劉桂蘭， 袁 泉， 梁平原

（1.廣州鐵路職業(yè)技術學院 機械與電子學院，廣東 廣州 510430；2.吉首大學 信息科學與工程學院，湖南 吉首 416000）

閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)與單級壓縮系統(tǒng)性能比較

劉桂蘭1， 袁 泉1， 梁平原2

（1.廣州鐵路職業(yè)技術學院 機械與電子學院，廣東 廣州 510430；2.吉首大學 信息科學與工程學院，湖南 吉首 416000）

文章建立了帶閃發(fā)器前節(jié)流的渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)的數(shù)學模型，以哈爾濱的氣象參數(shù)為例，利用迭代算法，對帶閃發(fā)器的熱泵系統(tǒng)進行了模擬仿真計算，比較了補氣系統(tǒng)和單級壓縮系統(tǒng)的性能，得出閃發(fā)器系統(tǒng)模式和普通單級壓縮系統(tǒng)模式的最佳切換區(qū)域。

熱泵系統(tǒng)；閃發(fā)器；單級壓縮；渦旋壓縮機；低溫制熱

隨著我國經(jīng)濟近幾年的高速發(fā)展，國民的生活水平有了顯著的提高。熱泵空調(diào)機組尤其是空氣源熱泵空調(diào)機組在我國長江中下游地區(qū)得到廣泛的應用［1］。而對于我國北方寒冷地區(qū)，長期依靠燃煤、燃油取暖，嚴重的空氣污染給環(huán)境帶來巨大壓力，因此，對于以上地區(qū)，探尋出一種清潔、節(jié)能的取暖方式已成為當務之急。空氣源熱泵是環(huán)保型高效節(jié)能的供熱裝置，其低位熱源是環(huán)境空氣，具有無污染物排放的特點，符合供暖的理想模式。目前，我國空氣源熱泵應用日趨廣泛，在建筑節(jié)能、替代燃煤供熱等工程中發(fā)揮著越來越重要的作用?？諝庠礋岜靡噪娔転轵?qū)動力，將室外環(huán)境空氣作為冷、熱源，向被調(diào)節(jié)對象提供冷、熱量。這種環(huán)保、高效的能源供給方式在低位能源利用方面具有明顯的競爭優(yōu)勢。但在北方冬季采暖季節(jié)隨著環(huán)境溫度的降低，其制熱系數(shù)受蒸汽壓縮循環(huán)特性的限制，會迅速衰減，無法正常工作，從而限制了空氣源熱泵的應用范圍。針對這一問題，有學者提出了帶經(jīng)濟器的渦旋熱泵系統(tǒng)，有效地解決了空調(diào)熱泵系統(tǒng)在低溫工況下制熱能力不足和壓縮機排氣溫度過高等問題［2－6］，使熱泵系統(tǒng)的應用范圍得到了擴展。但由于環(huán)境溫度特別低的情況持續(xù)時間一般較短，因而系統(tǒng)的整體經(jīng)濟性變得非常差。如何兼顧機組在正常的制冷／制熱以及低溫制熱工況下運行時的經(jīng)濟性和可靠性，使系統(tǒng)根據(jù)室外溫度的變化，進行不同運行模式的切換，有關這方面的研究比較少，為此，筆者建立了帶閃發(fā)器前節(jié)流的渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)的數(shù)學模型，以哈爾濱的氣象參數(shù)為例，利用迭代算法，對帶閃發(fā)器的熱泵系統(tǒng)進行了模擬仿真計算，比較了閃發(fā)器補氣系統(tǒng)和普通單級壓縮系統(tǒng)的性能，得出閃發(fā)器系統(tǒng)模式和普通單級壓縮系統(tǒng)模式的最佳切換區(qū)域，使系統(tǒng)根據(jù)室外溫度的變化進行運行模式的切換，保證系統(tǒng)既可靠又經(jīng)濟地運行，提高系統(tǒng)的整體運行經(jīng)濟性。

1 閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)循環(huán)

經(jīng)濟器系統(tǒng)的基本型式有2種：閃發(fā)器系統(tǒng)和過冷器系統(tǒng)，閃發(fā)器系統(tǒng)又可分為閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)和閃發(fā)器后節(jié)流系統(tǒng)，閃發(fā)器前節(jié)流是兩級節(jié)流的經(jīng)濟器系統(tǒng)［7］。

閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)

該系統(tǒng)采用帶輔助進氣口的渦旋壓縮機。渦旋壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑氣體（3點），經(jīng)冷凝器將熱量傳遞給載熱介質(zhì)后變?yōu)橐后w（4點），升溫后的載熱介質(zhì)可用于采暖或其他用途。從冷凝器出來的高壓制冷劑液體經(jīng)膨脹閥A節(jié)流到某一壓力變?yōu)槠夯旌衔铮?′點）后進入閃發(fā)器，在閃發(fā)器中，處于上部的閃發(fā)蒸汽通過輔助進氣口（6點）被壓縮機吸入，此回路稱為輔路；蒸汽的不斷閃發(fā)致使閃發(fā)器下部的液體過冷，過冷后的液體（5點）再經(jīng)膨脹閥B節(jié)流到蒸發(fā)壓力（5′點）后進入蒸發(fā)器，此回路稱為主路。在蒸發(fā)器內(nèi)，主路的制冷劑吸收低溫環(huán)境中的熱量而變?yōu)榈蛪簹怏w通過吸氣口（1點）被壓縮機吸入，壓縮到一定壓力后（2點）和輔路吸入的制冷劑（6點）在壓縮機工作腔內(nèi)混合（2′點），再進一步壓縮后排出壓縮機外（3點），從而構成了封閉的工作循環(huán)［8］。

2 數(shù)學模型的建立

這里以帶閃發(fā)器前節(jié)流的渦旋壓縮機熱泵系統(tǒng)為例，將渦旋壓縮機的補氣過程模型簡化為絕熱增壓、等容混合的過程，不考慮補氣過程的壓力損失，應用變工質(zhì)的熱力學第一定律，則壓縮機所能容納的中壓相對補氣量可以表示為：

計算時，若考慮補氣過程中壓力損失，則（1）式成為：

其中，mb為通過補氣回路的制冷劑流量；m0為蒸發(fā)器的制冷劑流量；mk為冷凝器的制冷劑流量；v2為點2的制冷劑比容；R為制冷劑的氣體常數(shù)；k為制冷劑的等熵指數(shù)；T6為點6的制冷劑溫度；p2、p6為點2、6的制冷劑壓力；ξp為補氣過程的壓力損失系數(shù)，其值由實驗確定，取值范圍為0.2～0.4。

影響補氣過程的壓力損失系數(shù)的主要因素為中間補氣壓力，中間補氣壓力越大，取值越??；反之，取值越大。

根據(jù)閃發(fā)器的能量平衡方程（1＋a2）h4＝a2h6＋h5，閃發(fā)器能夠供給的相對補氣量即循環(huán)相對閃發(fā)蒸汽量可以表示為：

其中，h4、h5、h6分別表示狀態(tài)4點、5點、6點的焓值。由（2）式可知，壓縮機所能容納的中壓相對補氣量隨中間補氣壓力的升高而升高，而由（3）式可知，閃發(fā)器的相對閃發(fā)蒸汽量隨中間補氣壓力的升高而降低，因此必然存在中間補氣壓力使a1＝a2，此時系統(tǒng)達到平衡并處于穩(wěn)定的運行狀態(tài)，所對應的中間補氣壓力稱為平衡補氣壓力。

3 模擬仿真計算

3.1 迭代算法與計算流程

平衡補氣壓力的求得可通過迭代的方法，計算時應先假定中間補氣壓力pm，根據(jù)補氣－壓縮過程的計算模型、閃發(fā)器的能量平衡方程式分別計算出a1、a2，看a1、a2的誤差是否小于設定值，并且保證補氣－壓縮結束時壓縮腔中的制冷劑壓力小于中間補氣壓力pm，結束迭代過程，否則重新假定中間補氣壓力pm，繼續(xù)迭代計算。整個補氣－壓縮過程的迭代算法如圖2所示。

圖2 補氣－壓縮過程迭代算法

以國內(nèi)某廠生產(chǎn)的渦旋壓縮機為例，對閃發(fā)器前節(jié)流循環(huán)進行了模擬仿真計算，整個模擬仿真計算流程如下所述。

（1）輸入物性常系數(shù)、壓縮機的參數(shù)和計算工況；具體數(shù)值見以下3.2。

（2）求出無補氣的單級壓縮系統(tǒng)的性能參數(shù)值，進行補氣前內(nèi)壓縮過程的性能計算；主要計算指標為制熱量、制熱COP、電功率、排氣溫度等。

（3）根據(jù)補氣－壓縮過程的迭代計算模型計算補氣結束時的參數(shù)，進行補氣結束后內(nèi)壓縮過程的性能計算，計算出閃發(fā)器系統(tǒng)的主要性能指標；主要計算指標同以上步驟（2）。

（4）計算結束。

3.2 蒸發(fā)溫度與壓縮機參數(shù)的確定

在我國，帶閃發(fā)器的熱泵系統(tǒng)主要應用于我國長江以北地區(qū)。以哈爾濱為例，哈爾濱的氣象參數(shù)如圖3、圖4所示，選定蒸發(fā)溫度分別為0、－5、－10、－15、－20、－25℃時，對閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)和普通單級壓縮系統(tǒng)進行熱力計算分析。

選定壓縮機的主要技術參數(shù)如下：吸氣容積為80cm3／rev，額定輸入功率為4.55kW，壓縮機轉速為2 800r／min，額定工作電流為8.6A，制冷劑為R22。根據(jù)渦旋壓縮機的產(chǎn)品樣本，其額定工況的吸入氣體過熱度為11.1℃，過冷卻度為8.3℃，因此模擬仿真計算時假設壓縮機的吸氣過熱為10℃，冷凝出來的液體過冷5℃；壓縮機的絕熱效率取0.85，冷凝溫度為45℃；蒸發(fā)溫度分別為0、－5、－10、－15、－20、－25℃，中間壓力為0.9MPa［4］。

圖3 哈爾濱全年氣候參數(shù)

圖4 哈爾濱最冷月干球溫度變化

3.3 計算

根據(jù)制冷劑lgp－h(huán)的性質(zhì)確定各狀態(tài)點的焓：

當工作循環(huán)各狀態(tài)點的焓確定之后，根據(jù)各性能參數(shù)之間的關系，可以求出機組的主要性能指標。

制熱量：

制冷量：

壓縮功：

制熱COP：

4 計算結果分析

對閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)和普通單級壓縮系統(tǒng)進行模擬仿真的計算結果如圖5～圖8所示。從圖5～圖7的數(shù)據(jù)可以看出，補氣系統(tǒng)模式在室外氣溫較低時，提高制熱量和制熱COP、降低壓縮機的排氣溫度方面有著明顯的優(yōu)勢，但是這種優(yōu)勢隨著蒸發(fā)溫度的上升將趨于下降。

從系統(tǒng)制熱量的角度來看，到蒸發(fā)溫度為－5℃時，補氣一直可以增大系統(tǒng)的制熱量；但是就制熱COP而言，在蒸發(fā)溫度為－10℃時，閃發(fā)器系統(tǒng)模式的制熱COP僅比單級系統(tǒng)提高了2.8%，因此當蒸發(fā)溫度高于－10℃時，補氣所帶來的改善效果比較微弱。

圖5 單級系統(tǒng)與閃發(fā)器系統(tǒng)制熱量比較

圖6 單級系統(tǒng)與閃發(fā)器系統(tǒng)制熱COP比較

圖7 單級系統(tǒng)與閃發(fā)器系統(tǒng)排氣溫度比較

圖8 單級系統(tǒng)與閃發(fā)器系統(tǒng)電功率比較

從圖8電功率隨蒸發(fā)溫度的變化情況中可以看出，閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)和普通單級系統(tǒng)的電功率隨著蒸發(fā)溫度的變化趨勢有著很大的不同：閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)的電功率隨著蒸發(fā)溫度的降低而升高，只是升高的幅度不大；普通單級系統(tǒng)的電功率隨著蒸發(fā)溫度的降低基本呈線性降低。其主要原因是：當冷凝溫度不變而蒸發(fā)溫度降低時，意味著壓縮機的吸氣壓力降低而使其承受的壓力比增加，對于普通單級系統(tǒng)，這時由于壓縮機輸氣量的明顯減小而使壓縮機消耗的電功率降低；對于閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)，這時雖然壓縮機的吸氣量明顯減少，但是其相對補氣量隨著蒸發(fā)溫度的降低而明顯增大，因此壓縮機實際處理的制冷劑流量變化不大，導致電功率隨著蒸發(fā)溫度的降低而升高，只是升高的幅度不大。

大家關心的不僅僅是系統(tǒng)的制熱量、電功率，而更加關心的是系統(tǒng)的制熱COP［9］，因此閃發(fā)器系統(tǒng)模式和普通單級壓縮系統(tǒng)模式的最佳切換區(qū)域應選取當兩者的制熱COP比較接近時的蒸發(fā)溫度范圍。本文選為－10～－5℃：當蒸發(fā)溫度低于－10℃時，普通單級壓縮系統(tǒng)的制熱量和制熱COP明顯低于閃發(fā)器系統(tǒng)，且排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的降低持續(xù)升高，建議采用補氣系統(tǒng)模式；當蒸發(fā)溫度高于－5℃時，補氣所帶來的改善效果比較微弱，建議采用普通單級壓縮系統(tǒng)模式；在－10～－5℃之間時，閃發(fā)器系統(tǒng)和單級壓縮系統(tǒng)的制熱COP比較接近，采用補氣系統(tǒng)模式和普通單級系統(tǒng)模式均可?？梢愿鶕?jù)實際情況，通過補氣回路上截止閥的開啟／關閉，在補氣壓縮模式和單級壓縮模式之間切換，使系統(tǒng)在正常的制熱／制冷和低溫制熱工況下的經(jīng)濟性和可靠性均可較好地兼顧。

5 結束語

本文從準二級壓縮熱泵系統(tǒng)渦旋壓縮機的工作機理出發(fā)，建立了包含影響壓縮機性能的主要因素且適用于渦旋壓縮機閃發(fā)器熱泵循環(huán)的數(shù)學模型。根據(jù)所建立的數(shù)學模型，對渦旋壓縮機閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)在低溫工況下的主要性能進行了仿真模擬計算，得出閃發(fā)器系統(tǒng)模式和普通單級壓縮系統(tǒng)模式的最佳切換區(qū)域為－10～－5℃。

［1］張于峰，周小珠，王洪磊，等.地下池水用于熱泵空調(diào)系統(tǒng)的研究［J］.合肥工業(yè)大學學報：自然科學版，2010，33（11）：1656－1659.

［2］許樹學.帶噴射器的經(jīng)濟補氣熱泵系統(tǒng)循環(huán)機理與特性研究［D］.北京：北京工業(yè)大學，2010.

［3］Heo J，Jeong M W，Kim Y.Effects of flash tank vapor injection on the heating performance of an inverter－driven heat pump for cold regions［J］.International Journal of Refrigeration，2010，33：848－855.

［4］Bertsch S S，Groll E A.Two－stage air－source heat pump for residential heating and cooling applications in northern U.S.climates［J］.International Journal of Refrigeration，2008，31：1282－1292.

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［7］Shi L，Zan C.Research methods and performance analysis for the moderatrely high temperature refrigerant ［J］.Science in China Series E：Technological Sciences，2008，51：1087－1095.

［8］Wang K，Cao F，Xing Z W.Development and experimental validation of a high－temperature heat pump for heat recovery and building heating［J］.Energy and Buildings，2009，41：732－737.

［9］楊冬冬，張忠斌，黃 虎.一種三熱源熱泵熱水系統(tǒng)及其節(jié)能評價［J］.合肥工業(yè)大學學報：自然科學版，2010，33（9）：1299－1303.

Comparative study of the performance of heat pump system with flash－tank and single－stage compression system

LIU Gui－lan1， YUAN Quan1， LIANG Ping－yuan2

（1.School of Machinery and Electronics，Guangzhou Institute of Railway Technology，Guangzhou 510430，China；2.School of Information Science and Engineering，Jishou University，Jishou 416000，China）

The mathematical model of front－restrictor heat pump system with flash－tank in scroll compressor is built.Taking the meteorological parameters of Harbin for an example，and using the iteration algorithm，the performance of heat pump system with flash－tank is simulated and calculated.Comparing the performance of reinforcing gas system with that of single－stage compression system，the best transition regions of flash－tank system mode and ordinary single－stage compression system mode are obtained.

heat pump system；flash－tank；single－stage compression；scroll compressor；low temperature heating

TB651.8

A

1003－5060（2012）04－0447－05

10.3969／j.issn.1003－5060.2012.04.004

2011－09－13；

2011－12－05

湖南省自然科學基金資助項目（11JJ6061）

劉桂蘭（1972－），女，湖南漣源人，廣州鐵路職業(yè)技術學院講師；

梁平原（1972－），男，湖南漣源人，博士，吉首大學副教授，碩士生導師.

（責任編輯 張淑艷）