热泵防冻液低温真空再生特性

Low-temperature vacuum regeneration characteristics of heat pump antifreeze

摘要

针对热源塔热泵防冻液再生环节能耗高的问题，设计并构建基于热泵的低温真空溶液再生系统，开展防冻液再生特性的试验研究。研究结果表明：热泵最佳蒸发温度和冷凝温度分别为30 ℃和55 ℃；再生过程中，防冻液稀溶液充注量由20 kg增至80 kg时，再生系统产水率提高2个百分点；溶液质量分数从10%增至30%时，系统产水率下降1.2个百分点；真空度由84%升高至93%时，系统产水率提升47.3个百分点；系统可连续稳定运行，日产水量达1.4 t，单位能耗蒸发量高达6.33 kg/(kW·h)。研究成果可为溶液的低能耗和高效率再生提供参考。

Abstract

To address the high energy consumption issue in the regeneration of antifreeze for heat source tower heat pump, a low-temperature vacuum solution regeneration system based on heat pump was designed and constructed, and experimental research on its regeneration characteristics was carried out. The results show that the optimal evaporation temperature and condensation temperature of the heat pump are 30 ℃ and 55 ℃respectively under the design conditions. During the regeneration process, the water production rate of the system increased by 2 percentage points when the solution filling amount increased from 20 kg to 80 kg. When the solution concentration increased from 10% to 30%, the water production rate of the system decreased by 1.2 percentage points. When the vacuum degree increases from 84% to 93%, the water production rate of the system increases by 47.3 percentage points. The system can operate continuously and stably, with daily water production of 1.4 t and unit energy consumption evaporation of 6.33 kg/(kW·h). The research conclusion can provide reference for low energy consumption and high efficiency regeneration of solutions.

Graphical abstract

关键词

防冻液 / 低温真空再生 / 热泵 / 溶液再生 / 再生特性

Key words

antifreeze solution / low temperature vacuum regeneration / heat pump / solution regeneration / regeneration characteristic

0 引言

热源塔热泵是夏热冬冷地区广泛应用的无霜空气源热泵系统，其冬季运行时使用防冻液避免室外蒸发器结霜^[1]。但在冬季制热运行时，空气中的水分会稀释防冻液，其冰点上升，存在结冰风险^[2-3]。目前提高防冻液浓度的方法主要包括添加溶质法和溶液再生法^[4]。添加溶质法简单可靠，但需持续补充溶质，运行成本较高^[5]。溶液再生法则依靠外部能源实现溶液浓缩，主要有热蒸发法、电渗析法、真空沸腾法与冷冻再生法等^[6-9]。由于溶液再生法可适配太阳能、工业废热等低品位能源，近年来受到广泛关注。

现有溶液再生技术中，热蒸发法能耗较高，其系统再生性能有较大优化空间。彭冬根等^[10]基于热回收型太阳能分级再生系统模型，对比分析了系统的㶲效率与再生效率。吴凡等^[11]以内热型再生器的性能影响因素为控制变量，研究了再生性能的最优工况。吴东旭等^[12]则采用太阳能界面蒸发法再生液体除湿溶液，在低温条件下可获得较高的再生速率。电渗析法设备相对简单，通过离子交换膜分离电解质实现溶液浓缩，但存在耗电量大的问题^[13]。王卫红等^[14]开发了一种双极膜电渗析复分解工艺，在高效再生的同时，将副产物硫酸根与废水中的铵盐转化为硫酸铵与盐酸，提升过程的经济性。CASTANO等^[15]利用双极膜电渗析实现了碱性吸收剂的连续电化学再生，但系统在低电流密度与高负载比下，仍面临因离子跨膜迁移导致的效率损失问题。WANG等^[16]通过建立精准模型，实现了电渗析技术对高浓度溴化锂溶液的高效再生，突破传统热再生的能效瓶颈。真空沸腾法通过将加热后的溶液送入低压环境，从而实现水分的蒸发分离^[17]。李达等^[18]分析了运行工况对乙二醇防冻液低压沸腾浓缩装置性能的影响；张国辉等^[19]提出一种低温多效再生热泵系统，分析了结构与运行参数对系统性能的影响。关于冷冻再生法，研究表明其溶液再生单元有效性能系数可达1.83，有效热利用率超59%，低温应用潜力良好^[20]。然而，该方法在冷冻分离过程中存在严重的冰晶溶质夹带问题，难以满足溶液高质量再生需求^[21]。

为弥补现有技术不足，提出一种基于热泵的防冻液真空低温再生系统。该系统可在高真空条件下运行，利用热泵冷凝器加热防冻液至沸腾，并通过蒸发器冷凝产生的蒸汽。热泵可在较低的冷凝温度和较高的蒸发温度工况下工作，仅需少量电能即可实现溶液再生。通过建立热泵机组数学模型确定最优设计参数，搭建系统试验平台，并对其运行特性与再生性能开展研究，以期为防冻液的低能耗、高效率再生提供应用参考。

1 再生系统的设计与构建

1.1 再生系统设计

再生系统原理示意见图1。热泵机组包括压缩机、蒸发器、冷凝器和膨胀阀；散热装置则包含内部散热器、外部散热器及配套水泵。蒸发罐与冷凝罐通过蒸汽管道相连，构成一个封闭空间。系统真空度由真空泵维持，防冻液通过负压吸入蒸发罐。在防冻液预热阶段，热泵冷凝器提供预热所需热量，而热泵蒸发器所需热量由喷淋水供给。预热完成后，热泵冷凝器释放的冷凝热使防冻液沸腾蒸发，产生的蒸汽经管道进入冷凝罐。其中大部分蒸汽通过热泵蒸发器吸收冷凝热实现凝结，剩余部分则由散热装置完成冷凝，从而实现防冻液的低温真空蒸发与冷凝再生。再生结束后，浓缩液与冷凝水分别通过浓缩液负压泵和冷凝水负压泵排出系统。此外，系统配备有压力传感器、温度传感器、液位计、电磁阀、球阀和高低压变送器等，通过控制单元实现全自动运行。

1.2 再生系统初始设计参数

根据热源塔热泵系统的实际运行工况，再生系统的初始设计参数如下：防冻液的初始溶液质量分数为10%，再生后终了质量分数为30%，初始温度为10 ℃；防冻液设计处理量为2.3 t/d；设计冷凝水产水量为1.5 t/d。系统真空度设计值为90%（对应绝对压力0.01 MPa），在工况下防冻液的沸点约为46 ℃。

1.3 热泵机组工作参数

为确定热泵的蒸发温度、冷凝温度及制冷剂种类，选取制热性能系数、压缩机功率、压缩机综合性能系数^[22]（反映压缩机高效稳定运行的程度），以及蒸发器与冷凝器的换热面积作为评价指标，通过计算确定热泵机组较优的工作参数与适用的制冷剂类型。

热泵机组的制热循环的压焓图如图2所示。该循环未考虑制冷剂相变过程中的压降与散热损失，但计入了压缩过程的非等熵性，以及冷凝和蒸发过程中的过冷度与过热度。

热泵机组评价指标计算公式如下。

制热性能系数为

\mathrm{C}\mathrm{O}\mathrm{P}=\frac{q_{\mathrm{h}}\eta }{\omega }，（1）

式中：q_h为单位制热量；ω为压缩比功；\eta为等熵效率。

压缩机功率为

P=q_{\mathrm{m}}\omega。（2）

压缩机综合性能系数为

\alpha =\frac{\left(T_{\mathrm{c}}-T_{\mathrm{e}}\right)\mathrm{\Delta }{h}_{\mathrm{c}}}{{\left(\mathrm{0.83}{T}_{\mathrm{c}\mathrm{r}}\right)}^{\mathrm{2}}{R}_{\mathrm{g}}}\cdot \frac{P_{\mathrm{e}}}{P_{\mathrm{c}}}，（3）

式（2）、式（3）中：q_m为热泵机组制冷剂流量；Δh_c为冷凝温度下工质的汽化潜热；P_c为冷凝压力；P_e为蒸发压力；T_c为冷凝温度；T_e为蒸发温度；R_g为气体常数；T_cr为制冷剂临界温度。

热泵蒸发器（水蒸气冷凝侧）换热面积为

A_{\mathrm{c}}=\frac{Q_{\mathrm{h}}}{k_{\mathrm{c}}\mathrm{\Delta }{t}_{\mathrm{c}}}。（4）

热泵冷凝器（防冻液蒸发侧）面积为

A_{\mathrm{e}}=\frac{Q_{\mathrm{c}}}{k_{\mathrm{e}}\Delta t_{\mathrm{e}}}，（5）

式（4）、式（5）中：Q_h为热泵的制热量；Q_c为热泵的制冷量；k_c为冷凝器传热系数，取600 W/(m²·K)^[23]；k_e为蒸发器传热系数，取1 000 W/(m²·K)；Δt_c为冷凝器换热温差；Δt_e为蒸发器换热温差。

考虑到再生系统在浓缩工况下热泵冷凝器与蒸发器两侧的换热介质均发生相变，Δt_c取热泵冷凝温度与真空度90%下防冻液的饱和沸腾温度之差，Δt_e取真空度90%下水蒸气的饱和冷凝温度与热泵蒸发温度之差。

根据防冻液在再生系统中的沸腾蒸发温度范围，热泵机组制冷剂选用R22或R134a。根据图2，取热泵机组压缩过程的等熵效率为0.85，过冷度与过热度均设为5 ℃。在计算中，设定热泵蒸发温度和的取值范围为0 ℃～40 ℃，冷凝温度为50 ℃～90 ℃。

（1）蒸发温度对热泵机组性能的影响

当冷凝温度为55 ℃、蒸发温度在0 ℃～40 ℃内变化时，热泵机组蒸发器换热面积、制热性能系数、压缩机综合性能系数及压缩机功率的计算结果见图3。

由图3可知，对于制冷剂R22与R134a，随着蒸发温度的升高，压缩机功率逐渐下降，制热性能系数与理论蒸发器换热面积均呈现先缓升后剧增的趋势，而压缩机综合性能系数则先增后减。在相同蒸发温度下，两种制冷剂的各项评价指标数值基本接近。但当蒸发温度处于10 ℃～40 ℃时，采用R134a系统的压缩机综合性能系数高于R22系统。就R134a系统而言，当蒸发温度从0 ℃提升至40 ℃时，系统的制热性能系数提升约3.3倍，压缩机功率降低约77%，但理论蒸发器换热面积增加约10.6倍。这说明提高蒸发温度有助于降低热泵机组能耗、提升制热性能，但也会增大蒸发器的初期投资成本。

由图3（b）可知，压缩机综合性能系数在蒸发温度约20 ℃时达到峰值，超过30 ℃后明显下降，说明压缩机的运行效率与稳定性开始劣化，因此蒸发温度不宜超过30℃。从蒸发器换热面积的需求来看，蒸发温度从10 ℃升至30 ℃时面积增幅不大，但超过30℃后所需面积迅速增加，意味着初期投资会大幅上升。

综合压缩机综合性能系数的拐点变化与机组的初投资因素，在本次计算工况下，确定30 ℃为较优的蒸发温度。该工况可使热泵机组同时具备较高的能效、可靠的运行稳定性与良好的经济性。

（2）冷凝温度对热泵机组性能的影响

当蒸发温度30 ℃、冷凝温度在50 ℃～90 ℃内变化时，冷凝器换热面积、制热性能系数、压缩机综合性能系数及功率的计算结果见图4。

由图4可知，对于制冷剂R22与R134a，压缩机功率均随冷凝温度的升高而增大，理论冷凝器换热面积与制热性能系数则随冷凝温度升高而下降。压缩机综合性能系数随冷凝温度升高先增后减，在50 ℃～70 ℃内其值较大且变化较为平缓。

相同冷凝温度下，2种制冷剂的压缩机功率和制热性能系数基本一致，但R134a所需的冷凝器换热面积大于R22，压缩机综合性能系数也低于R22。当冷凝温度从50 ℃升高至90 ℃时，理论冷凝器换热面积减少约25%，制热性能系数下降约75.7%；压缩机综合性能系数呈现先升后降的趋势，在50 ℃～70 ℃内保持在较高水平。由此可见，提高冷凝温度会增加机组能耗，降低制热性能。参照蒸发温度的选取原则，本系统优化的冷凝温度确定为55 ℃。

综合考虑容积效率与环保性，R134a总体上要优于R22，故本系统制冷剂选用R134a。

1.4 再生系统测试平台

基于确定的再生系统初始设计参数、热泵机组优化工作参数及选定的制冷剂，再生系统主要部件的技术参数见表1。依据1.1节的设计和选型结果，对再生系统进行布置优化，最终在合作企业搭建了防冻液低温真空再生测试系统（见图5）。

2 防冻液再生性能测试与结果分析

2.1 测试方法

试验采用热源塔热泵企业提供的氯化钙基防冻液，防冻液初始溶液质量分数为10%，终了质量分数为30%。采集系统连续运行中的蒸发罐液温、冷凝罐气温、压缩机吸/排气温度、真空度及罐体液位等参数以分析运行特性，并在保持蒸发罐初始容积、温度及真空度不变的条件下，研究防冻液充注量、真空度与初始溶液质量分数等参数对系统再生性能的影响规律。压缩机功率与耗电量由DTSU666三相四线电能表测量；防冻液质量分数通过蒸发罐内溶液质量变化及产水量计算；所有数据通过DAQ970A数据采集仪采集。

2.2 试验数据处理及误差分析

定义冷凝水产水量m_PW、冷凝水产水率\eta_PWR、热泵制热性能系数COP_e、防冻液浓缩度\beta和再生能耗比\eta_SMER等性能指标，评价系统的再生性能。

m_PW为试验期间平均每小时产生的冷凝水质量（kg/h），η_PWR为试验期间冷凝水产水总质量与防冻液稀溶液进料总质量的比，分别为

m_{\mathrm{P}\mathrm{W}}=m_o/\tau，（6）

{\eta }_{\mathrm{P}\mathrm{W}\mathrm{R}}=m_o/m_i，（7）

式（6）、式（7）中：m_i为防冻液稀溶液进液总质量；m_o为产生的冷凝水总质量；τ为试验时长。

COP_e定义为试验期间蒸发罐蒸汽产汽量（近似等于冷凝罐内冷凝水产水量）潜热与压缩机耗功的比，表征实际制热性能与理论值的偏离程度，表示为

\mathrm{C}\mathrm{O}{\mathrm{P}}_{\mathrm{e}}=Q_s/P_{com}，（8）

式中：Q_{\mathrm{S}}为蒸发罐内蒸汽产汽量的潜热量，即试验期间热泵机组单位时间的制热量，Q_{\mathrm{S}}=\left(m_{\mathrm{P}\mathrm{W}}\times r\right)/\mathrm{3}\mathrm{600}；r为46 ℃水的蒸发潜热；P_{\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{m}}为试验期间压缩机的功耗。

\beta定义为试验结束时浓溶液质量分数与初始稀溶液质量分数的比，表示为

\beta =\frac{x_{\mathrm{1}}}{x_{\mathrm{2}}}，（9）

式中：x₁为系统运行结束时排液的质量分数；x₂为系统启动时进液的质量分数。

\eta_SMER指试验期间蒸发罐蒸汽产汽量与系统总耗功的比^[22]，表示为

{\eta }_{\mathrm{S}\mathrm{M}\mathrm{E}\mathrm{R}}=\frac{Q_{\mathrm{e}}}{P_{\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{m}}+P_{\mathrm{o}}}，（10）

式中：Q_e为试验期间热泵机组单位时间的制热量；P_o为其他设备能耗。

对所有测量与计算参数开展相对不确定度分析，其中直接测量参数的不确定度依据测试仪器精度确定，间接参数的不确定度则通过误差传递理论合成计算。最终得到各参数的相对不确定度：m_PW=1.69%、η_PWR=0.04%、β=0.11%、COP_e=1.01%、η_SMER=2.65%。

需要说明的是，试验采用的氯化钙基防冻液由热源塔热泵企业提供，其溶质主要为氯化钙，故在再生系统设计及数据处理中，防冻液密度、比热等热物性参数均采用纯氯化钙水溶液在对应质量分数及温度下的物性值^[24]。

2.3 试验结果与参数分析

（1）再生系统连续运行特性

测试开始时，蒸发罐防冻液初始容积为600 L、温度为20 ℃，初始防冻液质量分数为10%，系统真空度为90%。测试中系统连续运行8.5 h，实时监测蒸发罐和冷凝罐的液位，当蒸发罐液位低于860 mm时充注80 kg稀溶液，冷凝罐内液位高于130 mm时排放冷凝水。试验过程中，分别在运行2.0 h、4.4 h、6.5 h充注补液，在3.3 h、6.0 h排放冷凝水。数据采集周期为5 s。蒸发罐液温、冷凝罐汽温、真空度及瞬时产水量随时间变化规律见图6。

由图6（a）可知，系统启动后约40 min内为预热阶段，此阶段热泵将防冻液加热至90%真空度对应的蒸发温度（约46 ℃）。此后系统进入稳定再生阶段，蒸发罐产生的蒸汽在冷凝罐中冷凝，实现防冻液的再生。稳定再生阶段内，蒸发罐液温与冷凝罐汽温均呈现先降后升的周期性变化，但周期存在差异。蒸发罐液温的波动与补液时间同步，这是因为补液阶段注入的低温防冻液会使罐内温度下降，随后再经热泵加热回升。同时蒸发罐产汽量的减少也会引起冷凝罐内蒸汽温度的轻微波动。在冷凝水排放阶段（3.3 h和6.0 h），冷凝罐内蒸汽温度波动较大。这是由于排水时负压泵流量不足，需降低系统真空度，破坏了真空环境的稳定性。同时真空泵抽气口与温度传感器位置较近，抽走部分蒸汽也会导致该处温度下降。此外，试验全过程罐内防冻液温度和蒸汽温度总体呈缓慢上升趋势。后续分析表明，散热器在冷凝罐内的安装位置偏低，无法与蒸汽充分接触以有效带走冷凝热，导致真空度改变并造成热量逐渐累积。

由图6（b）可见，系统启动和停止时，真空泵的运行会使罐内真空度发生急剧变化。预热阶段结束后，罐内真空度最高为92%，略高于设计值。这是因为此时罐内水蒸气含量较低，真空泵能够抽出更多空气。在浓缩再生阶段，罐内真空度呈现周期性波动，变化规律与图6（a）中防冻液温度和蒸汽温度的变化规律一致。此外，冷凝水瞬时产水量在52～55 kg/h内动态波动（平均约为53 kg/h）。实际产水量为设计值的85%，原因为散热器安装位置偏低，未能与蒸汽充分接触，从而无法有效带走冷凝热。

根据再生系统连续运行期间监测的压缩机及输送设备功耗，结合系统防冻液蒸发量数据，计算得到系统的η_SMER约为6.33 kg/(kW·h)。相较于传统加热蒸发再生与冷冻再生法的η_SMER范围（0.51～4.45 kg/(kW·h)）^[4]，本再生系统能耗更低，体现出显著的节能性。

综上所述，在再生系统连续运行期间，除冷凝水排放和防冻液补液阶段真空度出现一定波动外，在正常浓缩再生阶段真空度基本稳定在90%～92%，表明系统密封性及真空泵性能良好。在8.5 h连续运行中，系统实际产水量达到设计值的85%，η_SMER达6.33 kg/(kW·h)，基本实现了预期设计目标。

（2） 充注量对再生性能的影响

为避免热泵冷凝器出现干烧，蒸发罐的最低液位应确保冷凝器被完全浸没。同时，为防止防冻液进入冷凝罐影响再生效果，最高液位不应超过蒸汽管入口。因此，需通过充注量试验来确定最佳液位。试验过程中，蒸发罐内防冻液容积为600 L、溶液质量分数为10%、真空度为90%，充注量对系统再生性能的影响见图7。

由图7可见，随着充注量的增加，系统的冷凝水产水量、产水率、热泵制热COP_e和防冻液浓缩度均有所提高。其中，充注量的增加对冷凝水产水量、产水率和浓缩度的影响较为有限，而对热泵制热COP_e的影响较为显著：当充注量从20 kg增至100 kg时，系统产水率仅提升2个百分点，而热泵制热COP_e提高了0.63，增幅达12%。此外，当充注量超过80 kg后，产水量增速加快，但此时蒸发罐内液位已接近蒸汽管入口，沸腾过程中部分液滴被蒸汽夹带进入冷凝罐，影响冷凝水水质。综合考虑热泵制热性能与冷凝水水质保障，充注量确定为80 kg。

（3）真空度对再生性能的影响

试验中防冻液的蒸发与蒸汽的冷凝均在较高真空度下进行。真空度较低时，防冻液蒸发温度的升高会降低热泵的运行效率，加剧腐蚀风险。提高真空度虽能降低蒸发温度、提升系统性能，但对系统的密封性要求也更为严格。通过不同真空度的对比试验优化真空度运行区间。试验时，蒸发罐内防冻液容积为600 L、防冻液质量分数为10%，试验结果见图8。

由图8可见，当真空度由84%升至92%时，系统产水量、产水率、热泵制热性能系数与防冻液浓缩度的增幅分别为48.5%、47.3个百分点、94.7%和18.8%。由此可见，真空度对产水量及热泵性能具有显著影响。但当真空度提升至92%时，系统难以保持长期稳定运行。这是由于在高真空条件下溶液蒸发剧烈，大量蒸汽引起罐内压力波动，真空度无法维持稳定。综合考虑再生性能与运行稳定性，最终确定系统优化运行的真空度为90%。

（4）防冻液质量分数对再生性能的影响

为研究防冻液质量分数对产水量、产水率、热泵制热性能系数及浓缩度的影响，选取5组防冻液进行试验。试验过程中，蒸发罐内防冻液容积为600 L，真空度为90%，结果见图9。

由图9可见，随着防冻液初始质量分数的升高，系统产水量、产水率、热泵制热性能系数及防冻液浓缩度均呈下降趋势。当防冻液质量分数从10%增至30%时，产水量减少0.68 kg/h，产水率下降1.2个百分点，热泵制热性能系数降低约0.44。主要原因是溶液质量分数升高导致防冻液的比热容、密度、导热系数等物理性质发生变化。同时沸点升高使冷凝器传热性能与整体再生效果受到影响，最终降低热泵的工作性能。

3 结论

（1）在本文再生系统的设计条件下，综合考虑热泵机组制热性能系统和初投资等因素，热泵机组优选R134a制冷剂，优化后的蒸发温度和冷凝温度分别为30 ℃和55 ℃时。

（2）再生系统连续运行8.5 h后，可实现防冻液稳定有效再生，冷凝水平均产水量约为53 kg/h，实际日产水量为设计值的85%，系统单位能耗蒸发量η_SMER高达6.33 kg/(kW·h)。

（3）真空度是影响再生系统再生性能的主要因素，充注量与防冻液质量分数影响相对较小，在防冻液充注量80 kg、系统真空度90%、防冻液初始质量分数10%的条件下，再生系统达到了产水量高、能耗低且运行稳定的最优状态。

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基金资助

南非国家研究基金项目(KIC250404308704)

国家自然科学基金项目(W2433130)

江苏省农业科技自主创新资金项目（CX (23)3122）