工質(zhì)對準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器性能影響分析

周茂軍, 羅秀芳, 曾 智, 劉向龍, 李小華

(1.湖南尊豐機電科技有限公司，湖南 懷化 418000; 2.湖南工程學(xué)院 建筑工程學(xué)院，湖南 湘潭 411100)

0 引言

空氣源熱泵熱水器是一種生產(chǎn)熱水的節(jié)能裝置，可吸收空氣中的低品位能源。傳統(tǒng)的空氣源熱泵熱水器在低溫高濕地區(qū)運行時會發(fā)生結(jié)霜現(xiàn)象，系統(tǒng)制熱能力下降以及系統(tǒng)COP(Coefficient of Performance，性能效率)會顯著降低[1-2]，而準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵在低溫情況下仍能高效率運行，因此一直以來受到國內(nèi)外學(xué)者的關(guān)注。

制冷劑作為空氣源熱泵的血液，對熱泵系統(tǒng)的性能和運行具有很大的影響。彭斌等[3]發(fā)現(xiàn)制冷劑為R134a的普通空氣源熱泵系統(tǒng)比制冷劑R22的空氣源熱泵系統(tǒng)壓縮機效能要低。張?zhí)档萚4]在焓差法空調(diào)器性能測試平臺上, 對普通空氣源熱泵熱水器分別用R134a、R417a和 R22進(jìn)行了各種典型工況下的試驗，發(fā)現(xiàn)R134a系統(tǒng)比R22系統(tǒng)的平均輸入功率下降了30%左右,而R417a系統(tǒng)下降了約8%，且R134a系統(tǒng)的平均制熱量僅相當(dāng)于R22系統(tǒng)的約70%,R417a系統(tǒng)的平均制熱量相當(dāng)于R22系統(tǒng)的88%。高翔等[5]研究了蓄能互聯(lián)熱泵在不同制冷劑時的性能系數(shù)，發(fā)現(xiàn)當(dāng)環(huán)境溫度在-20～-5 ℃時，空氣源熱泵側(cè)和水源熱泵側(cè)采用R410A/R134a組合或R404A/R134a進(jìn)行組合，整個系統(tǒng)的COP較高。李小剛等[6]以相變蓄熱蒸發(fā)型空氣源熱泵為研究對象，在不同的室外環(huán)境溫度下，分別使用R417a和R22進(jìn)行了實驗，發(fā)現(xiàn)R417a的排氣溫度和排氣壓力均低于R22，有利于系統(tǒng)的安全運行，但R417a的制熱量和COP均小于R22。何俊等[7]就單級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)對其替代工質(zhì)做了理論分析，R32在定工況下制熱量和制熱性能系數(shù)較高，但是其排氣溫度較高，對壓縮機的使用壽命影響較大。

從上述文獻(xiàn)分析可知，制冷劑對空氣源熱泵的制熱量和COP影響較大，但是其主要研究的是普通空氣源熱泵在不同制冷劑的情況下性能的變化，而對于準(zhǔn)二壓縮空氣源熱泵的制冷劑替代研究卻很少人涉及。本文研究準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵在制冷劑為R22、R134a、R410A的情況下，補氣壓比對其性能的影響。

1 試驗

1.1 準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)

在本研究中，準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)由壓縮機，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。準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器壓焓圖如圖1所示。

圖1 準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)工作循環(huán)壓焓圖

系統(tǒng)運行的流程為[8]：質(zhì)量流量為qm+qmi的制冷劑液體經(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qm的飽和液體，經(jīng)過閃蒸器后再進(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)入壓縮機吸入端1點；(2)補氣回路部分，質(zhì)量流量為qmi的某一壓力下的飽和蒸汽，其直接進(jìn)入壓縮機的輔助吸入口6點進(jìn)行補氣。

1.2 準(zhǔn)二級壓縮補氣增焓空氣源熱泵循環(huán)特性分析

對于準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵而言，補氣壓比對系統(tǒng)COP和制熱量有著很重要的影響。本文提出了補氣壓比β1，β1與冷凝壓力和蒸發(fā)壓力的關(guān)系為：

(1)

式中：p2為中間壓力；p1為蒸發(fā)壓力；p3為冷凝壓力，kPa。

對于準(zhǔn)二級壓縮熱泵熱水器的熱力學(xué)分析計算，需要做出如下假定：

(1)忽略制冷劑流動壓力損失；(2)通過補氣口進(jìn)入壓縮機的均為飽和制冷劑蒸氣[9]；(3)因為補氣時間極短，其過程簡化為等容混合、絕熱增壓過程[10]。

1.2.1 壓縮功的確定

1.2.1.1 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，則比壓縮功為：

(2)

式中：k為制冷劑等熵指數(shù)；R為制冷劑氣體常數(shù)；W1-2表示狀態(tài)點1到2的壓縮功，kJ/kg；p1、p2分別表示蒸發(fā)壓力和冷凝壓力，kPa；T1表示壓縮機吸氣溫度，K；h1、h2為圖1中點1、2的焓值，kJ/kg。

1.2.1.2 補氣-壓縮過程壓縮功：

在閃蒸器中的熱平衡方程為：

(3)

式中：qmi為補氣回路質(zhì)量流量，kg/s；qm為主回路質(zhì)量流量，kg/s；a為相對補氣量,kg/s；h4、h5、h6分別為圖1中4、5、6點焓值,kJ/kg。

在壓焓圖中通過找點的焓值，通過公式擬合發(fā)現(xiàn)：R22、R134a、R410A制冷劑飽和氣體、液體以及中間兩相區(qū)焓值與壓力均滿足公式：

h=k(p)f

(4)

式中：p表示壓力，kPa；k、f為試驗擬合參數(shù)，對于準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵而言，一般干度取0.1。則根據(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)至(6)代入得到公式：

(5)

補氣后壓縮過程比壓縮功：

(6)

式中：T2、T6為圖1中狀態(tài)點2、點6溫度，K；v2，v2′為圖1中點2、點2′制冷劑比容，m3/kg；p2′為中間補氣壓力，kPa。

1.2.1.3 系統(tǒng)總壓縮功：

W=qm(h2-h1)+(qmi+qm)(h3-h2′)+iW2-2′

(7)

式中：h1,h2,h2′,h3分別表示各點焓值，kJ/kg。在工質(zhì)混合過程中壓力值變化不明顯，故其視為等壓過程，即可忽略W2-2′。將式(2)～(6)代入式(7)得：

(8)

1.2.2 制熱量的確定

在壓焓圖可知其制熱量為：

Q=(qmi+qm)(h3-h4)

(9)

由于4到4′為絕熱膨脹，所以：

h4=h4′

(10)

根據(jù)假設(shè)和補氣過程的能量平衡方程可知點2′焓值為：

h2′=(ah6+h2+W2-2′)/(1+a)

(11)

且

h3=h2′+W2′-3

(12)

由于在補氣-壓縮過程中壓力值變化不明顯，故可將W2-2′忽略。即：

(13)

式中：h1表示壓縮機吸入端焓值，kJ/kg。

1.2.3COP的確定

通過將公式(8)與公式(13)進(jìn)行計算可得。

(14)

式中：ηR為熱泵效率，本文中ηR=0.8。

2 結(jié)果分析

2.1 計算工況

本文對以下3種工況下的空氣源熱泵，分別在制冷劑為R22、R134a、R410 A時，進(jìn)行了計算分析。具體工況參數(shù)如表2所示。

表2 測試工況表

2.2 計算結(jié)果及分析

2.2.1 不同工況下制冷劑種類與制熱量關(guān)系

在-10 ℃、2 ℃、20 ℃室外干球溫度下通過改變補氣壓比及制冷劑種類，其系統(tǒng)制熱量的變化如圖2～4所示。

圖2 工況1情況下不同制冷劑、補氣壓比與制熱量的關(guān)系

圖3 工況2情況下不同制冷劑、補氣壓比與制熱量的關(guān)系

圖4 工況3情況下不同制冷劑、補氣壓比與制熱量的關(guān)系

可以發(fā)現(xiàn)，制冷劑為R410A的制熱性能表現(xiàn)均為最好，其次是R22，最后是R134a。這是由于R410A的制冷劑性質(zhì)導(dǎo)致的，其在相同的溫度下壓縮機進(jìn)出口焓差大，R22和R134a其次，因此制熱量最大。

從制熱量變化情況來看，無論在何種工況下，隨著補氣壓比增加，制冷劑為R410A和R134a空氣源熱泵制熱量逐漸減少。這是因為這三種制冷劑不同的物性參數(shù)導(dǎo)致的，R410A和R134a在空調(diào)系統(tǒng)中不會顯著分離，而隨著β1的升高，使得一定量的冷媒液體進(jìn)入壓縮機中間混合腔體，導(dǎo)致冷凝器進(jìn)出口冷媒焓差降低，導(dǎo)致制熱量逐漸下降；而制冷劑為R22的空氣源熱泵在工況1和2下，制熱量呈現(xiàn)逐漸減小，此現(xiàn)象與R410A和R134a表現(xiàn)一致，而在工況3的情況下卻出現(xiàn)先增加后減少的現(xiàn)象，且其在補氣壓比為0.2的情況下制熱量最大，這是因為隨著β1的升高，中間補氣量減少，主回路制冷劑增加，壓縮機工作腔體內(nèi)的冷熱流體混合冷卻作用減小，壓縮機排氣溫度增加、冷凝器進(jìn)出口焓差增加，故系統(tǒng)制熱量隨補氣壓力的增加而逐步增長的趨勢，而β1繼續(xù)升高時，R22在閃蒸器內(nèi)氣液分離狀況變差，使得一定量的冷媒液體進(jìn)入壓縮機中間混合腔體，導(dǎo)致冷凝器進(jìn)出口冷媒焓差降低，從而影響產(chǎn)熱能力的進(jìn)一步提升，導(dǎo)致制熱量下降。

在上述3種不同工況下，可以看出空氣源熱泵在低溫工況制熱量急劇下降，而R410A制熱效果在低溫和超低溫工況下，制熱效果下降并不是很大，盡管R410A在制熱性能上表現(xiàn)優(yōu)異，但其在高溫和陽光暴曬下容易引起爆炸，因此R410A空氣源熱泵系統(tǒng)要謹(jǐn)慎使用，避免高溫和陽光暴曬。而對于R134a空氣源熱泵系統(tǒng)，盡管其制熱性能在這三種制冷劑中表現(xiàn)最差，但其低毒且不燃，化學(xué)穩(wěn)定性好，因此在熱泵系統(tǒng)中使用較為廣泛。

2.2.2 不同工況下制冷劑種類與COP關(guān)系

通過在不同的-10 ℃，2 ℃，20 ℃室外干球溫度下通過改變補氣壓比及制冷劑種類，其系統(tǒng)COP的變化如圖5～7所示。

可以發(fā)現(xiàn)，制冷劑為R410A的COP最大，這是因為在相同工況下的壓縮機功率變化不大，由COP計算公式可知，在相同功率的情況下，制熱量越大其COP也越大，因此R410A空氣源熱泵系統(tǒng)COP最大。

從圖5～7發(fā)現(xiàn)：無論系統(tǒng)在何工況以及系統(tǒng)為何種制冷劑，其COP變化均呈現(xiàn)出先減少后增加，但其出現(xiàn)的最低點并不相同，其補氣壓比均在0.3～0.5范圍內(nèi)。其主要原因是隨著β1的增加，系統(tǒng)的壓縮功先增大后減小。從圖2～5可以看出制熱量逐漸減小，但其減小速率小且小于壓縮功減小速率，因此最終呈現(xiàn)出一種先減小后增大的趨勢。

圖5 工況1情況下不同制冷劑、補氣壓比與COP的關(guān)系

圖6 工況2情況下不同制冷劑、補氣壓比與COP的關(guān)系

圖7 工況3情況下不同制冷劑、補氣壓比與COP的關(guān)系

可從上述圖表可以看出，在工況1和工況2的情況下，此三種工質(zhì)下的系統(tǒng)COP最大值對應(yīng)著制熱量最小值，因此在實際運行過程中，應(yīng)按照具體所需熱量來調(diào)節(jié)膨脹閥的開度，通過調(diào)整第二次節(jié)流裝置膨脹閥的開度來改變其補氣壓比，使得系統(tǒng)運行達(dá)到理想運行狀態(tài)。而在工況3(-10 ℃)的條件下，R410A和R22系統(tǒng)的COP最大值仍對應(yīng)著制熱量的最小值，但R134a系統(tǒng)卻在工況3的情況下，當(dāng)補氣壓比為0.1時，制熱能力和系統(tǒng)COP均為最高值。

經(jīng)過上述分析可知，不同的制冷劑在相同的系統(tǒng)中其運行參數(shù)和實際性能往往會有很大的不同，這需要試驗進(jìn)行調(diào)整才能使系統(tǒng)運行更加完善。

3 結(jié)論

本文以準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水器為研究對象，通過建立系統(tǒng)熱力學(xué)模型，以市面上常用的3種制冷劑種類和補氣壓比作為變量進(jìn)行研究分析，得出以下結(jié)論：

(1)在環(huán)境干球溫度為20和2 ℃時，R134a、R410A、R22準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)隨著β1的升高，制熱量逐漸減小，系統(tǒng)COP先減小后增加。

(2)R410A相較于R22、R134a作為準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)而言，其制熱效果和COP更好。

(3)當(dāng)補氣壓比在0.3～0.5范圍內(nèi)系統(tǒng)COP最低，在干球溫度為-10 ℃時，R134a空氣源熱泵系統(tǒng)在補氣壓比為0.1時，其制熱量和系統(tǒng)COP均為最高。

(4)在低溫工況下無論系統(tǒng)工質(zhì)為R410A、R134a還是R22，其制熱性能和系統(tǒng)COP均急劇下降。