不同電子膨脹閥控制方式下空氣源熱泵熱水器性能

(上海理工大學制冷與低溫工程研究所 上海 200093)

隨著人們對生活品質需求的不斷提高，熱水器需全年運行，為用戶提供熱水。因此，空氣源熱泵熱水器與傳統家用空調等熱泵循環不同，需滿足全年大范圍溫區下的良好運行。其具有運行工況范圍寬、常年制熱及冷凝溫度時變等特點；特別是當機組在較高水溫運行時，不僅效率會明顯下降，還存在壓縮機超負荷及壓縮機排氣溫度過高等方面的隱患[1-2]。

制冷系統的節流裝置有毛細管、熱力膨脹閥、電子膨脹閥等[3]。電子膨脹閥相比熱力膨脹閥具有控制偏差小、流量調節范圍更大、允許負荷變化大等優良特性[4]，十分符合空氣源熱泵熱水器對于全年廣范溫區下的系統控制要求。

目前，市場上主流的電子膨脹閥通過改變步進電機指令脈沖數，可自由調節其開口面積， 從而控制節流后制冷劑質量流量以充分利用蒸發器內傳熱面積。實際系統中，若電子膨脹閥定閥開度無反饋控制時，其節流面積固定不變，效果將類似于節流短管。此外，電子膨脹閥通過不同的反饋信號可實現制冷循環的過熱度控制、過冷度控制和壓縮機排氣過熱度(或排氣溫度)控制[5]。

李勇[6]實驗研究了小型空氣源熱泵熱水器，結果表明制熱性能系數隨電子膨脹閥開度的增大而增大，同時吸氣過熱度相應減小。李衛國等[7]進行了系統動態性能相關實驗研究，結果表明：設定較大的閥開度可在運行初期提高系統性能和制熱量，但運行至后期結果則相反。且不同閥開度控制下吸氣過熱度和系統逐時性能達某時刻后將迅速下降，并以此作為控制電子膨脹閥開度的判斷邏輯。J. M. Choi等[8]以熱泵機組在分別采用電子膨脹閥和毛細管下進行了系統分析，得出利用電子膨脹閥的反饋調節可精準控制過熱度，有效提升熱泵制熱性能系數，但對于吸氣過熱度大小對排氣溫度的影響，尤其在冬季高壓比情況下并未作出考慮。

在熱泵運行過程中追求最大制熱能力的同時也要對排氣溫度進行一定的限制。排氣溫度過高會導致潤滑油黏度降低、潤滑效果變差[9]、油膜厚度相應減小、排油率增大[10]。長時間的高排氣溫度將使潤滑油高溫碳化嚴重，內部密封結構老化，從而影響壓縮機的可靠性和壽命。為降低排氣溫度，Cao Feng等[11-13]分別對中間噴液、回氣帶液、兩相噴射等方案進行系統性能研究。與傳統活塞式壓縮機相比，滾動轉子式壓縮機在設計上減少了吸氣口閥片，可降低對液擊風險的敏感性[14]。因此，預期可通過少量回氣帶液來有效降低壓縮機出口排氣溫度。

韓磊等[15]測試了滾動轉子式壓縮機制冷機組在不同回氣帶液下的性能變化，得出通過少量回氣帶液使過熱度保持在約0 K可提升系統制冷性能，并且少量回液可降低壓縮機排氣溫度。雖然回氣帶液可有效降低排氣溫度，但此時過熱度已經消失。傳統的通過布置在蒸發器出口的感溫元件對于此時過熱度的控制方式已經無法滿足需求。同時，隨著回氣帶液量的增大，壓縮機內過多制冷劑溶于潤滑油液將降低潤滑效果并提升壓縮機排油率[9]。回氣帶液量達到一定值時，系統性能下降且壓縮機內部零件磨損加劇，可能發生液擊損壞[12]。因此，需要深入研究系統內回氣帶液量的穩定控制。

因此，本文根據空氣源熱泵熱水器運行工況多變、排氣溫度較高、回氣帶液量控制困難等因素，提出設定一種較為簡易的定排氣過熱度控制方式，通過檢測壓縮機出口排氣溫度和冷凝壓力對應的制冷劑飽和溫度之差作為電子膨脹閥的反饋調節信號，從而避免出現排氣溫度過高的情況。同時進行定閥開度與定吸氣過熱度控制實驗，對比分析3種情況下系統各階段運行狀況的機理和優劣。

1 實驗原理及方法

1.1 實驗方法

本實驗在焓差室內模擬的春季工況下完成。蒸發器空氣側進風溫濕度具體設定參數如表1所示。系統內循環水流量固定在10.5 L/min，儲熱水箱內初始水溫設定為22 ℃。開機運行后，水箱平均水溫循環加熱至55 ℃時實驗結束，停機記錄為一組實驗數據。本文為了分析不同電子膨脹閥控制方式對熱泵熱水器系統性能的影響，分別進行了以下3組實驗，且每組實驗分別在3個不同的入風溫度下進行驗證：

1) 從系統開機至結束，設定電子膨脹閥保持固定開度為24%，從而使運行后期發生回氣帶液而降低排氣溫度。

2) 調節電子膨脹閥，控制吸氣過熱度約為5 K。

3) 根據制冷劑在不同冷凝壓力下壓縮機等熵排氣過熱度調節膨脹閥，控制排氣過熱度約為10 K，以排氣過熱度為參考依據控制回氣帶液量。

為簡化圖例說明，本文圖中定義定膨脹閥開度實驗為“24%”，定吸氣過熱度實驗為“Tsuc,sh=5 K”，定排氣過熱度實驗為“Tdis,sh=10 K”。

表1 不同試驗工況下空氣側進風溫濕度

1.2 實驗裝置

圖1所示為循環加熱式空氣源熱泵熱水裝置原理。整個系統分為制冷劑回路和循環加熱水回路。兩回路之間通過逆流式套管換熱器發生間接換熱，從而實現循環加熱的目的。

圖1 實驗裝置原理

制冷劑回路中，壓縮機選用熱泵熱水器專用定頻轉子式壓縮機，適用制冷劑為R134a，其理論容積排量為18 mL/r。在壓縮機吸氣口位置前焊接一個壺型儲液器(φ70×220)，起到氣液分離作用，避免過量的液態制冷劑進入壓縮腔體內造成“液擊”損傷。回路中制冷劑循環量選用GE公司生產的RHM03型科氏力質量流量計進行測量，量程為0.05～2.5 kg/min，測量精度為±0.1%。蒸發器為管翅式換熱器并配置額定風量為530 m3/h的YWY型外轉子軸流風機。冷凝器選用TY1222型套管式換熱器。直動式電子膨脹閥由步進電機控制器進行調控，總步數為500步。

循環水回路中，儲水箱為容積100 L的外殼噴涂保溫的承壓水箱。初始水溫直接通過電加熱器調節。套管式冷凝器水回路入口前安裝浮子流量計以測得水側體積流量qv(mL/s)，測量精度±3%。循環水泵選用RS-15/6型超靜音熱水循環泵。

系統內壓縮機、水泵和風機的總功耗Wt(W)采用智能數顯功率表測得，精度等級為0.5級。系統內各溫度及壓力傳感器布點如圖1所示。采用溫度偏差為±0.15 ℃+0.002|t|(t為測量溫度，℃)的內置式鉑電阻測量冷凝器出口制冷劑溫度Tc,out、壓縮機排氣溫度Tdis、壓縮機吸氣口溫度Tsuc、冷凝器進口水溫tw,in、冷凝器出口水溫tw,out和水箱內5個測溫點溫度。采用精度為0.5%的壓力變送器測量蒸發器出口壓力pe和冷凝器出口壓力pc(kPa)。

1.3 計算公式

實驗中采集的數據均為系統的逐時運行參數，由Refprop9.0軟件計算得到蒸發溫度Te、排氣焓值hdis和閥前焓值hv，通過下式計算即可得到有關參數：

吸氣過熱度Tsuc,sh：

Tsuc,sh=Tsuc-Te

(1)

式中：Tsuc為壓縮機吸氣溫度，K；Te為蒸發壓力下的飽和蒸發溫度，K。

壓縮機排氣過熱度Tdis,sh：

Tdis,sh=Tdis-Tc

(2)

式中：Tdis為壓縮機排氣溫度，K；Tc為冷凝壓力下的飽和冷凝溫度，K。

熱泵熱水器的逐時制熱量Qh：

Qh=qm(hdis-hv)

(3)

式中：qm為制冷劑質量流量，g/s；hdis為壓縮機排氣口制冷劑焓值，kJ/kg；hv為電子膨脹閥閥前制冷劑焓值，kJ/kg。

熱泵熱水器的總制熱量Q：

Q=4.18V(tw,end-tw,set)

(4)

式中：tw,set和tw,end分別為儲熱水箱中循環水的初始水溫和終止水溫，℃；V為水箱容積，L。

由于空氣源熱泵熱水器的運行工況時變，系統運行中，制熱效率實際上是一個瞬態的概念。因此，本文對系統性能從逐時制熱效率和總制熱效率兩方面進行分析。

逐時制熱效率COP：

(5)

總制熱效率COPave：

(6)

式中：τ1、τ2分別為熱泵熱水器加熱開始和結束時的時間，s。

1.4 誤差分析

實驗誤差又稱為實驗臺的不確定度，是指由于測量儀器自身誤差的存在，導致對被測量值不能肯定的程度，即表明測試結果的可信賴程度。

測量數據即為儀器直接讀取的數據，其相對誤差ε可用儀器的絕對誤差Δx與真值x0的比值表示：

(7)

計算數據即為間接測量數據，對于間接測量數據誤差，當測量值之間相互獨立時，有：

y=f(x1,x2,…,xn)

(8)

(9)

實驗數據的分析中，需要計算的數據為制熱量和制熱效率COP。

制冷劑焓值由相應的制冷劑溫度和壓力查詢Refprop9.0軟件獲得。因此制冷劑焓值的最大相對誤差可用下式計算：

(10)

制熱量與制冷劑流量和焓值有關，則制熱量最大相對誤差為：

(11)

COP與制熱量和功耗有關，則COP最大相對誤差為：

(12)

COPave與初始水溫、初始功率、截止水溫、截止功率有關，則COPave最大相對誤差為：

(13)

計算可得，制熱量最大相對誤差為3.68%，COP最大相對誤差為4.39%，COPave最大相對誤差為3.75%，均小于5%，且最大相對誤差發生于系統運行初期。因此，實驗誤差結果處于可接受范圍內，保證了實驗結論的真實性與可靠性。

2 實驗結果及分析

2.1 控制方式對質量流量的影響

圖2所示為3種控制方式下吸氣過熱度的變化。由圖2可知，在系統運行啟動階段，各控制方法下初始過熱度均處于整個運行過程中最大值處。并且此時對應的初始制冷劑流量也相應較小，如圖3～圖5所示。

政策四：7月4日，國家市場監管總局、農業農村部、國家衛生健康委員會三部門聯合發布《關于加強食用植物油標識管理的公告》，明確提出轉基因食用植物油應當按照規定在標簽、說明書上顯著標示。對我國未批準進口用作加工原料且未批準在國內商業化種植，市場上并不存在該種轉基因作物及其加工品的，食用植物油標簽、說明書不得標注“非轉基因”字樣。

圖2 3種控制方式下吸氣過熱度的變化

這是因為，對于制冷循環，系統啟動初始階段內部制冷劑存在遷移特性。在運行十幾秒后，蒸發器內制冷劑量愈發減小，蒸發壓力逐漸達到最低值，出現低壓抽吸現象[5]。3種控制方式下吸氣過熱度皆為整個運行過程中最大點，系統內部制冷劑流量較小。因此，前期系統內冷凝器換熱量較小，將導致系統初始加熱階段瞬時COP較小。隨后，根據不同的電子膨脹閥控制方式，系統逐時制冷劑流量在系統運行的各時間段呈不同的趨勢。同時，3種控制方式在不同的入風溫度下質量流量變化規律基本一致，表明系統運行規律基本一致。為便于對比分析，簡化圖線，后續將以單一入風溫度22 ℃下進行3種控制方式的對比。

圖3 定閥開度下質量流量的變化

圖4 定過熱度控制下質量流量的變化

圖5 定排氣過熱度控制下質量流量的變化

在定閥開度實驗下，壓縮機頻率及膨脹閥節流面積固定，系統內質量流量主要受高低壓比和壓縮機吸氣口容積效率影響。因此，冷凝壓力會隨水溫的升高而不斷增大，蒸發壓力則受限于環境溫度而增長有限，因此系統內壓比處于不斷增大的過程。雖然高壓比會使壓縮機容積效率降低，減小吸氣口質量流量，但壓比對于制冷劑流量變化的影響占據更主導的地位，從而使定閥開度控制下質量流量隨壓比的增大而不斷增大。隨著質量流量的增大，定閥開度下吸氣口過熱度減小，如圖2所示，吸氣過熱度由20 K逐漸降至0 K，同時蒸發器出口逐漸轉變為兩相流。此時，制冷劑將以霧狀流的形式不斷被吸入壓縮機內部進行壓縮[5]。

由圖5和圖3可知，在水箱加熱初期，定排氣過熱度下相比定閥開度下制冷劑流量更大。到加熱中期，隨系統壓比的增大，定閥開度下質量流量反而超過定排氣過熱度下。但到加熱后期，定閥開度下制冷劑質量流量出現拐點而逐漸降低。分析可知，制冷劑流量在過熱度消失后仍不斷增大，此時距壓縮機發生回氣帶液已經持續一段時間。因此，在蒸發器出口處的制冷劑干度將不斷減小，蒸發器出口兩相流中的細微液體也將逐漸增多增大。然而，壓縮機吸氣口設有自帶的壺形氣液分離器，通過氣液分離器內產生的旋轉分離作用力，將會使一定尺寸的制冷劑液滴無法克服流阻，從而通過氣液分離器出口流進壓縮機吸氣口。因此，在吸氣口制冷劑干度降至一定程度時，兩相流中的制冷劑會在氣液分離器內損失一部分制冷劑，并不斷積存在氣液分離器底部，導致系統內循環制冷劑流量有一定程度的減小。

對于定吸氣過熱度及排氣過熱度控制時，為使系統吸氣過熱度及排氣過熱度快速達到設定值，會快速調節膨脹閥節流面積從而控制節流后制冷劑質量流量。如圖4和圖5所示，定吸氣過熱度與定排氣過熱度控制下，制冷劑流量在初期非穩定階段較大的過熱度下，會因為膨脹閥快速調節而迅速增大。當被調節參數逐漸達到設定值時，電子膨脹閥開度變化逐漸趨于穩定，且開度將趨于減小。因此，在經過初期較大流量后，制冷劑流量會慢慢減小，直至系統到達逐時穩定狀態。

隨著系統運行水箱平均溫度逐漸升高，制冷劑流量趨于穩定狀態，這是因為系統內高低壓比不斷增大，但膨脹閥的節流面積為了配合控制方式的設定目標值而不斷減小，因此，在高低壓和膨脹閥節流面積兩者的相互影響下，水箱加熱中期制冷劑流量較為穩定。加熱后期時，壓比的增大對流量影響加大，制冷劑流量在后期有上升的趨勢。

由圖4和圖5可知，在制冷劑流量穩定后的系統運行過程中，定過熱度控制下與定排氣過熱度下相比制冷劑流量較小。如圖6所示，此時相同入風溫度下定吸氣過熱度下系統排氣過熱度均大于定排氣過熱度下溫度。同時當水溫一定時，冷凝溫度主要受進口水溫及水流量的影響。因此，水箱平均溫度相同時，不同控制方式下系統冷凝溫度也可認為近似相等，此時排氣過熱度基于相同的冷凝溫度下。定排氣過熱度控制下，為了降低排氣過熱度并控制排氣過熱度穩定約為10 K，電子膨脹閥開度較定吸氣過熱度下更大，能使更多的制冷劑流入蒸發器而使蒸發器出口過熱度降至0 K。從而減小壓縮機進氣口焓值，讓制冷劑以霧狀流被卷吸入壓縮機內部，使壓縮機進入部分回氣帶液狀態。隨著壓縮機吸氣狀態轉換為兩相流，部分細小液體在進入壓縮機內部通過高溫高壓腔體與排氣口處高溫制冷劑發生熱傳導吸熱閃發，降低了壓縮機內部至排氣處溫度。

圖6 3種控制方式下系統排氣過熱度的變化

2.2 控制方式對制熱量的影響

圖7所示為3種控制方式下系統制熱量的變化。由圖7可知，定閥開度下初期階段制熱量為3種控制方式下最小值。但隨著加熱初期過熱度不斷減小，制熱量不斷增大，并在短暫時間內超過另外兩種控制方式下制熱量。原因是此時系統內吸氣過熱度接近0 K且制冷劑流量也較大。但當壓縮機吸氣口制冷劑過熱度消失時，壓縮機逐漸發生回氣帶液。隨著回氣帶液的程度不斷加劇，迅速導致制熱量發生衰減。導致定閥開度下的系統在運行后期的制熱量在3種控制方式下最小。

圖7 3種控制方式下系統制熱量的變化

通過圖7對比定吸氣過熱度控制與定排氣過熱度控制下可知，定排氣過熱度制熱量總體呈現略小于定吸氣過熱度下制熱量。雖然在系統內部定排氣過熱度控制下制冷劑流量均大于定吸氣過熱度下，但因定排氣過熱度控制下壓縮機吸氣口過熱度均處于時有時無的波動狀態，此時壓縮機吸氣口已經發生間斷性的回氣帶液。細微的制冷劑液體在壓縮機內部受熱閃發，比容增大，與吸入的部分過熱氣體混合，占據原有一部分制冷劑氣體壓縮容積。故在相同冷凝壓力下，回氣帶液將會降低壓縮機容積效率[13]。同時，排氣溫度的降低也將導致冷凝器進口的焓值降低，降低冷凝器進出口焓差。通過分析可得，焓差的減小相比于質量流量的增大影響更大，故定排氣過熱度下制熱量總體呈略低于定吸氣過熱度時的制熱量。

2.3 控制方式對功耗的影響

圖8所示為3種膨脹閥控制方式下系統功耗變化。由圖8可知，功耗隨水溫的升高而不斷增大。因為隨著循環水溫的提升，系統內冷凝壓力會隨冷凝器入口水溫的升高而升高。但在入風溫度固定不變的情況下，蒸發壓力受限于入風溫度而上升有限，系統的高低壓比隨水溫的升高而升高。本系統的功耗為風機、水泵和壓縮機功耗的總和，而高低壓比反映了壓縮機壓縮一定量制冷劑所需克服功的大小。因此，系統運行時功耗的增加與水溫的增加成正比。

圖8 3種控制方式下系統功耗變化

對于定吸氣過熱度控制與定閥開度下，在加熱初期，兩者功耗接近。定閥開度下，因質量流量不斷增大而導致的蒸發器出口過熱度減小至不斷開始回氣帶液。如圖6所示，系統排氣過熱度隨系統的運行而不斷降低。分析可得，此時壓縮機吸氣口的吸氣干度不斷下降。吸氣干度降低，壓縮機的回氣帶液量不斷增大，導致壓縮機潤滑油內所溶制冷劑液體比例增大，降低潤滑油的潤滑特性，壓縮機磨損加劇。且使高低壓間的泄漏量增大，壓縮機容積效率降低，等熵效率也降低[13]。因此，定閥開度下系統運行后期，壓縮機功耗曲線隨回氣帶液量的增大而轉折增大。

由圖8可知，在相同入風溫度時，定排氣過熱度控制下系統較定吸氣過熱度下逐時功耗更多。因在相同水溫時，通過增大閥開度而少量回氣帶液降低排氣溫度下，系統內制冷劑循環量更大，在相近的壓比下，需要壓縮更多質量的制冷劑，故功耗略有增加。

2.4 不同控制方式下系統COP的變化

綜上所述分析可得，由于系統的啟動特性導致在系統運行初期階段，各控制方式下COP先增大后減小，存在一個波峰。

在系統運行中后期，相比定排氣過熱度與定閥開度控制下，前者在系統運行期間雖因少量回氣帶液而降低了一部分制熱量，但影響較小。然而，定閥開度因其節流面積固定而無法有效調節系統性能，其制熱量遠小于定排氣過熱度控制下。如圖9所示，加熱初期，定排氣過熱度下COP遠大于定閥開度實驗，但隨著吸氣過熱度逐漸降至消失前的過程，兩者間COP的差距逐漸減小，這也與定閥開度下制熱量和質量流量的升高相吻合。隨著過熱度消失，壓縮機進入少量回氣帶液，制熱量曲線也在此時發生拐點。因此，定閥開度下逐時COP產生拐點且下降斜率隨回氣帶液量的增大而迅速增大，再次遠離定排氣過熱度下COP曲線。

在系統運行中后期，定吸氣過熱度控制下制熱量較定排氣過熱度控制下更大，且定排氣過熱度下壓縮機功耗較大。故水箱水溫逐時升高過程中，定吸氣過熱度下逐時COP將略大于定排氣過熱度。

圖9 3種控制方式下系統COP變化

表2所示為不同控制方式下各入風溫度下的COPave，并以當前入風溫度下定閥開度實驗的平均COPave為基準，對比不同控制方式下COPave優化率。

表2 不同控制方式下的COPave對比

3 結論

本文基于循環加熱式空氣源熱泵熱水實驗裝置平臺，在不同入風溫度下分別以定閥開度、定吸氣過熱度及定排氣過熱度控制方式進行系統制熱量、功耗、質量流量、排氣過熱度及系統COP的分析對比，得到如下結論：

1)定閥開度實驗下，系統逐時COP基本均低于定吸氣過熱度及定排氣過熱度控制實驗。雖然可通過設定固定的閥開度使系統在運行后期通過回氣帶液降低排氣溫度，但無法控制回氣帶液量，且對變環境工況適應性差。在系統運行后期，壓縮機回氣帶液逐漸增多，導致潤滑油性能降低并增加“液擊”風險，不利于壓縮機長久穩定運行。

2)定吸氣過熱度控制方式下，系統逐時COP在3種方式中最大。在入風溫度為22 ℃時，與定閥開度下相比，COPave提升8.1%。但排氣溫度隨水溫升高而不斷上升，運行后期其值為3種方式中最高。隨著環境溫度的降低，排氣溫度將更大，冬季惡劣工況運行時不利于壓縮機運行。

3)定排氣過熱度控制方式下，其逐時COP略低于定吸氣過熱度方式。但在入風溫度為22 ℃時與定閥開度下相比，COPave提升約4.9%。表明在R134a空氣源熱泵熱水系統少量回氣帶液下，系統COPave優化率低于定吸氣過熱度的控制方式。但排氣過熱度較定吸氣過熱度控制下平均降低約7 K，大幅降低了系統的排氣過熱度，對于加熱后期排氣溫度的降低有明顯幫助，并可避免壓縮機大量回氣帶液的風險。

本文基于空氣源熱泵惡劣工況下高排氣溫度的問題，提出并研究一種簡易的定排氣過熱度控制方式與其他兩種方法對系統各方面性能的影響，一定程度上結合了兩種控制方法的優點。但對于在兼顧排氣溫度的降低和盡量減小性能下降之間確定一個最優的排氣過熱度仍需進行大量研究。同時期望，對于系統前期排氣溫度較小時，可以設定在前期使用吸氣過熱度控制，而在運行后期排氣溫度過高時，切換為定排氣過熱度控制，以此兼顧系統性能和排氣溫度的降低。