上世紀90年代初，挪威NTH大學的Lorentzen教授根據CO2的特殊物性提出跨臨界CO2循環，極大地推動了CO2系統在製冷領域的發展。在過去的十幾年中，國內外許多研究機構對跨臨界CO2循環投入了大量的研究，成為製冷界的一個研究熱點。跨臨界CO2系統在高壓側的較大溫度變化（約80—100℃）的放熱過程，非常適合用於熱水加熱，因此，對熱泵領域的研究最先開始於熱泵熱水器。
跨臨界提出,研究歷史,研究現狀,問題與展望,
跨臨界提出
二氧化碳(CO2)熱泵熱水器原理圖
上世紀90年代初，挪威NTH大學的Lorentzen教授根據CO2的特殊物性提出跨臨界CO2循環，極大地推動了CO2系統在製冷領域的發展。在過去的十幾年中，國內外許多研究機構對跨臨界CO2循環投入了大量的研究，成為製冷界的一個研究熱點。跨臨界CO2系統在高壓側的較大溫度變化（約80—100℃）的放熱過程，非常適合用於熱水加熱，因此，對熱泵領域的研究最先開始於熱泵熱水器。
研究歷史
1996年，挪威SINTEF研究所的Nesk和Petterson在NTNU－SINTEF熱能實驗室建成了世界上第一台熱泵熱水系統試驗台。原型機電動機的效率為 0.9，當蒸發溫度為0℃，氣體冷卻器入口水溫從8℃，供水溫度80℃時，系統性能係數COP仍然高達3.6，而且該實驗系統能夠提供90℃的熱水。研究結果表明，CO2熱泵熱水器比電熱水器節約能耗75%左右。
2000年，挪威科技大學Zakeri和Nesk等人在挪家生產半成品食品的ASEggprodukt工廠建立了第一台示範性工業用CO2熱泵熱水器。初步實驗參數如下：蒸發溫度14.3℃，吸氣壓力 50bar，壓縮機吸氣溫度26℃，排氣溫度100℃，放熱壓力113bar，氣體冷卻器CO2出口溫度9.2℃，水的進出口溫度6.7/66℃，水的質流率0.26m3/hr，供熱功率18.43kw，壓縮機耗功3.2kw，系統供熱性能係數可高達5.77。R. Kern（2006）將冷熱水分層水箱套用於CO2熱泵熱水器中，冷水從水箱底部進入熱水器，熱水則從水箱頂部提供，從而提高了CO2熱泵熱水器性能。
2005年，挪威科技大學Stene設計了三段逆流式氣體冷卻器以更好的與其溫度滑移相匹配。氣體冷卻器低溫段用於水的預熱，中溫段用於低溫空間供熱，高溫段用於將水加熱到 60—70℃。
日本電研院（CRIEPI）與東京電力公司（TEPCO）及DENSO公司的M.Saikawa，K.Hashimoto等人合作於1998年9月開始進行CO2熱泵熱水器的基礎理論研究。1999年，他們建起了CO2熱泵熱水器原型機實驗台。2000年，在TEPCO對改進型CO2熱泵熱水器的全年平均性能係數進行了測算，結果表明包括風扇和水泵耗功在內的全年系統平均COP值仍可高達3.0，而且改進型系統在外界空氣為－20℃時，仍可提供高達 90℃的熱水。
日本Sanyo電器公司Mukaiyama等人研製的家用CO2熱泵熱水器，採用 20—120Hz的變頻電動機驅動，在恆溫室中對該系統在不同溫度、濕度的性能進行了測試。結果表明製取65℃和90℃的熱水時，年平均COP分別為3.53和2.72，比傳統鍋爐減少40%的CO2排放量。日本日立公司（2006）開發了能夠隨時提供熱水的家用CO2熱泵熱水器。該熱水器額定製熱量和COP分別為23kw和4.6，不用摻混冷水就可以直接提供所需水溫的熱水。2002年，日本大金和松下公司也各自推出了自己的CO2熱泵熱水器。
在日本，從2001年投放市場以來，銷售量穩步上升。根據制熱量、水箱容量和地區適應性的不同，現今日本市場上有Mitsubishi、Daikin、Sanyo、Hitachi、Matsushita、Toshiba、Denso、Chofu等各公司總計16種以上不同類型的CO2熱泵熱水器。
國內院校中，天津大學、上海交通大學、西安交通大學等學府也對CO2熱泵熱水器開展了研究，天津大學和上海交通大學還製作了樣機並對樣機進行了詳細的研究。國內企業方面，慶安製冷對CO2熱泵熱水器也進行了細緻研究和樣機開發工作。為了能使其自身開發的CO2壓縮機在系統上有很好的表現，專門投入研發力量從CO2熱泵熱水器結構設計、流程進行設計、系統控制策略、電機拖動控制策略、控制器和水路系統等角度進行詳細研究，為其今後CO2壓縮機的推廣奠定基礎。
研究現狀
Yokoyama（2007）採用數值模擬的方法分析研究了外界環境溫度對家用風冷式熱泵熱水器性能的影響。Cavallini（2005）對基本的兩級壓縮機中間冷卻跨臨界CO2系統（無回熱器）進行了試驗測試，並根據實驗數據建立了熱力學模型，分析最佳化了兩級壓縮機中間冷卻跨臨界CO2系統。通過在回氣管路上增加回熱器和在氣體冷卻器後增加後冷卻器，可提高COP25%。Agrawal N（2007）同樣對兩級壓縮機中間冷卻跨臨界CO2系統進行了最佳化設計，提出了三種最佳化方式並得出相應循環的最優高壓壓力和壓縮機級間壓力的計算公式。Skaugen等人對CO2製冷系統進行了計算機模擬，此模型可以對系統進行穩態模擬，也可以對系統進行最佳化設計。既可以用於製冷計算，也可以用於制熱計算，而且空氣和水都可以用做熱源和熱匯，這樣包括了熱水加熱、空調、製冷和熱泵系統。Wang和Hihara對CO2和R22熱泵熱水器的性能進行了研究，對每個部件和整個系統建立了模型。結果顯示，CO2熱泵熱水器的COP值低於R22裝置；但是當系統中加入回熱器後，CO2的COP與R22 相當，只不過CO2壓縮機的排氣溫度增加很快，並且最佳高壓壓力時所對應的制熱量明顯降低。Sarkar（2006）建立了跨臨界CO2熱泵系統同時製冷和制熱時的穩態模型，得出了最優的COP和高壓側壓力的關係式。Skaugen和Svensson對CO2跨臨界熱泵裝置進行了動態模擬。他們首先開發了一個穩態模型，以便為動態模擬提供相關的初始數據，以及為CO2熱泵裝置的設計和操作進行最佳化。結果表明，兩者在定性方面符合得很好。Pfafferott和Schmitz開發了CO2製冷系統用Modelica程式庫模型，並對其進行了穩態和動態模擬，數據進行了比較結果顯示符合得很好。
國內主要有上海交通大學的丁國良等人進行了CO2汽車空調的仿真研究。Ma?Y?T對膨脹機在跨臨界兩級壓縮CO2製冷系統中的最佳化配置進行了研究。Yang JL對三種不同循環形式的帶膨脹機跨臨界兩級壓縮CO2製冷系統進行了熱力學分析比較，得出了膨脹機在兩級壓縮CO2製冷系統中最優的配置形式。
CO2膨脹機構研究現狀
1) 活塞式膨脹機
1994年，德國Dresden大學Heyl P教授和Quack博士開始研製開發跨臨界CO2循環膨脹機。Heyl?P教授和Quack H博士（1999）開發出的第一代自由活塞膨脹壓縮機，採用雙作用對稱式結構，具有兩個膨脹缸和兩個壓縮缸，在CO2製冷實驗台上的測試結果表明，與採用節流閥時的系統COP相比可提高30%。Nickl（2002）在發表的論文中介紹了第二代自由活塞式膨脹壓縮機。通過增加一個雙臂搖桿，使膨脹機活塞和壓縮機活塞的運動速度不同，從而解決了第一代中膨脹機活塞和壓縮機活塞必須同步運轉的問題，減小了效率損失，其系統性能比第一代提高10%。
Nickl等（2003）開發的第三代自由活塞式膨脹壓縮機重新採用了第一代的全壓膨脹原理，但是通過三級膨脹的辦法，提高膨脹功的回收，減小效率損失。Quack等（2004）對第三代膨脹壓縮機樣機成功進行了原理性實驗。實驗驗證了膨脹機的控制機構完全可行，同時驗證了CO2自身攜帶的潤滑油就可滿足機器的潤滑需要，無需額外的潤滑系統。Nickl（2005）給出了對樣機進行進一步實驗得出的P-V圖，並估算出膨脹機等熵效率達到65%—70%，壓縮機等熵效率超過90%。
Li等（2000）對CO2循環系統中不同的膨脹設備進行了熱力分析，提出採用渦管和活塞式膨脹機來減小節流損失。BaekS（2002）將一商用的四衝程兩缸發動機改造成活塞式膨脹機，吸、排氣口的開閉採用快速電磁閥控制，實驗測得膨脹機的等熵效率為10%左右， CO2製冷系統COP可提高7%—10%。BaekS（2005）對研製的活塞式膨脹機建立了詳細的數學模型，並通過模型對樣機進行了分析。
2) 渦旋式膨脹機
Preissner（2001）和HuffJ（2003）將兩台半封閉式R134a渦旋壓縮機改造成CO2膨脹機。樣機Ⅰ的動盤盤高減小為1.7mm，樣機Ⅱ的動盤高度則保持不變，仍為14mm。但是因為內部泄漏比較大，樣機Ⅰ的最大等熵效率和容積效率僅為28%和40%。對於樣機Ⅱ，由於膨脹機的工作容積大，減弱了內部泄漏的影響，其性能高於樣機Ⅰ，最大等熵效率和容積效率分別為42%和68%。Westphalen D（2004）也在理論上對CO2渦旋膨脹機進行了研究，提出了CO2渦旋膨脹機的設計方案和功回收的方式，預測其泄漏損失約為20%，摩擦損失約為15%，總效率可達到72%左右。
3) 滾動轉子式膨脹機
天津大學的魏東，查世彤，李敏霞，管海清等人先後對CO2滾動轉子式膨脹機進行了開發和研究。魏東開發了第一代D3ER1.0型滾動活塞膨脹機。初步實驗表明，膨脹機樣機可以正常運轉。查世彤在第一代的基礎上開發了第二代D3ER2.0型滾動活塞膨脹機，通過增加滾針軸承減小膨脹機內部的摩擦，為防止外泄漏，將發電機和膨脹機合併為一體。李敏霞在D3ER2.0型膨脹機上進一步的改進成新型滑板滾動活塞膨脹機，型號D3ER2.1，將線密封改為面密封，理論計算泄漏可減小50%。此外，李敏霞又設計開發了D3ESW1.0擺動轉子式膨脹機，將滾動活塞與滑板做成一體，以減小膨脹機內部泄漏環節。樣機的測試結果表明，D3ER2.1型和D3ESW1.0型膨脹機效率均高於D3ER2.0型膨脹機分別為33%—44%和35%—47%。管海清則在前人研究的基礎上，設計開發了擺動轉子式膨脹壓縮機，測試出了樣機中膨脹機和壓縮機的效率分別為30%—50%和60%—80%。
4) 其他膨脹機
倫敦City大學的Stosic（2002）在理論上對CO2雙螺桿膨脹壓縮機進行了研究，膨脹機和壓縮機的轉子通過共軸方式連線，並置於兩個獨立的腔中，從而避免工質的內部泄漏。通過該配置方式，膨脹壓縮機的軸向負荷可以完全抵消，徑向負荷較小20%。
Fukuta（2003）對滑片式膨脹機進行了研究，建立的數學模型模擬結果顯示，泄漏是影響滑片式膨脹機性能的主要因素，傳熱的影響相對較小，模型預測滑片式膨脹機總效率在20%—40%，並隨著轉速的增加而增大。由滑片式油泵改造成的CO2滑片式膨脹機樣機，在膨脹機進口壓力9.1MPa，溫度40℃，出口壓力4.1MPa的工況下，總效率可達到43%。Fukuta（2006）研製了滑片式膨脹壓縮機樣機，其中壓縮機部分作為CO2循環的二級壓縮機。實驗結果顯示，壓縮機部分的性能主要受壓縮機前後壓差和轉速的影響。
英國MIEE?Driver公司對普通的滑片式膨脹壓縮機進行了改進，並申請了專利。
5) 其它膨脹設備
Li DQ建立了噴射器等壓混合模型，並在2006年進一步建立了兩相流動噴射器和相應的CO2循環系統的模型。計算結果發現，主噴嘴膨脹過程的等熵效率為95%，但副噴嘴的等熵效率很低只有26%。
Tdell（2006）對CO2衝擊式膨脹機進行了研究，目前這種膨脹機的效率非常低，噴管的等熵效率只有60%左後，能夠回收的功僅占等熵膨脹功的20%—30%左右。
CO2壓縮機的研究現狀
1) 活塞式壓縮機
1998年，Süβ和Kurse對Bock公司生產的開啟式CO2活塞壓縮機和Danfoss A/S公司的斜盤式CO2壓縮機進行了研究。
Dorin公司在1998年IKK博覽會上展示了開發的半封閉CO2活塞式壓縮機，包括雙缸單級和兩級壓縮機兩種形式。瑞士蘇黎世大學對套用在家用熱水器上的半封閉小型無油活塞式CO2壓縮機進行了研究開發。
Nesk等人對半封閉式兩級CO2活塞式壓縮進行了研究，測試結果顯示轉速1450 r/min下，效率和等熵效率最大分別達到0.8和0.6，且在低溫工況下，其性能要優於單級壓縮。
日本DENSO公司和靜岡大學合作開發了活塞式CO2壓縮機，對樣機進行了測試並與理論計算結果進行了比較。研究發現活塞環的密封效果很好，但是存在通過氣閥的反泄漏，這對相對較小的工作容積的壓縮機效率影響很大。
國內上海交通大學的陳江平和上海易初通用合作開發了車用斜盤式CO2壓縮機並進行了一系列的研究。
2) 滾動活塞式和擺動活塞式壓縮機
日本三洋公司開發出了全封閉CO2雙級滾動活塞式壓縮機。這種氣路設計，使得機殼內壓力為一級排氣壓力，約為5-6MPa，減小了壓縮機工作腔與機殼腔體之間的泄漏，有利於提高壓縮機的效率，據報導其在50—80Hz的工作頻率下，最高絕熱效率可達到0.8以上。
日本大金公司設計開發了擺動轉子式CO2壓縮機。日本大金公司研究認為，由於CO2擺動轉子壓縮機的偏心距較小，雖然其工作壓差很大，但設計強度要求與R410A壓縮機相當。
Hubacher和Groll對一台全封閉兩級壓縮CO2轉子式壓縮機進行了實驗測試，結果顯示壓比在1.5—5範圍內，容積效率為0.78—0.9。Dreiman和Bunch開發了全封閉式CO2轉子壓縮機。Yokoyama等人對用於熱泵系統的兩級壓縮級間補氣滾動轉子式CO2壓縮機進行了開發並進行了實驗研究，在高壓比和低轉速情況下，兩級壓縮型式的CO2壓縮機在效率和供熱能力方面均優於單級。
在國內，慶安製冷從2004年開始對滾動轉子式CO2壓縮機做了詳細研究。主要工作集中在壓縮機耐高壓整體結構設計、軸承系統可靠性設計、供油系統設計、零件靜態和動態強度設計、關鍵部件耐磨設計、壓縮機運行帶油量研究和分析、潤滑油評估、零部件材料選取、電機設計、集中繞組直流電機拖動控制方案研究、控制器設計和製造工藝技術研究。在2008年開發出樣機，樣機容積效率達到0.75%-0.91%，並通過了可靠性評價實驗。
3) 渦旋壓縮機
日本DENSO公司研製了CO2渦旋壓縮機用於CO2熱泵熱水器中。
日本松下公司在410A渦旋壓縮機的基礎上，對渦圈、殼體等部件進行了重新設計，開發了CO2渦旋壓縮機樣機。對樣機的實驗結果表明，壓縮機容積效率和絕熱效率隨轉速增大而增加，在34.6—48.2Hz工作頻率範圍內，容積效率在0.72—0.86之間，等熵效率為0.43—0.47。日本三菱重工也開發了用於CO2熱泵熱水器的渦旋壓縮機，壓縮機的絕熱效率可達到0.76。Yano和Nakao等人還開發了大容量的CO2渦旋壓縮機。
4) 滑片壓縮機
美國馬里蘭大學和日本靜岡大學合作對CO2滑片壓縮機進行了理論研究，包括可行性、壓縮腔內的溫度和壓力等關鍵參數分析、容積效率和指示效率的估算、滑片的受力情況等。研究發現，泄漏損失是影響壓縮機效率的主要因素。另還對兩級壓縮滑片式CO2壓縮機和滑片式膨脹壓縮機進行了分析。
5) 螺桿壓縮機
日本Maycom公司開發了CO2單級螺桿壓縮機，設計的機組同時進行製冷和制熱，壓縮機排出的CO2首先用來加熱熱水，節流後用於製冷。英國City大學開發了用於CO2螺桿式膨脹壓縮機。
CO2換熱器的研究現狀
1998年挪威NTNU的Pattersen開發了CO2系統緊湊換熱器，利用多個平板組成傳熱管，平板被擠壓成微通道。
Schonfeld和Kraus對超臨界流體換熱進行理論計算和實驗研究，發現計算結果高於實驗值，說明超臨界不能用常規對流換熱方法精確計算。Dang和Hiara也進行了上述工作，比較了多個關聯式，並在Pilta方程的基礎上建立了新的關聯式，計算結果與試驗結果誤差為20%。東京大學的Hihara和Tanaka對高壓下CO2流體沸騰做了大量的試驗，由於在蒸發器內，流體涉及兩相流換熱，流體的流型對換熱影響很大。挪威NTNU的Pattersen對CO2流體在微通道內低壓沸騰流動流型進行試驗研究，給出了流型圖，同時對CO2蒸發流動壓力降進行了測試。Grol和Kim都對CO2流體乾度對水平管換熱係數的影響進行了理論與試驗研究，當CO2流體完全變為蒸汽，則換熱器係數迅速下降，換熱效果惡劣。Choi對CO2流體在垂直管道的蒸發換熱情況進行了實驗研究，發現低流體乾度區，隨乾度的增大，換熱係數增大，當乾度超過某一值時，換熱係數迅速下降。Kim等人對CO2多層微通道蒸發器進行理論和試驗研究，所建理論模型與試驗吻合較好。Kulkarmi等人對消除CO2微通道換熱器各通道的乾度不均有性方面進行了研究。
問題與展望
CO2熱泵熱水器面臨的主要問題在於不斷提高效率和降低成本，從而提高自身與常規熱泵熱水器的競爭力。在提高效率方面需要依靠在技術方面的創新。
1) 膨脹機構的開發
通過理論分析，採用膨脹機替代節流閥並回收膨脹功可以大幅度提高跨臨界CO2循環的性能。因此國內外許多研究機構都在投入大量的研發力量進行研究，目前公開文獻報導涉及膨脹機型式有活塞式、自由活塞式、渦旋式、滾動轉子式、擺動轉子式、滑片式等，雖然已經開發出樣機，但是許多技術性問題仍需要突破。
2) CO2壓縮機效率的不斷提高。
壓縮機是整個跨臨界CO2循環系統的關鍵部件，其效率的高低直接影響系統的性能。目前許過廠家和研究機構通過改進CO2壓縮機的結構，提高加工精度，改善運動部件的潤滑條件等措施提高CO2壓縮機的效率。
3) 換熱器換熱效率的不斷提高。
通過對CO2循環系統的有效能分析發現，除節流損失外，換熱器的損失同樣占據總損失的很大一部分，對單級CO2循環，甚至超過了節流損失，因此開發高效緊湊式換熱器是提高CO2循環系統性能的至關重要。
4)CO2熱泵熱水器的冷熱同時利用。
理論研究表明，同時利用CO2熱泵熱水器的冷熱量可以顯著提高系統的效率，因此，研製同時提供熱水和製冷的熱泵熱水器更有意義。
