75 kW低溫型空氣能采暖熱泵熱水機組設計

劉 璐

上海海事大學

0 前言

近年來，隨著經濟的發展，消耗了大量的資源，國家的發展目標由原來的快速發展轉為可持續發展。目前，熱水器已經“入住”了全球超過70%的家庭，國家的發展帶動個人的發展，由以前的簡衣陋食到現在對生活質量的高要求，熱水作為一種生活資源需求量也越來越大，生活熱水的耗能也受到了人們廣泛的關注[1]。

目前在國內，城市居民一般使用燃氣或電熱水器，而在我國北方農村光照時間長，使用太陽能熱水器比較普遍[2]。其中，電熱水器耗能較多，不能達到合理節約能源的要求。此外，太陽能熱水器的使用有一定的條件，在光能不足的情況下不能產生熱水，只能依靠電能輔助加熱來彌補太陽能不充足的情況，從而也會造成資源浪費現象。因此，面對我國能源日益緊缺的現狀，應該加大發展節能技術的力度，推廣新型節能的產品。

空氣源熱泵熱水器是最新研發的用于供應熱水的節能設備。它以熱泵為主體，用空氣作為低溫熱源來進行供熱。由于其使用的是隨處都有、無需其他成本且環保的空氣進行換熱，因此空氣源熱泵熱水器在近幾年被迅速推廣[3]。

在北方嚴寒地區，生活熱水的供應已成為一項基本的需求。人們對于熱水的需求不再局限于洗浴，而要擴展到洗手、洗衣、地暖等整個家庭的用水。為了滿足北方寒冷地區對熱水的需求，低溫型空氣源熱泵熱水器得到發展。為了更好地提高空氣源熱泵熱水器在低溫工況下的適用范圍、改善其制熱性能，研究學者們提出了許多解決方案[5-7]。

本文針對北方寒冷地區設計空氣源熱泵熱水機組，在傳統空氣源熱泵熱水系統上進行改進。整體設計利用噴氣增焓制冷循環，實現空氣源熱泵在環境溫度為-20℃下的運行，從而實現合理經濟地利用能源。

1 低溫型空氣源熱泵熱水機組工作原理及設計工況

空氣源熱泵熱水機組是利用逆卡諾循環的工作原理，通過熱泵對制冷劑做功從而使其發生顯著相變，實現不斷地吸熱與放熱。眾所周知，空氣源熱泵性能系數COP隨環境溫度降低而下降，在-25℃環境溫度下無法工作。此次設計中，空氣源熱泵在低溫工況下的制熱性能可以在噴氣增焓系統的作用下得以更好提升，從而使空氣源熱泵在低溫環境下運行成為可能，擴展了傳統空氣源熱泵的應用范圍[8]。

空氣源熱泵在低溫環境下達到良好的運行工況，整個系統一般采用噴氣增焓系統。噴氣增焓技術類似于汽車的“渦輪增壓”，該系統以噴氣增焓的壓縮機為基礎，當壓縮機進行一次壓縮后壓力可能沒有達到系統所需的壓力，這時需要利用壓縮機所帶的輔助進氣口對處在的中間壓力制冷劑氣體吸入，使之與部分壓縮的制冷劑混合換熱，從而可以實現兩次壓縮均用一臺壓縮機[9]，并將主循環回路制冷劑的焓差進一步加大。這也是該系統可以增焓的原因。

噴氣增焓空氣源熱泵熱水器機組循環流程見圖1。制冷劑循環過程分為以下四個流程：首先，四通換向閥通過管道連接接收來自壓縮機排出的高溫高壓氣體，如果外界環境比較冷，氣體經過四通換向閥可以達到除霜的效果。其次，冷凝器位置在換向閥之后，換向閥無法改變制冷劑的狀態，進入冷凝器的制冷劑狀態和進入換向閥的制冷劑保持一致。制冷劑帶的熱量通過冷凝器傳遞到冷卻水中，使水的溫度升高。然后，在冷凝器和干燥過濾器的連接管道上裝有視液鏡，可以對制冷劑狀態有一個直觀的觀察。制冷劑中有時會帶有一些雜質存在影響整個系統，所以需要進行過濾排除。制冷劑從干燥過濾器出來，一部分到電子膨脹閥B后變為低溫低壓的氣液混合物，另一部分流經主管道，兩部分制冷劑在經濟器中相遇交換熱量。輔助回路的制冷劑氣體被升溫后被噴氣增焓壓縮機的輔助進氣口吸入，進行二次壓縮。主管道中的制冷劑通過另外一個節流部件：電子膨脹閥A降壓后流向蒸發器。最后，環境中的熱量被蒸發器中的制冷劑不斷吸收，狀態發生改變成氣體，隨后進入壓縮機被壓縮，兩者之間設有氣液分離器。由此完成了一個完整的制冷循環[10-11]。

圖1 噴氣增焓系統流程圖

與傳統的空氣源熱泵系統相比，由噴氣增焓壓縮機完成的中間補氣階段是該系統最重要的一個階段，該階段由噴氣增焓(渦旋)壓縮機及經濟器完成。因此，噴氣增焓(渦旋)壓縮機和經濟器為整個機組的兩個核心部件。

2 低溫型空氣源熱泵熱水器熱力計算

噴氣增焓系統壓焓圖見圖2。經過熱力計算可知，壓焓圖上各個點狀態參數見表1。

圖2 噴氣增焓系統實際壓焓圖

1)單位質量制熱量

2)單位質量壓縮機理論耗功

3)單位質量壓縮機實際耗功

4)壓縮機排氣質量流量

5)壓縮機吸氣質量流量

6)壓縮機吸氣體積流量

表1 各點狀態參數

7)壓縮機理論耗功

8)壓縮機實際耗功

9)單位質量制冷量10)制冷量

(11)性能系數

3 壓縮機選型計算

本次設計制熱量75 kW，應選擇中型壓縮機。此次設計系統為噴氣增焓系統，因此對壓縮機的要求很高，應選用低溫型噴氣增焓壓縮機[12]。

由熱力計算結果可知壓縮機實際耗功

壓縮機吸氣體積流量

對比各類型壓縮機性能，選擇艾默生旗下谷輪公司補氣增焓(渦旋)壓縮機，型號為ZW154KSP。壓縮機型號參數和適用范圍見表2。

表2 壓縮機參數

壓縮機測試工況：蒸發器溫度-5℃，冷凝溫度60℃，過熱度11 K，過冷度8.3 K。

EVI控制條件：排氣溫度＜115℃，經濟器過熱度6 K。

排氣溫度＞115℃，調節噴射量使排氣溫度≤115℃。

比對所選壓縮機的制熱量以及所設計的低溫型空氣源熱泵熱水機組所需制熱量，此次設計擬采用兩臺谷輪補氣增焓壓縮機。現由已知條件對壓縮機進行校核計算：

1)容積系數

式中，C—相對余隙容積，

pk—冷凝壓力，p0—蒸發壓力，

M—多變膨脹系數，

Δpk—排氣閥壓力損失。

根據相關標準取c=0.025，m=1。排氣壓力損失范圍為：(0.1-0.5)×pk，取 Δpk=0.12pk。從而計算得容積系數λv=0.368 5

2)壓力系數

式中，Δp0為吸氣閥壓損，取值為0.06p0。計算得壓力系數λp=0.019 8

3)溫度系數

由溫度系數計算公式可知：

式中，t0、tk分別表示蒸發溫度和冷凝溫度，其中：

計算得溫度系數 λt=0.819 7

4)泄漏系數

根據泄漏系數的取值范圍，取泄漏系數λf=0.98，則輸氣系數：

壓縮機的輸氣量為：

將所計算的數據與上述實際輸氣量作比較相差不大，故符合要求。

4 冷凝器設計

本設計中，選取水冷式冷凝器，制冷劑走管外，冷卻水走管內，冷卻水升溫后用于供應生活熱水。此外由于冷凝器需要產生75 kW的熱量，熱量相對較大，一般的冷凝器無法達到要求，綜合考慮選擇臥式殼管式冷凝器，見圖3。

圖3 臥式殼管式冷凝器

查閱文獻[13-15]，計算可知，在此次設計中，傳熱管選用低肋管，分為四個流程，每流程平均管數15根，有效長度為1.1 m，實際冷凝管長度1.12 m。為了保證冷凝器可以達到更好的效果，在冷凝器進出口及外殼包裹一層保溫材料。

5 冷卻空氣式蒸發器設計計算

本設計的機組是低溫型空氣源熱泵熱水機組，其主要目的是用于制熱水。運用的能源是空氣能，即在換熱器中制冷劑與空氣進行熱交換，因此選取冷卻空氣式蒸發器，由熱力計算得蒸發器所需冷負荷為30.75 kW，相對較小，所以本設計選擇表面式蒸發器。

本設計中，為了滿足機組的蒸發器的熱負荷，采用兩塊蒸發器并聯，安裝位置兩者呈V形。如圖4所示。則單個蒸發器所需達到的冷負荷為：

圖4 蒸發器V形放置示意圖

查閱文獻[13，16]計算可得，所設計的蒸發器的單管有效長度2.071 m，總共有176根傳熱管，按照常見的排列方式正三角形叉排排列，翅片常選用平直套片。蒸發器寬2.1 m，高1.1 m，實際迎風面積2.31 m。

6 制冷劑充注量的估算

在空氣源熱泵熱水器系統設計中，制冷劑充注量對整個系統的使用效果等各方面都存在影響，因此有一個最佳制冷劑充注量。系統中制冷劑的充注量不等于制冷量。充注量是指系統充注制冷劑的量，而制冷量是指系統在工作過程中，單位時間從密閉空間吸取的能量之和[17]。制冷劑的充注量會受到系統容積大小、制冷劑所處狀態及進出口空氣干度的影響。制冷劑的充注量是系統中所有部件容納制冷劑的質量總和。

式中Gt：管路中的制冷劑流量，此次設計取1.2。

查閱文獻[18]可知，為簡化計算，常采用以下經驗公式對制冷劑充注量進行估算

其中，VH表示蒸發器容積，單位為L；VK表示冷凝器容積，單位為L。

以保證機組正常運行。

7 輔助設備選型

一個完整的系統不僅僅只有蒸發器、冷凝器、壓縮機、節流機構四大部件，一些輔助設備也是必不可少的，如干燥過濾器等。輔助設備的種類有很多，它們的作用也各不相同，基本上可以分為兩大類：一是維持循環正常進行的設備裝置，如兩級壓縮的中間冷卻器等；二是用于改進系統運行的指標與條件的設備裝置，如集油器、油分散器、氨液分離器以及各種貯液器等。

7.1 經濟器選型

經濟器相當于是一個換熱器，其基本原理如同蒸發器和冷凝器的原理，制冷劑和外界環境進行換熱，從而使制冷劑得以過冷[19]。為了滿足此次設計的制熱需求，所選用的經濟器是板式換熱器。

計算選型如下：

主路出經濟器狀態：

輔路進經濟器狀態：

輔路出經濟器狀態：

經濟器中換熱量：

查閱板換選型手冊，選擇舒瑞普(SWEP)半焊式半片系列，選用GL-19 NI/PI＊型板式換熱器。其可以使用的溫度范圍為-20～150℃，最高工作壓力高達2.5 MPa。型號參數見表3。

表3 SWEP板式換熱器型號參數

7.2 風機選型

風機是將輸入的機械能轉換為動能的器件，它關系到整個系統的輸配能耗，是非常重要的部分。根據風量qv=102 50m3/h，風阻ΔPw=84.75Pa，選擇T40型軸流通風機，型號T40-2.5。風機參數見表4。

表4 風機參數

7.3 膨脹閥選型

膨脹閥是制冷循環中一個不可或缺的部件之一，一般安裝于儲液罐和蒸發器之間。膨脹閥對高溫高壓的制冷劑液體進行節流使之成為低溫低壓的制冷劑蒸汽[20]。

7.3.1 主路膨脹閥選型

由第二部分熱力學計算可知，該系統蒸發溫度為-25℃時，蒸發壓力為0.329 4MPa；冷凝溫度為50℃時，冷凝壓力為3.071 1MPa。

根據丹佛斯選型軟件，采用型號為ETS Colibri 12C-12型電子膨脹閥，滿足設計要求。型號參數見表5。

表5 主路電子膨脹閥型號參數

7.3.2 輔路膨脹閥選型

根據設計參數：所需制冷量為1.233kW，所用制冷劑為R410a。蒸發溫度T0=-10.7℃，蒸發壓力Pm=0.560 0MPa；冷凝溫度Tk=50℃，冷凝壓力Pk=3.071 1MPa。

根據丹佛斯選型軟件，采用型號為ETS 6-08型電子膨脹閥，滿足設計要求。型號參數見表6。

表6 輔路電子膨脹閥型號參數

7.4 四通換向閥選型

四通換向閥是制冷設備中不可或缺的部件之一，其工作原理是通過將制冷劑的流動通道改變，從而使制冷劑的流向改變。本設計中，四通換向閥主要起到除霜的功效。所謂機組的除霜就是讓系統進行的循環變為逆循環，不可以向室內提供熱量，僅用于除霜，且會從室內吸收部分熱量[21]。

制冷量為30.75 kW換算為13.2匹，因此選擇四通換向閥時選擇14匹的四通換向閥。

此次設計中選用的是浙江三花公司SHF-50-911D型四通換向閥。型號參數見表7。

表7 四通換向閥型號參數

7.5 干燥過濾器選型

熱泵機組內循環系統內存在著水分及雜質等，會對設備的性能和使用壽命等帶來負面作用，嚴重時可損壞壓縮機。干燥器和過濾器在熱泵部件中也是一個不容忽視的重要部件[22]。冷媒在干燥器中的安全流速為0.013～0.033 m/s之間，流速過快很容易使干燥劑變成粉狀。過濾器一般選擇與冷媒及潤滑油相容的金屬細網，過濾網臟后可拆卸用汽油清洗，洗后的金屬網可第二次使用。

根據設計參數:制熱量Qk=75 kW，蒸發溫度t0=-20℃，冷凝溫度tk=50℃，以及干燥過濾器在系統中所處的位置，選用丹佛斯公司型號為DCL/DML 032s的干燥過濾器。DCL干燥過濾器，適用于HFC和HCFC制冷劑。80%分子篩，20%活性鋁氧化物。型號參數見表8。

表8 干燥過濾器型號參數

7.6 氣液分離器選型

氣液分離器一般安裝在壓縮機進、出口處用于將氣體和液體分離開來，從而提高設備的性能。選用強度大、氣密性好的氣液分離器可以更好地提高系統的制冷能力。在選型時，氣液分離器應能容納50%系統的充灌量[23]。氣液分離器筒徑計算公式確定：

式中：D-筒體直徑(m)，qv-壓縮機理論輸氣量(m3/h)，w-氣液分離器內氣體流速，一般取1.5m/s。

筒體高度

此次設計中選用的是15匹的氣液分離器，口徑為18 mm，筒體高度399 mm，滿足設計需求。

8 空氣源熱泵熱水器的水箱設計

根據商用空氣源熱泵熱水器水箱的容量，此次設計的75 kW空氣源熱泵熱水機組可以提供給約60人洗浴，故需要設計一個可供給60人同時使用的熱水水箱。按每人每天50～60L用水量的標準設計，預設水箱容積為3 000 L[24]。水箱的進水溫度預設為6℃，出水溫度為45℃。

水吸收的熱量為：

每小時向水箱中提供的熱量為(按每天10個小時計算)：

綜合考慮到加熱時間、使用人數可能會發生變化，預留一定的富余量，取=14kW。

9 結論

本文設計的是75 kW空氣源熱泵熱水機組在低溫工況(-20℃)下的運行。整個設計完成后，結果證明噴氣增焓技術可以較好地擴展空氣源熱泵熱水器的適用范圍，對傳統空氣源熱泵熱水器系統進行改善。經過綜合分析評價后，該機組最終設計結果如下：

1)制冷劑選用R410a，該制冷劑節能環保，被廣泛地運用于空氣源熱泵熱水機組當中。由熱力計算可知，機組的性能系數(COP)可達2.04，冷凝熱負荷為30.75 kW。

2)低溫型空氣源熱泵熱水機組采用的是噴氣增焓系統，在噴氣增焓系統中經濟器和帶輔助補氣口的噴氣增焓壓縮機是其核心部件。此次設計中選用的艾默生旗下谷輪公司噴氣增焓壓縮機，型號為ZW154KSP。選用兩機并聯以滿足設計機組所需制熱量。

3)由于冷凝熱負荷為30.75 kW，相對較小，比對各類壓縮機的運行范圍，且此次設計主要是為供應熱水。因此冷凝器選擇臥式殼管式冷凝器，制冷劑在管外流動，冷卻水走管程。在整個設計中，傳熱管選用低肋管，分為四個流程，每流程平均管數15根，有效長度為1.1 m。

4)此次設計的熱水器是利用節能環保的空氣能，因此蒸發器選用表面式蒸發器，采用兩塊蒸發器并聯，按V形放置。在整個設計中，選用紫銅管作為傳熱管，并將管束按照正三角形叉排排列，總管數為176根，單管有效長度2.071 m，翅片常選用平直套片。蒸發器寬2.1 m，高1.1 m，實際迎風面積2.31 m。

5)制冷劑的充注量對于一個系統性能的影響很大，因此計算所設計系統的制冷劑充注量十分重要。通過計算可知，整個系統共需要R410a約12 kg。