雙回路熱泵換氣熱回收系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

賈瀟雅，馬國遠(yuǎn)，周峰，劉帥領(lǐng)，吳國強(qiáng)

(北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與生命學(xué)部，北京，100124)

建筑新風(fēng)系統(tǒng)可為室內(nèi)空間提供新鮮空氣，保障空氣的品質(zhì)[1?2]。但在炎夏和寒冬，室內(nèi)外溫差較大，室內(nèi)排風(fēng)帶走大量的能量，這就要求新風(fēng)系統(tǒng)必須搭載熱回收裝置才可降低建筑通風(fēng)的能耗[3]。目前，國內(nèi)外對于就獨(dú)立新風(fēng)系統(tǒng)的研究基本集中在熱回收和其他制熱制冷技術(shù)相結(jié)合的方向[4?5]，廣泛使用的熱回收裝置有轉(zhuǎn)輪式、板翅式、中間熱媒式和熱泵式等[6?7]，其中，適用于居住建筑的熱回收裝置以板翅式為主，人們對該類熱交換裝置的顯熱和潛熱交換特性[8?9]及其與熱泵組合系統(tǒng)的節(jié)能和適用性進(jìn)行了相關(guān)研究[10]。板翅式熱回收裝置占用室內(nèi)空間較大[11]，存在交叉污染的風(fēng)險(xiǎn)，當(dāng)空氣質(zhì)量較差時(shí)，用于全熱交換的膜材質(zhì)板式熱交換器也容易堵塞，長時(shí)間的冷凝水積存會滋生霉菌，后期維護(hù)成本較高。熱泵熱回收系統(tǒng)避免了這些缺點(diǎn)，冬季時(shí)，室內(nèi)的高溫排風(fēng)經(jīng)過熱泵系統(tǒng)的蒸發(fā)器進(jìn)行熱回收，從而提高了系統(tǒng)循環(huán)的蒸發(fā)壓力；夏季時(shí)，熱泵系統(tǒng)的冷凝器又回收了室內(nèi)低溫排風(fēng)的冷量，從而降低了系統(tǒng)循環(huán)的冷凝壓力，改善了系統(tǒng)運(yùn)行工況條件。GUSTAFSSON 等[12]通過對3 種HVAC 系統(tǒng)的性能對比，驗(yàn)證了熱泵式熱回收的HVAC 系統(tǒng)具有系統(tǒng)能效高、焓差利用率高和運(yùn)行工況廣等優(yōu)勢。楊昌智等[13]以常德某辦公樓空調(diào)系統(tǒng)為例，對轉(zhuǎn)輪式熱回收和熱泵式熱回收方案進(jìn)行了經(jīng)濟(jì)性分析，結(jié)果表明這2種熱回收方案的系統(tǒng)運(yùn)行費(fèi)用比原空調(diào)系統(tǒng)減少了33%～35%，且熱泵式熱回收方式的經(jīng)濟(jì)性比轉(zhuǎn)輪式熱回收方式的經(jīng)濟(jì)性好。NG 等[14]通過記錄熱泵式熱回收裝置全年的運(yùn)行數(shù)據(jù)對其經(jīng)濟(jì)性分析，結(jié)果表明該系統(tǒng)全年可減少7%的能耗?；谶@些應(yīng)用優(yōu)勢，熱泵式熱回收系統(tǒng)在建筑節(jié)能中得到廣泛應(yīng)用[15?17]。由于建筑能耗約束，建筑的排風(fēng)量必須限制在一定范圍內(nèi)，在嚴(yán)寒季節(jié)，當(dāng)室外溫度持續(xù)降低時(shí)，熱泵系統(tǒng)的循環(huán)流量也持續(xù)降低，極大地阻礙了系統(tǒng)制熱量的提升。雖然復(fù)疊式和多級壓縮式的循環(huán)系統(tǒng)能夠改善熱泵系統(tǒng)在極端工況下的運(yùn)行性能，但這2種熱泵系統(tǒng)形式復(fù)雜，不適合居住建筑的應(yīng)用場景。WANG 等[18]采用多個(gè)獨(dú)立熱泵回路運(yùn)行的循環(huán)方式，避免了各回路間循環(huán)工質(zhì)的熱質(zhì)交換，提升了極端工況下的循環(huán)流量，使熱泵式熱回收系統(tǒng)在寒冷季節(jié)的運(yùn)行性能得到了提升。但搭載多個(gè)壓縮機(jī)的多回路熱泵系統(tǒng)會占據(jù)較大的室內(nèi)空間，不利于在室內(nèi)空間非常有限的場景應(yīng)用，且為了提高空間利用率，目前，新風(fēng)熱回收裝置也在往集成化、墻體嵌入式的方向發(fā)展和改進(jìn)。

本文作者設(shè)計(jì)一種具有2個(gè)獨(dú)立吸排氣口的新型雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)，使雙回路熱泵系統(tǒng)更加緊湊，2 個(gè)氣缸在2 個(gè)熱泵回路中獨(dú)立運(yùn)行。通過實(shí)驗(yàn)研究新型壓縮機(jī)的雙回路熱泵熱回收系統(tǒng)在冬季和夏季工況下的運(yùn)行性能。

1 壓縮機(jī)和實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 壓縮機(jī)樣機(jī)

根據(jù)雙回路壓縮原理設(shè)計(jì)的雙缸獨(dú)立吸排氣旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)如圖1所示，表1所示為新型壓縮機(jī)的部分參數(shù)。由圖1可見：壓縮機(jī)內(nèi)部的曲軸帶動A和B這2個(gè)旋轉(zhuǎn)活塞進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動來完成制冷劑蒸汽的壓縮，2 個(gè)氣缸分別獨(dú)立運(yùn)轉(zhuǎn)，且2 個(gè)氣缸之間不存在工質(zhì)的摻混接觸，單個(gè)壓縮機(jī)存在2個(gè)不同狀態(tài)的吸氣壓力和排氣壓力。

圖1 雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)Fig.1 Paralleled rotary compressor

表1 雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)參數(shù)Table 1 Parameters of paralleled rotary compressor

1.2 實(shí)驗(yàn)原理和實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

圖2所示為搭載新型獨(dú)立雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的雙回路排風(fēng)熱回收系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)原理圖和實(shí)物圖，圖3所示為雙回路循環(huán)的壓焓圖(P?h圖)。圖3中的C1—C2—C3—C4熱泵循環(huán)代表傳統(tǒng)單回路熱泵循環(huán)，與傳統(tǒng)單回路熱泵循環(huán)相比，由小壓比A 回路和B回路循環(huán)所構(gòu)成的雙回路熱泵循環(huán)能夠減小熱泵系統(tǒng)在冬季低溫工況時(shí)工質(zhì)流量的衰減，從而提高系統(tǒng)整體性能[18]。如圖2中紫色箭頭表示的冬季工質(zhì)循環(huán)所示，在冬季工況時(shí)，室外的低溫新風(fēng)(圖2中的藍(lán)色箭頭)經(jīng)過A 回路的冷凝器(1 號換熱器)被預(yù)加熱，然后被B 回路的冷凝器(2 號換熱器)再加熱，室內(nèi)的高溫排風(fēng)先經(jīng)B 回路的蒸發(fā)器(4 號換熱器)進(jìn)行熱回收，再經(jīng)過A 回路的蒸發(fā)器(3 號換熱器)進(jìn)行再回收。受風(fēng)溫的影響，A 回路的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力均比B回路的低，因此，A回路為低壓回路，B回路為高壓回路。夏季工況下的變化情況相同。從而在不同溫度和壓力區(qū)間運(yùn)行的獨(dú)立小壓比的A回路和B回路循環(huán)構(gòu)成了雙回路熱泵循環(huán)系統(tǒng)。同時(shí)，1.1節(jié)中所設(shè)計(jì)的獨(dú)立雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)簡化了多回路系統(tǒng)的工質(zhì)壓縮部分，系統(tǒng)變得更加緊湊，減小了系統(tǒng)安裝所需的建筑空間。

圖2 雙回路熱泵換氣熱回收系統(tǒng)原理圖Fig.2 Schematic diagram of paralleled loop heat pump for ventilation heat recovery

圖3 雙回路循環(huán)的P?h圖Fig.3 P?h diagram of paralleled loop cycle

1.3 數(shù)據(jù)采集

實(shí)驗(yàn)在室內(nèi)/外環(huán)境模擬艙進(jìn)行，新風(fēng)和排風(fēng)的風(fēng)速均為3.61 m/s，每次變換運(yùn)行工況后，系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行2 h 后開始數(shù)據(jù)采集[19?20]，數(shù)據(jù)采集過程中的環(huán)境溫度波動小于0.3 ℃，數(shù)據(jù)采集裝置的參數(shù)見表2，測試工況見表3。

表2 數(shù)據(jù)采集裝置的參數(shù)Table 2 Parameters of data acquisition unit

表3 測試工況Table 3 Test conditions

1.4 系統(tǒng)性能系數(shù)計(jì)算

系統(tǒng)換熱量和性能系數(shù)均根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)ISO 5151—2017[19]和GB/T 7725—2004[20]來測定和計(jì)算，換熱量由風(fēng)側(cè)的進(jìn)出口狀態(tài)來計(jì)算。冬季工況時(shí)的系統(tǒng)制熱量計(jì)算如下：

式中：Qh為冬季工況下的制熱量，W；qair為新風(fēng)風(fēng)量，m3/s；cpa為空氣的質(zhì)量定壓熱容，J/(kg·℃)；tf1和tf2分別為新風(fēng)的進(jìn)、出口溫度，℃；v為比體積，m3/kg；W為空氣濕度。

夏季工況時(shí)的系統(tǒng)制冷量為

表4 蒸發(fā)器/冷凝器參數(shù)Table 4 Parameters of condenser/evaporator

式中：Qc為夏季工況下的制冷量，kW；hf1和hf2分別為新風(fēng)的進(jìn)口焓和出口焓，J/g。

雙回路排風(fēng)熱回收系統(tǒng)的性能系數(shù)η為

式中：Q為換熱量，kW；Wcom為壓縮機(jī)功耗，kW；Wfan為風(fēng)機(jī)功耗，kW。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果和分析

2.1 系統(tǒng)壓比

圖4所示為不同室外工況運(yùn)行條件時(shí)A和B這2 個(gè)回路壓比的變化情況。由圖4可知：在冬季工況時(shí)，隨室外溫度降低，A回路的壓比從1.59降至1.20，B 回路的壓比從1.83 降至1.21，這是因?yàn)楫?dāng)室外溫度不斷降低時(shí)，流過冷凝器的新風(fēng)溫度也持續(xù)降低，從而引起冷凝壓力下降，雖然蒸發(fā)器側(cè)的排風(fēng)溫度不變，但受冷凝壓力降低的影響，實(shí)驗(yàn)中對蒸發(fā)器進(jìn)、出口壓力的采集結(jié)果顯示蒸發(fā)壓力小幅下降。由于冷凝壓力的下降幅度大于蒸發(fā)壓力的下降幅度，最終A和B這2個(gè)回路的壓比呈下降趨勢。

圖4 A和B回路的壓比Fig.4 Pressure ratio of A and B loop

在夏季工況時(shí)，隨室外溫度從30 ℃升至40 ℃，A回路的壓比從1.71降至1.60，B回路的壓比從1.99 降至1.96，整體下降幅度較小。夏季時(shí)，室外溫度不斷升高，流過蒸發(fā)器的新風(fēng)溫度也持續(xù)升高，從而引起蒸發(fā)壓力升高，雖然冷凝器側(cè)的室內(nèi)排風(fēng)溫度維持不變，但受蒸發(fā)壓力升高的影響，實(shí)驗(yàn)中對冷凝器進(jìn)、出口壓力的數(shù)據(jù)采集結(jié)果顯示冷凝壓力小幅上升，由于蒸發(fā)壓力的上升速度比冷凝壓力的升高速度大，最終A和B這2個(gè)回路的壓比呈輕微下降趨勢。即當(dāng)室內(nèi)外溫差增大時(shí)，系統(tǒng)壓比整體降低。

2.2 系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)流量

冬季和夏季室外測試工況運(yùn)行條件下的系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)流量如圖5和圖6所示。由圖5和圖6可知：在冬季工況下，隨室外溫度降低，A回路和B回路的工質(zhì)循環(huán)流量均逐漸降低，由于壓縮機(jī)的B缸容量比A 缸的大，使高壓回路的整體工質(zhì)循環(huán)流量大于低壓回路的循環(huán)流量。雙回路系統(tǒng)的循環(huán)總流量從室外15 ℃時(shí)的90.06 kg/h到?15 ℃時(shí)的49.54 kg/h，降低了44.99%。這是由于在冬季工況時(shí)，隨室外溫度降低，進(jìn)入熱泵系統(tǒng)冷凝器的風(fēng)溫不斷降低，導(dǎo)致冷凝壓力下降，從而節(jié)流后的工質(zhì)壓力也會降低，使蒸發(fā)壓力下降，壓縮機(jī)的吸氣比容增大，最終循環(huán)工質(zhì)流量逐漸減小。夏季工況時(shí)系統(tǒng)運(yùn)行的工質(zhì)循環(huán)流量的變化也與冬季工況時(shí)相似，雙回路系統(tǒng)的循環(huán)總流量從室外30 ℃時(shí)的98.37 kg/h到40 ℃時(shí)的110.39 kg/h，增長了12.22%，由于夏季工況的室外溫度范圍跨度較小，系統(tǒng)的工質(zhì)循環(huán)流量變動幅度比冬季工況的變化幅度小。

圖5 冬季工況下的系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)流量Fig.5 Mass flow rate of refrigerant of system in winter

圖6 夏季工況下的系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)流量Fig.6 Mass flow rate of refrigerant of system in summer

2.3 系統(tǒng)功耗

圖7所示為雙回路排風(fēng)熱回收熱泵系統(tǒng)在不同室外工況下的功耗情況，功耗的變化主要受壓比和工質(zhì)循環(huán)流量的影響。由圖7可見：在冬季工況時(shí)，隨室外溫度降低，系統(tǒng)功耗由15 ℃時(shí)的466 W 下降至?15 ℃時(shí)的408 W。這是因?yàn)楫?dāng)室外溫度降低時(shí)，熱回收系統(tǒng)的冷凝壓力因新風(fēng)溫度降低而大幅降低，雖然蒸發(fā)壓力也會因節(jié)流后工質(zhì)壓力降低而降低，但由于進(jìn)入蒸發(fā)器的風(fēng)溫始終是20 ℃的高溫室內(nèi)排風(fēng)，所以，在冬季工況時(shí)，蒸發(fā)壓力隨室外溫度降低的降幅很小，總體循環(huán)壓比呈減小趨勢，質(zhì)量流量也逐漸減小，壓縮機(jī)功耗降低，而風(fēng)機(jī)功耗不變，從而導(dǎo)致系統(tǒng)功耗總體功耗隨室外溫度的降低而下降。在夏季工況時(shí)，隨室外溫度升高，進(jìn)入蒸發(fā)器的新風(fēng)溫度不斷升高而進(jìn)入冷凝器的室內(nèi)排風(fēng)始終維持在27 ℃，使蒸發(fā)壓力的上升幅度大于冷凝壓力的上升幅度，循環(huán)壓比逐漸減小，最終系統(tǒng)功耗從30 ℃時(shí)的578 W 小幅降低至40 ℃時(shí)的572 W。由此可見，雙回路排風(fēng)熱回收系統(tǒng)的功耗均隨室內(nèi)外溫差的增大而逐漸減小。夏季測試工況下的系統(tǒng)功耗遠(yuǎn)比冬季測試工況下的系統(tǒng)功耗高，這是因?yàn)橄鄬τ诙?，夏季的室?nèi)外溫差較小，熱回收系統(tǒng)的壓比比冬季工況時(shí)的壓比高，較大的壓比意味著較大的壓縮機(jī)功耗，同時(shí)，夏季工況下的系統(tǒng)循環(huán)流量也較高，大壓比和高質(zhì)量流量使夏季運(yùn)行工況下的系統(tǒng)功耗遠(yuǎn)比冬季的高。

圖7 系統(tǒng)耗功Fig.7 System power consumption

2.4 制熱/制冷量

圖8所示為排風(fēng)熱回收系統(tǒng)在不同測試工況下的制熱/制冷量。由圖8可知：在冬季工況下，系統(tǒng)制熱量在15 ℃時(shí)為3.52 kW，而后先升高，在室外溫度為5 ℃時(shí)達(dá)到峰值3.9 kW，隨室外溫度降至?15 ℃時(shí)，制熱量降至2.81 kW；當(dāng)室外溫度降低時(shí)，處理室外新風(fēng)的冷凝器內(nèi)工質(zhì)壓力逐漸降低，冷凝壓力的降低使節(jié)流后的蒸發(fā)壓力也降低，從而蒸發(fā)溫度降低，而室內(nèi)的高溫排風(fēng)作為熱回收系統(tǒng)的熱源，在冬季工況時(shí)始終維持在20 ℃，這使蒸發(fā)器的換熱溫差增大，排風(fēng)熱回收系統(tǒng)能夠從熱源吸取更多的熱量，但在這過程中，系統(tǒng)工質(zhì)的循環(huán)流量不斷衰減，因此，熱回收系統(tǒng)從熱源的吸熱量無法持續(xù)增加，隨室外溫度不斷降低，過低的工質(zhì)循環(huán)流量使系統(tǒng)熱回收能力轉(zhuǎn)而下降，制熱量也從室外溫度降至5 ℃以下后開始呈下降趨勢。

圖8 系統(tǒng)制熱/制冷量Fig.8 Heating/cooling capacity of system

在夏季工況下，排風(fēng)熱回收系統(tǒng)制冷量從30 ℃時(shí)的2.12 kW 隨室外溫度升高到40 ℃而升至2.99 kW。室外溫度的升高增大了系統(tǒng)蒸發(fā)器的換熱溫差，同時(shí)，系統(tǒng)工質(zhì)的循環(huán)流量也隨室內(nèi)外換熱溫差的增大而升高，最終，換熱溫差的增大和循環(huán)流量的提升共同促進(jìn)了排風(fēng)熱回收系統(tǒng)制冷量的提升。

2.5 系統(tǒng)性能系數(shù)

圖9所示為冬季測試工況和夏季測試工況時(shí)系統(tǒng)性能的變化情況。由圖9可知：在冬季工況下，當(dāng)室外溫度由15 ℃下降至5 ℃時(shí)，系統(tǒng)性能系數(shù)升高，這與系統(tǒng)制熱量的變化趨勢相一致，而這期間功耗降低幅度較大，導(dǎo)致了性能系數(shù)大幅升高；當(dāng)室外溫度為0 ℃時(shí)，性能系數(shù)達(dá)到峰值8.77，之后隨室外溫度持續(xù)降低，制熱量的降幅逐漸增大，而功耗的降幅逐漸減小，使這個(gè)室外溫度段下性能系數(shù)的變化趨勢主要受制熱量大幅下降的影響，呈現(xiàn)下降趨勢，且降幅逐漸增大。在夏季測試工況時(shí)，隨室外溫度升高，系統(tǒng)功耗小幅下降，而系統(tǒng)制冷量線性大幅增大，使系統(tǒng)性能系數(shù)的變化主要受制冷量提升的影響，從30 ℃時(shí)的3.87逐漸增至40 ℃時(shí)的5.22。

圖9 系統(tǒng)性能系數(shù)Fig.9 System coefficient of performance

3 結(jié)論

1)采用新型獨(dú)立雙缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)的排風(fēng)熱回收系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定，在室內(nèi)外溫差較大的工況條件下仍保持較好的運(yùn)行性能。

2)在冬季工況下，隨室外溫度降低，系統(tǒng)壓比、工質(zhì)循環(huán)流量和系統(tǒng)功耗均逐漸降低，制熱量和系統(tǒng)性能系數(shù)先升高后降低，且下降幅度由小變大。當(dāng)室外溫度為5 ℃時(shí)，制熱量達(dá)到峰值3.9 kW，當(dāng)室外溫度為0 ℃時(shí)，性能系數(shù)達(dá)到峰值8.77。

3)在夏季工況下，隨室外溫度從30 ℃升至40 ℃，系統(tǒng)壓比小幅降低，工質(zhì)循環(huán)流量、功耗、制熱量和系統(tǒng)性能系數(shù)均增大，但工質(zhì)流量和功耗的增幅較小，制熱量和系統(tǒng)性能系數(shù)升幅較大，分別從2.12 kW和3.87升高至2.99 kW和5.22。