補(bǔ)氣增焓準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器熱力學(xué)分析

曾智，劉向龍，李小華，王艷，李文菁，曾麗萍

（1-湖南工程學(xué)院建工學(xué)院（北院），湖南湘潭 411104；2-湖南省綠色低碳建筑節(jié)能與材料技術(shù)工程中心，湖南湘潭 411104）

0 引言

常規(guī)的空氣源熱泵在濕冷地區(qū)運(yùn)行時會遇到結(jié)霜問題以及低溫環(huán)境下制熱效率急劇下降的問題[1-4]。因此，許多研究者在冬季濕冷地區(qū)關(guān)于如何提高熱泵效率[5-6]和實際應(yīng)用方面[7-8]做了很多工作。為了解決空氣源熱泵在寒冷地區(qū)也能夠高效運(yùn)行，20 世紀(jì)80年代NOBUKATSU[9]提出帶閃發(fā)器的渦旋式壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)其在低溫工況下運(yùn)行時，制熱性能比普通渦旋式壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)可提高15%左右。HEO 等[10]搭建了帶閃蒸器的補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵實驗臺，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)制熱量與壓縮機(jī)頻率和環(huán)境溫度相關(guān)。WANG 等[11]通過實驗對以R410A 為工質(zhì)的補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵和普通熱泵進(jìn)行性能比較，研究發(fā)現(xiàn)在-17.8 ℃環(huán)境溫度下，使用R410A 的補(bǔ)氣增焓熱泵比普通熱泵制熱量提高30%，性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）提高20%。ROH 等[12]提出了一種中間補(bǔ)氣直接噴入儲液器的經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣增焓熱泵系統(tǒng)，通過實驗研究分析了其與傳統(tǒng)的中間補(bǔ)氣噴入壓縮機(jī)的補(bǔ)氣增焓熱泵系統(tǒng)的性能對比，研究表明中間補(bǔ)氣噴入儲液器的補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)可以降低壓縮機(jī)的排氣溫度。

綜上所述，補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)能夠很好地提高空氣源熱泵的COP，但關(guān)于在補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上再進(jìn)行調(diào)試系統(tǒng)性能研究很少。對補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行調(diào)節(jié)往往需要對系統(tǒng)進(jìn)行熱力學(xué)分析，有許多學(xué)者進(jìn)行了補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)的熱力學(xué)分析的研究。李曉雁[13]建立了補(bǔ)氣過程的剛性容器絕熱理論模型，對低環(huán)境溫度空氣源熱泵機(jī)組加上中間補(bǔ)氣技術(shù)后再進(jìn)行能效計算。MA 等[14]對帶有補(bǔ)氣口的渦旋壓縮機(jī)的壓縮過程建立了熱力學(xué)模型，計算結(jié)果表明該系統(tǒng)的可運(yùn)行工況范圍更大。沈九兵等[15]對4 種壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣的經(jīng)濟(jì)器熱泵循環(huán)方式進(jìn)行比較分析后，提出了兩級節(jié)流經(jīng)濟(jì)器循環(huán)的改進(jìn)方案，并建立通用的系統(tǒng)模擬數(shù)學(xué)模型。王寧等[16]對熱泵系統(tǒng)分別建立了中間補(bǔ)氣和吸氣補(bǔ)氣兩種熱力學(xué)模型，并模擬研究了系統(tǒng)的性能。WANG 等[17]通過數(shù)學(xué)模型建立了仿真模型，并對以R22、R290 和R23 為工質(zhì)的補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)進(jìn)行了性能評估。GUO 等[18]建立了空氣源熱泵熱水器的實驗裝置并進(jìn)行了測試，在仿真模型的基礎(chǔ)上，基于定時控制和恒溫控制模式得到系統(tǒng)的最佳啟動時間和設(shè)定水溫。YU 等[19]通過調(diào)節(jié)電子膨脹閥的開度來調(diào)節(jié)制冷劑量，并找出在冬季R22 和R417A空氣源熱泵系統(tǒng)的最佳開度。ZHENG 等[20]提出了一種利用串級冷凝器液化分離出的蒸氣注入壓縮機(jī)的補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)，在建立數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上研究了系統(tǒng)的性能。金旭等[21]基于熱力學(xué)理論循環(huán)，構(gòu)建了雙級壓縮系統(tǒng)中間壓力與系統(tǒng)變工況參數(shù)間的關(guān)系式。研究發(fā)現(xiàn)中間壓力隨蒸發(fā)壓力、冷凝壓力、輸氣量比和噴射量的增大均會增大。

迄今為止，現(xiàn)有研究主要側(cè)重于建立數(shù)學(xué)或仿真模型來預(yù)測空氣源熱泵熱水器的性能，有關(guān)補(bǔ)氣壓比與系統(tǒng)COP 之間關(guān)系的研究較少。因此本文通過實驗結(jié)果進(jìn)行熱力學(xué)分析，通過改變補(bǔ)氣壓比研究其對系統(tǒng)性能的影響。

1 準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵熱水器熱力學(xué)特性分析

對于現(xiàn)有的準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣方式而言，一般采用渦旋式壓縮機(jī)，將壓縮機(jī)的進(jìn)氣口設(shè)置為兩個，在固定渦旋盤上設(shè)置第二個吸氣口，連接中間補(bǔ)氣管，另一個為壓縮機(jī)的吸入口。本文通過改變補(bǔ)氣壓比，研究了系統(tǒng)補(bǔ)氣壓比對熱泵系統(tǒng)制熱量和COP 的影響。

1.1 準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)

在本研究中，準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)由壓縮機(jī)、氣液分離器、水側(cè)熱交換器、儲液器、干燥過濾器、電子膨脹閥、閃蒸器和蒸發(fā)器等組成，系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵熱水器系統(tǒng)原理

本文采用閃蒸器前節(jié)流的補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)，從水側(cè)換熱器冷凝之后的質(zhì)量流量為m+i的液體經(jīng)過節(jié)流裝置膨脹閥第一次節(jié)流后進(jìn)入閃蒸器，在閃蒸器中制冷劑分成兩部分：1）主回路部分，質(zhì)量流量為m的飽和液體，再經(jīng)第二次節(jié)流裝置膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器中吸熱，最后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口；2）補(bǔ)氣回路部分，質(zhì)量流量為i的某一壓力下的飽和蒸氣，經(jīng)過截止閥后被壓縮機(jī)補(bǔ)氣口吸入，與主回路部分的氣體混合后進(jìn)行壓縮。

圖2是圖1的p-h圖。圖2中，壓縮過程1-2和2′-3 均為等熵壓縮；2′是閃蒸器中的閃發(fā)蒸氣與主回路中的制冷劑氣體混合狀態(tài)點；3-4 表示在水側(cè)換熱器中的制熱過程，4-4'為制冷劑液體通過第一次節(jié)流裝置的絕熱膨脹過程。工作流體在4'點（閃蒸器中）被分為兩部分：一部分經(jīng)過閃蒸器后進(jìn)行第二次膨脹閥降壓到5'點，最后通過蒸發(fā)器到達(dá)5點最后進(jìn)入壓縮機(jī)吸入端1 點；另一部分為閃蒸器的上方蒸氣，其直接進(jìn)入壓縮機(jī)的輔助吸入口6 點進(jìn)行補(bǔ)氣。

圖2 補(bǔ)氣增焓準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)工作循環(huán)壓焓圖

1.2 準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵循環(huán)特性分析

對于準(zhǔn)二次壓縮補(bǔ)氣增焓空氣源熱泵，補(bǔ)氣壓比對系統(tǒng)COP 和制熱量的影響較大。本文提出了補(bǔ)氣壓比β1，用來表示補(bǔ)氣壓力、冷凝壓力和蒸發(fā)壓力之間的關(guān)系。

補(bǔ)氣壓比β1可定義為：

式中，p2為補(bǔ)氣壓力，kPa；p1為蒸發(fā)壓力，kPa；p3為冷凝壓力，kPa。

對于準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵熱水器的熱力學(xué)分析計算，作如下假定：1）忽略制冷劑流動壓力損失；2）通過補(bǔ)氣口進(jìn)入壓縮機(jī)的均為飽和制冷劑蒸氣[12]；3）因為補(bǔ)氣時間極短，一邊補(bǔ)氣一邊壓縮的過程簡化為等容混合、絕熱增壓過程[15]。

1.2.1 壓縮功的確定

1）預(yù)壓縮過程

根據(jù)文中假設(shè)，可知壓縮過程為等容混合、絕熱增壓，則壓縮功為：

式中，k為制冷劑等熵指數(shù)，R22 取1.19；R為制冷劑氣體常數(shù)，R22 取96.16×10-3；w1-2為狀態(tài)點1-2 的壓縮功；p1、p2分別為蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，kPa；T1為壓縮機(jī)吸氣溫度，K。2）補(bǔ)氣-壓縮過程壓縮功

在閃蒸器中的熱平衡方程為：

式中，i為補(bǔ)氣回路質(zhì)量流量，kg/s；m為主回路質(zhì)量流量，kg/s；a為相對補(bǔ)氣量；h4、h5和h6分別為圖2中點4、點5 和點6 焓值，kJ/kg。

在壓焓圖中找點的焓值，通過公式擬合發(fā)現(xiàn)，R22 飽和氣體焓值與壓力滿足式(4)：

R22 飽和液體焓值與壓力滿足式(5)：

兩相區(qū)焓值計算：

式中，x為干度；p2為中間壓力，kPa。

根據(jù)質(zhì)量守恒，能量守恒以及非穩(wěn)態(tài)熱力系統(tǒng)的氣體微分方程，積分得到2-2′壓縮功，并將式(3)～式(6)代入得到式(7)：

3）補(bǔ)氣后壓縮過程壓縮功

式中，a為相對補(bǔ)氣量；k為制冷劑等熵指數(shù)，取1.19；R為制冷劑氣體常數(shù)，R22 取96.16×10-3；w2′-3為圖2中狀態(tài)點2′-3 的壓縮功；p2′和p3分別為圖2中點2′和點3 的制冷劑壓力，kPa；T2和T6分別為圖2中狀態(tài)點2 和點6 的溫度，K；v2和v2′分別為圖2中點2 和點2′的制冷劑比容，m3/kg。4）系統(tǒng)總壓縮功

在工質(zhì)混合過程中壓力值變化不明顯，故視為等壓過程，即可忽略w2-2′。將式(2)、式(7)和式(8)代入式(9)得：

將式(3)～式(6)代入式(10)得到系統(tǒng)總壓縮功。

1.2.2 制熱量的確定

在壓焓圖可得制熱量為：

由于4 到4′為絕熱膨脹，因此：

根據(jù)假設(shè)和補(bǔ)氣過程的能量平衡方程可知2′焓值為：

補(bǔ)氣-壓縮過程中壓力變化不明顯，可忽略w2-2′：

式中，β1為補(bǔ)氣壓比。

1.2.3 COP 的確定

COP 可通過式(10)和式(15)計算：

式中，ηR為熱泵效率，取0.8。

2 結(jié)果分析

本文根據(jù)圖3所示的實驗測試過程，對某廠家的準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)進(jìn)行了測試，其壓縮機(jī)為全封閉渦旋式壓縮機(jī)，測試的準(zhǔn)二級壓縮的空氣源熱泵熱水器基本參數(shù)如表1所示。

表1 測試機(jī)型參數(shù)

2.1 測試工況及測試數(shù)據(jù)

本文對此空氣源熱泵測試了3 種工況，具體情況表2所示。

表2 測試工況表

本次實驗?zāi)康氖菧y試該機(jī)組在南方地區(qū)濕冷氣候條件下的系統(tǒng)性能。工況1 是在普通條件下測試空氣源熱泵在冷濕地區(qū)的性能；工況2 是測試容易出現(xiàn)空氣源熱泵結(jié)霜情況的性能；工況3 是在極端條件下測試空氣源熱泵在濕冷地區(qū)的性能。

2.2 計算結(jié)果分析

在室外干球溫度為-10、2 和20 ℃工況下，通過改變補(bǔ)氣壓比分析系統(tǒng)制熱量與COP 的變化，如圖3所示。

由圖3可知，隨著β1的增加，系統(tǒng)的制熱量均呈現(xiàn)先增加后下降的現(xiàn)象，且最大值出現(xiàn)在補(bǔ)氣壓比β1為0.2 時。產(chǎn)生這種變化規(guī)律的主要原因為，隨著β1的升高，壓縮機(jī)的壓縮中間腔補(bǔ)氣量增加，使系統(tǒng)增加了排氣量，降低了排氣溫度，故系統(tǒng)制熱量隨補(bǔ)氣壓力的增加而增加；當(dāng)β1繼續(xù)升高時，閃蒸器內(nèi)氣液分離狀況變差，使得一定量的制冷劑液體進(jìn)入壓縮機(jī)中間混合腔體，導(dǎo)致冷凝器進(jìn)出口制冷劑焓差降低，從而影響制熱能力的進(jìn)一步提升，甚至導(dǎo)致制熱量下降。此外，系統(tǒng)的COP 也出現(xiàn)先增加后減少的趨勢，主要原因是隨著β1的升高，中間補(bǔ)氣量逐漸增加，主回路制冷劑流量減小導(dǎo)致壓縮功減小，而在這段時間內(nèi)制熱量增加，因此系統(tǒng)COP 增加；但隨著β1的繼續(xù)升高導(dǎo)致氣液分離狀況變差，制熱量減小而系統(tǒng)功耗呈現(xiàn)出增加的趨勢，系統(tǒng)COP 開始減?。划?dāng)β1為0.2 時，無論系統(tǒng)在室外溫度-10 ℃、2 ℃，還是20 ℃運(yùn)行時，其COP 均出現(xiàn)最大值，且當(dāng)環(huán)境溫度在-10 ℃或2 ℃時，系統(tǒng)COP 不僅是最大值且制熱量也為最大值。通過上述分析可知，當(dāng)補(bǔ)氣壓比為0.2 時，系統(tǒng)運(yùn)行性能最佳。

圖3 不同室外干球溫度下β1 與COP 和制熱量之間的關(guān)系

通過在本系統(tǒng)中每30 min 測量一次系統(tǒng)的水流量、進(jìn)出口水溫差以及功耗，計算3 次COP 取其平均值，作為系統(tǒng)實際測試COP。圖4所示為優(yōu)化系統(tǒng)的COP 與實際COP 比較。通過對系統(tǒng)優(yōu)化之后的COP 與實際測試的COP 進(jìn)行比較發(fā)現(xiàn)，系統(tǒng)優(yōu)化所得COP 均高于實際測試COP；在環(huán)境溫度為-10 ℃和2 ℃時，其優(yōu)化系統(tǒng)COP 增長分別為23.1%和20.2%，但在環(huán)境溫度為20 ℃時，其系統(tǒng)COP 僅增長8.2%，因此在低溫工況下，調(diào)節(jié)補(bǔ)氣壓比是一種提高補(bǔ)氣增焓準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行效率的有效方法。

圖4 優(yōu)化系統(tǒng)的COP 與實際COP 比較

3 結(jié)論

本文在補(bǔ)氣增焓準(zhǔn)二級空氣源熱泵系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，提供了一種系統(tǒng)調(diào)試方法，即通過改變補(bǔ)氣壓比，進(jìn)行實驗測量和理論研究，得出如下結(jié)論：

1）通過調(diào)節(jié)補(bǔ)氣壓比來提高補(bǔ)氣增焓空氣源系統(tǒng)COP 是一種有效的方法，當(dāng)補(bǔ)氣壓比為0.2 時，系統(tǒng)COP 為最大值；

2）當(dāng)環(huán)境溫度為-10、2 和20 ℃時，將補(bǔ)氣壓比調(diào)節(jié)在0.2 時，比未調(diào)節(jié)補(bǔ)氣壓比的系統(tǒng)COP 分別增大23.1%、20.2%和8.2%。