何永寧,楊東方,曹鋒,邢子文

(西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安)

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補(bǔ)氣技術(shù)應(yīng)用于高溫?zé)岜玫膶?shí)驗(yàn)研究

何永寧,楊東方,曹鋒,邢子文

(西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安)

為了提高高溫?zé)岜眠\(yùn)行經(jīng)濟(jì)性及穩(wěn)定性,優(yōu)化高溫系統(tǒng)流程,通過在熱泵系統(tǒng)中設(shè)置換熱器型經(jīng)濟(jì)器,實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證雙螺桿壓縮機(jī)補(bǔ)氣技術(shù)在高溫?zé)岜弥袘?yīng)用的可行性。實(shí)驗(yàn)研究表明:將補(bǔ)氣技術(shù)應(yīng)用于高溫?zé)岜檬强尚械?冷凝器出口水溫在88 ℃下通過經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣可有效增加高溫?zé)岜玫闹茻崃?當(dāng)相對補(bǔ)氣量由9.88%增加至22.61%時,系統(tǒng)總制熱量增加9.28 kW,改善了其制熱性能;在壓縮機(jī)補(bǔ)氣孔口已定條件下,存在最優(yōu)補(bǔ)氣壓力,使該系統(tǒng)制熱能效比最大;經(jīng)濟(jì)器的設(shè)置同時為冷凝器出口制冷劑提供較大的過冷度,保證了系統(tǒng)節(jié)流機(jī)構(gòu)的安全運(yùn)行。

補(bǔ)氣;經(jīng)濟(jì)器;高溫?zé)岜?/p>

高溫?zé)岜每商峁┕I(yè)加熱級別的熱水(溫度為80～120 ℃),區(qū)別于家用及商用熱泵,其可利用的熱源及需提供的熱水溫度較高,系統(tǒng)具有較高的蒸發(fā)溫度及冷凝溫度。隨著冷凝溫度的升高,熱泵系統(tǒng)壓比增加,壓縮機(jī)功耗增加,排氣溫度升高;壓比增加引起的壓縮機(jī)容積效率降低的同時導(dǎo)致系統(tǒng)制冷劑流量降低,系統(tǒng)能效下降。工業(yè)用熱泵冷凝器側(cè)水路多為循環(huán)使用[1],冷凝器進(jìn)水溫度較高,出口制冷劑過冷度小,通常需設(shè)定額外的冷卻水路來保證冷凝器出口制冷劑獲得足夠過冷度。補(bǔ)氣技術(shù)通過向運(yùn)行中的壓縮機(jī)補(bǔ)氣,使其壓縮過程接近于兩級壓縮,可在單臺壓縮機(jī)上實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)二級壓縮。由于補(bǔ)入壓縮機(jī)中制冷劑的溫度低于壓縮機(jī)壓縮腔中制冷劑的溫度,等同于兩級壓縮級間冷卻過程,降低了壓縮機(jī)的排氣溫度。通過補(bǔ)氣增加冷凝器中制冷劑質(zhì)量流量,增加熱泵系統(tǒng)的制熱量。

高溫?zé)岜么嬖诘膯栴}與低環(huán)境溫度下熱泵問題相似,為改善高溫?zé)岜迷诟呃淠郎囟裙r下的性能,通過設(shè)置換熱器型經(jīng)濟(jì)器,將補(bǔ)氣技術(shù)應(yīng)用于大容量高溫?zé)岜孟到y(tǒng),研究不同補(bǔ)氣參數(shù)下壓縮機(jī)制熱量、能效及排氣溫度的變化,尋求增加高溫?zé)岜孟到y(tǒng)制熱量及能效的控制方法,對高溫?zé)岜孟到y(tǒng)優(yōu)化設(shè)計具有重要意義。

1 補(bǔ)氣及高溫?zé)岜?/h2>

壓縮機(jī)補(bǔ)氣技術(shù)在低溫空氣源熱泵應(yīng)用中使用廣泛,對增加系統(tǒng)制熱量、提高系統(tǒng)能效及降低壓縮機(jī)排氣溫度有著積極作用。文獻(xiàn)[2]針對5種常用壓縮機(jī)形式,歸納了其補(bǔ)氣過程和系統(tǒng)循環(huán)特性及各自的使用范圍。文獻(xiàn)[3-4]闡述了補(bǔ)氣技術(shù)在低環(huán)境溫度加熱、高環(huán)境溫度制冷及熱泵系統(tǒng)中的應(yīng)用,同時通過實(shí)驗(yàn)對比了R410A及R32等不同制冷劑應(yīng)用于補(bǔ)氣過程中的性能。文獻(xiàn)[5]驗(yàn)證了在蒸發(fā)溫度為-35 ℃、冷凝溫度為40 ℃,采用R717時,制冷系統(tǒng)增設(shè)經(jīng)濟(jì)器,制冷量增加24.1%,制冷系數(shù)提高19.5%。文獻(xiàn)[6]通過實(shí)測補(bǔ)氣雙螺桿制冷壓縮機(jī)的P-V圖,分析了不同補(bǔ)氣壓力下壓縮機(jī)的熱力過程特征,研究了補(bǔ)氣壓力對系統(tǒng)制冷性能及COP的影響。文獻(xiàn)[7]對比了采用閃蒸器、換熱器型經(jīng)濟(jì)器等4種不同補(bǔ)氣形式對空氣源熱泵系統(tǒng)性能的影響。文獻(xiàn)[8-9]研究了中間補(bǔ)氣壓力對R410A熱泵系統(tǒng)制熱性能的影響,同時研究了補(bǔ)氣技術(shù)在復(fù)疊系統(tǒng)中的應(yīng)用。

目前,關(guān)于補(bǔ)氣技術(shù)的研究主要集中于不同制冷劑熱泵系統(tǒng)低環(huán)境溫度下的制熱性能,研究多采用渦旋壓縮機(jī)補(bǔ)氣,帶補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)可滿足家用及商用供暖需求但總制熱量較小。對于排氣量較大的螺桿壓縮機(jī),補(bǔ)氣技術(shù)的研究多集中于冷水機(jī)組制冷性能研究,在高溫?zé)岜妙I(lǐng)域研究較少。本文針對工業(yè)余熱利用場合,基于88 ℃出水高溫?zé)岜孟到y(tǒng),研究了中間換熱器型經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣技術(shù)與大容量雙螺桿高溫?zé)岜孟到y(tǒng)結(jié)合提高系統(tǒng)性能的可行性。

對于高溫?zé)岜孟到y(tǒng),本文采用帶補(bǔ)氣孔口的半封閉式雙螺桿壓縮機(jī),為滿足大補(bǔ)氣量補(bǔ)氣過程的需求,基于壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)增大了補(bǔ)氣孔口面積,補(bǔ)氣孔口位于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子與機(jī)殼形成封閉容積腔后,該處處于制冷劑壓力建立初期,其值約為進(jìn)氣壓力的1.1倍。采用單級單機(jī)循環(huán)滿足熱泵系統(tǒng)在工業(yè)加熱中應(yīng)用性能穩(wěn)定且操作簡單的需求,選用純質(zhì)制冷劑而不是混合工質(zhì)制冷劑作為熱泵工質(zhì),防止了因運(yùn)行過程中制冷劑泄漏造成混合工質(zhì)成分發(fā)生變化引起熱泵系統(tǒng)性能的惡化。冷凝器及蒸發(fā)器均采用殼管式換熱器,以滿足工業(yè)加熱需求[10],補(bǔ)氣路電磁閥采用針型閥調(diào)節(jié)補(bǔ)氣壓力,主路節(jié)流閥采用電子膨脹閥以滿足制冷劑流量自動調(diào)節(jié)。熱泵系統(tǒng)循環(huán)如圖1所示。

圖1 經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣高溫?zé)岜孟到y(tǒng)流程圖

2 補(bǔ)氣過程分析

冷凝器出口制冷劑質(zhì)量流量(Mdis)流經(jīng)經(jīng)濟(jì)器被冷卻后分為兩部分:一部分制冷劑質(zhì)量流量(Minj)通過補(bǔ)氣路節(jié)流閥節(jié)流后返回經(jīng)濟(jì)器,在經(jīng)濟(jì)器中吸熱蒸發(fā)后通過壓縮機(jī)上的補(bǔ)氣孔口補(bǔ)入壓縮機(jī)中;另一部分制冷劑質(zhì)量流量(Msuc)通過主路電磁閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱,并經(jīng)由吸氣管路進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口。

補(bǔ)氣過程壓力(P)-焓值(h)變化如圖2所示,在經(jīng)濟(jì)器中存在的熱平衡方程

Minj(h3-h6)=(Minj+Msuc)(h5-h7)

(1)

由于經(jīng)濟(jì)器的設(shè)置,冷凝器出口制冷劑焓值由h5降低至h7,使得進(jìn)入蒸發(fā)器的制冷劑焓值(h8)降低,通過設(shè)置換熱器型經(jīng)濟(jì)器回收了冷凝器出口制冷劑熱量(h5-h7)。

熱泵系統(tǒng)制熱量為

Qc=(Minj+Msuc)(h4′-h5)

(2)

由于補(bǔ)氣過程的增加,壓縮機(jī)工作過程中制冷劑由原來的P1壓縮至P4的單一過程,改變?yōu)轭A(yù)壓縮(1-2)、混合(2,3-2′)、再壓縮(2′-4′)3個過程。該過程中補(bǔ)氣制冷劑的狀態(tài)改變了壓縮機(jī)的工作過程,使其接近于兩級壓縮,改善壓縮機(jī)工作效率的同時改變了壓縮機(jī)出口制冷劑狀態(tài)(h4′)。

壓縮機(jī)功耗為

W=Msuc(h2-h1)+(Minj+Msuc)(h4′-h2′)

(3)

系統(tǒng)制熱能效比為

(4)

在補(bǔ)氣管路節(jié)流過程中,通過補(bǔ)氣路節(jié)流閥,制冷劑流量與節(jié)流前后壓力及節(jié)流閥結(jié)構(gòu)的關(guān)系為[11]

Minj=CDAD(2ρ7(Pc-Pinj))0.5

(5)

式中:CD為流量系數(shù),取決于節(jié)流閥具體結(jié)構(gòu)參數(shù);AD為節(jié)流閥流通通道橫截面積,m2;ρ7為節(jié)流前制冷劑密度,kg·m-3;Pc為節(jié)流前制冷劑壓力,Pa;Pinj為節(jié)流后制冷劑壓力,Pa。

熱泵系統(tǒng)在確定的冷凝溫度及蒸發(fā)溫度下運(yùn)行,在壓縮機(jī)補(bǔ)氣孔口結(jié)構(gòu)及面積已定的情況下,系統(tǒng)制熱量、功耗及系統(tǒng)制熱能效(COP)隨補(bǔ)氣壓力的改變而改變。在經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣管路中,隨著節(jié)流閥開度的增加,補(bǔ)氣壓力由P6增加至P6′時,補(bǔ)氣節(jié)流閥流通通道橫截面積AD增大,通過補(bǔ)氣節(jié)流閥的制冷劑質(zhì)量流量增加,由補(bǔ)氣管路進(jìn)入壓縮機(jī)補(bǔ)氣口的制冷劑質(zhì)量流量增加。因補(bǔ)氣壓力增加引起的系統(tǒng)參數(shù)變化如圖2中虛線所示。

《中共中央國務(wù)院關(guān)于進(jìn)一步加強(qiáng)和改進(jìn)大學(xué)生思想政治教育的意見》指出：“社會實(shí)踐是大學(xué)生思想政治教育的重要環(huán)節(jié)，對于促進(jìn)大學(xué)生了解社會了解國情、增長才干、奉獻(xiàn)社會，鍛煉毅力、培養(yǎng)品格，增強(qiáng)社會責(zé)任感具有不可替代的作用。”[1]校企合作培養(yǎng)模式下大學(xué)生到企業(yè)(公司)進(jìn)行生產(chǎn)實(shí)習(xí)，是一種很好的實(shí)踐方式，在這一環(huán)節(jié)加強(qiáng)思想政治教育，注重理論與實(shí)踐相合，將會有效地提高思想政治教育的針對性，增強(qiáng)思想政治教育的育人功能。

補(bǔ)氣壓力的變化改變了壓縮機(jī)補(bǔ)氣口制冷劑狀態(tài)(h3)及在壓縮機(jī)封閉容積腔內(nèi)制冷劑混合后狀態(tài)(h2′),最終改變了壓縮機(jī)出口制冷劑狀態(tài)(h4′)及壓縮機(jī)功耗。

補(bǔ)氣壓力的不同造成相對補(bǔ)氣量的變化及壓縮機(jī)壓縮過程的改變,由于通過補(bǔ)氣過程增加了冷凝器中制冷劑質(zhì)量流量,熱泵系統(tǒng)制熱量及壓縮機(jī)功耗隨之增加。由于制熱量及壓縮機(jī)功耗增加程度的不同,在穩(wěn)定工作狀況下,存在著最優(yōu)補(bǔ)氣壓力使系統(tǒng)制熱能效最高。

圖2 補(bǔ)氣過程的P-h圖

相對補(bǔ)氣量α定義為壓縮機(jī)補(bǔ)氣口制冷劑質(zhì)量流量與吸氣口制冷劑質(zhì)量流量之比,其數(shù)學(xué)表達(dá)式如下

α=Minj/Msuc=Minj/(Mdis-Minj)

(6)

為便于不同工況下補(bǔ)氣參數(shù)對比,文中同時引入相對補(bǔ)氣壓力概念。相對補(bǔ)氣壓力為實(shí)際補(bǔ)氣壓力與中間壓力Pm的比值(i),其定義如下

i=Pinj/Pm

(7)

Pm=(PcPe)1/2

(8)

式中:Pc為冷凝壓力;Pe為蒸發(fā)壓力。

3 高溫?zé)岜脴訖C(jī)及實(shí)驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)臺架

針對高溫?zé)岜脩?yīng)用環(huán)境,本熱泵系統(tǒng)設(shè)計為提供90 ℃高溫?zé)崴?高溫?zé)岜孟到y(tǒng)樣機(jī)如圖3所示,熱泵系統(tǒng)部件明細(xì)如表1所示,樣機(jī)數(shù)據(jù)采集點(diǎn)如圖4所示。

表1 高溫?zé)岜孟到y(tǒng)部件明細(xì)

測量經(jīng)濟(jì)器板式換熱器4個進(jìn)出口制冷劑壓力及溫度,獲得制冷劑的焓值(h),由式(1)計算系統(tǒng)相對補(bǔ)氣量。

圖4 樣機(jī)數(shù)據(jù)采集點(diǎn)

3.2 測試工況

在原油加熱實(shí)際應(yīng)用工況下,當(dāng)冷凝器進(jìn)、出水溫度分別為82、88 ℃,蒸發(fā)器進(jìn)、出水溫度分別為46、43 ℃時,測試了高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能。熱泵運(yùn)行工況及補(bǔ)氣壓力如表2所示。由于熱泵系統(tǒng)中對冷凝器出口制冷劑未設(shè)置冷卻過程,在高冷凝溫度時,為保證機(jī)組安全,經(jīng)濟(jì)器處于工作狀態(tài),補(bǔ)氣過程持續(xù)進(jìn)行。實(shí)驗(yàn)過程中沒有測量未補(bǔ)氣狀態(tài)下熱泵系統(tǒng)性能。

表2 熱泵運(yùn)行工況及補(bǔ)氣壓力調(diào)節(jié)范圍

3.3 測試設(shè)備及誤差分析

采用鉑電阻溫度傳感器(精度為±0.1 ℃)測試溫度;采用壓力傳感器(精度為±1%、量程為4 MPa)測量壓力;采用電磁流量傳感器(精度為±0.01 m3)測量水的流量;采用數(shù)字功率計(精度為±(0.1%～0.05%))測量機(jī)組功率;使用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和顯示系統(tǒng)記錄數(shù)據(jù)。測試時,數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄數(shù)據(jù)5次為一組。

采用Kline and McClintock方法進(jìn)行實(shí)驗(yàn)的系統(tǒng)誤差分析,具體公式如下

(9)

式中:wR為系統(tǒng)誤差;w1,…,wn為每個獨(dú)立變量的誤差;R為x的函數(shù)。根據(jù)式(9)進(jìn)行計算,可以得到相關(guān)測試的制熱量和COP的最大誤差分別為2.89%和3.12%。

4 結(jié)果與討論

4.1 相對補(bǔ)氣量

在實(shí)驗(yàn)過程中,為限制電子膨脹閥前溫度,經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣過程持續(xù)進(jìn)行,補(bǔ)氣壓力調(diào)整范圍為0.84～0.98 MPa,相對補(bǔ)氣壓力介于0.88～1.02之間。在實(shí)驗(yàn)調(diào)節(jié)的補(bǔ)氣范圍內(nèi),隨著補(bǔ)氣路節(jié)流閥開度的增加,補(bǔ)氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,系統(tǒng)相對補(bǔ)氣量α從9.88%增加至22.61%,如圖5所示。對于給定補(bǔ)氣面積的補(bǔ)氣孔口,在一定的補(bǔ)氣壓力區(qū)間內(nèi),相對補(bǔ)氣量隨著補(bǔ)氣壓力的增加而增加。

圖5 相對補(bǔ)氣量與補(bǔ)氣壓力的關(guān)系曲線

圖6 系統(tǒng)制熱量與壓縮機(jī)功耗隨補(bǔ)氣壓力變化

4.2 熱泵性能

系統(tǒng)制熱量及功耗在不同補(bǔ)氣壓力下的關(guān)系如圖6所示。隨著相對補(bǔ)氣量的增加,參與循環(huán)的制冷劑質(zhì)量增加,壓縮機(jī)與冷凝器中制冷劑質(zhì)量流量增加,制熱量與壓縮機(jī)功耗隨之增加。在補(bǔ)氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa時,即其相對補(bǔ)氣量由9.88%增加至22.61%時,系統(tǒng)總制熱量增加9.28 kW,壓縮機(jī)功耗增加7.18 kW。由于制熱量及壓縮機(jī)功耗增加幅度的差異,系統(tǒng)制熱COP隨相對補(bǔ)氣量的變化呈現(xiàn)出先增加后減小的狀況,如圖7所示。以制熱COP達(dá)到最大作為最優(yōu)壓力判定準(zhǔn)則,該實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)最優(yōu)補(bǔ)氣量位于0.84～0.98 MPa之間,相對補(bǔ)氣壓力處于0.88～0.98之間,相對補(bǔ)氣量處于9.88%～17.27%之間。

圖7 系統(tǒng)制熱能效隨補(bǔ)氣壓力的變化

4.3 排氣溫度

壓縮機(jī)排氣溫度及電子膨脹閥前溫度(即圖2中點(diǎn)7的溫度)隨補(bǔ)氣壓力的變化如圖8所示。在補(bǔ)氣壓力調(diào)節(jié)范圍內(nèi),不同補(bǔ)氣壓力下壓縮機(jī)排氣溫度保持基本不變。隨著補(bǔ)氣壓力的升高,節(jié)流閥前制冷劑溫度降低明顯,當(dāng)相對補(bǔ)氣量由9.88%增加至22.61%時,節(jié)流閥前溫度由70 ℃降低至60 ℃,制冷劑獲得較大的過冷度,保證了電子膨脹閥的安全運(yùn)行。

圖8 排氣溫度及電子膨脹閥前溫度隨補(bǔ)氣壓力的變化

5 結(jié) 論

將中間換熱器型經(jīng)濟(jì)器引入高溫?zé)岜孟到y(tǒng),研究了補(bǔ)氣技術(shù)對高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能的影響,結(jié)果表明:在實(shí)驗(yàn)補(bǔ)氣工況下,隨著補(bǔ)氣壓力的增加,熱泵系統(tǒng)制熱量增加,當(dāng)補(bǔ)氣壓力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,即其相對補(bǔ)氣量由9.88%增加至22.61%時,系統(tǒng)制熱量增加9.28 kW;在穩(wěn)定工況、定補(bǔ)氣孔口面積時,補(bǔ)氣過程存在一個最優(yōu)補(bǔ)氣壓力,使該工況系統(tǒng)制熱能效最大,本文中最優(yōu)相對補(bǔ)氣壓力處于0.88～0.98之間,最優(yōu)相對補(bǔ)氣量范圍處于9.88%～17.27%之間。高溫?zé)岜孟到y(tǒng)采用經(jīng)濟(jì)器形式補(bǔ)氣最大的優(yōu)勢在于使冷凝器出口獲得較大的過冷度,降低了電子膨脹閥前溫度,同時由于該部分熱量通過補(bǔ)氣的形式帶入熱泵系統(tǒng),增加了系統(tǒng)的能效比,提升了高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能。

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(編輯 杜秀杰)

Experimental Investigation on Vapor Injection in High Temperature Heat Pump

HE Yongning, YANG Dongfang, CAO Feng, XING Ziwen

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

To improve heating performance and running stability of high temperature heat pump, the structure of the heat pump should be rebuilt and optimized.Setting an internal heating exchanger economizer into the heat pump system, the experiments are conducted to validate the function of vapor injection technique in twin screw high temperature heat pump system.It is indicated that vapor injection facilitates increasing the total heating capacity of the heat pump with condenser outlet water temperature of 88 ℃, and the heating capacity increases up to 9.28 kW while vapor injection ratio rises from 9.88% to 22.61%.There exists an optimal vapor injection pressure or vapor injection ratio, with which the heating COP gets the maximum in running process.The economizer also provides higher degree of supercooling for the refrigerant from the condenser to ensure working safety of the throttling structure of high temperature heat pump.

vapor injection; economizer; high temperature heat pump

2014-07-24。 作者簡介:何永寧(1988—),男,博士生;曹鋒(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師.

時間:2015-04-21

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150421.1711.003.html

10.7652/xjtuxb201506017

TB66

A

0253-987X(2015)06-0103-06