太陽能級間輔助兩級壓縮空氣源熱泵熱水器的性能研究

朱 穎 蘇詩蕊 許振飛 邵乃珩 邱國棟△

(1.中南建筑設(shè)計院股份有限公司,武漢;2.東北電力大學(xué),吉林)

0 引言

近年來,隨著“煤改電”政策的推行,我國北方等嚴(yán)寒地區(qū)需要大量具有超低溫運行功能的空氣源熱泵。超低溫空氣源熱泵技術(shù)成為研究熱點[1]。空氣源熱泵在低溫下會產(chǎn)生壓縮比大、排氣溫度高、循環(huán)性能差、制熱量不足、容易結(jié)霜等問題[2]。將太陽能集熱器系統(tǒng)與空氣源熱泵系統(tǒng)有機融合為一體,既能解決空氣源熱泵低溫性能差等問題,又能解決太陽能的能流低且不穩(wěn)定等問題,適合在北方寒冷地區(qū)推廣使用[3]。

現(xiàn)有的太陽能與空氣源熱泵集成系統(tǒng)形式很多,大致可分為兩類。一類是直接集熱太陽能到用戶所需的溫度,如太陽能集熱器與冷凝器并聯(lián)的制熱水系統(tǒng)等。武曉偉等人[4]、鄂闖等人[5]設(shè)計了一種太陽能與空氣源熱泵并聯(lián)供暖系統(tǒng),并通過分析該系統(tǒng)在嚴(yán)寒地區(qū)的運行情況,對系統(tǒng)控制策略進行了優(yōu)化。Vega等人研究了太陽能熱水系統(tǒng)與空氣源熱泵冷凝器并聯(lián)制熱的性能,該系統(tǒng)可同時滿足用戶的供暖和生活熱水需求[6]。Chen等人[7]、Li等人[8]和Yan等人[9]研究了新型直膨式太陽能輔助噴射式熱泵系統(tǒng),制冷劑在太陽能集熱器中吸收熱量后進入噴射器,有效改善了循環(huán)的性能系數(shù)和制熱能力,在所有運行條件下都能保持較高的效率。另一類集成系統(tǒng)是太陽能作為熱泵的低溫?zé)嵩?集熱溫度較低,略高于蒸發(fā)溫度,如太陽能直膨式熱泵系統(tǒng)、太陽能集熱器與蒸發(fā)器并聯(lián)的系統(tǒng)等。馬坤茹等人將太陽能集熱器和熱泵蒸發(fā)器合為一體,提出了新型太陽能/空氣能直膨式熱泵系統(tǒng),對比實驗表明其全天總制熱量較傳統(tǒng)空氣源熱泵提高約12%,且新系統(tǒng)在低溫狀態(tài)下的COP仍可達到3.46[10]。Chen等人提出了一種新型直膨式太陽能輔助噴氣增焓熱泵系統(tǒng),將太陽能集熱器置于再冷卻器前,并以太陽輻照度作為控制信號提出了2種運行模式,研究表明新系統(tǒng)在制熱能力與系統(tǒng)性能方面較傳統(tǒng)系統(tǒng)分別提高了42.9%和14.6%[11]。Chaturvedi等人將太陽能集熱器和蒸發(fā)器并聯(lián),設(shè)計了一種新型太陽能輔助熱泵系統(tǒng),根據(jù)太陽輻照度控制進入太陽能集熱器的制冷劑流量,結(jié)果表明,與傳統(tǒng)熱泵相比,新系統(tǒng)在冬季的性能改善較為明顯[12]。

然而,現(xiàn)有的集成系統(tǒng)均有自己的適用范圍,如上所述的第一類系統(tǒng)在室外溫度高、太陽輻照度高的工況下具有優(yōu)勢,第二類系統(tǒng)在室外溫度低、太陽輻照度低的工況下具有優(yōu)勢。但是,它們均無法保證在較寬的室外溫度和太陽輻照度范圍內(nèi)均高效運行,而實際的氣象條件是在很寬的范圍內(nèi)變化的,因此現(xiàn)有的集成系統(tǒng)并非最佳的集成方式。為此,筆者所在課題組提出了太陽能級間輔助兩級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng),該系統(tǒng)對于中等太陽輻照度或中等室外溫度具有極佳的適用性,由于實際條件下中等太陽輻照度和中等室外溫度占多數(shù),因此新系統(tǒng)具有顯著的優(yōu)勢[13]。但是文獻[13]僅對該系統(tǒng)在恒定條件下的制熱性能進行了研究。本文在此基礎(chǔ)上,針對制取生活熱水這一非穩(wěn)定工況進行研究,為新系統(tǒng)在熱泵熱水制取方面的應(yīng)用提供理論和技術(shù)支持。

1 系統(tǒng)原理

太陽能級間輔助兩級壓縮空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)(以下簡稱太陽能級間輔助系統(tǒng))原理如圖1所示,集熱器置于兩級壓縮的中間支路上,集熱溫度處于蒸發(fā)溫度和冷凝溫度之間。冷凝器出口的制冷劑液體分為兩路:1) 主蒸發(fā)路,流入經(jīng)濟器釋放熱量給中間噴射支路,由膨脹閥2控制進入主蒸發(fā)器的制冷劑流量,節(jié)流降壓至蒸發(fā)壓力后流入蒸發(fā)器,吸熱蒸發(fā)后進入低壓級壓縮機;2) 中間噴射支路,由膨脹閥1根據(jù)噴射過熱度控制中間噴射支路的制冷劑噴射量,節(jié)流降壓至中間噴射壓力后進入經(jīng)濟器,吸收主蒸發(fā)路制冷劑釋放的熱量后部分蒸發(fā),然后流入太陽能集熱器繼續(xù)吸熱蒸發(fā)為飽和氣體,并與低壓級壓縮機排出的過熱蒸氣在經(jīng)濟器中進行混合,混合后的氣體被高壓級壓縮機吸收,壓縮至冷凝壓力后排入冷凝器,完成一次循環(huán)。

圖1 太陽能級間輔助系統(tǒng)原理圖

太陽能集熱器置于中間噴射支路,可以使更多的噴射制冷劑蒸發(fā),所以中間噴射支路的膨脹閥開度大于傳統(tǒng)兩級壓縮系統(tǒng),中間壓力也高于傳統(tǒng)兩級壓縮系統(tǒng)。由于進入經(jīng)濟器的制冷劑的比焓低于低壓級壓縮機排氣的比焓,故該系統(tǒng)對排氣溫度的冷卻作用也大于傳統(tǒng)系統(tǒng),且噴射制冷劑質(zhì)量流量越大,排氣冷卻效果越好。因此,太陽能級間輔助系統(tǒng)不僅比現(xiàn)有系統(tǒng)有更寬的適用范圍,還可以拓寬壓縮機運行范圍,使之在更低的室外溫度下能安全高效地運行。

2 系統(tǒng)模型建立

2.1 壓縮機模型

壓縮機制冷劑質(zhì)量流量m為

(1)

式中ηv為壓縮機輸氣系數(shù);f為壓縮機運行頻率,Hz;s為壓縮機運行時的轉(zhuǎn)差率;V為理論輸氣量,m3/r;vs為壓縮機吸氣比體積,m3/kg。

壓縮機輸入功率Wi為

(2)

式中wt為壓縮機的理論比功,kW/kg;ηe為壓縮機在任意頻率下的綜合電效率。

將壓縮機的實際壓縮過程看作一個多變過程,則排氣溫度計算式為

(3)

式中Td、Ts分別為壓縮機排氣、吸氣溫度,K;pd、ps分別為壓縮機排氣、吸氣壓力,MPa;n為多變指數(shù),根據(jù)實驗數(shù)據(jù)擬合得到。

2.2 蒸發(fā)器模型

從制冷劑側(cè)來看,蒸發(fā)器吸熱量Qer可由制冷劑的比焓差來表示:

Qer=mcL(h1-h7)

(4)

式中mcL為低壓級壓縮機制冷劑質(zhì)量流量,kg/s;h1、h7分別為蒸發(fā)器出口、入口制冷劑比焓,J/kg。

從空氣側(cè)來看,其放熱量Qea可由空氣溫差來表示:

Qea=macpa(tai-tao)

(5)

式中ma為空氣的質(zhì)量流量,kg/s;cpa為空氣的比定壓熱容,J/(kg·℃);tai、tao分別為空氣側(cè)進口處、出口處的空氣溫度,℃。

2.3 冷凝器模型

冷凝器內(nèi)制冷劑側(cè)存在過熱區(qū)、兩相區(qū)和過冷區(qū)。制冷劑側(cè)的放熱量Qcr可由比焓差來表示:

Qcr=mcH(h4-h5)

(6)

式中mcH為高壓級壓縮機質(zhì)量流量,kg/s;h4、h5分別為冷凝器出口、入口制冷劑比焓,J/kg。

熱水側(cè)的得熱量Qcw可表示為

(7)

式中mw為熱水的質(zhì)量,kg;cpw為熱水的比定壓熱容,J/(kg·℃);tw為熱水平均溫度,℃;τ為時間,s;ULt為水箱的傳熱系數(shù),W/(m2·℃);At為水箱的表面積,m2;ta為室外溫度,℃。

以冷凝盤管的外表面積為基準(zhǔn),制冷劑和熱水的總傳熱量Qc可表示為

Qc=UcAcoΔtmc

(8)

式中Uc為冷凝盤管總換熱系數(shù),W/(m2·℃);Aco為冷凝盤管外表面積,m2;Δtmc為制冷劑和熱水的對數(shù)平均溫差,℃。

2.4 經(jīng)濟器模型

從熱流體和冷流體側(cè)來看,其放熱量Qrh、Qrc分別可由制冷劑的比焓差來表示:

Qrh=mcL(h5-h6)

(9)

Qrc=mij(h9-h8)

(10)

式(9)、(10)中h5和h6、h8和h9分別為經(jīng)濟器中熱流體、冷流體側(cè)的入口和出口制冷劑比焓,J/kg;mij為中間噴射支路制冷劑質(zhì)量流量,kg/s。

冷熱流體的總傳熱量Qi可表示為

Qi=UiAiΔtmi

(11)

式中Ui為經(jīng)濟器總換熱系數(shù),W/(m2·℃);Ai為經(jīng)濟器換熱面積,m2;Δtmi為冷熱流體的對數(shù)平均溫差,℃。

2.5 太陽能集熱器模型

集熱器為平板型太陽能集熱器,其可獲取的有效能Qu表達式為

Qu=AaF′[Irα-ULc(tf-ta)]

(12)

式中Aa為集熱面積,m2;F′為忽略管壁熱阻后的集熱器效率因子;I為太陽輻照度,W/m2;r為集熱器蓋板的透光率;α為吸熱板的吸收率;ULc為集熱器總熱損失系數(shù),W/(m2·℃);tf為集熱工質(zhì)溫度,℃。

2.6 節(jié)流閥模型

節(jié)流閥的進出口比焓不發(fā)生變化,質(zhì)量流量mE和流量系數(shù)ζE可用式(13)和式(14)表示:

(13)

(14)

式(13)、(14)中AE為電子膨脹閥的流通面積,m2;ρi為制冷劑密度,kg/m3;pin、po分別為節(jié)流閥進口、出口制冷劑壓力,Pa;vo為節(jié)流閥出口制冷劑比體積,m3/kg。

2.7 控制策略

主循環(huán)回路的控制策略為調(diào)節(jié)電子膨脹閥2的開度將壓縮機吸氣過熱度控制在5 ℃左右,具體措施為:當(dāng)室外溫度升高時,增大電子膨脹閥2開度,蒸發(fā)溫度升高,主循環(huán)回路的制冷劑流量增大;反之則減小電子膨脹閥2開度,蒸發(fā)溫度降低,主循環(huán)回路的制冷劑流量減小。吸氣過熱度始終控制在5 ℃左右可保證主循環(huán)回路高效運行。

噴射循環(huán)回路的控制策略為調(diào)節(jié)電子膨脹閥1的開度將噴射過熱度控制在5 ℃左右,具體措施為:當(dāng)太陽輻照度增大時,增大電子膨脹閥1的開度,噴射壓力和噴射制冷劑流量均增大;反之則減小電子膨脹閥1開度,噴射壓力和噴射制冷劑流量均減小。噴氣支路的噴射過熱度始終控制在5 ℃左右可保證噴射循環(huán)回路高效運行。

3 模擬結(jié)果分析與討論

模擬參數(shù)如表1所示。基于上述數(shù)學(xué)模型,利用MATLAB軟件模擬不同太陽輻照度和室外溫度下將150 L水從20 ℃加熱到50 ℃的系統(tǒng)運行特性。

表1 模擬參數(shù)

3.1 壓縮機排氣溫度的變化

壓縮機排氣溫度過高會影響壓縮機的可靠性。圖2、3顯示了不同太陽輻照度和室外溫度下高、低壓級壓縮機排氣溫度(以下簡稱高壓級、低壓級排氣溫度)和高壓級壓縮機吸氣溫度(以下簡稱高壓級吸氣溫度)隨加熱時間的變化。可以看出,整個加熱過程中的高、低壓級排氣溫度和高壓級吸氣溫度都隨著加熱時間而升高。由于中間支路噴射的制冷劑的比焓小于低壓級壓縮機的排氣比焓,所以中間補氣能起到降低低壓級排氣溫度的作用,高壓級吸氣口的溫度即為降低后的溫度。如圖2所示,高壓級吸氣口的溫度明顯低于低壓級排氣口溫度,并且可降低的溫度值隨著太陽輻照度的增大而增大。當(dāng)太陽輻照度I為0 W/m2時,能夠降低3～8 ℃;當(dāng)I為400 W/m2時,能夠降低10～17 ℃。這主要是因為太陽輻照度增大時,噴射支路的過熱度會增大,根據(jù)恒定過熱度的控制策略,此時電子膨脹閥1的開度會增大,從而增大了中間噴射支路的制冷劑質(zhì)量流量,增強了對排氣的冷卻效果。需要說明的是,電子膨脹閥1開度增大在增大補氣流量的同時也會增大補氣壓力,從而使噴射溫度有所提高,但流量的增大遠(yuǎn)大于溫度升高的影響,因此綜合效果仍然以強化冷卻排氣為主。

圖2 室外溫度為-20 ℃時太陽輻照度對壓縮機排氣、吸氣溫度的影響

圖3 太陽輻照度為300 W/m2時室外溫度對壓縮機排氣、吸氣溫度的影響

3.2 系統(tǒng)運行壓力的變化

分級耦合系統(tǒng)存在3個不同等級的壓力:低壓(pe)、中壓(pi)和高壓(pc)。圖4、5顯示了3種壓力隨加熱時間的變化。可以看出,整個加熱過程中pc和pi都隨加熱時間的延長而增大。蒸發(fā)壓力隨著室外溫度的升高而增大,但幾乎不受加熱時間的影響。

圖4 太陽輻照度為300 W/m2時室外溫度對系統(tǒng)運行壓力的影響

圖5 室外溫度為-20 ℃時太陽輻照度對系統(tǒng)運行壓力的影響

3.3 系統(tǒng)制熱量和熱水平均溫度的變化

圖6、7顯示了熱泵熱水器系統(tǒng)制熱量(Qg)和熱水平均溫度(tw)隨加熱時間的變化。

圖6 室外溫度為-20 ℃時太陽輻照度對熱水平均溫度和制熱量的影響

圖7 太陽輻照度為300 W/m2時室外溫度對熱水平均溫度和制熱量的影響

可以看出,整個加熱過程中Qg和tw都隨著加熱時間的延長近似呈線性增大,增大速率較為穩(wěn)定,這是因為熱水平均溫度升高導(dǎo)致壓縮機功耗增加,排氣溫度升高,供熱能力增大。

當(dāng)I分別為200、400 W/m2時,tw由20 ℃升高到50 ℃所需的時間分別為213、187 min,分別較傳統(tǒng)兩級壓縮熱泵(I=0 W/m2)縮短了11.62%、22.41%,平均每增大100 W/m2的太陽輻照度,大約可縮短13 min的加熱時間。如圖7所示,當(dāng)室外溫度為-10 ℃時,所需加熱時間為164 min,比室外溫度為-15 ℃時的181 min縮短了9.4%,室外溫度每升高1 ℃,加熱時間平均縮短3.6 min。

3.4 COP變化

圖8、9顯示了不同太陽輻照度和室外溫度下,熱泵熱水器系統(tǒng)COP隨加熱時間的變化。可以看出,整個加熱過程中COP都隨著加熱時間的延長而降低。這是因為隨著熱水平均溫度的升高,冷凝溫度升高,系統(tǒng)的COP會隨著冷凝溫度的升高而降低。

圖8 室外溫度為-20 ℃時太陽輻照度對COP的影響

圖9 太陽輻照度為300 W/m2時室外溫度對COP的影響

如圖8所示,當(dāng)太陽輻照度分別為0、200、400 W/m2時,整個熱水加熱過程中COP的平均值分別為2.97、3.15、3.41。由此可見,太陽能的引入顯著提高了系統(tǒng)的COP,輻照度越大,系統(tǒng)COP提高的幅度越大。如圖9所示,當(dāng)室外溫度分別為-10、-15、-20 ℃時,熱水加熱過程中系統(tǒng)COP的平均值分別為3.86、3.53、3.26。可見,室外溫度對COP的影響非常明顯。

3.5 系統(tǒng)運行最優(yōu)容積比

上文的分析是基于高、低壓級壓縮機容積比ε=0.6的模擬結(jié)果來開展的,并非最優(yōu)容積比,對于兩級壓縮熱泵系統(tǒng)而言,最優(yōu)容積比隨工況變化而變化。最優(yōu)容積比一般按照最大COP來確定。圖10給出了室外溫度為-20 ℃、太陽輻照度為200 W/m2和熱水平均溫度(tw)分別為20.0、27.5、35.0、42.5、50.0 ℃時熱泵熱水系統(tǒng)COP隨容積比ε的變化規(guī)律。可以看出,隨著ε的增大,COP先增大后減小,每種工況下都有一個最優(yōu)COP,并且最優(yōu)COP所對應(yīng)的容積比不同。tw分別為20.0、27.5、35.0、42.5、50.0 ℃時,最優(yōu)容積比分別為0.6、0.6、0.5、0.5、0.4。這表明,隨著tw的升高,最優(yōu)容積比逐漸減小。但是,只有當(dāng)tw升高到一定程度時,最優(yōu)COP所對應(yīng)的容積比才會發(fā)生改變。另外,當(dāng)tw較低時,COP受容積比的影響較大,如tw=20 ℃時,最大COP較最小COP可提高12.77%;反之,當(dāng)tw較高時,容積比對COP的影響則相對較小,如tw=50 ℃時COP最大能提升4.62%。

圖10 COP隨壓縮機容積比的變化

根據(jù)以上分析可知,為了使熱泵熱水器的COP時刻保持最優(yōu),需要隨著tw的升高而適當(dāng)?shù)亟档腿莘e比。因此本文提出使用變頻調(diào)速技術(shù)來驅(qū)動太陽能級間輔助熱泵熱水器中的高壓級壓縮機,通過調(diào)節(jié)高壓級壓縮機的工作頻率實現(xiàn)容積比的動態(tài)調(diào)整。

最優(yōu)高壓級壓縮機運行頻率與最優(yōu)容積比的對應(yīng)關(guān)系式如下:

(15)

式中fHo、fLo分別為高壓級、低壓級壓縮機的最優(yōu)運行頻率,Hz;εo為壓縮機最優(yōu)容積比;VcL、VcH分別為低壓級、高壓級壓縮機的理論輸氣量,cm3/r。

由式(15)可通過最優(yōu)壓縮機容積比間接得到某一水溫下高壓級壓縮機的最優(yōu)運行頻率。在本文研究工況下,熱水平均溫度、最優(yōu)容積比和高壓級壓縮機最優(yōu)運行頻率的對應(yīng)關(guān)系見表2。

表2 不同水溫下的最優(yōu)容積比和最優(yōu)頻率

本文所提出的新型系統(tǒng)旨在提升空氣源熱泵在寒冷或極寒地區(qū)運行時的制熱能力和效率,研究表明,該系統(tǒng)潛在的適用范圍為最冷月平均溫度在-20 ℃以上的寒冷及嚴(yán)寒地區(qū)。

4 結(jié)論

本文將太陽能級間輔助系統(tǒng)應(yīng)用于熱泵熱水器,采用仿真方法研究了150 L水從20 ℃加熱到50 ℃時熱泵熱水器的系統(tǒng)運行特性,并以系統(tǒng)COP最大為目標(biāo),提出了熱水加熱過程中的性能優(yōu)化方法。主要結(jié)論如下:

1) 太陽輻照度的增大和室外溫度的升高都會導(dǎo)致中間噴射壓力提高,中間噴射支路制冷劑質(zhì)量流量及系統(tǒng)的制熱量和COP均增大。壓縮機排氣溫度隨著室外溫度的升高及太陽輻照度的增大而降低。

2) 隨著高、低壓級壓縮機容積比ε的增大,COP先增大后減小,存在最優(yōu)COP,且最優(yōu)COP所對應(yīng)的容積比不同。隨著tw的升高,最優(yōu)容積比逐漸減小。但是,只有當(dāng)tw升高到一定程度時,最優(yōu)COP所對應(yīng)的容積比才會發(fā)生改變。

3) 高壓級壓縮機變頻調(diào)速可實現(xiàn)容積比ε的動態(tài)調(diào)節(jié),使系統(tǒng)COP時刻保持最優(yōu)。當(dāng)熱水平均溫度較低時,壓縮機容積比對熱泵性能的影響更顯著,最優(yōu)容積比對應(yīng)的最佳COP比最小COP提高了12.77%。