准二级压缩多联机严寒地区供暖性能研究*

2024-01-25张晓萌魏文哲

暖通空调 2024年1期

张晓萌魏文哲倪龙

(1.哈尔滨工业大学,哈尔滨;2.寒地城乡人居环境科学与技术工业和信息化部重点实验室,哈尔滨;3.北京工业大学绿色建筑环境与节能技术北京市重点实验室,北京)

0 引言

由于具有部分负荷性能好、各区域独立控制、投资低和易于维修等特点,多联机近年来在我国的应用得到了快速发展,广泛应用于办公、酒店及学校等公共建筑,并逐渐应用于民用建筑中[1-4]。自2017年起,其市场规模达到集中空调总产值的50%以上,并保持持续上涨的势头[5-6]。随着低温供暖技术的发展,多联机开始在寒冷地区快速发展,并逐渐向严寒地区扩展。多联机的末端多为风机盘管,与加热循环水的空气-水热泵相比,由于压缩比和排气温度较低,所以具有更好的低温性能,但当室外温度降低到-20 ℃以下时,由于室外机换热能力减弱和吸气压力降低等原因,导致多联机出现制热量和性能系数(COP)快速衰减、排气温度快速上升等问题。

近年来,随着补气技术的发展,准二级压缩技术已经广泛应用于低温型空气源热泵,并取得了良好的节能效果[7]。为了提升多联机的低温性能,准二级压缩技术开始逐渐应用于多联机[6]。准二级压缩多联机通过将部分中间压力的制冷剂喷入压缩机中,与经过一定压缩的吸气进行混合,降低制冷剂的温度,从而降低压缩机的排气温度;同时,由于补入中间压力的制冷剂,压缩机的排气质量流量增大,从而使流入室内机的制冷剂流量增大,机组的制热能力增强;此外,补气还可以提升机组的COP。Cho等人测量了不同室外温度下采用R410A和R32的补气多联机的性能,与没有补气时相比,多联机制热量分别提升了7.5%～13.3%和7.8%～13.9%,而COP提升了2.6%～7.0%和1.1%～4.7%[8]。Kang等人在室外温度为-20～20 ℃时对采用双补气涡旋压缩机的多联机进行了实验研究,与单级补气机组相比,采用双级补气多联机的制热量和COP分别提高了8.9%～18.9%和5.8%～9.8%[9]。Min等人在室外温度为-17.7～16.7 ℃时模拟研究了补气多联机的制热性能,并指出由于排气质量流量的增大和蒸发器的热回收,使补气多联机的性能得到了有效提升[10]。除了制热性能提升外,刘晓庆等人通过实验研究发现,补气使多联机的制冷能力提升了10%～15%[6]。

尽管学者们对补气多联机的供暖性能进行了研究,但文献中的最低室外温度只有-20 ℃,这远不能满足严寒地区的供暖需求;此外,目前鲜有关于补气多联机在严寒地区应用的报道。为了推进多联机在严寒地区的应用,在哈尔滨搭建了准二级压缩多联机实验台,并进行了91天的连续测试,对其性能进行了研究。

1 实验方案

1.1 实验原理

实验所用的准二级压缩多联机系统如图1所示。多联机采用的制冷剂为R410A,在7 ℃工况下,机组的额定制热量和耗功分别为18.0 kW和4.5 kW,压缩机的转速变化范围为20～120 r/s。于2021年1月10日到4月10日期间,在哈尔滨对机组的制热性能进行了连续测试。

图1 系统原理图

该实验系统用来向5个面积为29.1 m2的实验室供暖,供暖期间每个房间的设定温度为21 ℃,当房间温度达到设定值时,室内风机的转速会降低一挡,一旦达到24 ℃,室内风机就停止运行,当房间温度降低到18 ℃时,风机自动重启,重新开始供暖。

1.2 新型控制策略

为了适应哈尔滨的超低环境温度,采用了一种基于室外环境温度分段控制多联机压缩机吸气状态的控制策略来降低压缩机的排气温度。该控制策略适用于低压腔压缩机,主要包含两部分:1) 随着环境温度的降低,增大压缩机的补气量;2) 当环境温度低于-15 ℃时,压缩机的吸气状态由过热态变为气液两相态(两相吸气)。尽管Yang等人通过模拟发现两相吸气可有效降低压缩机的排气温度[11],但目前公开的文献中却未见报道过如何在实验过程中控制含液量以避免压缩机内润滑油黏度过大及发生液击。

该控制方法的调节流程如图2所示。当机组在较高的室外温度工作时,通过调节主电子膨胀阀EEV1和补气电子膨胀阀EEV2的开度,对压缩机进行补气来降低排气温度和提升制热量,但压缩机的吸气是过热的。在环境温度低于-15 ℃时,开始采用两相吸气,为了控制吸气中的含液量,本文采用压缩机油池中最低允许温度对其进行控制。当制冷剂进入压缩机壳体后,首先流经电动机,由于压缩机中电动机的发热量占压缩机总输入功率的10%～30%,吸气中的液态成分会在电动机表面吸热并气化,此时由于电动机表面和压缩机壳体表面温度的降低,导致油池内的油温下降。当吸气中液态成分过多而不能完全气化时,残留的液态制冷剂会因为重力和惯性力掉入压缩机油池中,并在油池内进一步气化,从而导致油池内油温的进一步降低。因此,多联机机组在两相吸气时可以稳定地运行。然而,由于液态制冷剂导致油池内油温的降低,油的黏度增加;为了使油池内油的黏度保持在合理范围内,油池内的油温不能太低。因此,油池内油温可以在一定程度上反映吸气中的含液量。当油池内油温和补气过热度达到允许值时,就可以确定主电子膨胀阀EEV1和补气电子膨胀阀EEV2的开度,也就意味着在该工况下机组的吸气量和补气量会被自动确定。实验结果表明,尽管此时两相吸气可以有效地提高机组的性能,但是由于主电子膨胀阀EEV1开度较小,不易控制压缩机吸气的带液量,从而对机组的稳定性产生影响;另一方面环境温度较高时通过补气就可以使机组稳定地运行,所以在室外温度较高时不宜采用两相吸气。

注:to为室外温度;Δtx为吸气过热度;tp为排气温度;Δtb为补气过热度;ty为油池内油温;ty,d为油池内允许的最低油温。图2 新型控制策略流程图

当压缩机进行两相吸气时,由于制冷剂流入压缩机壳体前没有过热度,所以吸气温度较低;此外,在压缩机壳体内,由于部分电动机发热用来气化液态制冷剂,而不是提升吸气的过热度,所以吸气在壳体内的温升降低。因此,吸气腔内的制冷剂温度会降低,这有助于降低压缩机的排气温度。

为了检验该控制策略的可行性及稳定性,在本研究的连续测试过程中,始终采用该控制策略对补气电子膨胀的开度进行调控。

1.3 制热量计算

在实际供暖过程中,由于空气在室内机加热过程中含水量保持恒定,机组的制热量可通过式(1)计算得到,其中空气的密度ρ和比热容c可根据空气的温度得到,但实时空气流量q会发生变化,且不是均匀分布的,导致其很难测量。为了准确计算制热量,在实验室中对室内机的额定流量及额定输入功率进行了测量,在实际运行时,由于电压往往会发生轻微的变化,因此采用室内机的实时功率与额定功率的比值对其送风量进行修正,如式(2)所示。

Q=ρqc(tout-ti)

(1)

(2)

式(1)、(2)中Q为制热量,kW;q1为额定风量,m3/s;ti、tout分别为室内机进、出风温度,℃;P、P1分别为实时输入功率与额定输入功率,W。

除了以上参数,室内机的送回风温度也需要进行测量。根据现场测试结果,室内机的回风温度可以视为均匀的,因此在每个室内机的进风口安装2个热电偶,用其测量平均值代表进风温度。但是室内机出风口不同位置的风温却有较大的差异,为了确定典型位置,在室内机出风口均匀布置了30个热电偶,如图3所示。由于当测温点足够多时,可以用测点的温度代表相应区域的送风温度,因此出风温度可通过式(3)计算得到。在实际测试过程中,测点过多会改变室内机的流场,从而影响送风量。为了尽可能地减小对流场的影响,本文采用风机盘管送风口典型位置的平均温度代表送风温度。结果表明,图3中被虚线圈出来的3个测点的平均温度与式(3)计算得到的结果吻合度较好,对比结果如图4所示,在高、中、低3种送风量下,它们的最大差值只有0.14 ℃,意味着这3个测点的平均温度可以用来代表室内机的出风温度。

图3 室内机出风口测点

图4 3个测点的平均温度与出风温度对比

(3)

式中Aij为第i行第j列测点对应的面积,m2;vij为第i行第j列测点的风速,m/s;tij为第i行第j列测点的温度,℃;A为室内机出风口面积,m2;v为室内机平均出风速度,m/s。

2 实验结果及分析

2.1 测试期间室内外环境分析

图5显示了测试期间室内外的逐时温湿度。可以看出,室外逐时平均温度为-28.4～19.1 ℃,而相对湿度为23%～99%,其中-28.4 ℃也是整个供暖季中的最低温度,因此测试期间的数据可用来研究准二级压缩多联机在严寒地区应用的可行性。5个测试房间中,房间1的室内机离室外机最近,且在朝南房间,是最有利的末端;而房间5的室内机离室外机最远,且在朝北房间,是最不利末端。因此,只对房间1和房间5的温湿度进行分析。由图5c可以看出,房间1的温度在整个测试期间始终高于18 ℃,但房间5在最冷时间段内出现短时间低于18 ℃的情况,这说明在最冷时段内机组的制热量是不足的。由于室内外的巨大温差,导致室内相对湿度都非常低,主要在5%～15%之间。

图5 测试期间室内外温湿度

2.2 制冷剂参数分析

工质运行参数能够反映实验机组的运行状态,因此在整个测试期间对工质的压力和温度进行了测量,结果如图6所示,其时间间隔为1 min。由图6可以看出:在整个测试期间,排气压力变化不大,大部分时间在1.5～2.4 MPa之间,但由于误除霜时压缩机产生的热量不能通过室外盘管及时散去,导致排气压力快速升高,如图6a中上方虚线框所示,测试期间的最大排气压力3.932 MPa就是由误除霜引起的;制热时,吸气压力和温度随着室外温度的降低明显下降,最低值均出现在1月24日07:40,分别为0.142 MPa和-33.84 ℃,此时室外温度为整个测试期间的最低值;由于吸气压力和温度在除霜和误除霜期间会明显降低,如图6a、b中下方的虚线框所示,因此在整个测试阶段它们的最低值均出现在3月3日21:49的一次除霜时,分别为0.076 MPa和-39.2 ℃。由于室外温度越低时吸气压力也越低,导致压缩机的压缩比增大,从而使排气温度升高,测试期间压缩比的最大值为8.57。但由于本文中提出的控制策略可有效降低排气温度,因此排气温度的最高值只有90.6 ℃。这说明采用本文提出的控制策略,准二级压缩多联机可以在严寒地区稳定运行。

图6 制冷剂参数的测量值

由于补气压力受吸气压力的影响较大,其变化趋势与吸气压力的基本相同。在3月20日之前,补气压力主要为0.4～1.0 MPa,此后由于吸气压力的升高,提升到了0.8～1.4 MPa。补气温度为补气的饱和温度与补气过热度之和,而补气的饱和温度由补气压力决定,因此补气温度与补气压力具有大致相同的变化趋势,也随着室外温度的降低而降低,且在制热模式时主要集中在-5～30 ℃。

2.3 供暖性能分析

测试期间实验机组的逐时制热量和室外机耗功如图7所示,制热量通过式(2)计算得到,室外机耗功由智能电表直接测量得到。整体上,两者均随着室外温度的降低而上升,它们的值分别为0.08～9.53 kW和0.012～6.350 kW。但在低温发生除霜或误除霜时,两者均会明显降低,如在1月25日07:00,由于发生了误除霜,机组的制热量和耗功只有7.02 kW和4.84 kW,与正常供热相比,它们分别降低了约2.17 kW和1.25 kW。因此,最大制热量和耗功均不是出现在最低室外温度时,而是出现在1月24日05:00,此时的室外温度为-26.47 ℃,正是由于误除霜和机组制热量在低室外温度时的衰减共同引起的。由测量的制热量和室外机耗功可得到机组的逐时COP,如图7b所示,COP的变化趋势与室外环境温度基本相同,其值为1.39～6.88。

图7 测试期间逐时制热量、耗功和COP

为了分析多联机机组的供暖品质,图8a显示了不同室外温度下建筑的理论热负荷和多联机实际制热量的分布。逐时制热量整体上与由式(4)计算得到的热负荷相匹配,在环境温度高于-20 ℃时,确定系数为0.944,说明热指标的取值是正确的。在-6 ℃以下时,有一些测量值明显低于热负荷,并且偏差随着温度的降低而逐渐增大,这主要是由误除霜引起的,少部分是由正常结除霜或制热量不足引起的。

图8 测试期间供热效果分析

(4)

式中Qhl为逐时热负荷,kW;qd为热指标,W/m2;S为建筑面积,m2;tin为室内温度,℃;to,d为供暖室外设计温度,℃。

为进一步研究不同环境温度下的供暖效果,由式(5)计算逐时制热量的偏差率,结果如图8b所示。在室外温度低于7.50 ℃时,最大负偏差率随着室外温度的升高逐渐减小,而最大正偏差率逐渐增大。最大负偏差率为-24.31%,是由误除霜引起的。此外,偏差率的平均值随着室外温度的升高逐渐增大,且都在0附近。值得注意的是,在环境温度低于-22.5 ℃时,偏差率的平均值小于0,说明此时制热量整体是不足的。由于为了满足超低温环境下建筑的供热量,严寒地区多联机机组的选型更大一些,在室外温度高于7.5 ℃时,即使在最低转速时,多联机机组的制热量仍然高于热负荷,其制热量不能再通过转速进行调节,而是通过启停调节,机组的频繁启停导致其制热量偏差率随着温度的升高而快速增大。

(5)

式中γ为制热量相对偏差率;Qh为逐时制热量,kW。

为了获得机组在整个供暖季的平均性能系数,对测试期间机组的逐日制热量和耗电量进行了拟合,结果如图9a所示。采用拟合公式和整个供暖季的室外温度测量值,可计算出该供暖季中非测试阶段实验机组的逐日制热量和耗电量,如图9b所示。并可进一步计算得到机组在整个供暖季的总制热量和耗电量,如表1所示,机组的季节能效系数(SCOP)为2.41。

表1 整个供暖季的计算结果

图9 整个供暖季机组的制热量和耗电量

2.4 超低室外温度环境下制热性能分析

测试期间,1月24日的室外温度最低,当日室外瞬时温度为-28.7～-22.2 ℃,相对湿度为46%～77%,日平均温度为-25.4 ℃,全天的测量结果如图10所示。尽管室外温度很低,室内机的送风温度大部分时间仍然在31.0 ℃以上,同时,空气在风机盘管内的温升(送回风温差)在6.6 ℃左右,如图10a所示。从05:20开始,送风温度逐渐降低,这是由于室外温度快速降低到了-27.0 ℃以下,但室外温度在-26.7 ℃以下时机组的制热量开始不足,如图10b所示;08:00以后,随着室外温度的升高,送风温度开始逐渐恢复。

图10 超低温环境下实验机组的供暖性能

除了室外低温引起的制热量不足,图10a中送风温度还经历了4次突然降低,这是由机组的误除霜引起的,每次误除霜会导致实验机组非正常供热31～34 min,包括约8 min的停止供热。因此,有误除霜发生时的逐时制热量明显低于热负荷,如图10c所示。对于第2次误除霜(06:54—07:02),同时影响了06:00和07:00的制热量,但是这2 h的制热量不足并不是完全由误除霜引起的,因为如图10b所示,即使没有误除霜,机组的制热量因为超低室外温度仍然有约0.73 kW的不足。由图10c可知,当日有5 h存在制热量不足,表2对引起制热量不足的因素进行了定量分析,5 h的总制热量不足Q2为1.47～2.09 kW。通过积分,可进一步得出由误除霜引起的制热量不足Q1和超低室外温度引起的制热量不足Q3,它们与热负荷Qhl的比值即为各因素引起的制热量不足率。由表2可知,06:00和07:00由室外低温环境引起的制热量不足率分别为6.62%和7.74%,这也是整个供暖季中由室外低温引起的最大制热量不足;误除霜引起的制热量不足率为10.04%～22.23%,远高于室外低温引起的制热量不足率,但这仍低于测试期间误除霜引起的最大制热量不足率24.31%(见2.3节)。在室外温度为-26.7 ℃时,制热量仍可达到9.5 kW,机组全天逐时COP为1.39～1.82。尽管机组存在制热量不足,但全天内房间1的温度始终高于18 ℃,而房间5的最低温度为17.0 ℃,如图10d所示。