補(bǔ)氣參數(shù)對(duì)噴氣增焓熱泵系統(tǒng)的性能研究

張童 王冠 徐國(guó)強(qiáng)

西安建筑科技大學(xué)建筑設(shè)備科學(xué)與工程學(xué)院

0 引言

噴氣增焓熱泵系統(tǒng)就是在普通的熱泵系統(tǒng)中利用制冷劑噴入技術(shù)，添加中間噴氣回路，將冷凝器出口的一小部分液態(tài)制冷劑通過(guò)膨脹閥節(jié)流并過(guò)冷，噴入到壓縮機(jī)中間的壓縮腔中，雖然壓縮機(jī)的吸氣容積不變，但通過(guò)噴入氣態(tài)制冷劑增大制冷劑的循環(huán)量，進(jìn)而達(dá)到增加系統(tǒng)制熱量及制熱性能。1979 年房間空調(diào)領(lǐng)域就出現(xiàn)了噴氣增焓技術(shù)應(yīng)逐漸應(yīng)用于市場(chǎng)[1]。Xu dong Wang 等人[2]以采用R410A 的噴氣增焓熱泵系統(tǒng)為研究對(duì)象，實(shí)驗(yàn)研究表明改變噴氣增焓系統(tǒng)的中間壓力和中間噴氣量可獲得更加廣泛的補(bǔ)氣范圍。M.J.Huang[3]以采用R407C 的噴氣增焓熱泵系統(tǒng)為對(duì)象，實(shí)驗(yàn)研究表明：能有效解決空氣源熱泵，低溫環(huán)境溫度下系統(tǒng)運(yùn)行排氣溫度過(guò)高、制熱量不足等問(wèn)題可以得到有效解決。Heo[4]將聯(lián)合閃蒸器與過(guò)冷器引入準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)中，利用電子膨脹閥來(lái)調(diào)控系統(tǒng)中制冷劑的流量，可提高系統(tǒng)的能效比。Chul Woo Roh 等[5]通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析了單獨(dú)使用噴氣增焓技術(shù)以及在復(fù)疊式系統(tǒng)的低壓循環(huán)及高壓循環(huán)中同時(shí)使用對(duì)系統(tǒng)總體性能的影響，結(jié)果表明噴氣可提高低壓級(jí)或高壓級(jí)循環(huán)的制熱、制冷性能，但對(duì)COP 影響并不明顯。Xianting Li 等[6]采用人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)方法和自適應(yīng)神經(jīng)模糊推斷的方法建模，模擬了噴氣增焓渦旋壓縮機(jī)的性能。

目前實(shí)驗(yàn)研究已得到較多開(kāi)展，但所涉及的工況仍較少，而從系統(tǒng)仿真模擬角度通過(guò)大量仿真計(jì)算進(jìn)行分析的研究尚不多見(jiàn)。因此，本文針對(duì)一套以R32為制冷劑、采用渦旋壓縮機(jī)的噴氣增焓經(jīng)濟(jì)器空氣源熱泵系統(tǒng)建立了數(shù)學(xué)仿真模型，利用MATLAB 編程求解，定量分析了中間噴氣壓力、準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比對(duì)系統(tǒng)性能的影響，為補(bǔ)氣控制策略的優(yōu)化研究提供了參考。

1 模型建立

1.1 噴氣增焓系統(tǒng)原理

本文所采用的噴氣增焓熱泵系統(tǒng)的基本工作原理如圖1 所示，與普通的熱泵系統(tǒng)相比，增加了噴氣回路，其系統(tǒng)的循環(huán)過(guò)程也發(fā)生了變化。中間噴氣輔助回路的開(kāi)設(shè)，使得系統(tǒng)流經(jīng)冷凝器的制冷劑流量增大，從而增加了系統(tǒng)的制熱量，進(jìn)而提高了熱泵系統(tǒng)的制熱性能。

圖1 噴氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)原理圖

1.2 壓縮機(jī)模型

整個(gè)系統(tǒng)采用增設(shè)噴氣口的渦旋壓縮機(jī)，補(bǔ)氣回路制冷劑經(jīng)經(jīng)濟(jì)器后噴入其中，即增加中間噴氣環(huán)節(jié)。壓縮過(guò)程為準(zhǔn)二級(jí)壓縮，即初級(jí)壓縮和二級(jí)壓縮。

1）初級(jí)壓縮 壓縮機(jī)吸入蒸發(fā)器出口的低壓制冷劑蒸氣（狀態(tài)1），等熵壓縮為中低壓制冷劑（狀態(tài)2）。

壓縮機(jī)吸氣量

準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比

準(zhǔn)一級(jí)壓縮壓力比

式中：min,com為壓縮機(jī)吸氣質(zhì)量流量，kg/s；fv為容積效率，渦旋壓縮機(jī)高于0.95[7]，取0.965；Vth為壓縮機(jī)理論吸氣容積，m3/r；n 為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；ρ1為壓縮機(jī)吸氣口處制冷劑密度，kg/m3；k 為等熵指數(shù)，對(duì)于R32，k=1.4[8]；p1、v1為吸氣剛結(jié)束時(shí)制冷劑的壓力、比容，kPa、m3/kg；p2、v2、V2為準(zhǔn)一級(jí)壓縮結(jié)束時(shí)的制冷劑壓力、比容以及壓縮腔的體積，kPa、m3/kg 和m3；

2）中間補(bǔ)氣壓縮環(huán)節(jié) 可視為變質(zhì)量、變?nèi)莘e、變溫度的非穩(wěn)態(tài)流動(dòng)過(guò)程。來(lái)自經(jīng)濟(jì)器輔助回路的制冷劑經(jīng)過(guò)補(bǔ)氣口進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)部的工作腔內(nèi)，與初級(jí)壓縮后的氣體混合，動(dòng)渦旋盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，邊混合邊壓縮，直到工作腔與補(bǔ)氣口分離，這時(shí)初級(jí)壓縮后的氣體（2 點(diǎn)）與中間補(bǔ)氣（6 點(diǎn)）混合達(dá)到狀態(tài)（3 點(diǎn)），3 點(diǎn)的壓力取決于補(bǔ)氣口的形狀和位置。

定義相對(duì)噴氣量

定義相對(duì)噴氣壓力

噴氣過(guò)程內(nèi)容積比

考慮補(bǔ)氣過(guò)程中的壓力損失，混合后制冷劑的壓力為，

根據(jù)熱力學(xué)第一定律

式中：p6、T6為壓縮機(jī)的中間噴氣壓力和溫度，kPa、K；R 為制冷劑氣體常數(shù)，對(duì)R32 取162.7 J/(kg·K)；p1和p5分別為蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，kPa；p3、u3、v3、V3為噴氣與壓縮機(jī)內(nèi)制冷劑混合后的壓力、熱力學(xué)能、比容、壓縮腔的容積，kPa、kJ/kg、m3/kg、m3；lp為壓力損失系數(shù)，取0.2～0.4[9]；

3）補(bǔ)氣后的準(zhǔn)二級(jí)壓縮 壓縮機(jī)補(bǔ)氣口與工作腔脫離后，工作腔內(nèi)的制冷劑依靠基元容積的縮小進(jìn)一步被壓縮，直至工作腔與排氣腔相連接，混合后的制冷劑（狀態(tài)3）被等熵壓縮至狀態(tài)4 后排入冷凝器。

容積比

壓力比

壓縮機(jī)固定容積比

式中：p4、V4、v4為準(zhǔn)二級(jí)壓縮結(jié)束時(shí)的壓力、比容和壓縮腔容積，kPa、m3/kg、m3；εv為壓縮機(jī)固定容積比，依樣機(jī)樣本取值為3.34。

2 噴氣增焓系統(tǒng)與普通熱泵系統(tǒng)性能對(duì)比

因普通的空氣源熱泵在過(guò)低的環(huán)境溫度下無(wú)法正常運(yùn)行，故取計(jì)算工況環(huán)境溫度為-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，而噴氣增焓系統(tǒng)的工況為-20 ℃、-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，分析帶噴氣增焓系統(tǒng)和普通熱泵在低環(huán)境溫度工況下的制熱運(yùn)行特性，以便為R32 熱泵在低溫工況下應(yīng)用的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。計(jì)算兩個(gè)系統(tǒng)的主要性能，并將二者性能進(jìn)行比較，結(jié)果如圖2。

如圖2 所示模擬計(jì)算了不同工況下的噴氣增焓熱泵的制熱情況，得出了噴氣增焓熱泵系統(tǒng)制熱量、壓縮機(jī)耗功、系統(tǒng)制熱COP 均隨著環(huán)境溫度的降低而降低。通過(guò)性能對(duì)比，說(shuō)明噴氣增哈系統(tǒng)相比于普通熱泵系統(tǒng)有著明顯的優(yōu)勢(shì)。例如，在室外環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)，系統(tǒng)制熱量為7.91 kW，相較于傳統(tǒng)單級(jí)系統(tǒng)的9.52 kW，提升了約20.35%。同時(shí)，對(duì)于排氣溫度而言，在環(huán)境溫度低于-15 ℃時(shí)，傳統(tǒng)單級(jí)系統(tǒng)排氣溫度高于120 ℃，超出壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行范圍；而閃發(fā)器補(bǔ)氣系統(tǒng)在環(huán)境溫度更低（-10 ℃）情況下，排氣溫度僅為105.44 ℃，仍屬于壓縮機(jī)安全運(yùn)行范圍內(nèi)。對(duì)于制熱COP 而言，在環(huán)境溫度較低時(shí)，噴氣增焓系統(tǒng)制熱COP 高于傳統(tǒng)單級(jí)系統(tǒng)。在低溫工況下，噴氣增焓系統(tǒng)優(yōu)勢(shì)更明顯，噴氣系統(tǒng)更利于在低溫工況下使用。

圖2 普通空氣源熱泵與噴氣增焓熱泵系統(tǒng)各性能參數(shù)對(duì)比

3 中間參數(shù)對(duì)熱泵系統(tǒng)性能的影響規(guī)律

研究多個(gè)工況下準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比、噴氣壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，綜合分析可得系統(tǒng)性能最優(yōu)下的參數(shù)最佳范圍。

3.1 準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比對(duì)系統(tǒng)性能的影響

系統(tǒng)性能的大小還與壓縮機(jī)腔內(nèi)補(bǔ)氣起始位置有關(guān)，而不同的起始補(bǔ)氣位置決定不同的準(zhǔn)一級(jí)內(nèi)容積比。因此選擇合適的準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比具有十分重要的意義。圖3（a）-（d）顯示了環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，五種不同的準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比下，系統(tǒng)性能隨噴氣壓力近似呈線(xiàn)性增大。由圖可知，在準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1 時(shí)，系統(tǒng)的性能參數(shù)無(wú)論是制熱量、COP 值還是排氣溫度都最佳。

圖3 不同準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比下熱泵各性能指標(biāo)隨噴氣壓力而變化曲線(xiàn)

3.2 中間噴氣壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖4（a）～（d）給出了準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1時(shí)，不同室外環(huán)境溫度下系統(tǒng)制熱量，耗功量，制熱COP 以及排氣溫度隨噴氣壓力而變化的曲線(xiàn)?？梢?jiàn)，各環(huán)境溫度下，制熱量均隨著噴氣壓力的增加而增加，系統(tǒng)的耗功量也增大，制熱COP 略有所提高，而排氣溫度明顯降低。即使在-20 ℃的低溫環(huán)境下，合理的補(bǔ)氣也可保證排氣溫度不會(huì)高于120 ℃，符合渦旋壓縮機(jī)安全運(yùn)行的要求。且噴氣壓力增加，會(huì)導(dǎo)致噴氣量的增加，進(jìn)而明顯改善制熱CO。由圖4（c）可知，噴氣壓力越大越好，當(dāng)達(dá)到1000 kPa 以上，系統(tǒng)的制熱COP 值上升變緩，系統(tǒng)性能達(dá)到最佳。

圖4 不同環(huán)境溫度下熱泵各性能指標(biāo)隨噴氣壓力而變化曲線(xiàn)

4 結(jié)論

建立了噴氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)的數(shù)學(xué)仿真模型，模擬研究了噴氣增焓系統(tǒng)的運(yùn)行特性，主要結(jié)論如下：

1）與普通空氣源熱泵相比，補(bǔ)氣能有效降低壓縮機(jī)排氣溫度，提高制熱量，在低溫工況下，噴氣增焓系統(tǒng)優(yōu)勢(shì)更明顯，噴氣系統(tǒng)更利于在低溫工況下使用。

2）在模擬范圍內(nèi)，準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1 時(shí)，系統(tǒng)的性能參數(shù)無(wú)論是制熱量、COP 值還是排氣溫度都相對(duì)最佳。

3）噴氣可使制冷劑的循環(huán)流量增加，提高制熱量，但同時(shí)壓縮機(jī)的功耗也會(huì)增加，隨著噴氣壓力達(dá)到增大，壓縮機(jī)的制熱量明顯提高、排氣溫度顯著降低，因此熱泵系統(tǒng)在低溫工況下運(yùn)行的可靠性會(huì)提高。在噴氣增焓熱泵系統(tǒng)中，環(huán)境溫度越低，所設(shè)定的噴氣壓力應(yīng)越大，在噴氣壓力為1000kPa 以上時(shí)，系統(tǒng)性能較好。