過冷器前節(jié)流中間補(bǔ)氣空氣源熱泵性能模擬研究

智瑞平 劉致君 丁雨晴 吳玉庭

摘 要：為了解決空氣源熱泵在低溫工況下性能衰減、排氣溫度過高和制熱不足等問題，以過冷器前節(jié)流中間補(bǔ)氣空氣源熱泵循環(huán)系統(tǒng)為研究對象，建立了以帶補(bǔ)氣單螺桿壓縮機(jī)為熱力系的循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，給出了中間平衡補(bǔ)氣壓力的計(jì)算流程，并對系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行了模擬計(jì)算。結(jié)果表明：與不補(bǔ)氣壓縮系統(tǒng)相比，補(bǔ)氣對系統(tǒng)COP、制熱量的提升具有明顯作用;壓縮機(jī)的補(bǔ)氣口越靠近吸氣結(jié)束位置，系統(tǒng)性能參數(shù)越好;在蒸發(fā)溫度-25 ℃情況下，補(bǔ)氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差降低6 ℃，壓力損失系數(shù)從0.42增加到0.82，COP提升了14%左右。因此，在能夠保證過冷器正常運(yùn)行的情況下，盡可能減小補(bǔ)氣口與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差，盡量減少補(bǔ)氣過程中的壓力損失，有利于補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。研究結(jié)果可為過冷器空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供理論支持。

關(guān)鍵詞：熱力學(xué);壓縮機(jī);空氣源熱泵;過冷器;過冷器前節(jié)流;COP;制熱

中圖分類號(hào)：TH45文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

doi： 10.7535/hbgykj.2020yx05003

收稿日期：2020-03-31;修回日期：2020-08-20;責(zé)任編輯：王海云

基金項(xiàng)目：北京市自然科學(xué)基金（3181001）;北京市優(yōu)秀人才青年骨干項(xiàng)目（2018000020124G041）;北京工業(yè)大學(xué)國家級(jí)大學(xué)生創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)訓(xùn)練計(jì)劃項(xiàng)目（GJDC-2020-01-33）

第一作者簡介：智瑞平（1986—），女，山東菏澤人，講師，博士，主要從事流體機(jī)械壓縮機(jī)和膨脹機(jī)方面的研究。

E-mail： zhiruiping@bjut.edu.cn

智瑞平，劉致君，丁雨晴，等.

過冷器前節(jié)流中間補(bǔ)氣空氣源熱泵性能模擬研究

[J].河北工業(yè)科技，2020，37（5）：309-317.

ZHI Ruiping， LIU Zhijun， DING Yuqing， et al.

Simulation research on performance of air source heat pump integrated with throttling before sub-cooler and intermediate vapor injection

[J].Hebei Journal of Industrial Science and Technology，2020，37（5）：309-317.

Simulation research on performance of air source heat pump

integrated with throttling before sub-cooler and

intermediate vapor injection

ZHI Ruiping1，2， LIU Zhijun1，2， DING Yuqing1，2， WU Yuting1，2

（1. Faculty of Environment and Life， Beijing University of Technology， Beijing 100124， China; 2.MOE Key Laboratory of Enhanced Heat Transfer and Energy Conservation， Beijing 100124， China）

Abstract：

To solve the problems of performance degradation， high discharge temperature and insufficient heating capacity of the air source heat pump， takingthe air source heat pump system integrated with throttling before sub-cooler and intermediate vapor injection as the research object， a mathematical model of the cycle theory was established based on the heat system of single screw compressor with vapor injection. The calculation process of balanced intermediate vapor injection pressure was given and the system parameters were simulated and calculated. The results show that vapor injection has a positive effect on the system COP and heating capacity， compared with that without vapor injection; the closer the injection position is to the suction ending position， the better the system performance parameters are. Under the evaporating temperature of -25 ℃， the temperature difference between vapor injection inlet and sub-cooling side outlet of sub-cooler decreases by 6 ℃， the pressure loss increases from 0.42 to 0.82 and the system COP can be improved by about 14%. Thus， under the normal operation of air source heat pump， the temperature difference between vapor injection inlet and sub-cooling side outlet of sub-cooler and the pressure loss of vapor injection should be decreased to improve the system performance. As a result， the research can provide a theoretical foundation for designing the air source heat pump system integrated with throttling before sub-cooler and vapor injection.

Keywords：

thermodynamics; compressor; air source heat pump; sub-cooler; throttling before sub-cooler; COP; heating

近年來，能源短缺和環(huán)境污染的問題凸顯，霧霾天氣的頻繁出現(xiàn)引起了人們對資源節(jié)約和環(huán)境保護(hù)的重視

[1-4]?？諝庠礋岜檬峭ㄟ^冷媒低壓蒸發(fā)吸收空氣中大量的低溫?zé)崮?，并通過壓縮機(jī)的壓縮提升冷媒壓力，在冷凝器中高壓冷凝放出高溫?zé)崮艿囊环N熱力裝置[5]。在冬季，空氣源熱泵將環(huán)境空氣作為低溫?zé)嵩?，?shí)現(xiàn)室內(nèi)供暖;在夏季，空氣源熱泵將環(huán)境空氣作為冷源，實(shí)現(xiàn)室內(nèi)制冷?？諝庠礋岜貌粌H能夠?qū)崿F(xiàn)夏季制冷和冬季供暖，還可以提供全年生活熱水，一機(jī)三用，功能多樣?？諝庠礋岜玫牡蜏?zé)嵩春屠湓淳鶠榭諝?，同時(shí)空氣源熱泵的全年綜合COP（coefficient of performance）一般大于2，也就是說消耗1 kW·h電可以得到約7 200 kJ的熱量或冷量，節(jié)能效果非常顯著。

由于空氣源熱泵的低溫?zé)嵩词强諝?，環(huán)境溫度的高低會(huì)在很大程度上影響空氣源熱泵的效率[6]，空氣源熱泵在低溫工況下會(huì)產(chǎn)生一系列問題，如系統(tǒng)性能系數(shù)COP衰減、壓縮機(jī)排氣溫度過高、制熱量不足等等[7-9]，導(dǎo)致其性能大幅降低甚至無法工作。因此，開展空氣源熱泵低溫工況下的高效運(yùn)行研究對熱泵系統(tǒng)的推廣應(yīng)用至關(guān)重要。

目前，針對空氣源熱泵低溫工況下的運(yùn)行研究主要集中在經(jīng)濟(jì)器熱泵理論循環(huán)和實(shí)驗(yàn)研究方面。經(jīng)濟(jì)器熱泵分為閃發(fā)器系統(tǒng)和過冷器系統(tǒng)，過冷器系統(tǒng)包括過冷器前節(jié)流和過冷器后節(jié)流循環(huán);閃發(fā)器系統(tǒng)[10]包括閃發(fā)器前節(jié)流和閃發(fā)器后節(jié)流循環(huán)。馬國遠(yuǎn)等[11]對自然冷源過冷補(bǔ)氣的空氣源熱泵進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，針對R32工質(zhì)搭建了實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，并與單級(jí)壓縮系統(tǒng)及普通補(bǔ)氣壓縮系統(tǒng)進(jìn)行了比較，結(jié)果表明：與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，空氣源熱泵的排氣溫度降低了28～32 ℃，COP提高了34.4%～41.2%;與普通補(bǔ)氣壓縮系統(tǒng)相比，排氣溫度降低了10～18 ℃，但制熱COP降低了3.5%～8.9%。NGUYEN等[12]對R407C為制冷劑的過冷器式經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)和閃發(fā)器式經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明：過冷器式經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)的補(bǔ)氣壓力和補(bǔ)氣量比閃發(fā)器式經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)具有更大的調(diào)節(jié)范圍。HEO等[13]對R410A為制冷劑的雙級(jí)膨脹過冷器系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明：中間壓力較低時(shí)，系統(tǒng)COP較大，制熱量更高，系統(tǒng)制熱量隨相對補(bǔ)氣量的增加而增加。ZHANG等[14]對過冷器前節(jié)流循環(huán)的空氣源熱泵進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與無補(bǔ)氣空氣源熱泵系統(tǒng)相比，過冷器前節(jié)流系統(tǒng)可以使系統(tǒng)制熱性能提高4%～6%。趙會(huì)霞[15]建立了渦旋壓縮機(jī)閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)的準(zhǔn)二級(jí)壓縮過程數(shù)學(xué)模型，將整個(gè)過程分為補(bǔ)氣前的內(nèi)壓縮、補(bǔ)氣-壓縮過程和補(bǔ)氣后的內(nèi)壓縮過程。模擬計(jì)算結(jié)果表明：隨蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)的制熱量有所減少，但減少的速度明顯低于普通熱泵系統(tǒng)，壓縮機(jī)耗功有所增加，但增加的幅度不大;閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)在低溫工況下可以有效提高空氣源熱泵的低溫制熱性能。崔增燕[16]建立了帶自然冷源補(bǔ)氣冷凝的雙級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)主要循環(huán)過程的模型，包括蒸汽壓縮模型、閃發(fā)器模型、中間腔模型和補(bǔ)氣冷凝器模型。李闖[17]建立了帶閃發(fā)器的單螺桿空氣源熱泵數(shù)學(xué)模型，將壓縮機(jī)整個(gè)工作過程分為準(zhǔn)低壓級(jí)的壓縮過程、補(bǔ)氣過程和準(zhǔn)二級(jí)壓縮過程，數(shù)值計(jì)算結(jié)果表明：閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)具有更高的制熱量和更低的排氣溫度。武曉昆[18]針對4種不同形式的經(jīng)濟(jì)器熱泵循環(huán)建立了熱力過程穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，以制冷劑R22為循環(huán)工質(zhì)，進(jìn)行了數(shù)值模擬計(jì)算，結(jié)果表明補(bǔ)氣壓力固定時(shí)，準(zhǔn)一級(jí)壓縮比越小，系統(tǒng)制熱量越大;準(zhǔn)一級(jí)壓縮比固定時(shí)，系統(tǒng)制熱量隨著補(bǔ)氣壓力的上升而不斷增加。趙會(huì)霞[15]、崔增燕[16]、李闖[17]和武曉昆[18]等，在理論循環(huán)分析計(jì)算時(shí)，以壓縮機(jī)為熱力系，準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程終了狀態(tài)點(diǎn)和準(zhǔn)二級(jí)壓縮開始點(diǎn)時(shí)均采用焓值，但是這2個(gè)點(diǎn)并沒有流出壓縮機(jī)這個(gè)熱力系，故這2個(gè)點(diǎn)并沒有焓值，而有熱力學(xué)能。因此，本文利用準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程終了狀態(tài)點(diǎn)和準(zhǔn)二級(jí)壓縮開始點(diǎn)的熱力學(xué)能來分析經(jīng)濟(jì)器空氣源熱泵循環(huán)系統(tǒng)的性能。

本文針對過冷器前節(jié)流系統(tǒng)，以帶補(bǔ)氣的單螺桿壓縮機(jī)為熱力系，建立了過冷器前節(jié)流理論循環(huán)模型，給出了補(bǔ)氣壓力計(jì)算流程，基于上述循環(huán)模型，以制冷劑R410A為工質(zhì)，分析了蒸發(fā)溫度、補(bǔ)氣口位置、補(bǔ)氣壓力損失、補(bǔ)氣與過冷側(cè)出口溫差等對熱泵系統(tǒng)性能參數(shù)的影響，為過冷器空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)。

1?過冷器前節(jié)流循環(huán)

從冷凝器出來的制冷劑過冷液體5分為2個(gè)支流，一支流經(jīng)過節(jié)流閥，壓力降至某一中間壓力，成為低溫兩相制冷劑8，再流入經(jīng)濟(jì)器;另一支流直接流入經(jīng)濟(jì)器。這兩部分制冷劑在經(jīng)濟(jì)器中發(fā)生熱交換，前者吸熱蒸發(fā)后（8—9過程）進(jìn)入壓縮機(jī)補(bǔ)氣口，后者進(jìn)一步過冷后（5—6過程），經(jīng)主回路節(jié)流閥進(jìn)入蒸發(fā)器，成為過熱蒸汽1進(jìn)入壓縮機(jī)，與補(bǔ)氣回路的氣態(tài)制冷劑9混合后繼續(xù)壓縮，壓縮機(jī)排出高溫高壓的制冷劑氣體進(jìn)入冷凝器，在冷凝器中冷凝為過冷液體，如此往復(fù)循環(huán)。如圖1所示。

2?過冷器前節(jié)流循環(huán)理論模型

采用過冷器前節(jié)流系統(tǒng)，整個(gè)循環(huán)系統(tǒng)包括壓縮、冷凝、補(bǔ)氣、過冷和蒸發(fā)等過程。本文主要通過以帶補(bǔ)氣的壓縮機(jī)為熱力系來建立其循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，此熱力系包括3個(gè)熱力過程，分別為準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程（1—2過程）、補(bǔ)氣過程（瞬間過程，記為等容混合過程）（9，2—3過程）、準(zhǔn)二級(jí)壓縮過程（3—4過程），如圖1所示。

2.1?準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程

將1—2過程視為絕熱壓縮過程，因此，與外界沒有熱量交換。忽略此過程中動(dòng)能和勢能的變化。由于是以壓縮機(jī)為熱力系，2點(diǎn)的制冷劑并沒有流出熱力系，所以2點(diǎn)沒有焓值。將初始進(jìn)入系統(tǒng)狀態(tài)的熱力學(xué)值設(shè)為0，即U0=0。根據(jù)開口系能量方程，可以得到1—2過程的能量方程。具體推導(dǎo)過程如下：

開口系能量方程為

δQ=dEcv+∑j（h+c2f2+gz）jδmj-

∑j（h+c2f2+gz）iδmi+δWi。（1）

代入上述條件，1—2過程的能量方程變?yōu)?/p>

0=dEcv+hjδmj-hiδmi+δWi。（2）

對式（2）積分，變?yōu)?/p>

0=U2-U0-h1m1+W1-2。

將U2=m2u2和U0=0代入上式，因此，1—2過程的能量方程為

W1-2=h1m1-m1u2。（3）

因?yàn)?—2過程為壓縮過程，準(zhǔn)一級(jí)壓縮比（又代表了補(bǔ)氣口位置）為

e1=p2p1=（T2T1）κ-1k，

（4）

式中：W1-2為準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程耗功;h1為壓縮機(jī)開始?jí)嚎s時(shí)1點(diǎn)的焓值;m1為蒸發(fā)器的質(zhì)量流量;u2為準(zhǔn)一級(jí)壓縮過程終了點(diǎn)的熱力學(xué)能;e1為準(zhǔn)一級(jí)壓縮比;κ為制冷劑絕熱指數(shù)。

2.2?補(bǔ)氣過程

補(bǔ)進(jìn)壓縮機(jī)的制冷劑氣體來自于過冷器，理想情況下，蒸發(fā)側(cè)吸收的熱量等于過冷側(cè)釋放出的熱量，故其相關(guān)能量平衡方程為

m1（h5-h6）=m9（h9-h8）。

引入相對補(bǔ)氣量a，記a=補(bǔ)氣質(zhì)量流量蒸發(fā)器的質(zhì)量流量=m9m1。則上述能量方程式變?yōu)?/p>

（h5-h6）=a（h9-h8）。（5）

9，2—3補(bǔ)氣過程為等容混合、絕熱增壓過程，因?yàn)榇诉^程為瞬間過程，對外并沒有做功δWi=0;又為絕熱過程，所以δQ=0。因此，其能量方程為

0=m3u3-m1u2-h9m9，（6）

式中，m3為9點(diǎn)與2點(diǎn)混合后制冷劑的質(zhì)量流量，m3=m1+m9=（1+a）m1。

把相對補(bǔ)氣量代入式（6），其能量方程變?yōu)?/p>

（1+a）u3-u2-ah9=0。（7）

因?yàn)檫^程為等容混合，所以V3=V2，即V3=m3v3=（1+a）m1v3，V2=m1v2，

其中：

（1+a）v3=v2。（8）

補(bǔ)氣以后，會(huì)有壓力損失，記ξ為壓力損失系數(shù)，混合后的壓力為

p3=（p9-p2）ξ+p2。（9）

2.3?準(zhǔn)二級(jí)壓縮過程

3—4過程為準(zhǔn)二級(jí)壓縮（絕熱壓縮，等熵壓縮）過程，忽略動(dòng)能和勢能，因?yàn)檫^程為絕熱壓縮，故δQ=0。設(shè)排出系統(tǒng)的熱力學(xué)能為0，即Uj=0。在考慮3—4過程的時(shí)候，3點(diǎn)并沒有流出系統(tǒng)外，沒有焓值，只有熱力學(xué)能。將上述條件代入開口系能量方程，3—4過程的能量方程變?yōu)?/p>

0=dEcv+hjδmj-hiδmi+δWi。（10）

對式（10）積分，變?yōu)?/p>

0=Uj-U3+h4m4+W3-4。（11）

將Uj=0代入式（11），得：

W3-4=m3u3-h4m4=m4u3-m4h4=

（1+a）m1（u3-h4）。（12）

因?yàn)?—4過程為壓縮過程，準(zhǔn)二級(jí)壓縮比為

e2=p4p3=（T4T3）κ-1k。

（13）

2.4?系統(tǒng)系能參數(shù)

聯(lián)立式（3）、式（6）和式（12），可得壓縮機(jī)耗功：

W=h1m1-m4h4+m9h9=

h1m1-（1+a）m1h4+am1h9，（14）

制熱量：

Qc=（1+a）m1（h4-h5），（15）

性能系數(shù)：

COP=QcW。（16）

2.5?平衡補(bǔ)氣壓力計(jì)算流程

根據(jù)式（5），即a=（h5-h6）/（h9-h8），5點(diǎn)是冷凝器出口焓值，由冷凝溫度和過冷度決定，冷凝溫度和過冷度確定后，5點(diǎn)焓值和8點(diǎn)焓值就是定值。6點(diǎn)和9點(diǎn)需要有一個(gè)溫差，才能確保過冷器的正常運(yùn)行。在計(jì)算過程中，補(bǔ)氣均為飽和氣，9點(diǎn)確定，根據(jù)溫差，可以確定6狀態(tài)點(diǎn)。如果補(bǔ)氣9點(diǎn)壓力升高，9點(diǎn)焓值和6點(diǎn)焓值均增加，5點(diǎn)和8點(diǎn)焓值不變，所以相對補(bǔ)氣量減小。因此，過冷器能夠提供的補(bǔ)氣量隨著補(bǔ)氣壓力的升高而減小。而壓縮機(jī)所容納的相對補(bǔ)氣量隨著補(bǔ)氣壓力的升高而升高。所以，存在某一補(bǔ)氣壓力可使過冷器提供的相對補(bǔ)氣量等于壓縮機(jī)所容納的相對補(bǔ)氣量，此時(shí)的補(bǔ)氣壓力記為平衡補(bǔ)氣壓力。

平衡補(bǔ)氣壓力的求解，需要聯(lián)立式（5）、式（7）和式（8）。能量方程（5）中未知參數(shù)為a和h6，式（2）—式（7）為0=（1+a）u3-u2-ah9，可以得到a=（u2-u3）/（u3-h9），此方程中未知參數(shù)為a和u3。式（8）為（1+a）v3=v2，可以得到a=v2/v3-1（未知參數(shù)為a和v3）。3個(gè)方程，4個(gè)未知量，需再補(bǔ)一個(gè)方程。從經(jīng)濟(jì)器出來的過冷工質(zhì)6點(diǎn)，6點(diǎn)的溫度要高于補(bǔ)氣9點(diǎn)的溫度，才能確保補(bǔ)氣過程正常進(jìn)行。記設(shè)定溫差為ΔT69，補(bǔ)充方程為T6=T9+ΔT69。聯(lián)立上述方程，即可求解平衡補(bǔ)氣壓力。

平衡補(bǔ)氣壓力的計(jì)算借助Matlab和Refprop軟件，采用二分法進(jìn)行求解。平衡補(bǔ)氣壓力應(yīng)該大于壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣腔的背壓，即大于準(zhǔn)一級(jí)壓縮終了時(shí)2點(diǎn)的壓力，小于準(zhǔn)二級(jí)壓縮終了時(shí)4點(diǎn)的排氣壓力，因此平衡補(bǔ)氣壓力的初始值選取為兩者的平均值。具體計(jì)算流程如圖2所示。

3?結(jié)果分析

為了驗(yàn)證數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，與文獻(xiàn)＼和文獻(xiàn)＼中的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，工質(zhì)為R22，冷凝溫度為45 ℃，蒸發(fā)溫度分別為-25 ℃和-15 ℃，過冷度和過熱度分別為5 ℃和10 ℃。計(jì)算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表1所示。對比結(jié)果表明，計(jì)算數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)接近，造成計(jì)算誤差的原因可能是：模擬計(jì)算過程中引入的一些修正系數(shù)（如容積效率、等熵效率等系數(shù)）的選取存在一定的誤差，過冷度和過熱度的選取很難與實(shí)驗(yàn)過程中取值一致?？傮w來講，此數(shù)學(xué)模型可以用來評估分析帶經(jīng)濟(jì)器的空氣源熱泵性能的變化。

根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型，計(jì)算分析了帶經(jīng)濟(jì)器的空氣源熱泵性能的變化。其中計(jì)算過程中，壓縮機(jī)理論輸氣量、壓縮機(jī)容積效率、絕熱壓縮效率、補(bǔ)氣過程容積變化系數(shù)、吸氣過熱度及過冷度均取為定值，如表2所示。計(jì)算過程中準(zhǔn)一級(jí)壓縮比（即補(bǔ)氣口的位置變化）的變化范圍為1.0～2.0，蒸發(fā)溫度范圍為-25～5 ℃。過冷器過冷側(cè)制冷劑6點(diǎn)的溫度和補(bǔ)氣9點(diǎn)的溫度差ΔT69取為5，7，9 ℃，確保過冷器系統(tǒng)正常換熱。假設(shè)補(bǔ)氣始終處于飽和狀態(tài)，膨脹閥節(jié)流過程視為等焓過程。根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型及這些假設(shè)條件，計(jì)算冷凝溫度為45 ℃時(shí)不同蒸發(fā)溫度、不同補(bǔ)氣口位置、壓力損失系數(shù)、ΔT69、補(bǔ)氣系統(tǒng)與單級(jí)壓縮系統(tǒng)對壓縮機(jī)性能的影響。

3.1?補(bǔ)氣與不補(bǔ)氣對熱泵性能參數(shù)的影響

從圖3—圖6中可以看出，補(bǔ)氣的情況下，在相同蒸發(fā)溫度時(shí)，R410A熱泵系統(tǒng)的制熱量、壓縮機(jī)耗功、COP均高于不補(bǔ)氣情況下熱泵系統(tǒng)的制熱量、壓縮機(jī)耗功和COP，排氣溫度低于不補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)的排氣溫度。因此，補(bǔ)氣系統(tǒng)對熱泵系統(tǒng)性能的提升具有積極作用。

從圖中還可以看出，在蒸發(fā)溫度-25～-15 ℃情況下，COP提升約6%，排氣溫度明顯降低了5～7 ℃，故補(bǔ)氣對熱泵在低溫運(yùn)行下的性能提升效果不錯(cuò)。補(bǔ)氣與不補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度5 ℃的情況下，兩者的熱泵COP、排氣溫度接近。因此，熱泵系統(tǒng)補(bǔ)氣與不補(bǔ)氣的切換區(qū)域應(yīng)選擇兩者COP接近時(shí)的蒸發(fā)溫度范圍。

3.2?不同補(bǔ)氣口位置對壓縮機(jī)性能的影響

從圖7—圖12中可以看出，在相同蒸發(fā)溫度、相同冷凝溫度條件下，制熱量、壓縮機(jī)耗功、相對補(bǔ)氣量隨著準(zhǔn)一級(jí)壓縮比的增大（補(bǔ)氣口位置后移，即補(bǔ)氣口位置越靠近排氣端）而減小;蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，準(zhǔn)一級(jí)壓縮比從1.0增加到2.0時(shí)，制熱量降低了10%左右。補(bǔ)氣壓力隨著準(zhǔn)一級(jí)壓縮比的增大而增加;壓縮機(jī)的排氣溫度也有所增加，但是增加不明顯。壓縮機(jī)COP隨著準(zhǔn)一級(jí)壓縮比的增加而有所降低，但是從圖形來看基本保持不變。這說明

補(bǔ)氣降低了壓縮機(jī)的排氣溫度，使壓縮機(jī)維持在高效工況下運(yùn)行。綜合來看，壓縮機(jī)的補(bǔ)氣口越靠近吸氣結(jié)束位置，性能參數(shù)較好。

在相同的補(bǔ)氣口位置和冷凝溫度條件下，蒸發(fā)溫度越高，制熱量、壓縮機(jī)耗功、COP越大;補(bǔ)氣壓力越高、相對補(bǔ)氣量越小、壓縮機(jī)排氣溫度越低。這是由于蒸發(fā)溫度越低，壓縮機(jī)的吸氣量越小，補(bǔ)氣系統(tǒng)在這點(diǎn)與單級(jí)壓縮系統(tǒng)類似。

3.3?溫差ΔT69對熱泵性能的影響

從圖13—圖17可以看出，在相同蒸發(fā)溫度條件下，補(bǔ)氣9點(diǎn)與過冷器過冷側(cè)液體出口6點(diǎn)溫差越大，相對補(bǔ)氣量越小，制熱量、壓縮機(jī)耗功和COP均隨著溫差的增加有所降低，而排氣溫度隨著溫差的增加呈現(xiàn)增加趨勢。在蒸發(fā)溫度-25 ℃情況下，溫差降低6 ℃，COP可提升14%左右。因此，為了提高熱泵整體性能，在能夠保證過冷器正常運(yùn)行的情況下，盡可能減小補(bǔ)氣9點(diǎn)與過冷器過冷側(cè)液體出口6點(diǎn)的溫差。

3.4?不同補(bǔ)氣壓力損失系數(shù)對熱泵性能的影響

從圖18—圖22可以看出，在相同的蒸發(fā)溫度條件下，補(bǔ)氣時(shí)壓力損失系數(shù)越大（即壓力損失越?。茻崃?、壓縮機(jī)耗功、相對補(bǔ)氣量均會(huì)隨著增加，COP會(huì)略有增加，而排氣溫度隨著壓力損失系數(shù)的增加而降低。當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，壓力損失系數(shù)從0.42增加到0.82，COP可提升14%左右。因此，盡量減少補(bǔ)氣過程中的壓力損失，有利于補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。

4?結(jié)?語

為了實(shí)現(xiàn)低溫工況下空氣源熱泵的高效運(yùn)行，本文以過冷器前節(jié)流中間補(bǔ)氣空氣源熱泵為例，通過以帶補(bǔ)氣的壓縮機(jī)為熱力系來建立其循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，研究其性能。以R410A為工質(zhì)，通過模擬計(jì)算，得到如下結(jié)論。

1）在低溫工況下，補(bǔ)氣系統(tǒng)的性能明顯優(yōu)于單級(jí)壓縮系統(tǒng)（不補(bǔ)氣系統(tǒng)）的性能。相對于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，補(bǔ)氣系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度-25～-15 ℃情況下，COP提升約6%，排氣溫度明顯降低了5～7 ℃。

2）冷凝溫度、蒸發(fā)溫度相同情況下，補(bǔ)氣口位置越靠近吸氣口位置，壓縮機(jī)制熱量和COP越好。

3）在蒸發(fā)溫度為-25 ℃情況下，補(bǔ)氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差降低6 ℃，COP可提升14%左右。為了提高熱泵整體性能，在能夠保證過冷器正常運(yùn)行的情況下，盡可能減小補(bǔ)氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差。

4）當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時(shí)，壓力損失系數(shù)從042增加到0.82，COP可提升14%左右。盡量減少補(bǔ)氣過程中的壓力損失，有利于補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。

本文模擬計(jì)算過程中尚未考慮到壓縮機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)，今后需要對此作進(jìn)一步研究。

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