壓縮機中間補氣的經(jīng)濟器熱泵循環(huán)性能分析

沈九兵，魯升芳，武曉昆，陳文卿

(1.江蘇科技大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院， 鎮(zhèn)江 212003) (2.西安交通大學(xué) 蘇州研究院, 蘇州 215000)

隨著全球人口的不斷增長和經(jīng)濟的高速發(fā)展,建筑物能源也日顯突出,據(jù)統(tǒng)計建筑物能耗約占全球總能的40%[1],在全球能源危機日益突出的背景下,建筑節(jié)能已經(jīng)成為建設(shè)綠色環(huán)保新城市的關(guān)鍵問題．熱泵技術(shù)憑借其自身的優(yōu)勢,在供暖和空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能與環(huán)境保護方面發(fā)揮著重要作用．

在所有熱泵熱源中,空氣利用最方便,并且數(shù)量大、對環(huán)境無污染,因此空氣源熱泵近年來得到了很大的發(fā)展．為了克服空氣源熱泵低溫工況下性能嚴(yán)重衰減的問題,國內(nèi)外學(xué)者提出了帶經(jīng)濟器的熱泵循環(huán),并進行了大量的理論和實驗研究．文獻[2]針對閃發(fā)器式和換熱器式經(jīng)濟器熱泵的性能優(yōu)化進行了理論分析,結(jié)果表明:雖然閃發(fā)器式熱泵的最大制熱量較高,但其補氣參數(shù)的調(diào)節(jié)范圍小于換熱器式熱泵,調(diào)控性能較差;文獻[3]對使用R407C的閃發(fā)器式和換熱器式經(jīng)濟器系統(tǒng)分別進行實驗研究,驗證了換熱器式系統(tǒng)的補氣壓力和補氣量較閃發(fā)器式系統(tǒng)的調(diào)節(jié)范圍要寬;文獻[4-5]提出一種兩級節(jié)流的經(jīng)濟器熱泵循環(huán),并對不同形式經(jīng)濟器熱泵系統(tǒng)進行對比實驗,證明了所提出的兩級節(jié)流方案能有效提高經(jīng)濟器的換熱量,進而提高系統(tǒng)性能;文獻[6]針對補氣對3種不同CO2經(jīng)濟器熱泵性能的影響進行了實驗研究,指出在環(huán)境溫度-15℃時,帶補氣的換熱器式熱泵較不補氣系統(tǒng)制熱量和制熱能效COP最大分別提升了18.3%和9.4%;文獻[7]對使用R410A制冷劑的補氣熱泵系統(tǒng)進行了試驗研究,結(jié)果表明壓縮機的工作腔是最佳的補氣位置選擇；文獻[8]對使用渦旋壓縮機的換熱器式熱泵系統(tǒng)進行熱力分析,對一臺實際熱泵機組性能進行了預(yù)測,得出結(jié)論:隨著相對補氣壓力升高,系統(tǒng)制熱量增加,制冷量存在最優(yōu)值,COP變化不大;文獻[9]針對補氣壓力對經(jīng)濟器制冷循環(huán)性能的影響進行實驗研究,驗證了隨著補氣壓力的變化,系統(tǒng)制冷量存在最優(yōu)值;文獻[10]對主回路及補氣回路均使用電子膨脹閥的經(jīng)濟器熱泵熱水機進行實驗研究,發(fā)現(xiàn)通過電子膨脹閥開度調(diào)節(jié),使主回路中制冷劑流量最大,補氣為飽和狀態(tài)時系統(tǒng)性能最佳;文獻[11]針對補氣量對經(jīng)濟學(xué)熱泵性能的影響進行實驗研究,結(jié)果表明:當(dāng)補氣量為系統(tǒng)總流量的10%～14%時,系統(tǒng)COP最優(yōu)．

根據(jù)上述分析可知:目前經(jīng)濟器熱泵的研究主要集中在不同經(jīng)濟器形式的系統(tǒng)性能對比及補氣參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響,而針對壓縮機補氣孔口位置變化對系統(tǒng)最優(yōu)補氣參數(shù)及性能的影響研究較少．文中介紹多種壓縮機中間補氣的經(jīng)濟器熱泵循環(huán),并針對性能較優(yōu)的兩級節(jié)流的經(jīng)濟器循環(huán)提出了改進方案;隨后建立了通用的壓縮機中間補氣經(jīng)濟器熱泵循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型,并以空氣源熱泵熱水機為例,計算并分析了蒸發(fā)溫度、補氣孔口位置和補氣壓力對系統(tǒng)性能的影響,從系統(tǒng)設(shè)計出發(fā)討論了換熱器式經(jīng)濟器系統(tǒng)的經(jīng)濟器換熱量變化特性．

1 系統(tǒng)簡介

根據(jù)噴入壓縮機補氣孔口制冷劑氣體產(chǎn)生方式的不同,經(jīng)濟器熱泵循環(huán)主要分為:閃發(fā)器式(flash tank,FT)和換熱器式(sub-cooler,SC)經(jīng)濟器熱泵循環(huán),根據(jù)制冷劑節(jié)流位置的不同,換熱器式經(jīng)濟器熱泵循環(huán)又可分為經(jīng)濟器前節(jié)流循環(huán)(expansion before sub-cooler,EBSC)、經(jīng)濟器后節(jié)流循環(huán)(expansion after sub-cooler,EASC)和兩級節(jié)流循環(huán)(double expansion sub-cooler,DESC)．

圖1為閃發(fā)器式經(jīng)濟器熱泵循環(huán)的流程圖及其壓焓圖,冷凝器出來的制冷劑液體經(jīng)補氣回路膨脹閥EEV2節(jié)流后進入閃發(fā)器,閃發(fā)出的飽和制冷劑蒸氣進入壓縮機補氣口,液體制冷劑則經(jīng)主回路膨脹閥EEV1節(jié)流后進入蒸發(fā)器,蒸發(fā)得到的低壓蒸氣從壓縮機吸氣口吸入,在壓縮過程中與補氣口補入的制冷劑氣體混合,而后一起繼續(xù)被壓縮并排出,排出后的壓縮蒸氣進入冷凝器冷凝為具有一定過冷度的制冷劑液體,并繼續(xù)下一循環(huán)．

圖1 閃發(fā)器式熱泵循環(huán)(FT)

圖2為經(jīng)濟器前節(jié)流熱泵循環(huán)的基本流程和壓焓圖,冷凝器出來的液體制冷劑分兩路,一路經(jīng)補氣回路膨脹閥EEV2節(jié)流至中間壓力,隨后流入經(jīng)濟器,另一路則直接進入經(jīng)濟器,與中間壓力的制冷劑進行換熱,被進一步冷卻后再經(jīng)過主回路膨脹閥EEV1節(jié)流后進入蒸發(fā)器,中間壓力的制冷劑則吸熱蒸發(fā)后經(jīng)補氣口補入壓縮機中,與蒸發(fā)器出來的蒸氣一起被壓縮機壓縮后進入冷凝器．

圖2 經(jīng)濟器前節(jié)流熱泵循環(huán)(EBSC)

圖3為經(jīng)濟器后節(jié)流循環(huán)的流程圖及其壓焓圖,與EBSC的主要區(qū)別在于:從冷凝器出來的制冷劑液體全部進入經(jīng)濟器中放熱,過冷度升高后流出經(jīng)濟器的制冷劑分兩路,一路經(jīng)過主回路膨脹閥EEV1節(jié)流后進入蒸發(fā)器,另一路則經(jīng)過補氣路膨脹閥EEV2節(jié)流至中間壓力后再進入經(jīng)濟器吸熱蒸發(fā),隨后經(jīng)補氣口進入壓縮機．

圖3 經(jīng)濟器后節(jié)流熱泵循環(huán)(EASC)

圖4為文獻[4]提出的兩級節(jié)流經(jīng)濟器循環(huán)的流程及壓焓圖,冷凝器出來的制冷劑液體先經(jīng)膨脹閥EEV3節(jié)流至某一中間壓力后再分兩路,一路經(jīng)補氣回路膨脹閥EEV2節(jié)流后進入經(jīng)濟器吸熱蒸發(fā)后,通過補氣口進入壓縮機;另一路直接進入經(jīng)濟器放熱增加過冷度,隨后繼續(xù)經(jīng)過膨脹閥EEV1節(jié)流后進入蒸發(fā)器．

考慮到膨脹閥EEV3膨脹至中間壓力的制冷劑進入到兩相區(qū),再經(jīng)過補氣路時會對膨脹閥EEV2的流量特性有較大的影響,文中提出改進后的兩級節(jié)流經(jīng)濟器熱泵循環(huán)及其壓焓圖(圖5)．冷凝器出來的制冷劑液體一路直接通過補氣路膨脹閥EEV2膨脹后進入經(jīng)濟器,另一路則通過膨脹閥EEV3一級節(jié)流后再進入經(jīng)濟器過冷,隨后通過二級膨脹閥EEV1節(jié)流進入蒸發(fā)器,對比圖4和圖5可知,改進前后系統(tǒng)的壓焓圖并沒發(fā)生變化．

圖4 經(jīng)濟器后節(jié)流熱泵循環(huán)(DESC)

圖5 改進后經(jīng)濟器后節(jié)流熱泵循環(huán)(DESC)

2 理論分析模型與計算工況

為了對壓縮機中間補氣的不同經(jīng)濟器熱泵循環(huán)進行性能的理論分析,需要建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型,在滿足一定準(zhǔn)確性的前提下,可做如下假設(shè):

(1) 忽略制冷劑流動壓力損失,膨脹閥節(jié)流過程為等焓過程;

(2) 因為補氣時間極短,一邊補氣一邊壓縮的過程簡化為等容混合、絕熱增壓過程[12];

(3) 壓縮機補氣孔口位置能保證補氣壓力高于壓縮機內(nèi)補氣孔口對應(yīng)位置的蒸氣壓力;

(4) 通過補氣口進入壓縮機的均為飽和制冷劑蒸氣.

2.1 壓縮模型

因為補氣孔口前后,壓縮機內(nèi)被壓縮的制冷劑蒸氣質(zhì)量會發(fā)生變化,定義壓縮蒸氣與補氣孔口接觸前的壓縮過程為準(zhǔn)一級壓縮,而補氣孔口之后到壓縮機排氣為準(zhǔn)二級壓縮,準(zhǔn)一級完成從吸氣壓力p1到p2的壓縮,其壓比由補氣孔口位置決定:

(1)

(2)

準(zhǔn)一級壓縮終了的蒸氣首先會與通過補氣口進入的制冷劑氣體混合,從壓力p2變化p3,然后繼續(xù)被壓縮至壓縮機排氣壓力p4,對應(yīng)的計算模型為:

(3)

(4)

式中:ε為準(zhǔn)一級和準(zhǔn)二級壓縮的壓比;κ為制冷劑絕熱過程指數(shù);h為制冷劑焓值，kJ·kg-1;ηs為壓縮過程絕熱效率．

2.2 補氣壓縮過程

(1) 補氣的產(chǎn)生過程

根據(jù)制冷劑兩相區(qū)的比例關(guān)系以及經(jīng)濟器的能量守恒,補氣回路與循環(huán)主回路制冷劑之間存在如下關(guān)系:

EBSC循環(huán)

(h5-h6)=x(h9-h8)

(5)

EASC循環(huán)

(1+x)(h5-h6)=x(h9-h7)

(6)

DESC循環(huán)

(h6-h7)=x(h10-h9)

(7)

FT循環(huán)

(h8-h6)=x(h9-h8)

(8)

式中:x為相對補氣量,即補氣質(zhì)量與主回路制冷劑質(zhì)量流量的比值．

(2) 補氣壓縮過程

在補氣過程簡化為等容混合、絕熱增壓過程的假設(shè)下,混合過程計算模型如下:

(9)

(10)

(11)

式中:R為制冷劑理想氣體常數(shù);ξp為補氣壓縮過程壓力損失系數(shù);ξv為補氣壓縮過程容積變化系數(shù)．

2.3 性能參數(shù)

制熱量:

Qc=qmc(h4-h5)

(12)

壓縮機功率:

W=qme(h2-h1)+qmc(h4-h3)

(13)

性能系數(shù):

COP=Qc/W

(14)

式中:qmc為冷凝器中制冷劑流量，kg·s-1;qme為蒸發(fā)器中制冷劑流量，kg·s-1．

2.4 計算工況及補氣壓力選擇

以帶經(jīng)濟器的空氣源熱泵熱水機在低溫工況下的性能優(yōu)化研究為例,選取計算工況:模擬計算時冷凝溫度固定為45℃,蒸發(fā)溫度分別取為:-25℃、-20℃、-15℃、-10℃、-5℃,由補氣孔口位置決定的準(zhǔn)一級壓比變化范圍為1.2～2．

為了使補氣壓力不低于壓縮機準(zhǔn)一級壓縮終了壓力,也不高于會造成補氣噴射過程壅塞的臨界壓力,將補氣壓力pinj定義為蒸發(fā)壓力pe和冷凝壓力pc的幾何平均函數(shù):

(15)

式中:a為補氣壓力系數(shù)．

同時,補氣壓力臨界值/最大值滿足如下關(guān)系:

(16)

3 計算結(jié)果與討論

為完成循環(huán)的理論計算,研究補氣孔口位置及蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)性能的影響，固定相關(guān)參數(shù)為壓縮機理論氣量為14 m3·h-1，壓縮機容積效率為0.85，準(zhǔn)一級和準(zhǔn)二級壓縮絕熱效率均為0.6，補氣壓縮過程的容積變化系數(shù)為0.9，蒸發(fā)器出口的過熱度為5℃，冷凝器出口的過冷度為5℃．根據(jù)系統(tǒng)性能參數(shù)計算式(12)～(14),可知所提出的數(shù)學(xué)模型下,不同經(jīng)濟器循環(huán)的性能計算結(jié)果是一致的,如下計算結(jié)果分析時不做區(qū)分．

3.1 補氣壓力及準(zhǔn)一級壓比對系統(tǒng)性能的影響

固定蒸發(fā)溫度為-25℃、冷凝溫度45℃,通過改變補氣壓力系數(shù)a調(diào)整補氣壓力,利用前述數(shù)學(xué)模型,計算可得不同補氣孔口位置或準(zhǔn)一級壓比下,系統(tǒng)制熱量、壓縮機功率和COP隨補氣壓力的變化關(guān)系,如圖6～8．

圖6 不同準(zhǔn)一級壓比時制熱量隨補氣壓力的變化

圖7 不同準(zhǔn)一級壓比時壓縮功率隨補氣壓力的變化

圖8 不同準(zhǔn)一級壓比時COP隨補氣壓力的變化

從圖中可知:當(dāng)準(zhǔn)一級壓縮壓比保持不變時,系統(tǒng)制熱量、壓縮機功率及COP均隨補氣壓力的增加而增加．這是因為補氣量隨補氣壓力增加而增加,進而壓縮蒸氣質(zhì)量增加,系統(tǒng)制熱量和壓縮機功率隨之增長,但制熱量增加幅度高于壓縮機功率的增加幅度,所以系統(tǒng)COP也隨補氣壓力增加而不斷上升．

此外,在相同補氣壓力下,準(zhǔn)一級壓縮比越小,系統(tǒng)制熱量、COP越大．這是由于蒸發(fā)溫度一定時,壓縮機吸氣壓力不變,隨著準(zhǔn)一級壓比的減小,準(zhǔn)一級壓縮終了壓力降低,使得補氣過程中壓差增大,更多的制冷劑氣體噴入到壓縮機中間壓縮腔內(nèi),最終使得系統(tǒng)COP不斷增長．因為壓縮機準(zhǔn)一級壓縮壓比的大小是由補氣口位置決定的,所以根據(jù)理論計算結(jié)果,補氣孔口設(shè)置在吸氣結(jié)果時刻對應(yīng)的位置較為理想，此時準(zhǔn)一級壓縮壓比較小,系統(tǒng)性能參數(shù)較優(yōu)．需要說明的是,系統(tǒng)實際運行時的補氣孔口位置還需要考慮補氣過熱度對壓縮機排氣溫度及功率的影響,進一步進行優(yōu)化．

3.2 蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)最優(yōu)制熱量的影響

根據(jù)前述分析可知:固定工況下,補氣壓力達到最大值時,系統(tǒng)制熱量最優(yōu),通過進一步計算得到系統(tǒng)最優(yōu)制熱量隨蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系(圖9),并與不補氣時的系統(tǒng)制熱量進行對比分析,找到系統(tǒng)補氣與不補氣之間切換的最佳工況點．計算時,準(zhǔn)一級壓比取為1.5,補氣過程壓力損失系數(shù)為0.2～0.4,補氣壓力越大,該值越小．

圖9 不同蒸發(fā)溫度時系統(tǒng)制熱量的變化

從圖9可以看出:補氣時最優(yōu)制熱量與不補氣時的制熱量均隨蒸發(fā)溫度升高而增加,但補氣對系統(tǒng)制熱量的提升幅度隨蒸發(fā)溫度增高而逐漸減?。到y(tǒng)制熱量的增加主要是因為壓縮機吸氣比容隨蒸發(fā)溫度升高而降低,參與系統(tǒng)循環(huán)的制冷劑流量增加．對補氣系統(tǒng)而言,準(zhǔn)一級壓縮終了壓力隨壓縮機吸氣溫度升高而增加,補氣過程壓差隨之減小,進而補氣量逐漸降低,補氣對系統(tǒng)制熱量的提升效果也不斷減?。?/p>

在實際運行過程中,隨著環(huán)境溫度的升高,制冷劑蒸發(fā)溫度不斷增加,補氣對系統(tǒng)性能的提升作用不斷減弱,因此,在滿足熱泵熱水機制熱量要求的條件下,可以將補氣與不補氣的制熱量相接近時的環(huán)境溫度作為切換點,從而使得環(huán)境溫度變化時系統(tǒng)能效也能保持較優(yōu)值．

3.3 蒸發(fā)溫度和補氣壓力對經(jīng)濟器換熱量的影響

特定工況下，經(jīng)濟器換熱量Qsc是換熱器式經(jīng)濟器熱泵循環(huán)的重要設(shè)計參數(shù)之一.根據(jù)前述數(shù)學(xué)模型,固定準(zhǔn)一級壓縮比為1.5，不同補氣壓力和蒸發(fā)溫度時,經(jīng)濟器換熱量的變化曲線(圖10).由圖可知:同一補氣壓力時,經(jīng)濟器換熱量隨蒸發(fā)溫度的降低而逐漸增加,不同蒸發(fā)溫度下,經(jīng)濟器換熱量都隨補氣壓力的增加而增加．為滿足不同環(huán)境溫度下經(jīng)濟器換熱量的需求,經(jīng)濟器的額定換熱量應(yīng)取最大值,文中計算結(jié)果,經(jīng)濟器換熱量在0.2～1.35 kW范圍內(nèi)變化,系統(tǒng)經(jīng)濟器額定換熱量就應(yīng)達到1.35 kW．

圖10 不同蒸發(fā)溫度下經(jīng)濟器換熱量隨補氣壓力的變化

系統(tǒng)實際運行時,經(jīng)濟器兩側(cè)的換熱溫差會隨補氣壓力的升高而減小,補入壓縮機的制冷劑蒸汽會存在過熱度的變化,而非文中假設(shè)的飽和蒸氣,此外補氣過熱度對壓縮機排氣溫度也會有一定影響,壓縮機絕熱效率也并非定值,相應(yīng)的系統(tǒng)性能隨工況參數(shù)的變化關(guān)系需要以模擬計算為指導(dǎo),進行進一步的實驗研究．

4 結(jié)論

文中基于4種不同形式的帶壓縮機中間補氣的經(jīng)濟器熱泵循環(huán),建立通用的數(shù)學(xué)模型,以熱泵熱水機運行工況為例進行模擬計算．根據(jù)計算結(jié)果,分析與討論蒸發(fā)溫度、補氣孔口位置和補氣壓力對系統(tǒng)性能的影響,得到如下結(jié)論:

(1) 不同蒸發(fā)溫度條件下,準(zhǔn)一級壓比一定時,系統(tǒng)制冷量和壓縮機功率均隨補氣壓力的增加而增加．

(2) 一定工況下,系統(tǒng)COP也隨補氣壓力增加而增大,并在不造成補氣壅塞的最大壓力時,取得最優(yōu)值．

(3) 隨著蒸發(fā)溫度的上升,補氣對系統(tǒng)性能的提升作用逐漸減弱,實際運行時應(yīng)在保證系統(tǒng)制熱量需求的前提下，選擇合適的帶經(jīng)濟器循環(huán)與常規(guī)循環(huán)間切換對應(yīng)的環(huán)境溫度．

(4) 換熱器式經(jīng)濟器循環(huán)的經(jīng)濟器額定換熱量需要滿足不同運行工況下最大經(jīng)濟器換熱量的需求．

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