沈九兵，鲁升芳，武晓昆，陈文卿

(1.江苏科技大学 能源与动力工程学院， 镇江 212003) (2.西安交通大学 苏州研究院, 苏州 215000)

随着全球人口的不断增长和经济的高速发展,建筑物能源也日显突出,据统计建筑物能耗约占全球总能的40%[1],在全球能源危机日益突出的背景下,建筑节能已经成为建设绿色环保新城市的关键问题．热泵技术凭借其自身的优势,在供暖和空调系统节能与环境保护方面发挥着重要作用．

在所有热泵热源中,空气利用最方便,并且数量大、对环境无污染,因此空气源热泵近年来得到了很大的发展．为了克服空气源热泵低温工况下性能严重衰减的问题,国内外学者提出了带经济器的热泵循环,并进行了大量的理论和实验研究．文献[2]针对闪发器式和换热器式经济器热泵的性能优化进行了理论分析,结果表明:虽然闪发器式热泵的最大制热量较高,但其补气参数的调节范围小于换热器式热泵,调控性能较差;文献[3]对使用R407C的闪发器式和换热器式经济器系统分别进行实验研究,验证了换热器式系统的补气压力和补气量较闪发器式系统的调节范围要宽;文献[4-5]提出一种两级节流的经济器热泵循环,并对不同形式经济器热泵系统进行对比实验,证明了所提出的两级节流方案能有效提高经济器的换热量,进而提高系统性能;文献[6]针对补气对3种不同CO2经济器热泵性能的影响进行了实验研究,指出在环境温度-15℃时,带补气的换热器式热泵较不补气系统制热量和制热能效COP最大分别提升了18.3%和9.4%;文献[7]对使用R410A制冷剂的补气热泵系统进行了试验研究,结果表明压缩机的工作腔是最佳的补气位置选择；文献[8]对使用涡旋压缩机的换热器式热泵系统进行热力分析,对一台实际热泵机组性能进行了预测,得出结论:随着相对补气压力升高,系统制热量增加,制冷量存在最优值,COP变化不大;文献[9]针对补气压力对经济器制冷循环性能的影响进行实验研究,验证了随着补气压力的变化,系统制冷量存在最优值;文献[10]对主回路及补气回路均使用电子膨胀阀的经济器热泵热水机进行实验研究,发现通过电子膨胀阀开度调节,使主回路中制冷剂流量最大,补气为饱和状态时系统性能最佳;文献[11]针对补气量对经济学热泵性能的影响进行实验研究,结果表明:当补气量为系统总流量的10%～14%时,系统COP最优．

根据上述分析可知:目前经济器热泵的研究主要集中在不同经济器形式的系统性能对比及补气参数对系统性能的影响,而针对压缩机补气孔口位置变化对系统最优补气参数及性能的影响研究较少．文中介绍多种压缩机中间补气的经济器热泵循环,并针对性能较优的两级节流的经济器循环提出了改进方案;随后建立了通用的压缩机中间补气经济器热泵循环理论数学模型,并以空气源热泵热水机为例,计算并分析了蒸发温度、补气孔口位置和补气压力对系统性能的影响,从系统设计出发讨论了换热器式经济器系统的经济器换热量变化特性．

1 系统简介

根据喷入压缩机补气孔口制冷剂气体产生方式的不同,经济器热泵循环主要分为:闪发器式(flash tank,FT)和换热器式(sub-cooler,SC)经济器热泵循环,根据制冷剂节流位置的不同,换热器式经济器热泵循环又可分为经济器前节流循环(expansion before sub-cooler,EBSC)、经济器后节流循环(expansion after sub-cooler,EASC)和两级节流循环(double expansion sub-cooler,DESC)．

图1为闪发器式经济器热泵循环的流程图及其压焓图,冷凝器出来的制冷剂液体经补气回路膨胀阀EEV2节流后进入闪发器,闪发出的饱和制冷剂蒸气进入压缩机补气口,液体制冷剂则经主回路膨胀阀EEV1节流后进入蒸发器,蒸发得到的低压蒸气从压缩机吸气口吸入,在压缩过程中与补气口补入的制冷剂气体混合,而后一起继续被压缩并排出,排出后的压缩蒸气进入冷凝器冷凝为具有一定过冷度的制冷剂液体,并继续下一循环．

图1 闪发器式热泵循环(FT)

图2为经济器前节流热泵循环的基本流程和压焓图,冷凝器出来的液体制冷剂分两路,一路经补气回路膨胀阀EEV2节流至中间压力,随后流入经济器,另一路则直接进入经济器,与中间压力的制冷剂进行换热,被进一步冷却后再经过主回路膨胀阀EEV1节流后进入蒸发器,中间压力的制冷剂则吸热蒸发后经补气口补入压缩机中,与蒸发器出来的蒸气一起被压缩机压缩后进入冷凝器．

图2 经济器前节流热泵循环(EBSC)

图3为经济器后节流循环的流程图及其压焓图,与EBSC的主要区别在于:从冷凝器出来的制冷剂液体全部进入经济器中放热,过冷度升高后流出经济器的制冷剂分两路,一路经过主回路膨胀阀EEV1节流后进入蒸发器,另一路则经过补气路膨胀阀EEV2节流至中间压力后再进入经济器吸热蒸发,随后经补气口进入压缩机．

图3 经济器后节流热泵循环(EASC)

图4为文献[4]提出的两级节流经济器循环的流程及压焓图,冷凝器出来的制冷剂液体先经膨胀阀EEV3节流至某一中间压力后再分两路,一路经补气回路膨胀阀EEV2节流后进入经济器吸热蒸发后,通过补气口进入压缩机;另一路直接进入经济器放热增加过冷度,随后继续经过膨胀阀EEV1节流后进入蒸发器．

考虑到膨胀阀EEV3膨胀至中间压力的制冷剂进入到两相区,再经过补气路时会对膨胀阀EEV2的流量特性有较大的影响,文中提出改进后的两级节流经济器热泵循环及其压焓图(图5)．冷凝器出来的制冷剂液体一路直接通过补气路膨胀阀EEV2膨胀后进入经济器,另一路则通过膨胀阀EEV3一级节流后再进入经济器过冷,随后通过二级膨胀阀EEV1节流进入蒸发器,对比图4和图5可知,改进前后系统的压焓图并没发生变化．

图4 经济器后节流热泵循环(DESC)

图5 改进后经济器后节流热泵循环(DESC)

2 理论分析模型与计算工况

为了对压缩机中间补气的不同经济器热泵循环进行性能的理论分析,需要建立相应的数学模型,在满足一定准确性的前提下,可做如下假设:

(1) 忽略制冷剂流动压力损失,膨胀阀节流过程为等焓过程;

(2) 因为补气时间极短,一边补气一边压缩的过程简化为等容混合、绝热增压过程[12];

(3) 压缩机补气孔口位置能保证补气压力高于压缩机内补气孔口对应位置的蒸气压力;

(4) 通过补气口进入压缩机的均为饱和制冷剂蒸气.

2.1 压缩模型

因为补气孔口前后,压缩机内被压缩的制冷剂蒸气质量会发生变化,定义压缩蒸气与补气孔口接触前的压缩过程为准一级压缩,而补气孔口之后到压缩机排气为准二级压缩,准一级完成从吸气压力p1到p2的压缩,其压比由补气孔口位置决定:

(1)

(2)

准一级压缩终了的蒸气首先会与通过补气口进入的制冷剂气体混合,从压力p2变化p3,然后继续被压缩至压缩机排气压力p4,对应的计算模型为:

(3)

(4)

式中:ε为准一级和准二级压缩的压比;κ为制冷剂绝热过程指数;h为制冷剂焓值，kJ·kg-1;ηs为压缩过程绝热效率．

2.2 补气压缩过程

(1) 补气的产生过程

根据制冷剂两相区的比例关系以及经济器的能量守恒,补气回路与循环主回路制冷剂之间存在如下关系:

EBSC循环

(h5-h6)=x(h9-h8)

(5)

EASC循环

(1+x)(h5-h6)=x(h9-h7)

(6)

DESC循环

(h6-h7)=x(h10-h9)

(7)

FT循环

(h8-h6)=x(h9-h8)

(8)

式中:x为相对补气量,即补气质量与主回路制冷剂质量流量的比值．

(2) 补气压缩过程

在补气过程简化为等容混合、绝热增压过程的假设下,混合过程计算模型如下:

(9)

(10)

(11)

式中:R为制冷剂理想气体常数;ξp为补气压缩过程压力损失系数;ξv为补气压缩过程容积变化系数．

2.3 性能参数

制热量:

Qc=qmc(h4-h5)

(12)

压缩机功率:

W=qme(h2-h1)+qmc(h4-h3)

(13)

性能系数:

COP=Qc/W

(14)

式中:qmc为冷凝器中制冷剂流量，kg·s-1;qme为蒸发器中制冷剂流量，kg·s-1．

2.4 计算工况及补气压力选择

以带经济器的空气源热泵热水机在低温工况下的性能优化研究为例,选取计算工况:模拟计算时冷凝温度固定为45℃,蒸发温度分别取为:-25℃、-20℃、-15℃、-10℃、-5℃,由补气孔口位置决定的准一级压比变化范围为1.2～2．

为了使补气压力不低于压缩机准一级压缩终了压力,也不高于会造成补气喷射过程壅塞的临界压力,将补气压力pinj定义为蒸发压力pe和冷凝压力pc的几何平均函数:

(15)

式中:a为补气压力系数．

同时,补气压力临界值/最大值满足如下关系:

(16)

3 计算结果与讨论

为完成循环的理论计算,研究补气孔口位置及蒸发温度对系统性能的影响，固定相关参数为压缩机理论气量为14 m3·h-1，压缩机容积效率为0.85，准一级和准二级压缩绝热效率均为0.6，补气压缩过程的容积变化系数为0.9，蒸发器出口的过热度为5℃，冷凝器出口的过冷度为5℃．根据系统性能参数计算式(12)～(14),可知所提出的数学模型下,不同经济器循环的性能计算结果是一致的,如下计算结果分析时不做区分．

3.1 补气压力及准一级压比对系统性能的影响

固定蒸发温度为-25℃、冷凝温度45℃,通过改变补气压力系数a调整补气压力,利用前述数学模型,计算可得不同补气孔口位置或准一级压比下,系统制热量、压缩机功率和COP随补气压力的变化关系,如图6～8．

图6 不同准一级压比时制热量随补气压力的变化

图7 不同准一级压比时压缩功率随补气压力的变化

图8 不同准一级压比时COP随补气压力的变化

从图中可知:当准一级压缩压比保持不变时,系统制热量、压缩机功率及COP均随补气压力的增加而增加．这是因为补气量随补气压力增加而增加,进而压缩蒸气质量增加,系统制热量和压缩机功率随之增长,但制热量增加幅度高于压缩机功率的增加幅度,所以系统COP也随补气压力增加而不断上升．

此外,在相同补气压力下,准一级压缩比越小,系统制热量、COP越大．这是由于蒸发温度一定时,压缩机吸气压力不变,随着准一级压比的减小,准一级压缩终了压力降低,使得补气过程中压差增大,更多的制冷剂气体喷入到压缩机中间压缩腔内,最终使得系统COP不断增长．因为压缩机准一级压缩压比的大小是由补气口位置决定的,所以根据理论计算结果,补气孔口设置在吸气结果时刻对应的位置较为理想，此时准一级压缩压比较小,系统性能参数较优．需要说明的是,系统实际运行时的补气孔口位置还需要考虑补气过热度对压缩机排气温度及功率的影响,进一步进行优化．

3.2 蒸发温度对系统最优制热量的影响

根据前述分析可知:固定工况下,补气压力达到最大值时,系统制热量最优,通过进一步计算得到系统最优制热量随蒸发温度的变化关系(图9),并与不补气时的系统制热量进行对比分析,找到系统补气与不补气之间切换的最佳工况点．计算时,准一级压比取为1.5,补气过程压力损失系数为0.2～0.4,补气压力越大,该值越小．

图9 不同蒸发温度时系统制热量的变化

从图9可以看出:补气时最优制热量与不补气时的制热量均随蒸发温度升高而增加,但补气对系统制热量的提升幅度随蒸发温度增高而逐渐减小．系统制热量的增加主要是因为压缩机吸气比容随蒸发温度升高而降低,参与系统循环的制冷剂流量增加．对补气系统而言,准一级压缩终了压力随压缩机吸气温度升高而增加,补气过程压差随之减小,进而补气量逐渐降低,补气对系统制热量的提升效果也不断减小．

在实际运行过程中,随着环境温度的升高,制冷剂蒸发温度不断增加,补气对系统性能的提升作用不断减弱,因此,在满足热泵热水机制热量要求的条件下,可以将补气与不补气的制热量相接近时的环境温度作为切换点,从而使得环境温度变化时系统能效也能保持较优值．

3.3 蒸发温度和补气压力对经济器换热量的影响

特定工况下，经济器换热量Qsc是换热器式经济器热泵循环的重要设计参数之一.根据前述数学模型,固定准一级压缩比为1.5，不同补气压力和蒸发温度时,经济器换热量的变化曲线(图10).由图可知:同一补气压力时,经济器换热量随蒸发温度的降低而逐渐增加,不同蒸发温度下,经济器换热量都随补气压力的增加而增加．为满足不同环境温度下经济器换热量的需求,经济器的额定换热量应取最大值,文中计算结果,经济器换热量在0.2～1.35 kW范围内变化,系统经济器额定换热量就应达到1.35 kW．

图10 不同蒸发温度下经济器换热量随补气压力的变化

系统实际运行时,经济器两侧的换热温差会随补气压力的升高而减小,补入压缩机的制冷剂蒸汽会存在过热度的变化,而非文中假设的饱和蒸气,此外补气过热度对压缩机排气温度也会有一定影响,压缩机绝热效率也并非定值,相应的系统性能随工况参数的变化关系需要以模拟计算为指导,进行进一步的实验研究．

4 结论

文中基于4种不同形式的带压缩机中间补气的经济器热泵循环,建立通用的数学模型,以热泵热水机运行工况为例进行模拟计算．根据计算结果,分析与讨论蒸发温度、补气孔口位置和补气压力对系统性能的影响,得到如下结论:

(1) 不同蒸发温度条件下,准一级压比一定时,系统制冷量和压缩机功率均随补气压力的增加而增加．

(2) 一定工况下,系统COP也随补气压力增加而增大,并在不造成补气壅塞的最大压力时,取得最优值．

(3) 随着蒸发温度的上升,补气对系统性能的提升作用逐渐减弱,实际运行时应在保证系统制热量需求的前提下，选择合适的带经济器循环与常规循环间切换对应的环境温度．

(4) 换热器式经济器循环的经济器额定换热量需要满足不同运行工况下最大经济器换热量的需求．

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