制冷劑充注量對補氣增焓熱泵系統的影響

石 含 鄭文科 姜益強 王 菲

（1 哈爾濱工業大學建筑學院 哈爾濱 150090；2 寒地城鄉人居環境科學與技術工業和信息化部重點實驗室 哈爾濱 150090；3 北控晉安新能源科技發展（北京）有限公司 北京 100084）

隨著能源結構的調整以及全球范圍內可持續發展戰略的提出，人們愈發重視能源的清潔、安全以及高效利用。空氣源熱泵是以電能為驅動，可利用室外空氣作為低溫熱源，向被調節對象提供熱量的一種節能裝置，是國家支持并大力推行的高效能源系統之一。空氣源熱泵具有容易獲取熱源、安裝使用快捷、運行管理簡單、無污染等諸多優點[1-2]。與其他類型的熱泵相比，空氣源熱泵還具有使用成本低、易操作、采暖效果好、安全、干凈等多重優勢。空氣源熱泵僅需少量電能驅動壓縮機運轉，實現能量的轉移利用，無需配置繁瑣的構件、回灌或土壤換熱系統、專門的房間，并可有效減少空氣中污染物的排放，與傳統取暖方式對比，實現了取暖與節能環保的雙重目的。

補氣增焓式空氣源熱泵通過增加補氣支路降低蒸發器入口焓值，提升制熱能力，相比于普通空氣源熱泵在低溫環境下具有更大優勢。國內外對補氣增焓式系統[3-4]研究較多。Wei Wenzhe等[5]通過實驗證明了補氣支路的增加會將化霜時間減少7.75%，且機組融霜效率增加54.11%。陳朝波[6]總結了滾動轉子壓縮機和渦旋壓縮機等不同壓縮機補氣增焓結構及其各自優缺點。蔣建江等[7]提出了補氣增焓系統中最佳補氣壓力的確定方法、壓縮機補氣孔口開設的基本原則，為壓縮機補氣孔口的設計提供了理論依據。郭春雷等[8]通過建立補氣增焓系統的熱力計算模型，計算出耦合噴氣增焓能夠顯著提升系統總能效，且部分除霜能耗是由子系統廢熱提供的。

影響機組運行狀態的因素[9-12]與常見的空氣源熱泵影響因素基本類似，包括室外溫度、制冷劑種類、空氣流量等，同時，補氣增焓式機組補氣量對機組性能的影響也十分顯著[13]。冉小鵬等[14]通過建立數值仿真模型并搭建實驗臺，發現存在最佳相對補氣量，使機組運行最優。文獻[15-17]同時表明，制冷劑充注量對熱泵機組運行狀態的影響也十分顯著。王海峰等[18]利用ORNL熱泵設計模型對空調系統的制冷劑最佳充注量進行了一系列計算及分析，結果表明，同一系統中，制冷和制熱兩種模式下的最佳充注量不相等。章偉等[16]通過對電動汽車的二次回路熱泵空調系統進行實驗，結果表明，相比制冷模式，制冷劑充注量對制熱模式下的系統性能影響較大。施永康[19]等實驗研究發現，空氣源熱泵熱水器的COP隨制冷劑充注量的增加呈先增后減趨勢，存在最佳制冷劑充注量。

上述研究主要涉及補氣增焓式空氣源熱泵機組的特點及制冷劑充注量對熱泵空調系統的影響，缺少制冷劑充注量對補氣增焓式空氣源熱泵機組性能及運行狀態影響的研究。因此本文改造了原有的風冷式補氣增焓熱泵機組模塊，將機組內兩個熱泵系統的翅片式換熱器并聯，使單系統運行時也能利用兩組翅片式換熱器吸收熱量，提升模塊單系統運行時的能效。在環境溫度為-12 ℃，殼管式換熱器回水溫度為38 ℃時，通過改變機組制冷劑充注量，研究制冷劑充注量對補氣增焓式熱泵機組的性能及運行參數的影響。

1 補氣增焓系統

補氣增焓系統原理如圖1所示，該系統主要包括壓縮機、殼管式換熱器、板式換熱器（經濟器）、電子膨脹閥、翅片式換熱器等。其中實驗樣機采用HFR-130W/A2F模塊化風冷式熱泵機組，為準二級壓縮補氣增焓式熱泵機組，除霜方式為逆循環除霜，制冷劑為R410A。壓縮機采用PCH065（19.15 kW）補氣增焓式渦旋壓縮機；氣液分離器全容積為15 L，充裝系數為0.8；蒸發器為翅片式換熱器，一組翅片的內容積約為3.74 L；主電子膨脹閥為DPF（TS1）2.4C，通過調節閥門開度維持壓縮機吸氣過熱度為4 ℃；輔電子膨脹閥為DPF（TS1）2.4C，通過調節閥門開度維持支路補氣過熱度為10 ℃；冷凝器為殼管式換熱器，傳熱面積為10.5 m2，全容積約為69 L。本實驗樣機具有3個特點：1）使用并聯翅片式換熱器結構，可提升機組蒸發溫度，緩解機器結霜現象，增加機組可靠性；2）增設單向閥支路，增大機組逆循環除霜過程中制冷劑的循環量，緩解室內側溫度波動；3）設置經濟器節流前過冷，通過補氣環路流回至壓縮機中間壓力吸入口，降低壓縮機排氣溫度。

圖1中左側為1#系統，右側為2#系統。機組運行時，將關閉閥門F1與閥門F4，開啟左側1#壓縮機，通過1#四通閥實現制熱模式與除霜模式的切換。

制熱工況：從1#壓縮機出口排出的高溫高壓氣態制冷劑，通過1#四通閥進入殼管式換熱器加熱來自用戶的回水，提供大量熱量。從殼管式換熱器出口流出的液態制冷劑將依次流經1#干燥過濾器進入1#經濟器進行換熱，后在出口處分流為主路與輔路。其中主路過冷液體經過1#主電子膨脹閥節流后進入蒸發器，輔路流體通過1#輔電子膨脹閥節流降溫后，進入經濟器提供冷量。流過1#主電子膨脹閥的低溫液態制冷劑，進入1#翅片式換熱器和2#翅片式換熱器，通過兩組翅片進行蒸發，翅片換熱器出口低壓氣態冷劑通過1#四通閥進入1#氣液分離器后回到1#壓縮機。輔路制冷劑流出1#經濟器后，吸收一定熱量后流回1#壓縮機中間壓力吸入口，提高壓縮機排氣溫度。

除霜工況：從1#壓縮機出口排除的高溫高壓氣態制冷劑，通過1#四通閥進入1#翅片式換熱器和2#翅片式換熱器，融化翅片表面霜層，吸收冷量。從翅片式換熱器出口流出的液態制冷劑將流經1#干燥過濾器分為兩條支路，大部分制冷劑將通過1#主電子膨脹閥流向1#經濟器，部分制冷劑通過1#單向閥流向殼管式換熱器，緩解室內側除霜期間供水溫度降低問題，增加制冷劑總循環量。通過1#主電子膨脹閥的制冷劑進入經濟器前分為主路和輔路，主路制冷劑直接流入1#經濟器，輔路制冷劑通過1#輔電子膨脹閥節流降溫降壓進入1#經濟器，吸收部分熱量后流回1#壓縮機中間壓力吸入口。主路制冷劑通過1#經濟器過冷后，與單向閥支路部分制冷劑混合，流經1#干燥過濾器進入殼管式換熱器吸收部分室內側熱量，后通過1#四通閥及1#氣液分離器返回1#壓縮機。

圖1 補氣增焓熱泵系統原理Fig.1 Principle of air-source heat pump system with vapor injection

2 系統數學模型

本文實驗機組為節流前通過經濟器（板式換熱器）過冷的補氣增焓系統。從冷凝器出口流出的液體經過經濟器過冷后分流，主路大部分制冷劑經過主電子膨脹閥節流后進入蒸發器，輔路少量制冷劑經過輔電子膨脹閥節流后吸收部分熱量，流回至壓縮機中間壓力吸入口。

質量流量分流為：1）主路部分，設通過主電子膨脹閥的制冷劑質量流量為m（kg/s），節流后進入蒸發器進行蒸發，最后流回壓縮機吸氣口；2）輔路部分，設通過輔電子膨脹閥的制冷劑質量流量為i（kg/s），經過節流降壓，流入經濟器吸收部分熱量，換熱結束后流回至壓縮機中間壓力吸入口。在工質混合過程中壓力變化微弱，可忽略不計，故將其視為等壓過程。

雙級壓縮補氣增焓系統的制熱量為冷凝器中高溫氣態制冷劑冷凝放出的熱量，圖2所示為系統壓焓圖，由圖2可知系統制熱量為：

Qc=（m+i）（h3-h4）=（m+i）（h3-h5）-

（m+i）（h4-h5）

（1）

式中：Qc為系統制熱量，kW；h為焓值，kJ/kg，下標3、4、5為圖1中對應的各狀態點。

圖2 系統壓焓圖Fig.2 lgp-h diagram of system

根據經濟器能量傳遞關系：

（m+i）（h4-h5）=i（h7-h5）

（2）

系統制熱量換算為：

Qc=（m+i）（h3-h5）-i（h7-h5）=m（h3-h5）+i（h3-h7）=m（h1-h6）+（m+i）（h3-h2′）+

m（h2-h1）

（3）

式中：m（h1-h6）為蒸發器吸收熱量，kW；（m+i）（h3-h2′）、m（h2-h1）均為壓縮機功率，W；h為焓值，kJ/kg，1、2、2′、7為圖1中對應的各狀態點。

綜上所述，補氣增焓式系統制熱量等于蒸發器吸熱量與壓縮機功率之和，與一般熱泵機組相似。結合壓焓圖可知，補氣支路通過經濟器換熱，降低了進入蒸發器的制冷劑焓值h6，增加機組制熱量，提升機組能效。同時，補氣支路的增加降低了壓縮機排氣溫度，保障了機組低溫環境下工作的穩定性。

由于被測機組存在動態的波動過程，因此測試的結果數據處理為累計平均值后進行分析：

（4）

（5）

（6）

式中：Qave為系統累計平均制熱量，kW；Qe為冷凝器制熱量，kW；τ為熱泵運行時間，s；Wave為系統累計平均功（率）耗，kW；Wsys為熱泵機組功（率）耗，此處主要指壓縮機功（率）耗，kW；COPave系統累計平均COP。

3 實驗結果及分析

在環境溫度為-12 ℃、用戶側回水溫度為38 ℃、出水溫度為41 ℃工況下系統進行制熱運行，調整機組制冷劑充注量，研究制冷劑充注量對系統參數及運行能效的影響，并根據最高能效確定機組最佳的制冷劑充注量。

3.1 充注量對吸氣參數的影響

增加制冷劑充注量，對壓縮機吸氣參數的影響如圖3、圖4所示，具體測試結果如表1所示。

圖3 充注量對吸氣溫度的影響Fig.3 Influence of charging quantity on suction temperature

圖4 充注量對吸氣壓力的影響Fig.4 Influence of charging quantity on suction pressure

表1 壓縮機吸氣參數Tab.1 Suction parameters of compressor

由圖3可知，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機吸氣溫度在-13.7～-11.0 ℃范圍內緩慢下降。制冷劑充注量為28 kg時，壓縮機吸氣溫度比充注量為19 kg時下降5.06%。由圖4可知，隨著制冷劑充注量增加，壓縮機吸氣壓力在0.295～0.320 MPa范圍內緩慢下降。其中，制冷劑充注量由19 kg增至25 kg時，吸氣壓力在0.305～0.320 MPa范圍內緩慢下降，制冷劑充注量超過25 kg后，壓縮機吸氣壓力降至約0.3 MPa。充注量為28 kg時壓縮機吸氣壓力比充注量為19 kg時降低8.22%。

綜上所述，在給定工況下，隨著制冷劑充注量增加，吸氣溫度緩慢下降，最低吸氣溫度出現在制冷劑充注量為24 kg時，相比19 kg充注量時的吸氣溫度降低14.95%，溫差為2.6 ℃。吸氣壓力整體呈下降趨勢，最低吸氣壓力出現在制冷劑充注量為26 kg時，相比19 kg充注量時的吸氣壓力降低6.12%。結果同時表明，壓縮機吸氣參數與最佳制冷劑充注量的相關性不顯著。

3.2 充注量對排氣參數的影響

增加制冷劑充注量，對壓縮機排氣參數的影響如圖5、圖6所示, 具體測試結果如表2所示。

圖5 充注量對排氣溫度的影響Fig.5 Influence of charging quantity on exhaust temperature

圖6 充注量對排氣壓力的影響Fig.6 Influence of charging quantity on exhaust pressure

表2 壓縮機排氣參數Tab.2 Exhaust parameters of compressor

由圖5可知，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機排氣溫度總體呈上升趨勢，制冷劑充注量超25 kg后，排氣溫度隨充注量的增加顯著上升。制冷劑充注量在19～25 kg之間時，壓縮機排氣溫度在76.0～78.9 ℃范圍內呈上升趨勢，且隨制冷劑充注量的增加，壓縮機排氣溫度僅升高2.5%，增幅較小。當制冷劑充注量在25～28 kg之間時，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機排氣溫度大幅上升，由77.6 ℃升至86.4 ℃，增加11%，壓縮機排氣溫度上升速率顯著降低，但仍保持升溫趨勢。

由圖6可知，制冷劑充注量在19～25 kg之間時，壓縮機排氣壓力為2.48～2.62 MPa，上升5.6%，增勢緩慢；制冷劑充注量超過25 kg時，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機排氣壓力由2.60 MPa增至2.96 MPa，上升13.6%，壓力增幅較大。

綜上所述，在制冷劑充注量大于25 kg后，壓縮機排氣溫度與排氣壓力均急劇上升，說明此時壓縮機運行狀態隨制冷劑充注量的增加逐漸變差。

3.3 充注量對系統能效的影響

圖7所示為熱泵機組制熱量隨制冷劑充注量增加的變化。由圖7可知，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，熱泵機組的制熱量逐漸增加，充注量為28 kg時的制熱量相比19 kg時增加15.3%，因此在一定范圍內增加制冷劑充注量有利于機組制熱量的增加。

圖7 充注量對制熱量的影響Fig.7 Influence of charging quantity on heat production

圖8所示為壓縮機功率隨制冷劑充注量增加的變化。由圖8可知，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機功率呈先緩慢下降，后逐漸增加趨勢，轉折點出現在充注量為24 kg。當制冷劑充注量在19～24 kg之間時，隨著制冷劑充注量的逐漸增加，壓縮機功率緩慢減小，下降1.4%，但穩定在22.67～22.84 kW范圍內；當制冷劑充注量在24～28 kg之間時，壓縮機功率先緩慢增大，當充注量超過26 kg后，壓縮機功率顯著上升，由22.95 kW升至24.50 kW。結果表明，制冷劑充注量超過26 kg會顯著增加壓縮機功率，而小于26 kg時，制冷劑充注量變化對壓縮機功率影響較小。

圖8 充注量對壓縮機功率的影響Fig.8 Influence of charging quantity on compressor power

圖9所示為系統COP隨制冷劑充注量增加的變化。由圖9可知，系統COP呈先增后減的趨勢，制冷劑充注量為26 kg時COP取得最大值為2.12。因此確定本機組制冷劑最佳充注量在26 kg附近，并指定制冷劑最佳充注量為26 kg。當充注量在19～26 kg之間時系統COP增加14.6%。當制冷劑充注量超過26 kg后，系統COP降至2.0以下，且降幅較大。

圖9 充注量對系統性能系數的影響Fig.9 Impact of charging quantity on system COP

由實驗結果分析可知，熱泵機組能效與制冷劑充注量有關。隨著制冷劑充注量的增加，系統能效先增后減，存在最佳制冷劑充注量。確定最佳制冷劑有利于提升機組能效，且根據能效變化趨勢可知，實際制冷劑充注量可略小于該最佳值。

4 結論

本文通過實驗研究了補氣增焓式空氣源熱泵機組在環境溫度為-12 ℃、回水溫度為36 ℃、保持主電子膨脹閥控制吸氣過熱度為4 ℃、輔電子膨脹閥控制補氣過熱度為10 ℃工況下，制冷劑充注量對機組性能及運行參數的影響，得到如下結論：

1）該熱泵機組在低溫環境下，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機吸氣壓力在0.295～0.320 MPa范圍內緩慢下降，充注量為28 kg時壓縮機吸氣壓力比19 kg時下降8.22%。吸氣溫度由-11.0 ℃降至-13.7 ℃，且與最佳制冷劑充注量不具有顯著相關性。

2）隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機排氣溫度及壓力均呈上升趨勢。充注量為19～25 kg時，排氣參數變化不顯著，排氣溫度上升2.5%，排氣壓力上升5.6%。充注量為25～28 kg時，排氣溫度上升11%，排氣壓力上升13.6%，排氣參數變化更顯著。

3）隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，機組制熱量由42.10 kW增至48.56 kW；壓縮機功率由22.67 kW增至24.50 kW,增加1.83 kW。系統COP呈先增后減的趨勢，存在最佳COP為2.12，此時對應最佳制冷劑充注量為26 kg。

4）該機組存在最高能效對應的最佳制冷劑充注量。超過最佳充注量26 kg后，壓縮機功率大幅增加，機組能效急劇下降。同時根據壓縮機排氣參數確定壓縮機運行狀態發生顯著變化時的制冷劑充注量為25 kg。因此，同時考慮機組能效及壓縮機運行狀態確定制冷劑充注量，能夠既保證機組擁有較高能效又維持相對穩定的運行狀態。