級間噴射膨脹閥開度對雙級壓縮系統性能影響*

金 旭 蔣 爽 王樹剛

(1.東北電力大學能源與動力工程學院；2.大連理工大學建設工程學部)

目前我國北方城鎮以大中規模熱電聯產為主導熱源的供熱方式已基本形成，但仍存在因無條件接入城市熱網而采用效率低且環境污染嚴重的中小燃煤、燃油和燃氣鍋爐采暖的現象。同時，大型集中熱網供熱不僅初投資高(城市熱網建設嚴重滯后于城市化推進速度)，且存在著過量供熱、管網損失、空置房間采暖以及難以實現有效行為節能和分戶計量等問題[1]。

空氣源熱泵作為高效、節能和環保的冷熱復用設備, 不僅可與大型集中供熱系統形成優勢互補, 且非常適于我國能源結構特點和居民消費水平[2]。但空氣源熱泵在低溫運行時，將出現壓縮比增大、排氣溫度升高、制熱量衰減及制熱性能下降等問題[3，4]。針對以上問題，國內外學者提出了多種改善措施[5～9]。其中，具有噴射特征的雙級壓縮技術可有效地解決空氣源低溫適應性問題，并呈現出與空氣源熱泵較好地結合特性[10～14]。然而，目前此類系統尚處于研究試點階段，在實際運行中存在著控制程序不穩定及壓縮機燒毀等問題[15]。

筆者根據中小型空氣源熱泵系統的壓縮機研究進展[16]，搭建由兩臺R410A轉子式壓縮機構成的變容量雙級壓縮系統實驗臺，研究中間噴射過程對變容量雙級壓縮系統性能的影響，進而為完善雙級壓縮技術提出合理的系統控制策略奠定基礎。

1 實驗裝置

圖1為變容量雙級壓縮系統實驗裝置示意圖，主要由制冷劑回路、空氣/水換熱回路和乙二醇恒溫單元3部分組成。

制冷劑回路以R410A為循環工質，低壓級壓縮機選用直流變頻雙轉子壓縮機，高壓級壓縮機選用定頻轉子壓縮機，蒸發器、冷凝器和級間換熱設備均采用波紋板式換熱器，各部件的參數如下：

高壓級壓縮機

類型 定頻滾動轉子

氣缸容積 8.3cm3

低壓級壓縮機

類型 變頻雙轉子

氣缸容積 23.3cm3

電子膨脹閥

電機 四相

全開脈沖數 2 000

閥口徑 1.3mm

圖1 變容量雙級壓縮系統實驗裝置示意圖

冷凝器

高度/寬度 304.0 /124.0mm

換熱面積 0.03m2

褶皺系數/波紋角 1.183 6/0.959 9rad

片間距/片數 2.0mm /50

蒸發器

高度/寬度 304.0 /124.0mm

換熱面積 0.03m2

褶皺系數/波紋角 1.183 6/0.959 9rad

片間距/片數 2.0mm /40

中間換熱器

高度/寬度 306.0/106.0mm

換熱面積 0.025 5m2

褶皺系數/波紋角 1.183 6/0.959 9rad

片間距/片數 2.0mm /10

系統不同的低、高壓縮機輸氣量比可通過改變低壓級壓縮機頻率實現。對于中間噴射過程，噴射工質和低壓級壓縮機的排氣將在混合腔內完成混合。為了精確控制循環工質流量，中間噴射回路和主循環回路均使用全開脈沖數為2 000的電子膨脹閥進行調節。在水循環回路中有3臺標準工況換熱能力為5kW的風機盤管且并聯連接，通過風機盤管前后截止閥的開關，可選擇風機盤管運行的數量。在乙二醇循環回路中存在一個乙二醇恒溫箱，主要作用是利用電加熱來平衡由系統產生的制冷量，保持乙二醇恒溫來模擬室外環境條件。

本實驗裝置中各測點的溫度采用四芯鉑電阻進行測量，其精度為±(0.15+0.002|t|)；制冷劑的壓力采用電壓輸出型壓力傳感器測量(精度為±0.5%FS)；采用科氏質量流量計測量制冷劑質量流量(精度為±0.2%FS)；乙二醇和水的循環流量采用渦輪流量計進行測量(精度為±0.2%)；低高壓級壓縮機功耗采用智能功率測量儀進行測量，精度為±(0.4%示值+0.1%FS)；所有傳感器產生的電信號經過KEITHLEY2700型數據采集儀采集后傳送到計算機中進行處理。

基于實驗裝置實測的溫度、壓力、水流量和壓縮機輸入功率數據可以計算系統的制熱量Q和制熱性能系數COP：

Q=Cwρwqw(Tw,out-Tw,in)

(1)

(2)

式中Cw——水的比熱容，kJ/(kg·℃)；

qw——水的循環流量，m3/s；

Tw,in/Tw,out——冷凝器進/出口水的溫度，℃；

WL/WH——低/高壓壓縮機的輸入功率，kW(不包含低壓壓縮機變頻器消耗的功率)；

ρw——水的密度，kg/m3。

2 實驗結果及分析

為了展開雙級壓縮系統中間噴射過程及變容量特征的研究，筆者對不同工況條件下系統性能進行了實驗測試，具體數據見表1。

表1 測試工況實驗數據

實驗測試過程中，系統不同的低高壓機輸氣量比通過改變低壓級壓縮機頻率實現。中間噴射工況參數主要通過2#電子膨脹閥(即噴射回路電子膨脹閥)進行調節。冷凝器進出口水溫差和蒸發器進出口乙二醇溶液溫差均設定為5℃。蒸發器出口過熱度設定為2℃，并通過1#電子膨脹閥進行控制。需要指出的是，因電子膨脹閥結構特性的影響，其開度為130p時，膨脹閥剛剛開啟，故將2#電子膨脹閥為130p的測試結果近似作為無噴射工況的實驗結果。此外，實驗測試過程中，中間噴射回路中的2#電子膨脹閥開度從130p開始，逐漸增加(間隔脈沖數為10p)。其極限開度以避免高壓級壓縮機濕壓縮為原則，以中間氣體溫度等于中間壓力所對應的飽和溫度時電子膨脹閥開度作為該工況的極限開度。

2.1中間噴射過程對中間壓力的影響

圖2給出在蒸發溫度Te為-20℃，冷凝溫度Tc為40℃，高壓級壓縮機頻率fH為50Hz，低壓壓縮機頻率fL分別為30、40、50、60Hz(即低高壓機輸氣量比ε為1.67、2.22、2.78和3.34)時，中間壓力隨噴射回路膨脹閥開度的變化。

圖2 中間壓力隨噴射膨脹閥開度變化

由圖2可見，中間壓力隨噴射回路膨脹閥開度的增大而逐漸增大，且具有先顯著增大后緩慢上升的變化趨勢。這是由于隨著噴射回路膨脹閥的開度增加，噴射工質流量增加，高壓級壓縮機的循環工質流量增大。在冷凝壓力不變的條件下，根據壓縮機結構特性可知，高壓級壓縮機的吸氣工質的比容必然減少。對于本研究系統，高壓級吸氣比容減少主要是因系統級間壓力升高和高壓級壓縮機吸氣過熱減小兩方面因素。當噴射回路膨脹閥開度較小時，噴射質量流量較小，且由中間換熱結構和換熱特性可知，噴射工質的比焓較高。此時噴射過程對高壓級吸氣過熱減小的影響較小，為滿足高壓級壓縮機吸氣，中間壓力將顯著升高。當噴射回路膨脹閥開度較大時，噴射工質流量較大且比焓較低，此時噴射過程將大幅度降低高壓級壓縮機吸氣過熱，故中間壓力的變化不再顯著。

從圖2還可以看出，中間壓力隨著低壓壓縮機頻率fL(即低高壓機輸氣量比ε)的增大而升高。這是由于隨著fL的增大，低壓壓縮機和高壓壓縮機的工質循環流量均會增加，在無中間噴射過程且保持系統運行工況恒定時，根據質量守恒定律，為滿足高壓級壓縮機吸氣，中間壓力將逐漸升高。此外，隨著fL的增大，在中間壓力顯著變化區內，其隨中間噴射回路膨脹閥開度的變化率逐漸減弱。原因是隨著fL的增大，中間壓力逐漸升高，噴射回路膨脹閥前后壓差逐漸減小，在相同的膨脹閥開度下，噴射質量流量將逐漸減少。同時，隨fL的增大，低壓級壓縮機和高壓級壓縮機的工質循環流量逐漸增加，進而噴射工質占總循環工質的比例減小，即相同噴射回路膨脹閥開度的變化導致高壓級壓縮機工質循環量的變化率減小。同時，因該區域內噴射工質比焓較大，為保證高壓級壓縮機吸氣量主要通過提高中間壓力實現。

為進一步說明中間噴射過程對中間壓力的影響，圖3給出了低高壓級壓縮機頻率均為50Hz時，在不同蒸發溫度Te和冷凝溫度Tc下中間壓力隨噴射回路膨脹閥開度的變化。

a.恒定冷凝溫度Tc b.恒定蒸發溫度Te

從圖3可看出，中間壓力隨噴射回路膨脹閥開度的變化規律與圖2所示基本一致，均具有先迅速增加，后緩慢上升的變化趨勢。圖3a顯示當恒定Tc，且在相同膨脹閥開度下，中間壓力隨著Te的上升而上升；圖3b顯示當恒定Te，在相同膨脹閥開度下，中間壓力隨著Tc的上升而上升。需要指出的是，噴射回路膨脹閥開度較小時，不同Tc的中間壓力相差不大，而不同Te的中間壓力有較大的區別，。

2.2中間噴射過程對壓縮機排氣溫度的影響

圖4a給出了低壓級壓縮機排氣溫度隨噴射回路膨脹閥開度的變化。隨著膨脹閥開度的增加，低壓壓縮機的排氣溫度先迅速上升，然后幾乎保持不變。此規律是因中間壓力隨著膨脹閥開度變化所導致的。圖4b給出了高壓級壓縮機排氣溫度隨噴射回路膨脹閥開度的變化。隨著膨脹閥開度的增加，高壓壓縮機排氣溫度先逐漸下降，當低壓壓縮機排氣溫度開始緩慢變化時，高壓壓縮機排氣溫度開始迅速下降，直到接近甚至低于低壓壓縮機的排氣溫度。這是由于在噴射過程初期，中間壓力隨著噴射回路膨脹閥開度的增大具有顯著增加趨勢，這將造成高壓級壓縮機運行壓比減小，導致高壓級壓縮機排氣溫度具有略微減少的趨勢。然而，隨著噴射回路膨脹閥開度繼續增大，中間壓力將緩慢變化，此時噴射工質流量較大且比焓較低，造成高壓級壓縮機吸氣過熱顯著減小，進而導致高壓級壓縮機排氣溫度顯著降低。高壓級壓縮機排氣溫度這種迅速變化的特點，可作為噴射回路膨脹閥控制策略的參考。此外，從圖4b還可以看出，總體上高壓級壓縮機的排氣溫度始終低于80℃，此特征表明具有噴射過程的雙級壓縮技術非常有利于熱泵系統的穩定運行。

a.低壓級壓縮機 b.高壓級壓縮機

2.3相對隨噴射回路膨脹閥開度的變化

為更好地量化中間噴射過程的噴射工質，并考慮研究的通用性(即相關分析結果可適用于不同容量壓縮機構成的雙級壓縮系統)，筆者將中間噴射工質質量流量(minj，單位kg/s)與經蒸發器的工質質量循環流量(meva，單位kg/s)的比值定義為相對噴射量mrat，其表達式為：

(3)

圖5為相對噴射量隨噴射回路膨脹閥開度的變化趨勢，可以看出，相對噴射量與噴射回路膨脹閥的開度之間呈近似線性關系。根據式(3)可知，相對噴射量與噴射工質循環量和經蒸發器的工質循環量(即經低壓級壓縮機工質循環量)有關，而噴射工質循環量主要取決于膨脹閥的開度和膨脹閥兩端壓差。盡管在噴射過程初期，中間壓力發生顯著變化，但中間壓力對噴射工質質量

流量和低壓級壓縮機工質質量流量影響趨勢相同(即中間壓力升高，噴射工質質量流量和低壓級壓縮機工質質量流量均具有相對減小的趨勢)。此外，隨著噴射回路膨脹閥開度的繼續增大，中間壓力緩慢變化，此時經低壓級壓縮機的工質循環量幾乎不變，且噴射回路工質循環量僅取決于膨脹閥開度。故相對噴射量與噴射膨脹閥開度之間呈近似線性關系。從圖5還可看出，低壓級壓縮機的頻率fL越高，相對噴射量隨噴射回路膨脹閥開度的變化率越小(即在相同的噴射回路膨脹閥開度下，fL越高，相對噴射量越小)，這是因為隨著fL的增加，低壓級壓縮機的工質循環量將增大且中間壓力將升高，而噴射工質質量流量卻因中間壓力的升高而減少，最終導致相對噴射量減小。

圖5 相對噴射量隨噴射膨脹閥開度的變化

2.4中間噴射過程對系統制熱量和制熱COP的影響

圖6給出在蒸發溫度Te為-20℃，冷凝溫度Tc為40℃，高壓級壓縮機頻率fH為50Hz，低壓壓縮機頻率fL分別為30、40、50、60Hz時，系統制熱量Q和制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的變化。由圖6a可知，在不同的fL下，隨著噴射回路膨脹閥開度的增加，系統制熱量均先上升，然后有輕微下降的趨勢，且近似呈線性關系：

a.制熱量 b.制熱COP

Qmax(fL)=0.0694×fL+0.0445

(4)

通過調節fL可有效改變雙級壓縮系統的制熱量。相對于fL，中間噴射過程對系統制熱量的影響并不是很顯著。并且隨著fL增大，中間噴射過程對系統制熱量的影響逐漸減弱，系統制熱量隨噴射回路膨脹閥開度變化率逐漸減小。

如圖6b所示，系統制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的增加，具有先增大后減小的變化趨勢。同時，隨著fL的增大，噴射過程對系統制熱COP的提升作用逐漸減弱，且在上升區域內COP隨噴射回路膨脹閥開度變化率逐漸減小。此外，噴射

過程的系統最大制熱COP，隨著fL的增大將先增大后減小。該變化是由于在此蒸發和冷凝運行工況下，fL由30Hz上升為50Hz，系統中間壓力逐漸上升，低高壓級兩臺壓縮機的運行壓比逐漸趨于相等，進而系統制熱COP逐漸上升；但當fL為60Hz，中間壓力繼續升高，造成低高壓級壓縮機運行工況惡化，導致系統制熱COP下降。

圖7給出在低高壓級壓縮機頻率均為50 Hz、冷凝溫度40℃、在不同蒸發溫度Te下，制熱量和制熱COP隨著噴射回路膨脹閥開度的變化。與圖6的變化趨勢類似，制熱量和制熱COP均隨著噴射回路膨脹閥開度的增加，具有先增大而后輕微降低的變化趨勢。同時，在制熱量和制熱COP隨中間噴射過程增大區域內，Te越高，中間噴射過程的提升作用越小，且制熱量和制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的變化率越小。

a.制熱量 b.制熱COP

圖8給出在低高壓級壓縮機頻率均為50 Hz、蒸發溫度-20℃、在不同冷凝溫度Tc下，制熱量和制熱COP隨著噴射回路膨脹閥開度的變化。由圖8可知，隨著Tc的升高，具有噴射過程的系統最大制熱量和最大制熱COP均具有降低的變化趨勢。此外，Tc變化時，噴射過程產生的制熱量最大增量值幾乎不變，但隨著Tc的升高，噴射過程對制熱COP的提升作用將逐漸減弱。

3 結論

3.1中間壓力隨噴射回路膨脹閥開度的增大，具有先顯著增大后緩慢上升的變化趨勢；并且中間壓力在顯著變化區內，隨噴射回路膨脹閥開度變化率約為在緩慢變化區內變化率的6倍；同時，隨著fL的增大，在中間壓力顯著變化區內，中間壓力隨中間噴射回路膨脹閥的開度的變化率逐漸減弱。

a.制熱量 b.制熱COP

3.2噴射回路膨脹閥開度逐漸加大，低壓級壓縮機排氣溫度具有先迅速上升后保持不變的變化趨勢；而高壓級壓縮機排氣溫度具有先緩慢下降后快速降低的變化趨勢，極限時高壓機排氣溫度低于低壓機排氣溫度；在測試中，蒸發和冷凝溫度分別為-20℃和40℃時，最高排氣溫度低于80℃。

3.3系統制熱量和制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的增加，均具有先上升后輕微下降的變化趨勢。并且在制熱量和制熱COP上升區域內，隨著fL增大，中間噴射過程對系統制熱量和制熱COP提升效果逐漸減弱，系統制熱量和制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的變化率逐漸減小。

3.4隨著Te的升高，中間噴射過程對制熱量和制熱COP的提升效果逐漸減弱，且制熱量和制熱COP隨噴射回路膨脹閥開度的變化率變小；隨著Tc的升高，噴射過程產生的制熱量最大增量值幾乎不變，但噴射過程對制熱COP的提升作用逐漸減弱。

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