刘桂兰， 袁 泉， 梁平原

（1.广州铁路职业技术学院 机械与电子学院，广东 广州 510430；2.吉首大学 信息科学与工程学院，湖南 吉首 416000）

闪发器热泵系统与单级压缩系统性能比较

刘桂兰1， 袁 泉1， 梁平原2

（1.广州铁路职业技术学院 机械与电子学院，广东 广州 510430；2.吉首大学 信息科学与工程学院，湖南 吉首 416000）

文章建立了带闪发器前节流的涡旋压缩机热泵系统的数学模型，以哈尔滨的气象参数为例，利用迭代算法，对带闪发器的热泵系统进行了模拟仿真计算，比较了补气系统和单级压缩系统的性能，得出闪发器系统模式和普通单级压缩系统模式的最佳切换区域。

热泵系统；闪发器；单级压缩；涡旋压缩机；低温制热

随着我国经济近几年的高速发展，国民的生活水平有了显著的提高。热泵空调机组尤其是空气源热泵空调机组在我国长江中下游地区得到广泛的应用［1］。而对于我国北方寒冷地区，长期依靠燃煤、燃油取暖，严重的空气污染给环境带来巨大压力，因此，对于以上地区，探寻出一种清洁、节能的取暖方式已成为当务之急。空气源热泵是环保型高效节能的供热装置，其低位热源是环境空气，具有无污染物排放的特点，符合供暖的理想模式。目前，我国空气源热泵应用日趋广泛，在建筑节能、替代燃煤供热等工程中发挥着越来越重要的作用。空气源热泵以电能为驱动力，将室外环境空气作为冷、热源，向被调节对象提供冷、热量。这种环保、高效的能源供给方式在低位能源利用方面具有明显的竞争优势。但在北方冬季采暖季节随着环境温度的降低，其制热系数受蒸汽压缩循环特性的限制，会迅速衰减，无法正常工作，从而限制了空气源热泵的应用范围。针对这一问题，有学者提出了带经济器的涡旋热泵系统，有效地解决了空调热泵系统在低温工况下制热能力不足和压缩机排气温度过高等问题［2－6］，使热泵系统的应用范围得到了扩展。但由于环境温度特别低的情况持续时间一般较短，因而系统的整体经济性变得非常差。如何兼顾机组在正常的制冷／制热以及低温制热工况下运行时的经济性和可靠性，使系统根据室外温度的变化，进行不同运行模式的切换，有关这方面的研究比较少，为此，笔者建立了带闪发器前节流的涡旋压缩机热泵系统的数学模型，以哈尔滨的气象参数为例，利用迭代算法，对带闪发器的热泵系统进行了模拟仿真计算，比较了闪发器补气系统和普通单级压缩系统的性能，得出闪发器系统模式和普通单级压缩系统模式的最佳切换区域，使系统根据室外温度的变化进行运行模式的切换，保证系统既可靠又经济地运行，提高系统的整体运行经济性。

1 闪发器前节流系统循环

经济器系统的基本型式有2种：闪发器系统和过冷器系统，闪发器系统又可分为闪发器前节流系统和闪发器后节流系统，闪发器前节流是两级节流的经济器系统［7］。

闪发器前节流系统如图1所示。

图1 闪发器前节流系统

该系统采用带辅助进气口的涡旋压缩机。涡旋压缩机排出的高温、高压制冷剂气体（3点），经冷凝器将热量传递给载热介质后变为液体（4点），升温后的载热介质可用于采暖或其他用途。从冷凝器出来的高压制冷剂液体经膨胀阀A节流到某一压力变为汽液混合物（4′点）后进入闪发器，在闪发器中，处于上部的闪发蒸汽通过辅助进气口（6点）被压缩机吸入，此回路称为辅路；蒸汽的不断闪发致使闪发器下部的液体过冷，过冷后的液体（5点）再经膨胀阀B节流到蒸发压力（5′点）后进入蒸发器，此回路称为主路。在蒸发器内，主路的制冷剂吸收低温环境中的热量而变为低压气体通过吸气口（1点）被压缩机吸入，压缩到一定压力后（2点）和辅路吸入的制冷剂（6点）在压缩机工作腔内混合（2′点），再进一步压缩后排出压缩机外（3点），从而构成了封闭的工作循环［8］。

2 数学模型的建立

这里以带闪发器前节流的涡旋压缩机热泵系统为例，将涡旋压缩机的补气过程模型简化为绝热增压、等容混合的过程，不考虑补气过程的压力损失，应用变工质的热力学第一定律，则压缩机所能容纳的中压相对补气量可以表示为：

计算时，若考虑补气过程中压力损失，则（1）式成为：

其中，mb为通过补气回路的制冷剂流量；m0为蒸发器的制冷剂流量；mk为冷凝器的制冷剂流量；v2为点2的制冷剂比容；R为制冷剂的气体常数；k为制冷剂的等熵指数；T6为点6的制冷剂温度；p2、p6为点2、6的制冷剂压力；ξp为补气过程的压力损失系数，其值由实验确定，取值范围为0.2～0.4。

影响补气过程的压力损失系数的主要因素为中间补气压力，中间补气压力越大，取值越小；反之，取值越大。

根据闪发器的能量平衡方程（1＋a2）h4＝a2h6＋h5，闪发器能够供给的相对补气量即循环相对闪发蒸汽量可以表示为：

其中，h4、h5、h6分别表示状态4点、5点、6点的焓值。由（2）式可知，压缩机所能容纳的中压相对补气量随中间补气压力的升高而升高，而由（3）式可知，闪发器的相对闪发蒸汽量随中间补气压力的升高而降低，因此必然存在中间补气压力使a1＝a2，此时系统达到平衡并处于稳定的运行状态，所对应的中间补气压力称为平衡补气压力。

3 模拟仿真计算

3.1 迭代算法与计算流程

平衡补气压力的求得可通过迭代的方法，计算时应先假定中间补气压力pm，根据补气－压缩过程的计算模型、闪发器的能量平衡方程式分别计算出a1、a2，看a1、a2的误差是否小于设定值，并且保证补气－压缩结束时压缩腔中的制冷剂压力小于中间补气压力pm，结束迭代过程，否则重新假定中间补气压力pm，继续迭代计算。整个补气－压缩过程的迭代算法如图2所示。

图2 补气－压缩过程迭代算法

以国内某厂生产的涡旋压缩机为例，对闪发器前节流循环进行了模拟仿真计算，整个模拟仿真计算流程如下所述。

（1）输入物性常系数、压缩机的参数和计算工况；具体数值见以下3.2。

（2）求出无补气的单级压缩系统的性能参数值，进行补气前内压缩过程的性能计算；主要计算指标为制热量、制热COP、电功率、排气温度等。

（3）根据补气－压缩过程的迭代计算模型计算补气结束时的参数，进行补气结束后内压缩过程的性能计算，计算出闪发器系统的主要性能指标；主要计算指标同以上步骤（2）。

（4）计算结束。

3.2 蒸发温度与压缩机参数的确定

在我国，带闪发器的热泵系统主要应用于我国长江以北地区。以哈尔滨为例，哈尔滨的气象参数如图3、图4所示，选定蒸发温度分别为0、－5、－10、－15、－20、－25℃时，对闪发器前节流系统和普通单级压缩系统进行热力计算分析。

选定压缩机的主要技术参数如下：吸气容积为80cm3／rev，额定输入功率为4.55kW，压缩机转速为2 800r／min，额定工作电流为8.6A，制冷剂为R22。根据涡旋压缩机的产品样本，其额定工况的吸入气体过热度为11.1℃，过冷却度为8.3℃，因此模拟仿真计算时假设压缩机的吸气过热为10℃，冷凝出来的液体过冷5℃；压缩机的绝热效率取0.85，冷凝温度为45℃；蒸发温度分别为0、－5、－10、－15、－20、－25℃，中间压力为0.9MPa［4］。

图3 哈尔滨全年气候参数

图4 哈尔滨最冷月干球温度变化

3.3 计算

根据制冷剂lgp－h的性质确定各状态点的焓：

当工作循环各状态点的焓确定之后，根据各性能参数之间的关系，可以求出机组的主要性能指标。

制热量：

制冷量：

压缩功：

制热COP：

4 计算结果分析

对闪发器前节流系统和普通单级压缩系统进行模拟仿真的计算结果如图5～图8所示。从图5～图7的数据可以看出，补气系统模式在室外气温较低时，提高制热量和制热COP、降低压缩机的排气温度方面有着明显的优势，但是这种优势随着蒸发温度的上升将趋于下降。

从系统制热量的角度来看，到蒸发温度为－5℃时，补气一直可以增大系统的制热量；但是就制热COP而言，在蒸发温度为－10℃时，闪发器系统模式的制热COP仅比单级系统提高了2.8%，因此当蒸发温度高于－10℃时，补气所带来的改善效果比较微弱。

图5 单级系统与闪发器系统制热量比较

图6 单级系统与闪发器系统制热COP比较

图7 单级系统与闪发器系统排气温度比较

图8 单级系统与闪发器系统电功率比较

从图8电功率随蒸发温度的变化情况中可以看出，闪发器前节流系统和普通单级系统的电功率随着蒸发温度的变化趋势有着很大的不同：闪发器前节流系统的电功率随着蒸发温度的降低而升高，只是升高的幅度不大；普通单级系统的电功率随着蒸发温度的降低基本呈线性降低。其主要原因是：当冷凝温度不变而蒸发温度降低时，意味着压缩机的吸气压力降低而使其承受的压力比增加，对于普通单级系统，这时由于压缩机输气量的明显减小而使压缩机消耗的电功率降低；对于闪发器前节流系统，这时虽然压缩机的吸气量明显减少，但是其相对补气量随着蒸发温度的降低而明显增大，因此压缩机实际处理的制冷剂流量变化不大，导致电功率随着蒸发温度的降低而升高，只是升高的幅度不大。

大家关心的不仅仅是系统的制热量、电功率，而更加关心的是系统的制热COP［9］，因此闪发器系统模式和普通单级压缩系统模式的最佳切换区域应选取当两者的制热COP比较接近时的蒸发温度范围。本文选为－10～－5℃：当蒸发温度低于－10℃时，普通单级压缩系统的制热量和制热COP明显低于闪发器系统，且排气温度随着蒸发温度的降低持续升高，建议采用补气系统模式；当蒸发温度高于－5℃时，补气所带来的改善效果比较微弱，建议采用普通单级压缩系统模式；在－10～－5℃之间时，闪发器系统和单级压缩系统的制热COP比较接近，采用补气系统模式和普通单级系统模式均可。可以根据实际情况，通过补气回路上截止阀的开启／关闭，在补气压缩模式和单级压缩模式之间切换，使系统在正常的制热／制冷和低温制热工况下的经济性和可靠性均可较好地兼顾。

5 结束语

本文从准二级压缩热泵系统涡旋压缩机的工作机理出发，建立了包含影响压缩机性能的主要因素且适用于涡旋压缩机闪发器热泵循环的数学模型。根据所建立的数学模型，对涡旋压缩机闪发器热泵系统在低温工况下的主要性能进行了仿真模拟计算，得出闪发器系统模式和普通单级压缩系统模式的最佳切换区域为－10～－5℃。

［1］张于峰，周小珠，王洪磊，等.地下池水用于热泵空调系统的研究［J］.合肥工业大学学报：自然科学版，2010，33（11）：1656－1659.

［2］许树学.带喷射器的经济补气热泵系统循环机理与特性研究［D］.北京：北京工业大学，2010.

［3］Heo J，Jeong M W，Kim Y.Effects of flash tank vapor injection on the heating performance of an inverter－driven heat pump for cold regions［J］.International Journal of Refrigeration，2010，33：848－855.

［4］Bertsch S S，Groll E A.Two－stage air－source heat pump for residential heating and cooling applications in northern U.S.climates［J］.International Journal of Refrigeration，2008，31：1282－1292.

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［8］Wang K，Cao F，Xing Z W.Development and experimental validation of a high－temperature heat pump for heat recovery and building heating［J］.Energy and Buildings，2009，41：732－737.

［9］杨冬冬，张忠斌，黄 虎.一种三热源热泵热水系统及其节能评价［J］.合肥工业大学学报：自然科学版，2010，33（9）：1299－1303.

Comparative study of the performance of heat pump system with flash－tank and single－stage compression system

LIU Gui－lan1， YUAN Quan1， LIANG Ping－yuan2

（1.School of Machinery and Electronics，Guangzhou Institute of Railway Technology，Guangzhou 510430，China；2.School of Information Science and Engineering，Jishou University，Jishou 416000，China）

The mathematical model of front－restrictor heat pump system with flash－tank in scroll compressor is built.Taking the meteorological parameters of Harbin for an example，and using the iteration algorithm，the performance of heat pump system with flash－tank is simulated and calculated.Comparing the performance of reinforcing gas system with that of single－stage compression system，the best transition regions of flash－tank system mode and ordinary single－stage compression system mode are obtained.

heat pump system；flash－tank；single－stage compression；scroll compressor；low temperature heating

TB651.8

A

1003－5060（2012）04－0447－05

10.3969／j.issn.1003－5060.2012.04.004

2011－09－13；

2011－12－05

湖南省自然科学基金资助项目（11JJ6061）

刘桂兰（1972－），女，湖南涟源人，广州铁路职业技术学院讲师；

梁平原（1972－），男，湖南涟源人，博士，吉首大学副教授，硕士生导师.

（责任编辑 张淑艳）