曾智，刘向龙，李小华，王艳，李文菁，曾丽萍

（1-湖南工程学院建工学院（北院），湖南湘潭 411104；2-湖南省绿色低碳建筑节能与材料技术工程中心，湖南湘潭 411104）

0 引言

常规的空气源热泵在湿冷地区运行时会遇到结霜问题以及低温环境下制热效率急剧下降的问题[1-4]。因此，许多研究者在冬季湿冷地区关于如何提高热泵效率[5-6]和实际应用方面[7-8]做了很多工作。为了解决空气源热泵在寒冷地区也能够高效运行，20 世纪80年代NOBUKATSU[9]提出带闪发器的涡旋式压缩机补气增焓系统，发现其在低温工况下运行时，制热性能比普通涡旋式压缩机补气增焓系统可提高15%左右。HEO 等[10]搭建了带闪蒸器的补气增焓空气源热泵实验台，发现系统制热量与压缩机频率和环境温度相关。WANG 等[11]通过实验对以R410A 为工质的补气增焓空气源热泵和普通热泵进行性能比较，研究发现在-17.8 ℃环境温度下，使用R410A 的补气增焓热泵比普通热泵制热量提高30%，性能系数（Coefficient of Performance，COP）提高20%。ROH 等[12]提出了一种中间补气直接喷入储液器的经济器补气增焓热泵系统，通过实验研究分析了其与传统的中间补气喷入压缩机的补气增焓热泵系统的性能对比，研究表明中间补气喷入储液器的补气热泵系统可以降低压缩机的排气温度。

综上所述，补气增焓系统能够很好地提高空气源热泵的COP，但关于在补气增焓系统的基础上再进行调试系统性能研究很少。对补气增焓空气源热泵系统进行调节往往需要对系统进行热力学分析，有许多学者进行了补气增焓空气源热泵系统的热力学分析的研究。李晓雁[13]建立了补气过程的刚性容器绝热理论模型，对低环境温度空气源热泵机组加上中间补气技术后再进行能效计算。MA 等[14]对带有补气口的涡旋压缩机的压缩过程建立了热力学模型，计算结果表明该系统的可运行工况范围更大。沈九兵等[15]对4 种压缩机中间补气的经济器热泵循环方式进行比较分析后，提出了两级节流经济器循环的改进方案，并建立通用的系统模拟数学模型。王宁等[16]对热泵系统分别建立了中间补气和吸气补气两种热力学模型，并模拟研究了系统的性能。WANG 等[17]通过数学模型建立了仿真模型，并对以R22、R290 和R23 为工质的补气增焓系统进行了性能评估。GUO 等[18]建立了空气源热泵热水器的实验装置并进行了测试，在仿真模型的基础上，基于定时控制和恒温控制模式得到系统的最佳启动时间和设定水温。YU 等[19]通过调节电子膨胀阀的开度来调节制冷剂量，并找出在冬季R22 和R417A空气源热泵系统的最佳开度。ZHENG 等[20]提出了一种利用串级冷凝器液化分离出的蒸气注入压缩机的补气增焓系统，在建立数学模型的基础上研究了系统的性能。金旭等[21]基于热力学理论循环，构建了双级压缩系统中间压力与系统变工况参数间的关系式。研究发现中间压力随蒸发压力、冷凝压力、输气量比和喷射量的增大均会增大。

迄今为止，现有研究主要侧重于建立数学或仿真模型来预测空气源热泵热水器的性能，有关补气压比与系统COP 之间关系的研究较少。因此本文通过实验结果进行热力学分析，通过改变补气压比研究其对系统性能的影响。

1 准二级压缩补气增焓热泵热水器热力学特性分析

对于现有的准二级压缩补气方式而言，一般采用涡旋式压缩机，将压缩机的进气口设置为两个，在固定涡旋盘上设置第二个吸气口，连接中间补气管，另一个为压缩机的吸入口。本文通过改变补气压比，研究了系统补气压比对热泵系统制热量和COP 的影响。

1.1 准二级压缩补气增焓热泵热水器系统

在本研究中，准二级压缩补气增焓热泵热水器系统由压缩机、气液分离器、水侧热交换器、储液器、干燥过滤器、电子膨胀阀、闪蒸器和蒸发器等组成，系统原理如图1所示。

图1 准二级压缩补气增焓热泵热水器系统原理

本文采用闪蒸器前节流的补气增焓系统，从水侧换热器冷凝之后的质量流量为m+i的液体经过节流装置膨胀阀第一次节流后进入闪蒸器，在闪蒸器中制冷剂分成两部分：1）主回路部分，质量流量为m的饱和液体，再经第二次节流装置膨胀阀节流后进入蒸发器中吸热，最后进入压缩机吸气口；2）补气回路部分，质量流量为i的某一压力下的饱和蒸气，经过截止阀后被压缩机补气口吸入，与主回路部分的气体混合后进行压缩。

图2是图1的p-h图。图2中，压缩过程1-2和2′-3 均为等熵压缩；2′是闪蒸器中的闪发蒸气与主回路中的制冷剂气体混合状态点；3-4 表示在水侧换热器中的制热过程，4-4'为制冷剂液体通过第一次节流装置的绝热膨胀过程。工作流体在4'点（闪蒸器中）被分为两部分：一部分经过闪蒸器后进行第二次膨胀阀降压到5'点，最后通过蒸发器到达5点最后进入压缩机吸入端1 点；另一部分为闪蒸器的上方蒸气，其直接进入压缩机的辅助吸入口6 点进行补气。

图2 补气增焓准二级压缩系统工作循环压焓图

1.2 准二级压缩补气增焓空气源热泵循环特性分析

对于准二次压缩补气增焓空气源热泵，补气压比对系统COP 和制热量的影响较大。本文提出了补气压比β1，用来表示补气压力、冷凝压力和蒸发压力之间的关系。

补气压比β1可定义为：

式中，p2为补气压力，kPa；p1为蒸发压力，kPa；p3为冷凝压力，kPa。

对于准二级压缩补气增焓热泵热水器的热力学分析计算，作如下假定：1）忽略制冷剂流动压力损失；2）通过补气口进入压缩机的均为饱和制冷剂蒸气[12]；3）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[15]。

1.2.1 压缩功的确定

1）预压缩过程

根据文中假设，可知压缩过程为等容混合、绝热增压，则压缩功为：

式中，k为制冷剂等熵指数，R22 取1.19；R为制冷剂气体常数，R22 取96.16×10-3；w1-2为状态点1-2 的压缩功；p1、p2分别为蒸发压力和冷凝压力，kPa；T1为压缩机吸气温度，K。2）补气-压缩过程压缩功

在闪蒸器中的热平衡方程为：

式中，i为补气回路质量流量，kg/s；m为主回路质量流量，kg/s；a为相对补气量；h4、h5和h6分别为图2中点4、点5 和点6 焓值，kJ/kg。

在压焓图中找点的焓值，通过公式拟合发现，R22 饱和气体焓值与压力满足式(4)：

R22 饱和液体焓值与压力满足式(5)：

两相区焓值计算：

式中，x为干度；p2为中间压力，kPa。

根据质量守恒，能量守恒以及非稳态热力系统的气体微分方程，积分得到2-2′压缩功，并将式(3)～式(6)代入得到式(7)：

3）补气后压缩过程压缩功

式中，a为相对补气量；k为制冷剂等熵指数，取1.19；R为制冷剂气体常数，R22 取96.16×10-3；w2′-3为图2中状态点2′-3 的压缩功；p2′和p3分别为图2中点2′和点3 的制冷剂压力，kPa；T2和T6分别为图2中状态点2 和点6 的温度，K；v2和v2′分别为图2中点2 和点2′的制冷剂比容，m3/kg。4）系统总压缩功

在工质混合过程中压力值变化不明显，故视为等压过程，即可忽略w2-2′。将式(2)、式(7)和式(8)代入式(9)得：

将式(3)～式(6)代入式(10)得到系统总压缩功。

1.2.2 制热量的确定

在压焓图可得制热量为：

由于4 到4′为绝热膨胀，因此：

根据假设和补气过程的能量平衡方程可知2′焓值为：

补气-压缩过程中压力变化不明显，可忽略w2-2′：

式中，β1为补气压比。

1.2.3 COP 的确定

COP 可通过式(10)和式(15)计算：

式中，ηR为热泵效率，取0.8。

2 结果分析

本文根据图3所示的实验测试过程，对某厂家的准二级压缩空气源热泵热水器系统进行了测试，其压缩机为全封闭涡旋式压缩机，测试的准二级压缩的空气源热泵热水器基本参数如表1所示。

表1 测试机型参数

2.1 测试工况及测试数据

本文对此空气源热泵测试了3 种工况，具体情况表2所示。

表2 测试工况表

本次实验目的是测试该机组在南方地区湿冷气候条件下的系统性能。工况1 是在普通条件下测试空气源热泵在冷湿地区的性能；工况2 是测试容易出现空气源热泵结霜情况的性能；工况3 是在极端条件下测试空气源热泵在湿冷地区的性能。

2.2 计算结果分析

在室外干球温度为-10、2 和20 ℃工况下，通过改变补气压比分析系统制热量与COP 的变化，如图3所示。

由图3可知，随着β1的增加，系统的制热量均呈现先增加后下降的现象，且最大值出现在补气压比β1为0.2 时。产生这种变化规律的主要原因为，随着β1的升高，压缩机的压缩中间腔补气量增加，使系统增加了排气量，降低了排气温度，故系统制热量随补气压力的增加而增加；当β1继续升高时，闪蒸器内气液分离状况变差，使得一定量的制冷剂液体进入压缩机中间混合腔体，导致冷凝器进出口制冷剂焓差降低，从而影响制热能力的进一步提升，甚至导致制热量下降。此外，系统的COP 也出现先增加后减少的趋势，主要原因是随着β1的升高，中间补气量逐渐增加，主回路制冷剂流量减小导致压缩功减小，而在这段时间内制热量增加，因此系统COP 增加；但随着β1的继续升高导致气液分离状况变差，制热量减小而系统功耗呈现出增加的趋势，系统COP 开始减小；当β1为0.2 时，无论系统在室外温度-10 ℃、2 ℃，还是20 ℃运行时，其COP 均出现最大值，且当环境温度在-10 ℃或2 ℃时，系统COP 不仅是最大值且制热量也为最大值。通过上述分析可知，当补气压比为0.2 时，系统运行性能最佳。

图3 不同室外干球温度下β1 与COP 和制热量之间的关系

通过在本系统中每30 min 测量一次系统的水流量、进出口水温差以及功耗，计算3 次COP 取其平均值，作为系统实际测试COP。图4所示为优化系统的COP 与实际COP 比较。通过对系统优化之后的COP 与实际测试的COP 进行比较发现，系统优化所得COP 均高于实际测试COP；在环境温度为-10 ℃和2 ℃时，其优化系统COP 增长分别为23.1%和20.2%，但在环境温度为20 ℃时，其系统COP 仅增长8.2%，因此在低温工况下，调节补气压比是一种提高补气增焓准二级压缩空气源热泵系统运行效率的有效方法。

图4 优化系统的COP 与实际COP 比较

3 结论

本文在补气增焓准二级空气源热泵系统的基础上，提供了一种系统调试方法，即通过改变补气压比，进行实验测量和理论研究，得出如下结论：

1）通过调节补气压比来提高补气增焓空气源系统COP 是一种有效的方法，当补气压比为0.2 时，系统COP 为最大值；

2）当环境温度为-10、2 和20 ℃时，将补气压比调节在0.2 时，比未调节补气压比的系统COP 分别增大23.1%、20.2%和8.2%。