補氣增焓準二級壓縮空氣源熱泵熱水器熱力學(xué)分析

曾智，劉向龍，李小華，王艷，李文菁，曾麗萍

（1-湖南工程學(xué)院建工學(xué)院（北院），湖南湘潭 411104；2-湖南省綠色低碳建筑節(jié)能與材料技術(shù)工程中心，湖南湘潭 411104）

0 引言

常規(guī)的空氣源熱泵在濕冷地區(qū)運行時會遇到結(jié)霜問題以及低溫環(huán)境下制熱效率急劇下降的問題[1-4]。因此，許多研究者在冬季濕冷地區(qū)關(guān)于如何提高熱泵效率[5-6]和實際應(yīng)用方面[7-8]做了很多工作。為了解決空氣源熱泵在寒冷地區(qū)也能夠高效運行，20 世紀80年代NOBUKATSU[9]提出帶閃發(fā)器的渦旋式壓縮機補氣增焓系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)其在低溫工況下運行時，制熱性能比普通渦旋式壓縮機補氣增焓系統(tǒng)可提高15%左右。HEO 等[10]搭建了帶閃蒸器的補氣增焓空氣源熱泵實驗臺，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)制熱量與壓縮機頻率和環(huán)境溫度相關(guān)。WANG 等[11]通過實驗對以R410A 為工質(zhì)的補氣增焓空氣源熱泵和普通熱泵進行性能比較，研究發(fā)現(xiàn)在-17.8 ℃環(huán)境溫度下，使用R410A 的補氣增焓熱泵比普通熱泵制熱量提高30%，性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）提高20%。ROH 等[12]提出了一種中間補氣直接噴入儲液器的經(jīng)濟器補氣增焓熱泵系統(tǒng)，通過實驗研究分析了其與傳統(tǒng)的中間補氣噴入壓縮機的補氣增焓熱泵系統(tǒng)的性能對比，研究表明中間補氣噴入儲液器的補氣熱泵系統(tǒng)可以降低壓縮機的排氣溫度。

綜上所述，補氣增焓系統(tǒng)能夠很好地提高空氣源熱泵的COP，但關(guān)于在補氣增焓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上再進行調(diào)試系統(tǒng)性能研究很少。對補氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)進行調(diào)節(jié)往往需要對系統(tǒng)進行熱力學(xué)分析，有許多學(xué)者進行了補氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)的熱力學(xué)分析的研究。李曉雁[13]建立了補氣過程的剛性容器絕熱理論模型，對低環(huán)境溫度空氣源熱泵機組加上中間補氣技術(shù)后再進行能效計算。MA 等[14]對帶有補氣口的渦旋壓縮機的壓縮過程建立了熱力學(xué)模型，計算結(jié)果表明該系統(tǒng)的可運行工況范圍更大。沈九兵等[15]對4 種壓縮機中間補氣的經(jīng)濟器熱泵循環(huán)方式進行比較分析后，提出了兩級節(jié)流經(jīng)濟器循環(huán)的改進方案，并建立通用的系統(tǒng)模擬數(shù)學(xué)模型。王寧等[16]對熱泵系統(tǒng)分別建立了中間補氣和吸氣補氣兩種熱力學(xué)模型，并模擬研究了系統(tǒng)的性能。WANG 等[17]通過數(shù)學(xué)模型建立了仿真模型，并對以R22、R290 和R23 為工質(zhì)的補氣增焓系統(tǒng)進行了性能評估。GUO 等[18]建立了空氣源熱泵熱水器的實驗裝置并進行了測試，在仿真模型的基礎(chǔ)上，基于定時控制和恒溫控制模式得到系統(tǒng)的最佳啟動時間和設(shè)定水溫。YU 等[19]通過調(diào)節(jié)電子膨脹閥的開度來調(diào)節(jié)制冷劑量，并找出在冬季R22 和R417A空氣源熱泵系統(tǒng)的最佳開度。ZHENG 等[20]提出了一種利用串級冷凝器液化分離出的蒸氣注入壓縮機的補氣增焓系統(tǒng)，在建立數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上研究了系統(tǒng)的性能。金旭等[21]基于熱力學(xué)理論循環(huán)，構(gòu)建了雙級壓縮系統(tǒng)中間壓力與系統(tǒng)變工況參數(shù)間的關(guān)系式。研究發(fā)現(xiàn)中間壓力隨蒸發(fā)壓力、冷凝壓力、輸氣量比和噴射量的增大均會增大。

迄今為止，現(xiàn)有研究主要側(cè)重于建立數(shù)學(xué)或仿真模型來預(yù)測空氣源熱泵熱水器的性能，有關(guān)補氣壓比與系統(tǒng)COP 之間關(guān)系的研究較少。因此本文通過實驗結(jié)果進行熱力學(xué)分析，通過改變補氣壓比研究其對系統(tǒng)性能的影響。

1 準二級壓縮補氣增焓熱泵熱水器熱力學(xué)特性分析

對于現(xiàn)有的準二級壓縮補氣方式而言，一般采用渦旋式壓縮機，將壓縮機的進氣口設(shè)置為兩個，在固定渦旋盤上設(shè)置第二個吸氣口，連接中間補氣管，另一個為壓縮機的吸入口。本文通過改變補氣壓比，研究了系統(tǒng)補氣壓比對熱泵系統(tǒng)制熱量和COP 的影響。

1.1 準二級壓縮補氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)

在本研究中，準二級壓縮補氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)由壓縮機、氣液分離器、水側(cè)熱交換器、儲液器、干燥過濾器、電子膨脹閥、閃蒸器和蒸發(fā)器等組成，系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 準二級壓縮補氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)原理

本文采用閃蒸器前節(jié)流的補氣增焓系統(tǒng)，從水側(cè)換熱器冷凝之后的質(zhì)量流量為m+i的液體經(jīng)過節(jié)流裝置膨脹閥第一次節(jié)流后進入閃蒸器，在閃蒸器中制冷劑分成兩部分：1）主回路部分，質(zhì)量流量為m的飽和液體，再經(jīng)第二次節(jié)流裝置膨脹閥節(jié)流后進入蒸發(fā)器中吸熱，最后進入壓縮機吸氣口；2）補氣回路部分，質(zhì)量流量為i的某一壓力下的飽和蒸氣，經(jīng)過截止閥后被壓縮機補氣口吸入，與主回路部分的氣體混合后進行壓縮。

圖2是圖1的p-h圖。圖2中，壓縮過程1-2和2′-3 均為等熵壓縮；2′是閃蒸器中的閃發(fā)蒸氣與主回路中的制冷劑氣體混合狀態(tài)點；3-4 表示在水側(cè)換熱器中的制熱過程，4-4'為制冷劑液體通過第一次節(jié)流裝置的絕熱膨脹過程。工作流體在4'點（閃蒸器中）被分為兩部分：一部分經(jīng)過閃蒸器后進行第二次膨脹閥降壓到5'點，最后通過蒸發(fā)器到達5點最后進入壓縮機吸入端1 點；另一部分為閃蒸器的上方蒸氣，其直接進入壓縮機的輔助吸入口6 點進行補氣。

圖2 補氣增焓準二級壓縮系統(tǒng)工作循環(huán)壓焓圖

1.2 準二級壓縮補氣增焓空氣源熱泵循環(huán)特性分析

對于準二次壓縮補氣增焓空氣源熱泵，補氣壓比對系統(tǒng)COP 和制熱量的影響較大。本文提出了補氣壓比β1，用來表示補氣壓力、冷凝壓力和蒸發(fā)壓力之間的關(guān)系。

補氣壓比β1可定義為：

式中，p2為補氣壓力，kPa；p1為蒸發(fā)壓力，kPa；p3為冷凝壓力，kPa。

對于準二級壓縮補氣增焓熱泵熱水器的熱力學(xué)分析計算，作如下假定：1）忽略制冷劑流動壓力損失；2）通過補氣口進入壓縮機的均為飽和制冷劑蒸氣[12]；3）因為補氣時間極短，一邊補氣一邊壓縮的過程簡化為等容混合、絕熱增壓過程[15]。

1.2.1 壓縮功的確定

1）預(yù)壓縮過程

根據(jù)文中假設(shè)，可知壓縮過程為等容混合、絕熱增壓，則壓縮功為：

式中，k為制冷劑等熵指數(shù)，R22 取1.19；R為制冷劑氣體常數(shù)，R22 取96.16×10-3；w1-2為狀態(tài)點1-2 的壓縮功；p1、p2分別為蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，kPa；T1為壓縮機吸氣溫度，K。2）補氣-壓縮過程壓縮功

在閃蒸器中的熱平衡方程為：

式中，i為補氣回路質(zhì)量流量，kg/s；m為主回路質(zhì)量流量，kg/s；a為相對補氣量；h4、h5和h6分別為圖2中點4、點5 和點6 焓值，kJ/kg。

在壓焓圖中找點的焓值，通過公式擬合發(fā)現(xiàn)，R22 飽和氣體焓值與壓力滿足式(4)：

R22 飽和液體焓值與壓力滿足式(5)：

兩相區(qū)焓值計算：

式中，x為干度；p2為中間壓力，kPa。

根據(jù)質(zhì)量守恒，能量守恒以及非穩(wěn)態(tài)熱力系統(tǒng)的氣體微分方程，積分得到2-2′壓縮功，并將式(3)～式(6)代入得到式(7)：

3）補氣后壓縮過程壓縮功

式中，a為相對補氣量；k為制冷劑等熵指數(shù)，取1.19；R為制冷劑氣體常數(shù)，R22 取96.16×10-3；w2′-3為圖2中狀態(tài)點2′-3 的壓縮功；p2′和p3分別為圖2中點2′和點3 的制冷劑壓力，kPa；T2和T6分別為圖2中狀態(tài)點2 和點6 的溫度，K；v2和v2′分別為圖2中點2 和點2′的制冷劑比容，m3/kg。4）系統(tǒng)總壓縮功

在工質(zhì)混合過程中壓力值變化不明顯，故視為等壓過程，即可忽略w2-2′。將式(2)、式(7)和式(8)代入式(9)得：

將式(3)～式(6)代入式(10)得到系統(tǒng)總壓縮功。

1.2.2 制熱量的確定

在壓焓圖可得制熱量為：

由于4 到4′為絕熱膨脹，因此：

根據(jù)假設(shè)和補氣過程的能量平衡方程可知2′焓值為：

補氣-壓縮過程中壓力變化不明顯，可忽略w2-2′：

式中，β1為補氣壓比。

1.2.3 COP 的確定

COP 可通過式(10)和式(15)計算：

式中，ηR為熱泵效率，取0.8。

2 結(jié)果分析

本文根據(jù)圖3所示的實驗測試過程，對某廠家的準二級壓縮空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)進行了測試，其壓縮機為全封閉渦旋式壓縮機，測試的準二級壓縮的空氣源熱泵熱水器基本參數(shù)如表1所示。

表1 測試機型參數(shù)

2.1 測試工況及測試數(shù)據(jù)

本文對此空氣源熱泵測試了3 種工況，具體情況表2所示。

表2 測試工況表

本次實驗?zāi)康氖菧y試該機組在南方地區(qū)濕冷氣候條件下的系統(tǒng)性能。工況1 是在普通條件下測試空氣源熱泵在冷濕地區(qū)的性能；工況2 是測試容易出現(xiàn)空氣源熱泵結(jié)霜情況的性能；工況3 是在極端條件下測試空氣源熱泵在濕冷地區(qū)的性能。

2.2 計算結(jié)果分析

在室外干球溫度為-10、2 和20 ℃工況下，通過改變補氣壓比分析系統(tǒng)制熱量與COP 的變化，如圖3所示。

由圖3可知，隨著β1的增加，系統(tǒng)的制熱量均呈現(xiàn)先增加后下降的現(xiàn)象，且最大值出現(xiàn)在補氣壓比β1為0.2 時。產(chǎn)生這種變化規(guī)律的主要原因為，隨著β1的升高，壓縮機的壓縮中間腔補氣量增加，使系統(tǒng)增加了排氣量，降低了排氣溫度，故系統(tǒng)制熱量隨補氣壓力的增加而增加；當(dāng)β1繼續(xù)升高時，閃蒸器內(nèi)氣液分離狀況變差，使得一定量的制冷劑液體進入壓縮機中間混合腔體，導(dǎo)致冷凝器進出口制冷劑焓差降低，從而影響制熱能力的進一步提升，甚至導(dǎo)致制熱量下降。此外，系統(tǒng)的COP 也出現(xiàn)先增加后減少的趨勢，主要原因是隨著β1的升高，中間補氣量逐漸增加，主回路制冷劑流量減小導(dǎo)致壓縮功減小，而在這段時間內(nèi)制熱量增加，因此系統(tǒng)COP 增加；但隨著β1的繼續(xù)升高導(dǎo)致氣液分離狀況變差，制熱量減小而系統(tǒng)功耗呈現(xiàn)出增加的趨勢，系統(tǒng)COP 開始減小；當(dāng)β1為0.2 時，無論系統(tǒng)在室外溫度-10 ℃、2 ℃，還是20 ℃運行時，其COP 均出現(xiàn)最大值，且當(dāng)環(huán)境溫度在-10 ℃或2 ℃時，系統(tǒng)COP 不僅是最大值且制熱量也為最大值。通過上述分析可知，當(dāng)補氣壓比為0.2 時，系統(tǒng)運行性能最佳。

圖3 不同室外干球溫度下β1 與COP 和制熱量之間的關(guān)系

通過在本系統(tǒng)中每30 min 測量一次系統(tǒng)的水流量、進出口水溫差以及功耗，計算3 次COP 取其平均值，作為系統(tǒng)實際測試COP。圖4所示為優(yōu)化系統(tǒng)的COP 與實際COP 比較。通過對系統(tǒng)優(yōu)化之后的COP 與實際測試的COP 進行比較發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)優(yōu)化所得COP 均高于實際測試COP；在環(huán)境溫度為-10 ℃和2 ℃時，其優(yōu)化系統(tǒng)COP 增長分別為23.1%和20.2%，但在環(huán)境溫度為20 ℃時，其系統(tǒng)COP 僅增長8.2%，因此在低溫工況下，調(diào)節(jié)補氣壓比是一種提高補氣增焓準二級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)運行效率的有效方法。

圖4 優(yōu)化系統(tǒng)的COP 與實際COP 比較

3 結(jié)論

本文在補氣增焓準二級空氣源熱泵系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，提供了一種系統(tǒng)調(diào)試方法，即通過改變補氣壓比，進行實驗測量和理論研究，得出如下結(jié)論：

1）通過調(diào)節(jié)補氣壓比來提高補氣增焓空氣源系統(tǒng)COP 是一種有效的方法，當(dāng)補氣壓比為0.2 時，系統(tǒng)COP 為最大值；

2）當(dāng)環(huán)境溫度為-10、2 和20 ℃時，將補氣壓比調(diào)節(jié)在0.2 時，比未調(diào)節(jié)補氣壓比的系統(tǒng)COP 分別增大23.1%、20.2%和8.2%。