趙劍領，冷志勇

［1.松下制冷(大連)有限公司，遼寧大連經濟技術開發(fā)區(qū) 松嵐街10號116600;2.大連冷凍機股份有限公司，遼寧大連沙河口西南路888號116033］

0 引言

空氣源熱泵作為一種比較成熟的高效環(huán)保型制冷供熱裝置，目前已在我國大量建筑節(jié)能工程中廣泛應用。然而傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)在寒冷地區(qū)冬季低溫制熱時，由于系統(tǒng)在較低的蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力下工作，造成壓縮機吸氣工質比容增大、系統(tǒng)工質循環(huán)量減少，系統(tǒng)壓比過大、壓縮機輸氣系數降低，導致系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數(COP)顯著衰減，不僅系統(tǒng)制熱量不能滿足建筑熱負荷需求，而且壓縮機排氣溫度過高、壓縮機潤滑油碳化現象較為嚴重，系統(tǒng)無法正常穩(wěn)定運行;并且此工況還伴有蒸發(fā)器結霜或結冰現象［1-2］。面對此類問題，有關學者相繼利用變速風機、變容量壓縮機、制冷劑替代、加熱蒸發(fā)器、壓縮機噴油和噴液以及低壓補氣等技術措施對傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)進行了局部優(yōu)化完善［3］，使空氣源熱泵系統(tǒng)低溫運行時的各項性能有所提高，但系統(tǒng)制熱量顯著衰減和制熱性能系數低的問題并沒有得到根本解決［4］。

隨著壓縮機技術的發(fā)展，對于長期局限于大型低溫制冷裝置應用的雙級壓縮循環(huán)(包括準雙級壓縮循環(huán))與空氣源熱泵系統(tǒng)相結合成為可能，近年來逐漸被學者所關注。Park［5］和王寶龍［6］對應用于準雙級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)中具有蒸汽噴射特征的渦旋式壓縮機分別進行了熱力學分析和數值模擬，指出制冷劑噴射對壓縮機性能的影響是壓縮機頻率、噴射條件和噴射幾何形狀的函數，其噴射過程的實質是一個連續(xù)變參數的“絕熱節(jié)流+等壓混合”的時變過程。趙會霞［7］對渦旋壓縮機閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)進行了試驗研究，指出此系統(tǒng)可有效地提高空氣源熱泵的低溫制熱性能，適宜應用于寒冷地區(qū)小型空氣源熱泵裝置中。田長青［8］對寒冷地區(qū)雙級壓縮變頻空氣源熱泵系統(tǒng)進行了理論循環(huán)分析，得出該系統(tǒng)最佳中間壓力的表達式，提出效率優(yōu)先和制熱量優(yōu)先的雙控制模式，指出變頻和雙級壓縮技術的結合可以有效提高系統(tǒng)制熱量。Bertsch和Groll［9］對采用R410A工質的雙級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)進行了理論與實驗研究。該系統(tǒng)具有加熱空氣和水兩種模式，可制取50℃的熱水，實驗最低環(huán)境溫度為 －30 ℃，此時 COP 可達到 2.1。Jaehyeok［10］對一個采用R410A工質的新型雙級壓縮熱泵系統(tǒng)在寒冷地區(qū)供暖進行了實驗研究。該系統(tǒng)由一臺雙轉子壓縮機構成雙級壓縮循環(huán)且系統(tǒng)具有變頻特征和閃蒸罐蒸汽噴射回路。該系統(tǒng)與非噴射循環(huán)相比，在環(huán)境溫度為－15℃時，其制冷劑質量流量增加了30% ～38%，CO P和制熱量分別提高10%和25%。以上研究表明:變容量和雙級壓縮技術與空氣源熱泵系統(tǒng)相結合可有效降低系統(tǒng)壓比，增加系統(tǒng)工質循環(huán)量，改善系統(tǒng)在低溫運行的制熱性能。但此種結合多是基于理論和模擬方面的報道。關于變容量特性對系統(tǒng)性能影響的實驗研究，也多是針對由一臺壓縮機構成的(準)雙級壓縮循環(huán)進行分析，由于壓縮機結構的限制，并沒有充分體現變容量特性的優(yōu)勢。另外，文獻［11-12］指出雙級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)的實驗室測試性能與實地測試性能不相匹配，低溫時系統(tǒng)COP實測值明顯低于理論預期值，并存在壓縮機燒毀，控制程序不穩(wěn)定等可靠性問題。所以有必要對此系統(tǒng)進一步深入的研究。

本文基于變容量和雙級壓縮技術，通過改變壓縮機的頻率，實現低高壓壓縮機理論輸氣量不同的配比，實驗研究不同低高壓壓縮機理論輸氣量比對熱泵系統(tǒng)性能影響的變化規(guī)律。

1 變容量雙級壓縮熱泵實驗裝置

圖1是變容量雙級壓縮熱泵實驗裝置圖。本研究以兩臺R410A旋轉式壓縮機構成雙級壓縮循環(huán)，其中低壓壓縮機選用變頻雙轉子壓縮機，高壓壓縮機機選用定頻單轉子壓縮機。不同的低高壓壓縮機理論輸氣量比(ε)，可通過改變低壓壓縮機頻率實現。此裝置具有R410A制冷劑，水和乙二醇三個循環(huán)回路。在制冷劑循環(huán)回路中存在一個截止閥，它的開、閉決定系統(tǒng)是否具有制冷劑中間蒸汽噴射循環(huán)，本研究中此截止閥關閉。在水循環(huán)回路中采用三臺標準工況換熱能力為5 kW的風機盤管且并聯(lián)連接，通過風機盤管前后截止閥的開、關，可選擇系統(tǒng)中風機盤管的數量。在乙二醇循環(huán)回路中存在一個乙二醇恒溫箱，此裝置主要采用不同的電加熱量以平衡由系統(tǒng)產生的制冷量，恒定乙二醇恒溫箱內的溫度，提供模擬室外環(huán)境條件。同時為了恒定實驗測試工況條件，在水和乙二醇循環(huán)回路中安裝了流量調節(jié)閥，可根據實驗負荷的變化，調節(jié)系統(tǒng)循環(huán)流量。

圖1 變容量雙級壓縮熱泵實驗裝置圖Fig.1 The experimental setup diagram of a variable capacity two-stage heat pump

本實驗裝置中各測點的溫度采用精度0.1%的四芯鉑電阻進行測量;制冷劑的壓力采用電壓輸出型壓力傳感器測量，其測壓精度為0.5%;采用精度為0.2%科氏質量流量計測量制冷劑質量循環(huán)量;對于乙二醇和水的循環(huán)流量采用精度為0.2%轉子流量計進行測量;對于高低壓壓縮機功耗采用精度為0.5%的智能功率測量儀進行測量;所有的傳感器產生的電信號經過KEITHLEY2700型數據采集儀采集后傳送到計算機中進行數據處理。

基于實驗裝置實測的溫度、壓力、水流量和壓縮機輸入功率數據可以計算系統(tǒng)的制熱量(Q)和制熱性能系數(COP)，具體公式如下:

式中，qw為水的循環(huán)流量，m3/s;Tw，out，Tw，in分別為水循環(huán)系統(tǒng)進入和離開板式換熱冷凝器溫度，℃;Pl，Ph分別為高低壓壓縮機的輸入功率，kW;此值不包含低壓壓縮機變頻器消耗的功率。

實驗數據誤差根據不確定性分析進行計算［13］，儀器直接測量值的誤差包含儀器的系統(tǒng)誤差和隨機誤差;儀器的系統(tǒng)誤差由儀器的精度決定，隨機誤差可以用數據置信水平為95%的數據確定［14］。對于實驗系統(tǒng)制熱能力和COP的誤差采用不確定性傳播原理進行計算。本實驗系統(tǒng)制熱量和COP的誤差分別在3%～7%和3%～8%之間。

2 實驗結果和性能分析

為了分析低高壓壓縮機理論輸氣量比對雙級壓縮熱泵系統(tǒng)性能的影響，本研究對實驗裝置分別在蒸發(fā)溫度－30～0℃，冷凝溫度40℃，頻率在20～80 Hz進行了實驗測試。為了保證實驗系統(tǒng)安全穩(wěn)定的運行，并沒有對較低蒸發(fā)溫度時低壓壓縮機采用過低頻率運行的極限工況進行實驗測試。

2.1 中間壓力變化

圖2示出了系統(tǒng)中間壓力隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化情況。在蒸發(fā)溫度和冷凝溫度一定，系統(tǒng)的中間壓力隨ε的增加迅速增加;并且隨著蒸發(fā)溫度升高，中間壓力隨ε的變化率逐漸增大。中間壓力介于蒸發(fā)壓力和冷凝壓力之間，在ε接近1時系統(tǒng)中間壓力接近蒸發(fā)壓力，如在蒸發(fā)溫度－15℃，系統(tǒng) ε為1.13時，系統(tǒng)蒸發(fā)壓力為 0.48 MPa，中間壓力為0.74 MPa。隨著ε的增加，中間壓力上升并逐漸接近冷凝壓力(2.42 MPa)。隨著蒸發(fā)溫度的升高，接近冷凝壓力時ε的值逐漸減小，在蒸發(fā)溫度為0℃，ε為2.82時，中間壓力和冷凝壓力只相差0.2 MPa。此結果從一個側面反映出:本系統(tǒng)如果具有中間蒸汽噴射過程，且系統(tǒng)采用ε為2.82時，系統(tǒng)將隨著蒸發(fā)溫度的升高，其補氣增焓作用會逐漸減弱，當蒸發(fā)溫度在0℃時，系統(tǒng)將完全失去中間噴射的補氣增焓效果。因此，此結果對于具有中間蒸汽噴射的雙級壓縮系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度較高時，系統(tǒng)失去中間噴射補氣增焓作用的結論提供可靠的理論依據。另外，還說明:本系統(tǒng)如果具有中間蒸汽噴射過程，當蒸發(fā)溫度和冷凝溫度一定，隨著ε的降低，其中間蒸汽噴射壓力、溫度和噴射蒸汽質量等可控參數調節(jié)自由度增加，中間蒸汽噴射過程對系統(tǒng)性能的影響將逐漸變大。

圖2 中間壓力隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.2 Variation of intermediate pressure withε

2.2 中間溫度變化

圖3給出中間溫度隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化曲線(圖中為顯示起見，將兩部分取成了不同的縱坐標起始點)。隨著ε的增加，中間溫度顯著升高，并且中間溫度隨ε的變化明顯大于隨蒸發(fā)溫度變化。同時，當ε大于2.5以后，對于某一固定ε值，系統(tǒng)中間溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高;當ε小于2.5時，對于某一固定ε值，中間溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高有先降低后升高的趨勢。此結果主要原因是由于隨著系統(tǒng)ε和蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量逐漸減少，低壓壓縮機吸氣加熱、機械摩擦、電機散熱等因素對中間溫度的影響逐漸變大。例如在系統(tǒng)ε為2.26時，蒸發(fā)溫度－30℃、－15℃、0℃，實測的系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量分別為7.3、13.4、24.2 g/s，在蒸發(fā)溫度 － 30 ℃，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量過小，各傳熱因素對中間溫度的影響較大，造成此時的中間溫度高于蒸發(fā)溫度－15℃的中間溫度，但隨著制冷劑循環(huán)流量的增加，中間溫度仍然隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高。

圖3 中間溫度隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.3 Variation of intermediate gas temperature withε

2.3 高壓壓縮機排氣溫度變化

圖4顯示出系統(tǒng)高壓壓縮機排氣溫度隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化曲線。隨著ε的增加，高壓壓縮機排氣溫度先降低后有略微上升的趨勢，總體上ε對高壓壓縮機排氣溫度的影響并不大;此外，高壓壓縮機的排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高而明顯升高，并且隨蒸發(fā)溫度的變化率明顯大于隨ε的變化率。

圖4 高壓壓縮機排氣溫度隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.4 Variation of high compressor discharge temperature withε

2.4 制冷劑質量流量的變化

圖5給出系統(tǒng)制冷劑質量流量隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化曲線。制冷劑質量流量隨著ε的增加迅速增加，并且同樣具有隨著蒸發(fā)溫度的升高，制冷劑質量流量隨ε升高的變化率逐漸增大的特性。另外，隨著蒸發(fā)溫度的升高，制冷劑質量流量顯著增加，并且在ε較高時，隨蒸發(fā)溫度的變化制冷劑質量流量具有較大的變化量。

圖5 制冷劑循環(huán)流量隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.5 Variation of refrigerant mass flow withε

2.5 壓縮機輸入功率的變化

壓縮機的輸入功率不僅與壓縮機工作區(qū)間的壓力差有關，與壓縮機的負荷也有著密切關系。對于本研究的雙級壓縮系統(tǒng)，兩臺壓縮機分別工作在蒸發(fā)壓力到中間壓力和中間壓力到冷凝壓力區(qū)間，然而中間壓力與系統(tǒng)的ε值有密切關系，所以壓縮機的輸入功率將隨著ε的變化而變化。

圖6 壓縮機輸入功率隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.6 Variation of the compressor input power withε

圖6示出高低壓壓縮機輸入功率隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化情況。低壓壓縮機輸入功率隨著ε的升高而升高，且隨著蒸發(fā)溫度的升高，低壓壓縮機輸入功率隨ε升高的變化率逐漸增大;高壓壓縮機輸入功率隨著ε的升高而降低，但此變化趨勢隨著蒸發(fā)溫度的降低將發(fā)生略微的變化，在蒸發(fā)溫度低于－25℃時，高壓壓縮機輸入功率隨著ε增加將先升高后降低。

2.6 系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數的變化

圖7和圖8分別給出系統(tǒng)制熱量和COP隨低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的變化曲線。由圖7可見，系統(tǒng)制熱量隨著ε增加而增大，且在蒸發(fā)溫度較高時，制熱量隨ε的變化率較大。在冷凝溫度40℃，系統(tǒng)的ε取2.82時，系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度－30℃的制熱量只是蒸發(fā)溫度0℃時制熱量的1/3。因此，雙級壓縮系統(tǒng)并不能改變隨著蒸發(fā)溫度的降低系統(tǒng)制熱能力降低的趨勢，但通過改變低高壓壓縮機理論輸氣量比ε可有效提高系統(tǒng)的制熱量，如在蒸發(fā)溫度－30℃時，ε從2.26增加到4.51，系統(tǒng)制熱量從1.7 kW升高到3.2 kW。所以具有變容量特性的高低壓兩臺壓縮機構成的雙級壓縮系統(tǒng)可以有效提高系統(tǒng)低溫制熱能力，避免了系統(tǒng)壓縮機的容量配置過大造成的資源浪費。

圖7 制熱量隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.7 Variation of the heating capacity withε

圖8 制熱性能系數COP隨壓縮機理論輸氣量比ε的變化Fig.8 Variation of the heating COP withε

從圖8可見，系統(tǒng)制熱COP隨著ε升高具有先升高后降低的趨勢，并且降低的趨勢隨著蒸發(fā)溫度的降低逐漸減弱。因此，系統(tǒng)制熱COP隨ε的變化存在最優(yōu)值，此最優(yōu)值對應的ε值隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小，例如在蒸發(fā)溫度 －30℃、－20℃、－10℃和0℃時，制熱COP最優(yōu)值對應的ε值分別為3.38、2.82、2.26 和 1.69。另外，系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度 －30℃、冷凝溫度 40℃，系統(tǒng)的 ε從 2.26增加到4.51，其系統(tǒng)制熱 COP 在 1.65 ～1.8，其值變化不大。所以通過改變低高壓壓縮機理論輸氣量比并不能有效地提高系統(tǒng)的制熱COP，但此時即使系統(tǒng)ε為4.51，中間壓力也只有1.5 MPa，對于具有中間蒸汽噴射過程的雙級壓縮系統(tǒng)，其調節(jié)的自由度較大。因此，對于較低蒸發(fā)溫度時系統(tǒng)可以利用中間蒸汽噴射的方法有效地提高系統(tǒng)制熱性能。

3 結論

本文基于變容量和雙級壓縮技術，通過改變壓縮機的頻率，實現低高壓壓縮機理論輸氣量不同的配比，對變容量雙級壓縮熱泵進行實驗研究，分析不同低高壓壓縮機理論輸氣量比對熱泵系統(tǒng)性能影響的變化規(guī)律，得出如下結論:

1.對于變容量雙級壓縮熱泵系統(tǒng)，隨著低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的增加，系統(tǒng)中間壓力、中間溫度、制冷劑質量流量、低壓壓縮機功率和系統(tǒng)制熱量均升高，并且隨蒸發(fā)溫度的升高其升高的變化率增大。但是隨著低高壓壓縮機理論輸氣量比ε的增加，系統(tǒng)高壓壓縮機排氣溫度具有先降低后升高的趨勢，而高壓壓縮機功率和制熱COP有先升高后降低的趨勢，且COP存在最優(yōu)值。

2.在蒸發(fā)溫度較低時，變容量雙級壓縮熱泵系統(tǒng)通過增大低高壓壓縮機理論輸氣量比ε可有效提高系統(tǒng)制熱能力，但系統(tǒng)的制熱COP并沒有得到改善。此運行工況的系統(tǒng)中間壓力較低，中間蒸汽噴射壓力具有自由度較大調節(jié)空間，可以采用中間蒸汽噴射的方法提高系統(tǒng)制熱性能。另外，系統(tǒng)隨蒸發(fā)溫度的降低，制熱COP最優(yōu)值對應的低高壓壓縮機理論輸氣量比ε將增大，并且在蒸發(fā)溫度較低時，系統(tǒng)采用較低的低高壓壓縮機理論輸氣量比ε，不僅系統(tǒng)COP過小，而且高低壓壓縮機均處于較為惡劣的極限工況，因此不宜在此工況下采用較低的低高壓壓縮機理論輸氣量比ε運行。

3.本研究系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度0℃、冷凝溫度40℃、系統(tǒng)低高壓壓縮機理論輸氣量比ε為2.82時，系統(tǒng)中間壓力已接近冷凝壓力，此結果對于具有中間噴射的雙級壓縮系統(tǒng)當蒸發(fā)溫度較高時，系統(tǒng)失去中間噴射的補氣增焓效果的結論提供理論依據。

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