以R32為工質的準二級壓縮熱泵系統實驗研究

許樹學 馬國遠 趙 博 劉中良

(北京工業大學 北京 100124)

當前，市場上用于替代R22的制冷劑主要是R410A或R407C，此類制冷劑具有較好的熱物性，但其GWP值較高，從目前全球節能減排的宗旨來看，其應用也面臨著一定的威脅，2007年9月，《蒙特利爾議定書》第19次締約方會議通過了加速淘汰HCFCs的調整案，發展中國家2013年凍結在2009年～2010年的平均水平。R32以其微燃、低GWP（675）、與R410A非常相近的熱力基本參數，及價格便宜等優點而引起廣泛關注，以致被認為是最適合中國國情的下一代短期替代制冷劑[1]。

排氣溫度高是R32系統的一大問題，在熱泵工況下表現尤甚。文獻[2]提出用控制吸氣過熱度及使用特種潤滑油的方法使排氣溫度降低到適宜的范圍，但實際操作起來有些困難。準二級壓縮在改善熱泵低溫制熱性能方面起到了很好的效果。其原理是在壓縮機上（如渦旋壓縮機）開設一輔助補氣口，從系統高壓端補入一定量的制冷劑。國內外均有研究成果發表，包括補氣機組型式[3]，不同類型壓縮機的補氣特征[4]，補氣狀態（液態或氣態）對系統性能的影響等[5-6]。文獻[7]對以R410A為工質的準二級壓縮進行了實驗研究，結果發現，在環境溫度-17.8℃時，補氣較單級系統制熱量可提高30%，制熱性能系數提高20%。這里將準二級壓縮技術運用在R32系統上，著重研究R32作為熱泵工質使用時補氣對其制熱性能的影響規律。

1 實驗裝置

實驗裝置依據GB/T 21363—2008搭建。流程圖及溫度、壓力測點如圖1所示。實驗裝置由冷卻水系統、熱泵系統、冷凍水系統及數據采集系統組成。壓縮機技術參數為：吸氣容積為80cm3/r，額定輸入功率為4.55 kW，轉速2800r/min。實驗中，通過調節冷凍水內電加熱器的加熱功率來控制壓縮機吸氣溫度；通過調節主路手動節流閥開度來控制循環制冷劑流量，從而控制蒸發壓力；通過調節冷凝器冷卻水流量及進水溫度來控制冷凝壓力。

圖1 R32準二級壓縮熱泵系統實驗裝置Fig.1 Experimental setup of R32 quasi two-stage compression heat pump system

實驗中控制冷凝溫度40℃，蒸發溫度to分別為-5℃和-10℃。中間壓力的調節通過調節補氣回路中的手動節流閥來實現，實現中間壓力從最小（約0.8MPa）至最大（等于冷凝壓力）的調節。為防止補氣過程氣體的倒流，在補氣回路上設置了單向閥。

為保證實驗結果的通用性，定義相對中間壓力δ：

式中：δ—相對中間壓力，無量綱； pm—中間壓力，MPa； po—蒸發壓力，MPa； pk—冷凝壓力，MPa

2 實驗結果與討論

圖2表示制熱量Qk隨相對中間壓力δ的變化關系。由圖可知，制熱量隨δ的增加而增大。如蒸發溫度為-10℃，相對中間壓力從0.79增加到1.63時，制熱量從10.97 kW提高到11.61 kW，提高5.8%；蒸發溫度-5℃時，相對中間壓力δ從0.7增至1.52，制熱量從11.64 kW提高至13.15 kW，提高12.9%。蒸發溫度為-5℃時，單級壓縮系統制熱量為11.74 kW，準二級壓縮可比單級系統制熱量提高12%。其原因主要是因補氣帶來的排氣量的增加。

圖2 Qk隨相對中間壓力δ變化Fig.2 The variation of Qk with δ

圖3 P隨相對中間壓力δ變化Fig.3 The variation of P with δ

圖3表示輸入功率P隨相對中間壓力的變化。-5℃及-10℃，輸入功率均隨中間壓力的增加而增加，原因是壓縮機的排氣量的增加導致了壓縮機輸入功率的增加。如-5℃蒸發溫度下，補氣前、后壓縮機的輸入功率從5.89 kW變為7.11 kW，提高20.7%。

圖4 制熱COPh隨相對中間壓力δ變化Fig.4 The variation of heating COPh with δ

圖4表示制熱性能系數COPh隨相對中間壓力δ的變化關系。制熱性能系數COPh隨δ的增加而降低。這主要是隨著中間壓力的增加，雖然制熱量增大了，但同時輸入功率也增加了，且相對增加的更多。大約以δ為1.04（中間壓力為1.2MPa）為分界線，低于此值時，制熱性能系數COPh高于單級壓縮系統；高于此值時，制熱性能系數COPh低于單級壓縮系統。相對中間壓力為0.91時，制熱COPh為2.16，較單級壓縮系統（COPh為1.99）提高8.5%。

因此，相對補氣壓力的適宜值應在0.9～1.1之間比較適宜，低于此范圍，雖然系統有較高的制熱COPh，但制熱量不高；高于此值時，補氣對COPh值的改善不明顯，甚至會低于單級壓縮系統。

圖5 排氣溫度隨相對中間壓力δ變化Fig.5 The variation of discharge temperature with δ

圖5表示了排氣溫度隨δ的變化規律。在-5℃蒸發溫度時，補氣可使排氣溫度降低10℃～15℃。蒸發溫度低于-10℃時，即使在最大的中間壓力下，排氣溫度依然會上升很快而被迫停機，因此圖中缺少了蒸發溫度低于-10℃的數據。蒸發溫度-10℃時，單級壓縮系統的排氣溫度將在運行3分鐘內超過135℃，此時打開補氣回路，系統以準二級壓縮運行，確保了壓縮機的長時間安全運行，排氣溫度始終沒超過130℃。

由上面可知，在蒸發溫度高于-10℃時，R32的準二級壓縮系統對降低排氣溫度，提高制熱量并保證制熱COPh處在較高的水平具有優良的效果，因此可作為冬季制熱條件下的熱泵空調使用。

3 結論

搭建了壓縮式熱泵系統實驗臺，對以R32為工質的準二級壓縮熱泵制熱性能進行了實驗研究，結論如下：

1）冷凝溫度為40℃時，蒸發溫度在-10℃時，系統按準二級壓縮方式運行可保證機組正常工作。

2）蒸發溫度-10℃～-5℃時，準二級壓縮可使得R32機組排氣溫度降低10℃～20℃，制熱量提高12%。

3）制熱性能系數COPh隨中間壓力的增加而降低。綜合考慮制熱量及制熱COPh，相對補氣壓力取值范圍為0.9～1.1。

[1]史琳，朱明善. 家用/商用空調用R32替代R22的再分析[J]. 制冷學報, 2010, 31(2): 1-5. (Shi Lin, Zhu Mingshan. Re-analysis on using R32 to substitute for R22 in household/commercial air-conditioning [J]. Journal of Refrigeration, 2010, 31(2): 1-5.)

[2]矢島,龍三郎,吉見,等.降低R32壓縮機排氣溫度的方法[C]//第五屆中國制冷空調行業信息大會暨推進HCFCs加速淘汰國際論壇論文集.北京:中國制冷空調工業協會,2010: 166-170.

[3]Ma Guoyuan, Zhao Huixia. Experimental study of a heat pump system with flash-tank coupled with scroll compressor[J]. Energy and Buildings, 2008, 40: 697-701.

[4]許樹學，馬國遠，彭瓏. 常用制冷壓縮機的準二級壓縮循環特性分析[J]. 石油化工設備,2009, 38(4): 1-4.(Xu Shuxue, Ma Guoyuan, Peng Long. Feature study on quasi two-stage compression cycle composed by different type of refrigerant compresser[J]. Petro-Chemical Equipment, 2009, 38(4): 1-4.)

[5]Honghyun Cho, Jin Taek Chung, Yongchan Kim.Influence of liquid refrigerant injection on the performance of an inverter-driven scroll compressor[J].International Journal of Refrigeration, 2003, 26: 87-94.

[6]E L Winandy, J Lebrun. Scroll compressors using gas and liquid injection: experimental analysis and modelling[J].International Journal of Refrigeration,2002,25:1143-1156.

[7]Xudong Wang, Yunho Hwang, Reinhard Radermacher.Two-stage heat pump system with vapor-injected scroll compressor using R410A as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32: 1442-1451.