補氣技術應用于高溫熱泵的實驗研究

何永寧,楊東方,曹鋒,邢子文

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

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補氣技術應用于高溫熱泵的實驗研究

何永寧,楊東方,曹鋒,邢子文

(西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

為了提高高溫熱泵運行經濟性及穩定性,優化高溫系統流程,通過在熱泵系統中設置換熱器型經濟器,實驗驗證雙螺桿壓縮機補氣技術在高溫熱泵中應用的可行性。實驗研究表明:將補氣技術應用于高溫熱泵是可行的,冷凝器出口水溫在88 ℃下通過經濟器補氣可有效增加高溫熱泵的制熱量,當相對補氣量由9.88%增加至22.61%時,系統總制熱量增加9.28 kW,改善了其制熱性能;在壓縮機補氣孔口已定條件下,存在最優補氣壓力,使該系統制熱能效比最大;經濟器的設置同時為冷凝器出口制冷劑提供較大的過冷度,保證了系統節流機構的安全運行。

補氣;經濟器;高溫熱泵

高溫熱泵可提供工業加熱級別的熱水(溫度為80～120 ℃),區別于家用及商用熱泵,其可利用的熱源及需提供的熱水溫度較高,系統具有較高的蒸發溫度及冷凝溫度。隨著冷凝溫度的升高,熱泵系統壓比增加,壓縮機功耗增加,排氣溫度升高;壓比增加引起的壓縮機容積效率降低的同時導致系統制冷劑流量降低,系統能效下降。工業用熱泵冷凝器側水路多為循環使用[1],冷凝器進水溫度較高,出口制冷劑過冷度小,通常需設定額外的冷卻水路來保證冷凝器出口制冷劑獲得足夠過冷度。補氣技術通過向運行中的壓縮機補氣,使其壓縮過程接近于兩級壓縮,可在單臺壓縮機上實現準二級壓縮。由于補入壓縮機中制冷劑的溫度低于壓縮機壓縮腔中制冷劑的溫度,等同于兩級壓縮級間冷卻過程,降低了壓縮機的排氣溫度。通過補氣增加冷凝器中制冷劑質量流量,增加熱泵系統的制熱量。

高溫熱泵存在的問題與低環境溫度下熱泵問題相似,為改善高溫熱泵在高冷凝溫度工況下的性能,通過設置換熱器型經濟器,將補氣技術應用于大容量高溫熱泵系統,研究不同補氣參數下壓縮機制熱量、能效及排氣溫度的變化,尋求增加高溫熱泵系統制熱量及能效的控制方法,對高溫熱泵系統優化設計具有重要意義。

1 補氣及高溫熱泵

壓縮機補氣技術在低溫空氣源熱泵應用中使用廣泛,對增加系統制熱量、提高系統能效及降低壓縮機排氣溫度有著積極作用。文獻[2]針對5種常用壓縮機形式,歸納了其補氣過程和系統循環特性及各自的使用范圍。文獻[3-4]闡述了補氣技術在低環境溫度加熱、高環境溫度制冷及熱泵系統中的應用,同時通過實驗對比了R410A及R32等不同制冷劑應用于補氣過程中的性能。文獻[5]驗證了在蒸發溫度為-35 ℃、冷凝溫度為40 ℃,采用R717時,制冷系統增設經濟器,制冷量增加24.1%,制冷系數提高19.5%。文獻[6]通過實測補氣雙螺桿制冷壓縮機的P-V圖,分析了不同補氣壓力下壓縮機的熱力過程特征,研究了補氣壓力對系統制冷性能及COP的影響。文獻[7]對比了采用閃蒸器、換熱器型經濟器等4種不同補氣形式對空氣源熱泵系統性能的影響。文獻[8-9]研究了中間補氣壓力對R410A熱泵系統制熱性能的影響,同時研究了補氣技術在復疊系統中的應用。

目前,關于補氣技術的研究主要集中于不同制冷劑熱泵系統低環境溫度下的制熱性能,研究多采用渦旋壓縮機補氣,帶補氣熱泵系統可滿足家用及商用供暖需求但總制熱量較小。對于排氣量較大的螺桿壓縮機,補氣技術的研究多集中于冷水機組制冷性能研究,在高溫熱泵領域研究較少。本文針對工業余熱利用場合,基于88 ℃出水高溫熱泵系統,研究了中間換熱器型經濟器補氣技術與大容量雙螺桿高溫熱泵系統結合提高系統性能的可行性。

對于高溫熱泵系統,本文采用帶補氣孔口的半封閉式雙螺桿壓縮機,為滿足大補氣量補氣過程的需求,基于壓縮機結構增大了補氣孔口面積,補氣孔口位于壓縮機轉子與機殼形成封閉容積腔后,該處處于制冷劑壓力建立初期,其值約為進氣壓力的1.1倍。采用單級單機循環滿足熱泵系統在工業加熱中應用性能穩定且操作簡單的需求,選用純質制冷劑而不是混合工質制冷劑作為熱泵工質,防止了因運行過程中制冷劑泄漏造成混合工質成分發生變化引起熱泵系統性能的惡化。冷凝器及蒸發器均采用殼管式換熱器,以滿足工業加熱需求[10],補氣路電磁閥采用針型閥調節補氣壓力,主路節流閥采用電子膨脹閥以滿足制冷劑流量自動調節。熱泵系統循環如圖1所示。

圖1 經濟器補氣高溫熱泵系統流程圖

2 補氣過程分析

冷凝器出口制冷劑質量流量(Mdis)流經經濟器被冷卻后分為兩部分:一部分制冷劑質量流量(Minj)通過補氣路節流閥節流后返回經濟器,在經濟器中吸熱蒸發后通過壓縮機上的補氣孔口補入壓縮機中;另一部分制冷劑質量流量(Msuc)通過主路電磁閥節流后進入蒸發器中蒸發吸熱,并經由吸氣管路進入壓縮機吸氣口。

補氣過程壓力(P)-焓值(h)變化如圖2所示,在經濟器中存在的熱平衡方程

Minj(h3-h6)=(Minj+Msuc)(h5-h7)

(1)

由于經濟器的設置,冷凝器出口制冷劑焓值由h5降低至h7,使得進入蒸發器的制冷劑焓值(h8)降低,通過設置換熱器型經濟器回收了冷凝器出口制冷劑熱量(h5-h7)。

熱泵系統制熱量為

Qc=(Minj+Msuc)(h4′-h5)

(2)

由于補氣過程的增加,壓縮機工作過程中制冷劑由原來的P1壓縮至P4的單一過程,改變為預壓縮(1-2)、混合(2,3-2′)、再壓縮(2′-4′)3個過程。該過程中補氣制冷劑的狀態改變了壓縮機的工作過程,使其接近于兩級壓縮,改善壓縮機工作效率的同時改變了壓縮機出口制冷劑狀態(h4′)。

壓縮機功耗為

W=Msuc(h2-h1)+(Minj+Msuc)(h4′-h2′)

(3)

系統制熱能效比為

(4)

在補氣管路節流過程中,通過補氣路節流閥,制冷劑流量與節流前后壓力及節流閥結構的關系為[11]

Minj=CDAD(2ρ7(Pc-Pinj))0.5

(5)

式中:CD為流量系數,取決于節流閥具體結構參數;AD為節流閥流通通道橫截面積,m2;ρ7為節流前制冷劑密度,kg·m-3;Pc為節流前制冷劑壓力,Pa;Pinj為節流后制冷劑壓力,Pa。

熱泵系統在確定的冷凝溫度及蒸發溫度下運行,在壓縮機補氣孔口結構及面積已定的情況下,系統制熱量、功耗及系統制熱能效(COP)隨補氣壓力的改變而改變。在經濟器補氣管路中,隨著節流閥開度的增加,補氣壓力由P6增加至P6′時,補氣節流閥流通通道橫截面積AD增大,通過補氣節流閥的制冷劑質量流量增加,由補氣管路進入壓縮機補氣口的制冷劑質量流量增加。因補氣壓力增加引起的系統參數變化如圖2中虛線所示。

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補氣壓力的變化改變了壓縮機補氣口制冷劑狀態(h3)及在壓縮機封閉容積腔內制冷劑混合后狀態(h2′),最終改變了壓縮機出口制冷劑狀態(h4′)及壓縮機功耗。

補氣壓力的不同造成相對補氣量的變化及壓縮機壓縮過程的改變,由于通過補氣過程增加了冷凝器中制冷劑質量流量,熱泵系統制熱量及壓縮機功耗隨之增加。由于制熱量及壓縮機功耗增加程度的不同,在穩定工作狀況下,存在著最優補氣壓力使系統制熱能效最高。

圖2 補氣過程的P-h圖

相對補氣量α定義為壓縮機補氣口制冷劑質量流量與吸氣口制冷劑質量流量之比,其數學表達式如下

α=Minj/Msuc=Minj/(Mdis-Minj)

(6)

為便于不同工況下補氣參數對比,文中同時引入相對補氣壓力概念。相對補氣壓力為實際補氣壓力與中間壓力Pm的比值(i),其定義如下

i=Pinj/Pm

(7)

Pm=(PcPe)1/2

(8)

式中:Pc為冷凝壓力;Pe為蒸發壓力。

3 高溫熱泵樣機及實驗

3.1 實驗臺架

針對高溫熱泵應用環境,本熱泵系統設計為提供90 ℃高溫熱水,高溫熱泵系統樣機如圖3所示,熱泵系統部件明細如表1所示,樣機數據采集點如圖4所示。

表1 高溫熱泵系統部件明細

測量經濟器板式換熱器4個進出口制冷劑壓力及溫度,獲得制冷劑的焓值(h),由式(1)計算系統相對補氣量。

圖4 樣機數據采集點

3.2 測試工況

在原油加熱實際應用工況下,當冷凝器進、出水溫度分別為82、88 ℃,蒸發器進、出水溫度分別為46、43 ℃時,測試了高溫熱泵系統性能。熱泵運行工況及補氣壓力如表2所示。由于熱泵系統中對冷凝器出口制冷劑未設置冷卻過程,在高冷凝溫度時,為保證機組安全,經濟器處于工作狀態,補氣過程持續進行。實驗過程中沒有測量未補氣狀態下熱泵系統性能。

表2 熱泵運行工況及補氣壓力調節范圍

3.3 測試設備及誤差分析

采用鉑電阻溫度傳感器(精度為±0.1 ℃)測試溫度;采用壓力傳感器(精度為±1%、量程為4 MPa)測量壓力;采用電磁流量傳感器(精度為±0.01 m3)測量水的流量;采用數字功率計(精度為±(0.1%～0.05%))測量機組功率;使用數據采集系統和顯示系統記錄數據。測試時,數據采集系統記錄數據5次為一組。

采用Kline and McClintock方法進行實驗的系統誤差分析,具體公式如下

(9)

式中:wR為系統誤差;w1,…,wn為每個獨立變量的誤差;R為x的函數。根據式(9)進行計算,可以得到相關測試的制熱量和COP的最大誤差分別為2.89%和3.12%。

4 結果與討論

4.1 相對補氣量

在實驗過程中,為限制電子膨脹閥前溫度,經濟器補氣過程持續進行,補氣壓力調整范圍為0.84～0.98 MPa,相對補氣壓力介于0.88～1.02之間。在實驗調節的補氣范圍內,隨著補氣路節流閥開度的增加,補氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,系統相對補氣量α從9.88%增加至22.61%,如圖5所示。對于給定補氣面積的補氣孔口,在一定的補氣壓力區間內,相對補氣量隨著補氣壓力的增加而增加。

圖5 相對補氣量與補氣壓力的關系曲線

圖6 系統制熱量與壓縮機功耗隨補氣壓力變化

4.2 熱泵性能

系統制熱量及功耗在不同補氣壓力下的關系如圖6所示。隨著相對補氣量的增加,參與循環的制冷劑質量增加,壓縮機與冷凝器中制冷劑質量流量增加,制熱量與壓縮機功耗隨之增加。在補氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa時,即其相對補氣量由9.88%增加至22.61%時,系統總制熱量增加9.28 kW,壓縮機功耗增加7.18 kW。由于制熱量及壓縮機功耗增加幅度的差異,系統制熱COP隨相對補氣量的變化呈現出先增加后減小的狀況,如圖7所示。以制熱COP達到最大作為最優壓力判定準則,該實驗系統最優補氣量位于0.84～0.98 MPa之間,相對補氣壓力處于0.88～0.98之間,相對補氣量處于9.88%～17.27%之間。

圖7 系統制熱能效隨補氣壓力的變化

4.3 排氣溫度

壓縮機排氣溫度及電子膨脹閥前溫度(即圖2中點7的溫度)隨補氣壓力的變化如圖8所示。在補氣壓力調節范圍內,不同補氣壓力下壓縮機排氣溫度保持基本不變。隨著補氣壓力的升高,節流閥前制冷劑溫度降低明顯,當相對補氣量由9.88%增加至22.61%時,節流閥前溫度由70 ℃降低至60 ℃,制冷劑獲得較大的過冷度,保證了電子膨脹閥的安全運行。

圖8 排氣溫度及電子膨脹閥前溫度隨補氣壓力的變化

5 結 論

將中間換熱器型經濟器引入高溫熱泵系統,研究了補氣技術對高溫熱泵系統性能的影響,結果表明:在實驗補氣工況下,隨著補氣壓力的增加,熱泵系統制熱量增加,當補氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,即其相對補氣量由9.88%增加至22.61%時,系統制熱量增加9.28 kW;在穩定工況、定補氣孔口面積時,補氣過程存在一個最優補氣壓力,使該工況系統制熱能效最大,本文中最優相對補氣壓力處于0.88～0.98之間,最優相對補氣量范圍處于9.88%～17.27%之間。高溫熱泵系統采用經濟器形式補氣最大的優勢在于使冷凝器出口獲得較大的過冷度,降低了電子膨脹閥前溫度,同時由于該部分熱量通過補氣的形式帶入熱泵系統,增加了系統的能效比,提升了高溫熱泵系統性能。

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(編輯 杜秀杰)

Experimental Investigation on Vapor Injection in High Temperature Heat Pump

HE Yongning, YANG Dongfang, CAO Feng, XING Ziwen

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

To improve heating performance and running stability of high temperature heat pump, the structure of the heat pump should be rebuilt and optimized.Setting an internal heating exchanger economizer into the heat pump system, the experiments are conducted to validate the function of vapor injection technique in twin screw high temperature heat pump system.It is indicated that vapor injection facilitates increasing the total heating capacity of the heat pump with condenser outlet water temperature of 88 ℃, and the heating capacity increases up to 9.28 kW while vapor injection ratio rises from 9.88% to 22.61%.There exists an optimal vapor injection pressure or vapor injection ratio, with which the heating COP gets the maximum in running process.The economizer also provides higher degree of supercooling for the refrigerant from the condenser to ensure working safety of the throttling structure of high temperature heat pump.

vapor injection; economizer; high temperature heat pump

2014-07-24。 作者簡介:何永寧(1988—),男,博士生;曹鋒(通信作者),男,教授,博士生導師.

時間:2015-04-21

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150421.1711.003.html

10.7652/xjtuxb201506017

TB66

A

0253-987X(2015)06-0103-06