復疊式空氣源熱泵相變蓄能除霜能耗實驗研究

(上海理工大學環境與建筑學院 上海200093)

熱泵是一種消耗部分高位能使熱量從低位熱源流向高位熱源的節能環保的供暖供冷裝置[1-2]。但空氣源熱泵在環境溫度較低且相對濕度較大的冬季運行時，制熱效果并不理想[3-6]，針對空氣源熱泵在低溫高濕環境中使用的弊端，可以采用復疊式空氣源熱泵[7-8]。與常規空氣源熱泵相同，復疊式空氣源熱泵運行過程中，當室外機表面溫度低于空氣露點時，也會出現結霜現象[9-10]。一般復疊式空氣源熱泵采用低溫級旁通除霜的方法，但當室外溫度低于某值(臨界點為-12～-9 ℃)時，熱氣旁通除霜法無法除盡蒸發器上的霜層[11-12]。鑒于以上問題，曲明璐等[13]提出了蓄能除霜的方法，以水作為蓄熱材料，研究表明，復疊式空氣源熱泵采用蓄能除霜相較于熱氣旁通除霜，除霜時間減少71.4%～77.6%，除霜能耗降低65.1%～85.2%。Dong Jiankai等[14]搭建了空氣源熱泵逆循環除霜實驗臺，研究表明，除霜所消耗的總能量有78.1%來自室內，其中59.4%用于融霜。Song Mengjie等[15]研究了空氣源熱泵除霜過程中的能量傳遞，結果表明，室內供熱總能量的80%用于除霜，超過40%的能量用于與室外空氣換熱。

盡管關于空氣源熱泵蓄能除霜的研究很多，但關于復疊式空氣源熱泵蓄能除霜能耗的研究較少。本文將研究在室外溫度為-9 ℃，相對濕度為85%，結霜量為1.5 kg的工況下，復疊式空氣源熱泵在相變蓄能除霜過程中，除霜能量的來源和能耗的分配。

1 系統原理及結構

1.1 系統工作原理

圖1所示為復疊式空氣源熱泵蓄能除霜系統原理，系統主要由高、低溫級循環及蓄熱器3部分組成。高、低溫級循環對應的工質分別為R134a和R410A。 本實驗中該系統主要運行3種模式：常規制熱模式、蓄熱制熱模式和蓄能除霜模式。系統詳細介紹見文獻[16]。

1低溫級壓縮機；2四通換向閥；3蓄熱器；4蒸發冷凝器；x5單向閥；6低溫級儲液器；7低溫級視液鏡；8低溫級干燥過濾器；9低溫級電子膨脹閥；10室外機；11低溫級氣液分離器；12高溫級壓縮機；13 室內機；14高溫級儲液器；15高溫級視液鏡；16 高溫級干燥過濾器；17高溫級電子膨脹閥；18高溫級氣液分離器；F1、F3、F5、F9球閥；F2、F4、F6、F7、F8、F10電磁閥。圖1 蓄能復疊式空氣源熱泵系統原理Fig.1 The principle of the energy storage based cascade air source heat pump(CASHP) system

該系統在常規復疊式空氣源熱泵系統中增加一個相變蓄熱器。在室內環境滿足要求的前提下，將復疊式空氣源熱泵制熱運行時低溫級的部分余熱儲存在蓄熱器內，在蓄能除霜時，蓄熱器作為低溫級的蒸發器，該熱量一部分用于低溫級除霜，另一部分用于高溫級供熱。本系統設計制熱量為8.5 kW。

1.2 蓄熱器的設計

1.2.1 相變材料的選擇

綜合考慮高低溫級運行時的蒸發溫度和冷凝溫度以及相變溫度、相變潛熱等指標，選擇 RT10為蓄熱材料。利用差示掃描量熱儀對其進行相變溫度和潛熱值的測定，RT10的主要特性參數如表1所示。

為滿足室內側供熱和室外側除霜的需要，根據文獻[14，17]估算出蓄熱器需提供的熱量為3 370 kJ，得出相變材料需16.7 kg，蓄熱器容積為21.69 L。

表1 RT10熱物理特性Tab.1 Thermophysical properties of RT10

1.2.2 蓄熱器結構

實驗中蓄熱器由翅片管式換熱器內芯和外殼體組成，如圖2所示。換熱器內芯由高溫級和低溫級兩套盤管構成,為使熱量分配均勻，高低溫級盤管分排交錯排列。換熱器內芯固定在外殼體內，外殼體和換熱器間充滿相變材料。在蓄熱器內布置了溫度測點，測量高低溫級管路和相變材料的溫度變化。

1高溫級制冷劑進口；2高溫級制冷劑出口；3低溫級制冷劑進口；4低溫級制冷劑出口。圖2 蓄熱器內換熱器結構Fig.2 The structure of heat exchanger in thermal accumulator

2 相變蓄能除霜實驗

2.1 實驗介紹

實驗在上海理工大學環建樓焓差實驗室中進行，實驗室主要由室內側、室外側和量熱室組成，被測低溫級室外機組安裝在焓差環境實驗室外側，被測高溫級室內機組安裝在焓差環境實驗室內側。

融霜水通過安置在室外機底部的集水盤收集到稱量容器中，用精度為1 g的科學電子秤稱量質量；室外機進、出口風速和相對濕度均通過風速風溫風濕變送器采集，該變送器風速測量精度為5%±0.05 m/s，相對濕度測量精度為±3%；室外機換熱銅管的壁面溫度通過精度為±0.1 ℃的T型銅-康銅熱電偶測量，熱電偶布置在每個環路的始末位置處，取銅管始末位置壁面溫度的平均值作為該環路銅管壁面的平均溫度；高低溫級吸排氣壓力均采用精度為0.1 F.S的壓力傳感器測量；高低溫級制冷劑流量采用精度為1.6%變送器測量。

2.2 實驗方法

實驗過程中，室內側模擬工況：干球溫度為(22 ±0.1)℃，相對濕度為50%±3%；室外側模擬工況：干球溫度為(-9±0.1)℃，相對濕度為85%±3%，結霜量控制為1.5 kg。實驗可分為結霜期和除霜期兩部分。設定蓄熱結束的判斷條件為：蓄熱器低溫級進出口溫差維持在1 ℃以內且蓄熱器內各溫度測點基本一致。設定除霜條件為：當累積結霜量達到設定工況結霜量時開始除霜。設定除霜結束的判斷條件為：換熱器最底層環路的出口溫度達到25 ℃且觀察到室外機表面上幾乎沒有滯留的融霜水。

2.3 實驗數據處理

2.3.1 除霜能量分配計算

室外機除霜過程中，消耗的總能量主要用于融化霜層、蒸發壁面滯留水、加熱室外換熱器盤管、與室外空氣的熱交換及加熱融化水。

1) 融化霜層的熱量Qm：

Qm=mLsf

(1)

其中：

(2)

(3)

式中：m為室外機累積總結霜量，kg；Lsf為霜的融化潛熱，334 kJ/kg；ΔM為室外機換熱器結霜量，kg；Δt為結霜總時間，s；Δτ為結霜單位間隔時間，Δτ=5 s；din和dout為低溫級蒸發器進、出口空氣含濕量，g/(kg干空氣)。

2) 蒸發壁面滯留水的熱量Qv：

Qv=mvLv

(4)

其中：

mv=m-mf

(5)

式中：mf為集水盤中收集到的化霜水質量，kg；mv為室外機壁面滯留水的質量，kg；Lv為水的汽化潛熱，2 443 kJ/kg。

3) 加熱室外換熱器盤管的熱量QMe：

QMe=cpMe(mCu+mAl)ΔTMe

(6)

其中：

(7)

式中：ΔTMe為除霜始末四路盤管的平均溫度變化，℃；mCu為室外機銅管總質量，kg；mAl為室外機鋁翅片總質量，kg；cpAl和cpCu分別為鋁翅片和鋼管的比熱，kJ/(kg·K);cpMe為銅管和鋁翅片的平均比熱, kJ/(kg·K)。

4) 與室外空氣熱交換所散失的熱量Qa：

Qa=cpaρaVa(tout-tin)

(8)

式中：cpa為空氣的定壓比熱，kJ/(kg·K)；tin和tout分別為室外機進、出口空氣溫度，℃；ρa為空氣密度，kg/m3；Va為熱壓下空氣體積流量，m3/s。

5) 加熱融化水的熱量Qr：

Qr=Q-Qm-Qv-QMe-Qa

(9)

其中：

(10)

式中：Q為除霜總熱量，kJ；q為制冷劑流量，kg/s；hin和hout分別為室外機進、出口制冷劑焓值，kJ/kg；t0為除霜總時間，s。

2.3.2 除霜能量來源計算

1) 蓄熱器向低溫級的釋熱量Ql:

(11)

式中：ql為低溫級制冷劑的質量流量，kg/s；hlin和hlout分別為蓄熱器低溫級管路進口制冷劑焓值，kJ/kg。

2) 低溫級壓縮機提供的熱量Wcom：

Wcom=Pη

(12)

式中：P為壓縮機功耗，kW,通過焓差室控制柜的功率表采集得到;η為壓縮機電效率，0.6。

3) 除霜前儲存在系統和管路上的熱量Qstore：

Qstore=Q-QL-Wcom

(13)

2.4 實驗結果分析

2.4.1 除霜過程熱量分配分析

經過上述實驗，得到除霜過程中熱量分配的結果，如表2所示:結霜量為1.527 kg，融霜水和壁面滯留水質量分別占結霜量的87.0%和13.0%。可知，霜層最后均融化成水隨著室外機環路流下，少量融霜水滯留在環路表面。

圖3所示為除霜各部分能量分配的占比。由圖3可知在總能耗分配中，用于與室外空氣熱交換和加熱室外換熱器盤管的能耗較高。主要因本實驗室外機由多環路換熱器構成，換熱器盤管與室外空氣的總傳熱面積較大，除霜過程中散失到室外空氣中和加熱換熱器管路的熱量較多。另一方面，融霜水從上層環路流下時會帶走一定熱量，同時下層環路因增加了上層環路流下的融霜水熱負荷，使除霜能耗增加。為了降低除霜能耗，可盡快排盡室外換熱器壁面融化水，如改變室外機換熱器面結構及在各層環路下放置融霜水盤等。

表2 除霜過程熱量分配Tab.2 Heat distribution in defrosting process

圖3 除霜各部分能量分配的占比Fig.3 The proportion of energy distribution in each part of defrosting

2.4.2 除霜過程熱量來源分析

除霜過程中的熱量來源如表3所示。除霜結束時，各部分熱量占比分別為45.2%、30.4%、24.4%。

圖4所示為除霜過程單位時間內熱量來源變化。由圖4可知，除霜啟動階段，壓縮機功耗迅速升高，但制冷劑流量較小，故此階段蓄熱器低溫級釋熱量及壓縮機做功提供的熱量均較小。除霜總能量主要隨制冷劑流量的增加而增加，蓄熱器低溫級釋熱量也增加，隨后功耗穩定在約1.64 kW。由于蓄熱器中的熱量同時用于高溫級供熱，因此蓄熱器提供的除霜熱量逐漸減小。之后因蓄熱器內的相變材料大部分相變成為固態，其傳熱系數遠低于液態時，故300 s后蓄熱器提供的除霜熱量處于較低水平。通過以上分析可知，除霜總熱量主要由蓄熱器低溫級釋熱量提供。

表3 除霜過程中的熱量來源Fig.3 Heat source of defrosting process

圖4 除霜過程單位時間內熱量來源變化Fig.4 Change of heat source per unit time during defrosting process

3 結論

本文針對復疊式空氣源熱泵相變蓄能除霜過程中的能量來源和能耗分配進行實驗研究。在室外側溫濕度分別為-9 ℃和85%，結霜量為1.5 kg的工況下進行實驗，并對實驗結果進行了分析與討論，得到如下結論：

1) 在除霜總能耗分配中，用于與室外空氣熱交換和加熱室外換熱器盤管的能耗較大，占比分別為38.0%和23.4%，可采取優化室外機結構、減小室外換熱器體積及使融化水盡快從室外換熱器壁面排走等措施來提高除霜效率。

2) 在除霜過程中，除霜能量主要來自蓄熱器向低溫級釋放的熱量、除霜前儲存在系統中的熱量及低溫級壓縮機做功所提供的熱量，各部分占比分別為45.2%、30.4%、24.4%。

本研究可用于指導減少除霜時間，提高除霜效率的方法，同時也為相變蓄能除霜中蓄熱器的設計提供了依據。

本文受上海市青年科技英才楊帆計劃(14YF1410000)和浙江省制冷與低溫技術重點實驗室開放基金資助項目(2016001BB)資助。(The project was supported by Shanghai Sailing Program of Shanghai Committee of Science and Technology(No.14YF1410000) and the Funded Projects of Refrigeration and Cryogenic Technology Key Laboratory in Zhejiang Province(No.2016001BB).)