用于補氣增焓熱泵系統的壓縮機研究

蔣建江，黃正宗，鄒寅明，王 濤

（1.浙江紅五環機械股份有限公司，浙江衢州324000；2.鄭州輕工業學院，河南鄭州450000）

1 引言

制冷技術是為適應人們對低于環境溫度條件的需要而產生發展起來的；與制冷的定義相似，從環境中吸取熱量，并將其轉移給高于環境溫度的加熱對象的過程，稱為熱泵供熱。熱泵循環與制冷循環的形式相同，而循環的目的不同[1]。不斷的提高制冷（熱）系統的能效，滿足人們的生活、生產需要，是制冷（熱）行業發展的永恒主題。隨著人們對采暖供熱的需求也不斷提升以及環境保護意識的增強，促進了空氣源熱泵的研究發展[2]。補氣增焓技術就是在這樣的背景下，為了保證熱泵系統在低環境下的供熱量而推廣起來的一項新技術。

補氣增焓技術又被稱為帶經濟器制冷系統技術、中間補氣技術或者氣態制冷劑噴射技術（Gas Refrigerant Injection）。該技術最早被應用于螺桿式制冷機組，即帶經濟器制冷系統技術，其主要作用是增加在低蒸發溫度下的系統制冷量[3-4]。隨著人們對于制冷（熱）系統能效追求的提高，以及空氣源熱泵制熱量的需求的增加[5-6]，補氣增焓技術被應用于渦旋壓縮機和滾動轉子壓縮機，其實施方法也靈活多變。當前，補氣增焓技術被廣泛的應用于空氣源熱泵領域，其主要目的是為了增加熱泵系統的制熱量[7-8]。

本文從系統熱力學分析、壓縮機補氣孔口的開設方法兩個方面介紹了補氣增焓系統。

2 補氣增焓系統

目前廣泛采用的補氣增焓系統主要包括，閃發器系統和過冷器系統[2]。2種系統的主要區別在于，閃發器系統補入壓縮機的制冷劑更接近于飽和狀態，而過冷器系統補入壓縮機的制冷劑往往處于過熱狀態。

2.1 熱力學分析

熱力學分析的主要目的是從理論上分析系統的節能潛力與合理性。人們對補氣增焓系統進行了大量的熱力學分析[9]，如圖1所示，補氣增焓系統中壓縮機的流量包括流過蒸發器的流量和補氣的流量，因此增加增加了壓縮機質量流量，從而增加了制熱量，同時壓縮機的排氣溫度由1′點變為了1點，補氣增焓系統降低了壓縮機排氣溫度。

但是，補氣增焓系統不一定能夠增加系統的COP，這是因為根據制冷劑的物性，補氣增焓系統增加的制熱量與增加的壓縮機的功率之比，不一定大于單級循環的COP。何永寧[10]指出由于制熱量及被應用于渦旋壓縮機和滾動轉子壓縮機。其實施方法也靈活多變。當前，補氣增焓技術被廣泛的應用于空氣源熱泵領域，其主要目的是為了增加熱泵系統的制熱量[7，8]。

圖1 補氣增焓系統的壓焓圖

本文從系統熱力學分析、壓縮機補氣孔口的開設方法2個方面介紹了補氣增焓系統。

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。

2.2 最優補氣壓力的確定

雖然在一些極端工況下，人們以增加制熱量為目標，中間壓力在不超越極限的情況下，越大越好；但是，在多數工況下，人們依然以追求更高的COP為目標。根據對補氣增焓系統的節能分析，補氣增焓系統存在最佳的補氣壓力。

趙會霞[11]建立了帶有閃發器的補氣增焓系統的數學模型，并通過迭代求解獲得了平衡補氣壓力。并運用該模型獲得了補氣增焓系統與單級壓縮系統最佳切換區域。

馬國遠[12]指出補氣增焓系統的制熱量隨相對補氣壓力幾乎呈線性增長的趨勢，這是因為在其它條件不變時，補氣壓力變大意味著補氣量的增加，計算結果表明增大補氣量始終都能使制熱量增加。這是因為增大補氣量不僅使冷凝器中制冷劑流量增加，而且也使壓縮機的功率消耗增加，這二者均能增大冷凝器的熱負荷，相應地機組制熱量也就增加了。

何永寧[10]指出在穩定工況、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，其研究結果表明，最優相對補氣壓力處于0.88~0.98之間。

3 壓縮機補氣孔口的設計研究

補氣增焓技術對壓縮機的要求主要是將蒸汽制冷劑噴射到壓縮機的中間位置。該技術對于壓縮機的影響主要為[13]：

（1）在惡劣工況（蒸發溫度低于0℃的熱泵和冷凝溫度高于35℃的空調）下，能夠顯著提高壓縮機的排量，這為冷/熱環境氣候提供了一種增加熱/冷量的方法。其結果是，補氣增焓系統的設計點可以被擴展。

（2）通過控制補氣量可以改變系統的制冷（熱）量，通過避免壓縮機的間歇運行，可以節省一定的能量。

（3）補氣增焓循環的壓縮機排氣溫度低于常規單級循環的壓縮機排放溫度。從而提高了壓縮機的工作范圍，保證了壓縮機的可靠性。

3.1 渦旋壓縮機補氣孔口的開設

由于渦旋壓縮機廣泛的應用于中小型的中央空調和空氣源熱泵，人們對渦旋式壓縮機補氣過程的研究較為充分。

渦旋壓縮機補氣孔口的開設位置首先遵守容積式壓縮機補氣孔口設計的3條基本原則，此外仍需增加以下4條[14]，如圖2所示：

（1）補氣孔口設置于吸氣過程完成之后，排氣過程開始之前；

（2）為了增加補氣時間，補氣孔口一般設置在吸氣過程完成的時刻；

（3）孔口的直徑應當小于渦旋齒寬，以免氣流通過補氣孔口從壓縮腔向吸氣腔泄漏；

（4）應當保證2個對稱的壓縮腔的補氣過程同時進行，避免渦旋盤受力不均勻。

Wang等[15]通過實驗的方法測取了渦旋壓縮機的補氣過程，結果表明：渦旋壓縮機的補氣過程影響了大部分內部壓縮過程，是一個長期的時變過程，而不是一個瞬時的過程。并且指出補氣可以大大提高系統性能，對某一指定的渦旋壓縮機有最佳的補氣壓力。

Park等[16]將補氣過程可以看作是一個具有等熵假設的噴嘴中的一維可壓縮流動。該模型在此后得到廣泛的應用。

Jung等[17-19]建立了非對稱渦旋壓縮機補氣過程的數學模型，并采用該模型研究了單補氣孔口和雙補氣孔口對非對稱渦旋壓縮機補氣效率的影響。研究表明，相對于對稱渦旋壓縮機，非對稱渦旋壓縮機的補氣量較小，影響了補氣增焓系統的能效，并據此提出了雙補氣孔口的設計思路。

Tello-Oquendo等[20]提出了一種補氣增焓渦旋壓縮機（SCVI）的表征方法。SCVI的特征在于改進的量熱試驗臺，它能夠獨立地控制中間壓力和注入過熱?；诒碚鹘Y果，通過線性表達式將噴射質量流量與中間壓力相關聯，并提出改進的AHRI多項式來估計壓縮機功率輸入。在一個簡單的模型中使用相關來預測SCVI安裝在熱泵原型中的省煤器的中間條件。在所有情況下，蒸發器質量流量、噴射質量流量、中間壓力和壓縮機功率輸入的偏差均小于5%。所提出的方法允許在很寬的操作條件下評估SCVI，僅依賴于壓縮機特性，并且完全獨立于其安裝的系統。

在工程實踐中，復雜的計算公式并不適用，人們更傾向于采用簡單明了的關聯式能夠表征各參數之間的關系。Navarro等[21]提出了一個簡單的相關性，以估計作為外部條件和中間壓力的函數的中間質量流率，并且它能夠將實驗結果與高精度關聯。用其它壓縮機的目錄數據測試了相關性，3個參數中的2個保持大致相同。Dardenne等[22]提出了一個帶有補氣增焓的變速渦旋壓縮機的半經驗模型，并通過一組63個實驗數據進行了驗證，壓縮機的電功率、制冷劑溫度、壓氣機排氣量與實驗值的偏差在±5%、±10%以及±5℃。

圖2 渦旋壓縮機的補氣口位置

圖3 滾動轉子壓縮機的補氣口

3.2 滾動轉子壓縮機補氣孔口的開設

隨著補氣增焓技術在渦旋壓縮機上廣泛應用，人們很自然的將該技術應用于滾動轉子壓縮機。根據相關的文獻，滾動轉子壓縮機補氣孔口的布置方法主要有3種形式。

（1）補氣舌簧閥結構[8]，如圖3所示。

賈慶磊等[8]指出在室外溫度高于-15℃時，補氣增焓壓縮機與單級壓縮系統相比，其制熱量增加幅度均大于12%，并隨著室外溫度的降低增加幅度逐漸增大;單缸系統的制熱量與COP均大于雙缸系統，其提升幅度的平均值分別為2.29%、1.94%。

（2）滑片補氣結構

清華大學的Liu等[24]與格力公司一起開發了在滑片上對滾動轉子壓縮機補氣的新結構，如圖4所示，其中舌簧閥是其關鍵部件。該結構克服傳統的補氣結構引起回流的缺陷，同時增加了補氣口面積。與傳統的補氣結構相比，這個新結構可使壓縮機的制熱能力和COP分別提高23.1%~48.9%和3.2%~8%。

（3）端板補氣結構[25]

對于端板補氣結構，并非氣缸內的任何位置都滿足3條基本原則，如圖5所示的補氣口，補氣口在壓縮機工作過程中與吸氣口相連通，由于補氣壓力高于吸氣壓力，補入的氣體將回流到吸氣管中，這將大大減少注入的制冷劑質量并最終削弱性能改善。因此，這種類型的端板氣體注入將不被考慮在未來的研究中。

事實上，端板有一區域是滿足3條基本原則的，從而避免補氣回流到吸入管中，如圖6中所示的補氣孔口。在吸入結束之前，補氣孔口將被滾動活塞覆蓋，以避免回流到吸入管。壓縮開始后，補氣口與壓縮腔連通。之后，補氣口被滾動活塞所覆蓋，在某一固定的旋轉角度停止補氣。該補氣停止角度取決于設計工況。在該設計工況下，當滾動活塞旋轉到該角度時，壓縮腔中的壓力正好等于補氣壓力。

圖4 滾動轉子壓縮機滑片補氣結構

圖5 滾動轉子壓縮機不合理的端板補氣結構

圖6 滾動轉子壓縮機合理的端板補氣結構

3.3 兩級壓縮中間補氣

隨著對補氣增焓系統本質的深入理解，人們逐漸開始將雙級壓縮與補氣增焓系統結合起來，從而出現了雙級壓縮機中間補氣系統。Jiang等[26]分析了6種類型的雙級壓縮機循環。結果表明，過冷器過冷系數是除了冷凝溫度和蒸發溫度之外影響最佳中間壓力的一個關鍵因素。

Yan等[23]采用一種新設計的雙旋轉式變速壓縮機，以提高低溫工況下熱泵空調器（HPAC）的性能。研究結果表明，通過優化中間壓力可以實現補氣增焓循環的最大供熱能力和系統COP；提高壓縮機的頻率可以有效地提高加熱能力，但COP降低。通過對比補氣和不補氣循環系統性能表明，新設計的壓縮機可以改善熱泵空調器在低環境溫度下的加熱性能，系統的加熱能力提高了5.6%～14.4%，COP提高了3.5%。在高環境溫度下，與普通制冷循環相比，補氣增焓系統的COP較低。

Tello-Oquendo等[27]介紹了渦旋壓縮機（SCVI）和雙級往復壓縮機（TSRC）在極端條件下運行的對比研究。結果表明：SCVI在壓力比低于7.5是較TSRC具有更好的效率和COP。該壓縮機可用于在中等溫度條件下工作的空調系統和熱泵。對于較高的壓力比，TSRC具有更好的效率。這種壓縮機更適用于在惡劣氣候和低溫冷凍系統（低于-20℃）下運行的衛生熱水系統。

事實上，被認為具有巨大前景的CO2熱泵，多是采用這種形式。

Pitarch等[28]從理論上分析了兩級壓縮中間補氣的跨臨界二氧化碳熱泵循環。指出該循環相對于亞臨界制冷循環的R134a和單級CO2循環，COP整體提高15%。

雙級壓縮循環中，低壓級和高壓級的容積比是一個關鍵的參數。Baek等[29]指出高壓級與低壓級的氣缸容積比可以調節雙回轉式壓縮機中的中間壓力，從而直接改變補氣流量。并通過實驗測試得，在雙級壓縮循環中，為了達到最大的COP，最佳的氣缸容積比應為0.7。

4 結論

補氣增焓技術保證了空氣源熱泵在低環境溫度下的系統性能，因此得到了廣泛的使用，本文重點從補氣增焓系統的最佳的補氣壓力和壓縮機補氣孔口2個方面綜述了其間相關的關鍵技術。

為了保證補氣過程的順利實施，壓縮機補氣孔口的設計是補氣增焓系統的關鍵步驟，補氣孔口的位置直接決定了系統補氣壓力的控制策略。根據筆者的總結研究，補氣孔口的開設需要滿足以下3個基本原則：

（1）補氣過程中，補氣口應與壓縮腔連通；

（2）補氣口不能與吸氣口連通；

（3）壓縮腔壓力高于補氣壓力時，應當截斷補氣口與壓縮腔。