冉小鹏，邹臣堡，李芦剑，王林，翟晓强



喷气增焓空气源热泵低温运行性能的实验研究

冉小鹏*1，邹臣堡1，李芦剑2，王林2，翟晓强1

（1-上海交通大学，上海 200020；2-太原市威迩思科技有限公司，山西太原 030008）

本文设计了一台喷气增焓（Enhanced Vapor Injection，EVI）低温空气源热泵系统，研究补气对系统性能和参数的影响，测试EVI系统在低温下稳定运行的可行性。结果表明，EVI改善了空气源热泵低温运行排气温度过高的问题，实现了-20 ℃环境温度下的稳定运行；补气提高了系统性能，多个测试工况下，41 ℃出水温度时制热量最高提升了43.0%，性能系数（Coefficient of Performance，）最高提升了28.3%；相对补气量的增加对系统的性能改善呈现先增加后变缓至下降的趋势，存在一个最优的相对补气量使得系统能效最高；打开补气阀后吸气压力和排气压力均有所提高；-12 ℃环境温度时吸气压力较关闭补气阀时提高了14.1%，排气压力较关闭补气阀时提高了2%。

喷气增焓；经济器；空气源热泵；性能测试

0 引言

中国北方等寒冷及严寒地区占国土面积的70%以上，这些地区每年有接近1/3的时间需要供暖，供暖模式大多依赖于传统的燃煤供暖，冬季北方的雾霾很大程度上与这种供暖方式有关。依据《2016年北京市农村地区村庄“煤改清洁能源”和“减煤换煤”工作实施方案》[1]，空气源热泵是重点推荐的改造方案。作为“煤改电”领头羊的空气源热泵，具有效率高、无污染、结构简单、易于安装等优点。空气源热泵空调系统在夏热冬冷地区能够满足建筑的制冷及制热需求[2]。但受制于气候影响，空气源热泵在环境温度较低的情况下会产生压缩比大、排气温度高、制热量不足、循环性能差等问题[3]。低温环境下，蒸发器表面存在结霜问题，霜层导热热阻削弱了空气与制冷剂之间的换热，且阻塞了空气流量，导致蒸发器的换热量减少[4]。喷气增焓能有效降低压缩机排气温度，改善空气源热泵在低温下的运行性能。WANG等[5]实验结果表明，在-17.8 ℃环境温度下，喷气增焓（Enhanced Vapor Injection，EVI）系统比普通空调系统制热量提高了30%，性能系数（）提高了20%。随着出水温度的提高，普通热泵的制热量下降，而EVI系统的制热量几乎保持不变[6]。EVI分为闪发器系统及经济器系统，闪发器系统由于补气回路没有换热温差，且补气口制冷剂过热度不高，理论高于经济器系统[7]。但闪发器系统中，闪发器内压力低于补气压力时会产生回流，运行控制困难，经济器系统补气口压力低于排气压力，不会产生回流，存在比闪发器系统更大的运行范围[8]。EVI系统在补气回路上采用膨胀阀，对主回路的膨胀阀控制产生了影响，合适的控制策略对系统性能的提升有明显的作用。主膨胀阀和辅助膨胀阀的开度决定了补气量及中间压力，XU等[9]认为补气量在12%~16%之间时系统运行在最佳的状态。藕俊彦等[10]搭建了R417A制冷剂的喷气增焓空气源热泵，实验结果表明在补气量最佳时中间压力满足P= 。经济器研究方面，郭晓鹏[11]搭建了经济器模型，分析了经济器流道布置的影响，认为下游取液可以提升换热量及减少压降。不同制冷剂应用于EVI系统上也存在差异，CAO等[12]认为，使用R22/R600a混合制冷剂应用于EVI上性能高于R22。对于将喷气增焓应用于变频压缩机、压缩机补气口开口位置及中间压力对性能的影响等方面，各国研究者也做了许多研究[13-15]。

本文采用涡旋压缩机，设计了一套以R410A为制冷剂的EVI经济器低温空气源热泵系统。系统主回路和补气回路均采用可调节的电子膨胀阀，通过主回路和补气回路不同的膨胀阀开度组合，研究补气量对运行性能和工况的影响、变工况下EVI系统的运行性能及低温工况下EVI系统的运行状态。

1 经济器EVI系统

单个压缩机的喷气增焓技术实现了一个压缩机内的类两级压缩，因此也叫准二级压缩。其原理是在压缩机中开设补气口，将高压侧单独引出一路节流并经经济器换热喷入压缩机中，降低压缩机排气温度。补气回路的存在增大了高压侧的制冷剂流量，实现制热量的大幅提升，同时改善了压缩机压缩工况。流量增加导致压缩机功耗增加，但制热量的增幅更为明显，使得系统提高。准二级压缩过程分为四个阶段：准低压级压缩过程、中间补气过程、准二级压缩过程、等容压缩或等容膨胀过程[16]。

图1 经济器EVI系统流程

图2 经济器EVI系统压焓图

第一阶段：与普通的容积式压缩一致，压缩机吸入来自蒸发器的过热气体，依靠基元容积的改变压缩至中间压力；此过程可以抽象为等熵压缩过程，通过压缩效率来修正。

第二阶段：第一阶段压缩结束后压缩基元与补气口联通，补气压力大于基元压力时补气回路内的制冷剂进入基元边混合边压缩，由于混合时间短，此过程可视为等容混合过程；对于没有设置单向阀的闪发器系统，当补气压力小于压缩基元内压力时，会产生回流损失。

第三阶段：此过程也是近等熵压缩的多变过程，可以抽象为等熵压缩过程，通过压缩效率来修正；一级压缩后的制冷剂与补气回路的制冷剂混合后，制冷剂流量增加，相对的是制热量和压缩机功率的提升。

第四阶段：涡旋压缩机在偏离设计工况后，由于其定容积比的特性，容易出现过压缩及欠压缩的工况；过压缩及欠压缩可分别视为等容膨胀及等容压缩过程，压缩结束后从排气口流出进行循环。

对于压缩机满足质量守恒：

对于经济器满足能量守恒：

(2)

系统总体性能满足：

(5)

式中：

1-9——各点比焓，kJ/kg；

1——吸气回路制冷剂质量流量，kg/s；

2——补气回路制冷剂质量流量，kg/s；

——总制冷剂质量流量，kg/s；

——压缩机功率，kW；

0——蒸发器吸热量，kW；

Q ——制热量，kW。

由式(1)~式(6)可知，在相同蒸发温度和冷凝温度下，补气主要增加的压缩功为2(4-3)，增加的蒸发器吸热量为1(5-7)，增加的制热量等于压缩功与吸热量之和，因此补气一定会增加系统的制热量。制热量的直接影响因素为流经冷凝器的制冷剂质量流量及进出口焓差，冷凝器制冷剂流量取决于补气量和蒸发器内的流量，而进出口焓差取决于压缩机的排气温度。对于一个确定的系统，制热量增大的同时冷凝温度也会上升，实际增加的制热量大于定冷凝温度的理论值。

2 实验设计

实验装置如图3所示，设计了一台用于北方低温地区采暖商用空气源热泵机组。采用两台名义功率为12 HP的大金JT355DJMY1@K4补气涡旋压缩机，气缸容积是132.2 cm3/r，额定输入功率9.0 kW，额定转速2,900 r/min；蒸发器采用翅片管式换热器，铜管为 9.52×0.28 mm紫铜管，按正三角形排列，管间距为25 mm，共3排管，每排40根，单根有效管长1,860 mm，翅片采用整张铝制套片，制冷剂流路分为15路，每路8根管；冷凝器采用佛山鑫雷节能公司的GBL12-CME型管壳式换热器，内置2根 25.4×1.2 mm外螺纹管，单根管长650 mm，水走管侧，制冷剂走壳侧；经济器采用江苏远卓的ZL20B型板式换热器，共34片，单片有效传热面积0.02 m2；主路膨胀阀采用三花DPF(Q)3.0C-08型电子膨胀阀，通径为3.0 mm，开度用EEV1表示；辅路膨胀阀采用三花DPF(TS1)1.65C-03型电子膨胀阀，通径为1.65 mm，开度用EEV2表示；使用R410A冷媒，单个系统充注量为8.5 kg；为了安全起见，冷凝器出口处设置有储液器，蒸发器出口设置有气液分离器；两个系统同时加热同一个水箱，实验样机放置于恒温环境间内。

测量方法为在同一工况下设置相同的主回路电子膨胀阀开度，调节补气回路的电子膨胀阀开度来改变补气量、补气压力等参数，以此获得系统性能与补气量的关系。环境间使用电加热及冷水机组控制环境的温度，最低可达-20 ℃。除高低压保护、高低温保护等必要保护设置外，其他参数均设置成手动调节。实验工况如表1所示：出水温度为35 ℃及41 ℃，环境温度为-20 ℃、-12 ℃、-6 ℃、0 ℃、7 ℃和15 ℃。在同一个工况下，测试不同的电子膨胀阀开度组合下的系统性能变化。

制热量由式(7)计算，由式(6)计算。温度测量采用PT100，精度为±0.1 ℃，压力变送器精度为±0.3%，功率计精度为±0.5%，水流量计精度为±0.5%。

式中：

m——水流量，kg/s；

——水比热容，kJ/(kg·℃)，取4.2；

in——进水温度，℃；

out——出水温度，℃。

表1 实验测试工况

图3 实验系统流程

3 结果与分析

3.1 系统性能随补气的变化

系统整体性能变化如图4~图6所示，随着补气阀开度的增加，制热量不断增加，且增加趋势越来越平缓。在-12 ℃环境温度工况下，打开补气后EEV2补气开度为40%的制热量比开度为20%的制热量增加了8.0%，开度为60%时，制热量仅比40%时增加了0.5%。在-6 ℃环境温度下，制热量在40%补气开度下达到最高，继而随着开度增大而减小，出现“过补气”状态。这是由于相对补气量由主路膨胀阀和补气膨胀阀之间的相对开度及系统工况确定，主路膨胀阀开度保持不变而补气阀开度增大，使得相对补气量增大。相对补气量增加初期对系统的性能改善显著，而后期由于补气膨胀阀开度过大使得制冷剂节流不充分，对压缩机冷却不完善以及对主回路的制冷剂冷却不够。系统的功耗随着补气开度的增加而增加，且保持较高增速。相对补气量增大初期，制热量增加的比例大于功耗，后期制热量增加变缓而功耗仍快速增加，使得系统的先增后减，存在一个最佳相对补气量使得系统能效最高。不同环境温度对功耗的影响不大，对制热量的影响较大，环境温度的升高提高了蒸发温度，压缩机吸气制冷剂密度增大，制冷剂流量增加提升了制热量，因此环境温度较高能得到较好的。

3.2 排气温度随补气的变化

排气温度过高是影响普通热泵低温运行的重要因素之一，图7~图8是系统1和系统2排气温度随着补气阀开度改变的变化趋势。环境温度越低，压缩机压比越大，使得排气温度越高。在7 ℃环境温度下，不开补气时系统的排气温度为82 ℃，在-12 ℃环境温度下，不开补气系统的排气温度达到了107 ℃，接近高温保护上限。打开补气后，系统排气温度迅速下降，-12 ℃环境温度下，20%补气开度时排气温度下降到了77 ℃，而40%补气开度时排气温度下降到了70 ℃。当相对补气量达到一定值时，随着补气阀开度的增大，排气温度不再有明显的改变。

图4 制热量随补气阀开度的变化

图5 功耗随补气阀开度的变化

图6 COP随补气阀开度的变化

图7 系统1排气温度随补气阀开度的变化

图8 系统2排气温度随补气阀开度的变化

3.3 系统压力随补气的变化

图9~图10为系统1和系统2压力随补气阀开度的变化，排气压力（4）取决于出水温度，不同环境温度下的排气压力基本保持不变。吸气压力（1）受环境温度影响较大，环境温度越高吸气压力越大。随着补气阀开度增大，中间压力（P）也逐渐升高。补气膨胀阀打开至20%开度后，吸气压力和排气压力均有所上升，而之后再增加补气阀开度，吸气压力和排气压力均无明显的变化。-12 ℃环境温度时，吸气压力较关闭补气阀时提高了14.1%，排气压力较关闭补气阀时提高了2%。

相对于无补气的系统，补气增加了冷凝器端的制冷剂质量流量，聚集于冷凝器内的制冷剂增加，提高了冷凝端压力。补气增加了主回路膨胀阀前的过冷度，使得蒸发器进口制冷剂比焓降低，进入蒸发器的制冷剂湿度更大，提高了蒸发器内表面的换热系数。因此蒸发器出口制冷剂过热度减小，压缩机吸气密度增大，蒸发端制冷剂质量流量增加。聚集制冷剂的增加提高了蒸发压力，补气后蒸发器能从环境中吸收更多的热量。

3.4 不同出水温度下补气与不补气系统的对比

补气增焓不仅能提高系统的制热量，同时也能使热泵在更低温度下运行。如图11~图14所示，-20 ℃环境温度时关闭补气系统出现高温保护，而补气后可以正常运行。在41 ℃出水温度下，-12 ℃、-6 ℃、0 ℃、7 ℃环境温度补气后系统的制热量分别最大提高了26.5%、39.3%、43.0%、17.9%，最大提高了19.1%、28.3%、27.3%、8.2%。补气增加了制热量，同时也增加了系统功耗，增量小于制热量增量。在35℃出水温度下，-12 ℃、-6 ℃、0 ℃、7 ℃环境温度工况补气后，系统的制热量最大提高了43.7%、51.4%、50.2%和16.3%，最大提高了30.4%、33.5%、29.5%和5.6%。整体来看，补气对低出水温度的制热量提升幅度大于高出水温度。

图9 系统1排气温度随补气阀开度的变化

图10 系统2排气温度随补气阀开度的变化

图11 制热量随环境温度的变化

图12 功耗随环境温度的变化

图13 出水温度35 ℃下补气与不补气COP对比

图14 出水温度41 ℃下补气与不补气COP对比

4 结论

1）相对补气量对系统的性能改善呈现先增加后变缓至下降的趋势，存在一个最优的相对补气量使得系统能效最高；环境温度越高，系统的制热量和越大。

2）补气能有效降低空气源热泵的排气温度，保证热泵在低温工况下不出现高温保护，-12 ℃环境温度工况排气温度由107 ℃下降至70 ℃；排气温度随相对补气量的增加而降低，至稳定水平后随着相对补气量增加不再发生明显变化。

3）补气提高了吸气压力和排气压力，-12 ℃环境温度时吸气压力较关闭补气阀时提高了14.1%，排气压力较关闭补气阀时提高了2%。

4）补气提高了系统的制热量和，多个测试工况下，41 ℃出水温度下制热量最高提升了43.0%，最高提升了28.3%，35 ℃出水温度下制热量最高提升了51.4%，最高提升了33.5%；补气使得空气源热泵能在环境温度为-20 ℃时稳定运行；补气对低出水温度的制热量和的提升幅度大于高出水温度。

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Experimental Research onOperational Performance at Low Temperature of Air Source Heat Pump with Enhanced Vapor Injection

RAN Xiaopeng*1, ZOU Chenbao*1, LI Lujian2, WANG Lin2, ZHAI Xiaoqiang1

(1-Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240, China; 2-Taiyuan Werise Technology Co., Ltd., Taiyuan, Shanxi 030008, China)

An enhanced vapor injection (EVI) air source heat pump system was designed, and the effect of EVI on system performance and operating parameters was analyzed. The stability of EVI system is tested under a lower temperature condition. The results show that the enhanced vapor injection decreases the discharge temperature of the compressor in the low temperature operation mode, and the stable operation can be realized at -20 ℃. Moreover, the performance of the system is improved by EVI. When the outlet water temperature is 41 ℃, the increase of the maximum heating capacity and coefficient of performance () can reach up to 43.0% and 28.3%, respectively. As the relative vapor injection mass grows, the performance increases first and then slows down to a descending trend, the optimal relative vapor injection mass with the highest energy efficiency appears. When switching on the vapor injection valve, the suction pressure and discharge pressure increase, and increase by 14.1% and 2% respectively at ambient temperature of 12 oC than those under switch-off status.

Enhanced vapor injection; Economizer; Air-source heat pump; Performance test

10.3969/j.issn.2095-4468.2018.04.105

*冉小鹏（1994-），男，硕士研究生。研究方向：空气源热泵在低温下的应用研究。联系地址：上海市闵行区东川路800号，邮编：200240。联系电话：18217352216。E-mail：ranxiaopeng@126.com。