎａｓｕｎｉｆｏｒｍｅｑｕａｔｉｏｎｏｆｓｔａｔｅ．ＴｂｅＲＫＳｅｑｕａｔｉｏｎｏｆｓｔａｔｅｉＳｕｓｅｄｔｏｃａｌｃｕｌａｔｅｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎａｎｄｄｅｄｕｃｅｏｔｈｅｒｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃｃｏｒｒｅｌａｔｉｖｅｅｑｕａｔｉｏｎ．Ｉｔｆｉｔａｎｄｄｅｄｕｃｅｏｔｈｅｒｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｅｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ，ｅｓｔａｂｌｉｓｈｍａｔｈｅｍａｔｉｃｓｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎａｎｄｔｒａｎｓｆｅｒｒｅｄａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎ，ａｃｃｏｒｄｉｎｇｌｙａｃｃｏｍｐｌｉｓｈｔｈｅｗｈｏｌｅｄｅｓｃｒｉｐｔｉｏｎｆｏｒｔｈｉｓｓｉｘｄｉｆｉｅｒｅｎｔｒｅ衔ｇｅｒａｎｔｓ．ＩｔｕｌａｋｅｓｃｅｒｔａｉｎｔｈａｔｔｈｅＲＫＳｅｑｕａｔｉｏｎｏｆｓｔａｔｅｉｓｅｘａｃｔｅｎｏｕｇｈｆｏｒｔｈｅｓｅｓｉｘｄｉｆｆｅｒｅｎｔｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｔｈｒｏｕｇｈａｎａｌｙｚｉｎｇｔｈｅｅｒｒｏｒ．ＩｔｍａｋＣＳｕｓｅｏｆＭａｔｌａｂｔｏｃｏｍｐｉｌｅａｓｕｉｔｏｆｐｒｏｇｒａｍｆｏｒｔｈｅｒｌＴｌＯｄｖｎａｍｉｃｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｏｎｂａｓｉｓｏｆｇｉｖｅｎｍａｔｈｅｍａｔｉｃｓｍｏｄｅｌ．ｎｉｓｐｒｏｇｒａｍｉｓＣｔＵＴｅｎｔａｎｄａｄｊｕｓｔｉｖｅ．ＩｔｃｏｍｐｉｌｅｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｎｔｉｏｎｔａｂｌｅｏｆＲ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２３６ｅａ、Ｒ６００．ａｎｄｐｒｏｔｒａｃｔｃｈａｒｔｏｆｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ－ｅｎｔｒｏｐｙｆｏｒｔｈｉｓｓｉｘｄｉｆｆｅｒｅｎｔｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓａｎｄｐｒｅｓｓ－ｅｎｔｈａｌｐｙｆｏｒＲ２４５ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２３６ｅａ．Ｉｔｐｒｏｖｉｄｅｗｈｏｌｅｃｈａｒｔｏｆｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎｆｏｒｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇｔｈｅｒｍｏｄｖｎａｍｉｃｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ．Ｉｔ印ｐｌｙｔｈｅｓｉｘｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓｔｏｂｏｔｈｓｉｎｇｌｅ－ｐｒｅｓｓｃｉｒｃｌｅａｎｄｍｕｌｔｉｓｔａｇｅｃｉｒｌｅ．ｃｏｎｔｒａｓｔｔｈｅｄｉｆｉｅｒｅｎｔｃｉｒｃｌｅｍｏｄｅｉｎｔｈｅｓａｍｅｗｏｒｋｉｎｇ．ｉｎｓｔａｎｃｅ．ａｎｄｖｅｒｄｉｃｔｔｈｅｏｐｔｉｍａｌｃｉｒｃｌｅｍｏｄｅｆｏｒｖａｒｉｏｕｓｏｆｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ．ＩｔｐｒｏｖｅｔｈａｔｔｈｅｔｈｒｅｅｎｅｗＨＦＣｓｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｃｏｕｌｄｗｏｒｋｗｅｌｌｉｎＭｅｄｉｕｍａｎｄｈｉ曲ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓｍｅｄｉｕｍａｎｄｈｉｇｈｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｈｅａｔｐｕｍｐｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ；ｔｈｅｒｍｏｄｙｎａｍｉｃｐｒｏｐｅｒｔｙ；ｓｔａｔｅｅｑｕａｔｉｏｎ；ｓｉｎｇｌｅ—ｐｒｅｓｓｃｉｒｃｌｅ；ｍｕｌｔｉｓｔａｇｅｃｉｒｃｌｅ．Ｈ．符号表ＣＯＰ一制热系数；ｃ一比热容；ｈ一比焓；Ｋ一压缩机迸出口压力比疋一标准沸点；Ｐ一压力；玑一单位容积制热量：ｑ。

【doc】R22／R142b用于高温空调的实验研究

R22／R142b用于高温空调的实验研究1993年第5期总第75期低温工程CRYC}GENICSNo.51993StimNo.75R22/R142b用于高温空调的实验研究(0(武波建筑高等专科学校,武汉化工学院)/8摘要介绍7R22/R142b用干高温空调的实验.与使甩纯R142b对比,表明使硐R22/R"2b功耗增加,冷量也随之增加.,,主题词非共漭混合制冷衔,功耗,冷llo,匆涸甓制,,/^\',O前盲近几年来,国内外很重视非共沸混合制冷剂(NARBs)及其应用的实验研究.认为在一般的蒸气压缩制冷系统中,采用NARBs可实现非等温制冷的Lorenz循环,NtgN实现:较低的蒸发温度,节约功耗或增加制冷量.本文介绍TR22/R142b用于高温空调(环境温度为50～70%)的实验研究.1非共沸混合制冷剂制冷剂的主要热工性能与其蒸气压啦线有密切关系(图1).一般而言,蒸气压衄线越靠上方,其COP越低,容积制冷量越大.R142b由于单位容积制冷量小,并且有可燃性,从而限制了它作为纯工质的使用.而使用混合高压力制冷剂R22增加了单位容积制冷量,降低了可燃性(这种混合物实际上是不可燃的).荷兰PHIL[P研究室的专题报告也指出,使用NARB无需重新设计制冷系统,NARBs的组分之一为可燃物,但加入适量R22,使混台物为不可燃物质.R22与R142b的主要性质见袁1.袭1工质亿学式分子量0DPGHP毒性等级沸点℃lR22CHF2C186{8～4D50.04～D仰032～0.盯5AR1{2H.F,C1100.蚰～9.25005～006034～0.354AODP——相对臭氧破坏能力}GHP——温室效应潜能值.R22/R142b~g台物的ODP~o05,GHP≤O.5为现可被接受的制冷剂.一53—《琏足盛度re图1R22,RI42h饱和蒸汽压与温度若系TR14l2b一9℃R22—41℃图2某定压下Rzz/R142b的相图NARB.定压下相变时,在T一图上泡点线与露点线形成鱼形绂如图2所示.NARBs 的性质介于构成它的纯组分的性质之间,故可通过对混合物组成和成分的优选获得所希望的性质,选择了I,I,I三种配比方案进行实验.2实验研究2.1实验装置实验选用Tw一4s—GW分体式风冷高温空调机.它主要是用于50～70℃高温环境的特殊空调机,用于冶炼,高温粉尘大的工作岗位.本机为分体式,风玲冷凝机组(包括压缩机)在室外,室内机为直接空气冷却器.性能特性是冷凝温度为70℃,蒸发温度10℃,使用R-142工质产冷量为4000W.2.2主要技术指标压缩机S51排量18.4M'/h功率3.7kW冷凝器面积32.42M蒸发器面积14.24M室内风机DF12-76No2室外风机DZ-13—5C膨胀闻RCD测试结果列于表2.风量1200M/h风量7000M./h功率0.18kW功率0.75kW4COP%一%.;Q;4w%一一9一裹2环I::℃1lR22R22R22R22R22R22R22R22R22工质R142/R1鸵/R142/R142R142/R142/R142/R142R142/R142/R142/R.142 配此I配比I配比Ⅱ配比I配比Ⅱ配比Ⅱ配比I配比Ⅱ配比ⅢCOP1.70l1.9651.8401.8521.4371.6371.5381.5800.991.2381.2291.130'COP()15.58.19.013.97.09.929.024.114.1冷量Q.(kw)4.4237.7027.5i17.1864.0246.9816.3076.4493.0719.3529?0394.860aQ.()7{.169.862635655756458功耗.,)2.603.924.083.882.804.024.104.083.104.324.324.30w()5O.796.949.243.646.449.739.339.33B.7PL(MPa)o.841?271.201.001.081.951.451.201.:51.891.64150P(MPo.090.250.230.220.100.290.260-290.330.310.290.3分析与结论1)采用R22/R142b与.~R142相比较.40%～57%),冷量增加(55～75%).用R22/R142b可获得较大的冷量.在增加功耗的同时,冷量也随之增加(功耗增加在不增加设备投资,使用原有设备的情况下,采2)一般情况下随着R22加入量的增加,功耗增加,冷量随之也增加,但在一定的范围内(职比1)出现不同的现象.这表明,在系统中存在着一个最佳操作压力的选择问题.参考文献1马一太.用非共怫混台工质R22/R1{实现劳伦兹循环代替Rl2的研究.工程热物理1990,vo1.11,No.12L?C?Tan?InvestigatioainthecoldwaterptodactioasystemusingR22/142forpowet"savin gProceedingsofXVⅡthInternatioaalCongreesofReflgeration1987注j经湖北省科学技术情报研究所国际联机挂索DIAL0G检索;未见R22/R1●2用于空调的报道ExperimentalResearchonApplicationofR22/R142b toHighTemperatureAirConditionerZhangLianandJinXiaoehang AbstractThispaperintroducesanexperimentthatappliesR22/Ri42bto hightemperatureairconditioneranditiscomparedwithPureR142b.Itis provedthatrefrigeratingcapacitYisincreasingwithpowerconsumptioninerease.Whenpowerconsamptionincreases55.6,45,39,therefrlge—ratingcapaeitYincreases69%,58,66,respeerively,indifferentte—mperatures.geyword9nonazeotropicbinarymixturerefrigerant,powerconsumption,re—frigeratingcapacitY.60—。

R417A在热泵热水系统中替代R22的实验研究

R417A在热泵热水系统中替代R22的实验研究李晓燕闫泽生（哈尔滨商业大学土木与制冷工程学院）摘要：在热泵热水系统中，对新混合工质R417A进行了理论制冷循环分析和灌注式替代R22的循环性能对比试验研究，结果表明混合工质R417A的制热量稍低于R22，但性能系数COP、压缩机排气温度和功耗等循环性能指标均优于R22，实验过程中R417A工质性能稳定，运行正常，不需要更换润滑油。

关键词：热工学；替代工质；实验研究；R417A；热泵；热水系统1.引言R22 是目前发展中国家制冷空调热泵装置广泛使用的工质，由于该工质属于HCFC类物质，对臭氧层有破坏作用和温室效应，根据《蒙特利尔议定书》规定，发达国家对HCFC禁用期限提前到2020年，发展中国家也将2030年停止使用。

因此，开展R22的替代研究迫在眉睫，具有十分重要的意义。

目前，在热泵系统中，R22极有希望的混合替代工质为R407C和R410A。

近共沸混合物R410A 虽具有基本恒定的沸点，但它的容积制冷量较大，排气压力较高，作为替代制冷剂就要求对设备改型，因而难以用作灌注式替代。

R407C具有与R22相近的制冷量，压力基本相当，对整个系统的改动小。

但其传热特性较差，需用酯类润滑油更换R22的润滑油。

针对以上情况，通过理论分析，提出了用一种新的混合工质R417A作为热泵系统R22的替代制冷剂，并在热泵热水系统中进行灌注式替代R22的试验研究，探讨其作为R22替代物的潜力。

2.R417A替代工质理论制冷循环分析R417A是三元非共沸混合物，它是R125、R134a、R600按照4%/50%/3%的比例配制而成的。

它的ODP值为零，GWP值较低。

R600无温室效应，无毒，R125和R134a不具有可燃性、无毒，、不爆炸，且与系统原有润滑油相容性较好。

理想的灌注式替代要求替代物与被替代物至少有相近的热力性质，期望替代物有较高的单位容积制冷量、低排气温度和具有比被替代物更高的能效比。

R22与R744空气源热泵热水机组的对比

therma l prope rties betw een R744 and R22 . R 744 heat pump w ater heaters and R 22 heat pump w ater heaters are analyzed from theoretical ther m odyna m ic cyc le , the syste m co m ponen ts and structure , defrost contro . l R 744 hea t pump wa ter heaters and R22 heat pum p w ate r heaters a re tested on nom inal cond itions of nationa l standa rd GB /T21362- 2008. R esu lts show ed tha t COP o f R 744 heat pump wa ter heaters is 5 % h ighe r than R 22 heat pump w ate r hea ters . A nd R744 heat pump wa ter heaters can achiev e h igher than 65 K ey word s : o f wa ter te m perature . R 22; R 744 ; hea t pum p w ater hea ters ; compar ison ana ly sis
( 热源侧 ( 空气侧 ) 干球温度 20 7 湿球温度 15 6 )
书 #正对大气臭氧层的恢复和全球性的环境保护发挥着显著而重要的作用。 2007年 9 月在加拿大蒙特利尔召开的 ∀蒙特利尔议定书 #第 19 次缔约方大会上, 国际社会又进一步达成了对于加速淘汰氢氯氟烃 ( HCFC s) 的决定。与此前的规定相比 , ∀蒙特利尔议定书 #对于氢氯氟烃 ( H CFCs) 的总体淘汰目标提前了大约 10 年的时间。将这个最新的淘汰时间表世界各国加快了 R22 的替代步伐 , 欧洲国家已基本禁用了 H CFC, 美国也规定在 [ 3] 新生产制冷设备中禁止使用 R22 。我国已加入 W TO 组织 , 我国制冷空调企业也将面临这些发达国家绿色产品的巨大压力, 在工质替代问题上必

中高温空气源热泵热水器的工质优选_马一太

( 天津大学热能研究所, 天津 300072 )
摘要: 热泵热水器的工质对机组的性能和热水器的出水温度都有较大的影响, 是研发高性能热泵热水器的
重要课题之一。对目前热泵热水器常用的工质、部分中高温热泵工质以及新开发的中高温热泵热水器工质 TJR01 从基本物性、安全性、环保性、溶油性进行了分析, 又通过 CSD 方程对循环特性进行了计算和分析。结果表明, 新工质 TJR01直接充灌到 R22 压缩机里, 既能保证热水器的出水温度要求, 又能保证机组高效稳定运行。
从表 3 中分析可知, 从安全数据方面, TJR01 工质的 TLV-TWA 指标低于其他工质, 另外两项指标略高于其他工质; 从安全分类方面, 差别不大; 从毒性数据方面, T JR01 明显优于其他工质。总体上, T JR01 具有较高的安全性。
表 2 制冷工质安全性分类[ 9]
Tab12 Classification of refrigerant security
1
A1
220 000
50 000
1 000
)
A)1PA 1 > 571 500
)
1 000
)
A)1PA 1 > 658 300 25 000
1 000
)
A)1PA 1
675 680
25 000
993
1
A1
567 000
50 000
1 000
)
A)1PA 1
360 000
30 000
840
2. 3 中高温热泵工质的溶油性为了减少压缩机的运动部件之间的摩擦以及
169
不宜过大; 3) 化学稳定性和热稳定性好; 4) 具有尽可能大的单位容积制冷量; 5) 密度小、黏度小、导热系数大; 6) 无毒、不可燃、不爆炸, 使用安全; 7) 原料来源充足, 制造工艺简单、价格便宜; 8) 在保证出水温度( 5560 e ) 的前提下, 获得较高的 COP; 9) 可使用 R22 的压缩机。

高温热泵工况下非共沸工质在换热器中的换热特性

ｔｊｒｃａａｔｒｓｉｓｄｒｎｈｓｈｎｅｔｍｐｒｔｒｌｉｇａｄｎｎｉｅｒｒｌｔｏｓｉ ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱｅｗｅｎｗｏｍａｏｈｒｃｅｉｔｕｉｇｐａｅｃａｇ：ｅｅａｕｅｇｉｎｎｏｌａｅａｉｎｈｐｂｔｅｃｄｎ
ｐｒｏｍａｃｆｈｓｓｅ，ｅｐｒｍｅｔｗｅｅａｒｅｏｔｅｆｒｎｅｏｔｅｙｔｍｘｅｉｎｓｒｃｒｉｄｕｗｉｈｈｂｎｒｍｉｔｒＺｉｔｅｉｈｔｔｅｉａｙｘｕｅ１ｎｈｈｇｔｍｐｒｔｒｔｒｗａｅｅｔｐｍｐｓｓｅ，ｗｈｃｓｃｍｐｓｄｏ７ｅｅａｕｅｗａｅ — ｔｒｈａｕｙｔｍｉｈｗａｏｏｅｆ１Ｒ２０ａｄ８９ｎ３Ｒ６０（ｓ０ｍａｓ
摘要：为了探究非共沸工质与换热流体之间的相变传热温差特性，在单级蒸气压缩式水一高温热泵系统实验台水上，以Ｒ９／６０（为ｚ，质量比１／３）为工质进行了多工况的实验研究。实验发现，工质Ｚ２０Ｒ０称１７８１在冷凝器中会出现最大传热温差，且最大传热温差的位置会随着冷凝器中水流量的减小而向冷凝器的冷端移动；在蒸发器中会出现最小传热温差，其位置随着蒸发器中水流量的减小而向蒸发器的冷端移动。分析结果表明，在蒸发器侧工况恒定时，冷凝器侧最大传热温差的出现会使系统的循环效率降低，冷凝器中因不可逆传热引起的可用能损失增大；在冷凝器侧工况不变时，蒸发器侧最小传热温差的出现会使系统的循环效率上升，蒸发器中因