孫晉飛，朱冬生，尹應(yīng)德，李修真，涂愛(ài)民

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單缸補(bǔ)氣轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)在熱泵系統(tǒng)中制熱性能

孫晉飛1,2,3,4，朱冬生1,2,3，尹應(yīng)德1,2,3，李修真1,2,3,4，涂愛(ài)民1,2,3

（1中國(guó)科學(xué)院廣州能源研究所，廣東廣州 510640；2中國(guó)科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州 510640；3廣東省新能源和可再生能源研究開(kāi)發(fā)與應(yīng)用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州 510640；4中國(guó)科學(xué)院大學(xué)，北京 100049）

利用中間補(bǔ)氣技術(shù)將單缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)應(yīng)用于空氣源熱泵系統(tǒng)中，系統(tǒng)地研究以R410A為冷媒的熱泵系統(tǒng)在變頻、變補(bǔ)氣壓力工況下制熱性能的變化規(guī)律。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量及系統(tǒng)功率均隨著壓縮機(jī)頻率、中間補(bǔ)氣壓力inj的增加呈上升趨勢(shì)，同頻率下系統(tǒng)功率則以線(xiàn)性方式增長(zhǎng)，而系統(tǒng)制熱量隨著補(bǔ)氣壓力及頻率的增大，其相對(duì)增長(zhǎng)率逐漸減小。因此COPh在低頻時(shí)存在最佳補(bǔ)氣壓力，而在高頻時(shí)無(wú)極值點(diǎn)；與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，在800～1200 kPa、50～80 Hz范圍內(nèi)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量、功率、COPh最大提升分別為27.55%、30.75%、7.1%。隨著頻率及補(bǔ)氣壓力的增加，系統(tǒng)COPh下降，因此中間補(bǔ)氣技術(shù)應(yīng)與合理的控制策略相結(jié)合，可使中間補(bǔ)氣系統(tǒng)達(dá)到節(jié)能高效的目的。

空氣源熱泵；補(bǔ)氣；單缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)；制熱性能；變頻；補(bǔ)氣壓力

引 言

空氣能熱泵是以空氣中熱能作為低溫?zé)嵩?，用電能?qū)動(dòng)逆卡諾循環(huán)，將熱量移入建筑物內(nèi)部的節(jié)能設(shè)備；能以較少的輸入能，大量利用低品位的空氣能，較好滿(mǎn)足了寒冷地區(qū)冬季采暖的需求；具有操作簡(jiǎn)便、能效高、環(huán)保節(jié)能等優(yōu)點(diǎn)[1-2]。隨著化石資源的減少、環(huán)境污染的加重，空氣能作為存在范圍廣、儲(chǔ)量大、可無(wú)償獲取的清潔能源，在世界范圍內(nèi)得到深入的研究及應(yīng)用。然而若傳統(tǒng)的單級(jí)壓縮系統(tǒng)不做任何改進(jìn)就推廣到黃河流域、華北、西北等地區(qū)，將無(wú)法在冬季長(zhǎng)期安全、可靠、經(jīng)濟(jì)地運(yùn)行[3]，主要表現(xiàn)在：隨著室外溫度的下降，加大了熱泵設(shè)備制熱量減小與建筑物熱負(fù)荷增大之間的矛盾，同時(shí)壓縮機(jī)壓縮比增大、蒸發(fā)溫度的降低、節(jié)流原件不匹配[4]等，壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)嚴(yán)重偏離正常過(guò)程，存在能效低、設(shè)備損壞嚴(yán)重等問(wèn)題。為克服低溫環(huán)境下制熱能力顯著下降的難題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者提出了各種解決方案：中間補(bǔ)氣（噴氣增焓）技術(shù)、復(fù)疊式循環(huán)系統(tǒng)、應(yīng)用電子膨脹閥節(jié)流、利用變頻技術(shù)增加制冷劑循環(huán)量、加裝輔助熱源提升蒸發(fā)器溫度及壓力等措施，其中中間補(bǔ)氣技術(shù)是熱泵低溫環(huán)境利用的一種有效措施。

中間補(bǔ)氣技術(shù)起初主要應(yīng)用于渦旋壓縮機(jī)[5-6]，式（1）[7]所建立的數(shù)學(xué)模型揭示了壓縮機(jī)應(yīng)對(duì)液擊風(fēng)險(xiǎn)的能力，相關(guān)因子變化規(guī)律如表1所示，由于渦旋壓縮機(jī)曲柄轉(zhuǎn)角大于滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，故渦旋壓縮機(jī)以其優(yōu)異的抗液擊能力（d/d減小速率慢）得到了廣泛的研究。國(guó)內(nèi)外大量研究表明，在一定工況范圍內(nèi)，系統(tǒng)制熱能力、COPh均有所提高[8-17]，排氣溫度有所下降[18]，能滿(mǎn)足低溫環(huán)境下建筑物熱負(fù)荷的要求。

表1 相關(guān)因子變化規(guī)律

然而渦旋壓縮機(jī)在變工況條件下運(yùn)行容易出現(xiàn)過(guò)壓縮、欠壓縮等現(xiàn)象[19-20]，設(shè)備運(yùn)行效率低，且制作成本高，因此將中間補(bǔ)氣技術(shù)與低成本的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮相結(jié)合也可實(shí)現(xiàn)中間補(bǔ)氣的準(zhǔn)二級(jí)壓縮過(guò)程并克服上述問(wèn)題的出現(xiàn)。補(bǔ)氣型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)主要包括單機(jī)單缸和單機(jī)雙缸兩種形式。單機(jī)雙缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)包含高、低壓氣缸及混合室，低壓缸的排氣與中間補(bǔ)氣混合后經(jīng)高壓缸壓縮排至冷凝器，完成單機(jī)二級(jí)壓縮過(guò)程。針對(duì)其研究，Heo等[21-24]研究了閃蒸器補(bǔ)氣過(guò)程中高低壓缸比例、壓縮機(jī)頻率、環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響，并提出了過(guò)冷器系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)的最佳補(bǔ)氣比例；馬敏等[25]通過(guò)變工況下的對(duì)比實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)單機(jī)雙缸補(bǔ)氣壓縮機(jī)與渦旋補(bǔ)氣壓縮機(jī)制熱量相當(dāng)，但性能略高；Heo等[21]、Baek等[26]、Wang等[27]在不同工況下對(duì)比分析得出閃蒸器補(bǔ)氣系統(tǒng)性能優(yōu)于過(guò)冷器系統(tǒng)。

目前國(guó)內(nèi)外針對(duì)單機(jī)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的研究較少，晏剛等[28]將單機(jī)單缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)應(yīng)用于熱泵系統(tǒng)，并與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相對(duì)比，在室外溫度高于?15℃時(shí)，不同工況下系統(tǒng)制熱量均提高12%以上，APF值提高4.62%；賈慶磊等[29]通過(guò)對(duì)比實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，與單機(jī)雙缸系統(tǒng)相比，當(dāng)室外溫度高于?15℃時(shí)，單機(jī)單缸系統(tǒng)制熱量與COPh分別提升約2.29%、1.94%；當(dāng)室外溫度低于?15℃時(shí)，單機(jī)雙缸系統(tǒng)制熱量與COPh則分別高于單機(jī)單缸系統(tǒng)4.5%、9.42%。然而在變工況下頻率、補(bǔ)氣壓力inj對(duì)單機(jī)單缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)系統(tǒng)制熱特性的影響方面，研究報(bào)道很少。

本研究采用固定實(shí)驗(yàn)環(huán)境溫度，改變壓縮機(jī)頻率及補(bǔ)氣壓力的實(shí)驗(yàn)方法，以R410A+閃蒸器+變頻單機(jī)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的熱泵系統(tǒng)為研究對(duì)象進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，分析壓縮機(jī)頻率及補(bǔ)氣壓力inj對(duì)系統(tǒng)制熱性能的影響規(guī)律，并與單級(jí)壓縮系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，以期為中間補(bǔ)氣系統(tǒng)控制策略的進(jìn)一步優(yōu)化提供指導(dǎo)。

1 單級(jí)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)

單機(jī)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)在原有壓縮機(jī)排氣口附近增加了補(bǔ)氣口，并安裝舌簧閥。壓縮機(jī)工作過(guò)程如圖1所示，分為4個(gè)階段：

（1）轉(zhuǎn)子與缸內(nèi)壁嚙合點(diǎn)處于吸氣口和排氣口之間時(shí)，壓縮機(jī)處于吸氣階段[圖1(a)]，此階段由于吸氣口未設(shè)置止回閥，中間補(bǔ)氣會(huì)導(dǎo)致一定冷媒回流至吸氣儲(chǔ)液器內(nèi)；

（2）當(dāng)嚙合點(diǎn)越過(guò)吸氣口時(shí)，由于中間補(bǔ)氣壓力大于壓縮機(jī)工作腔內(nèi)壓力，壓縮機(jī)開(kāi)始有效補(bǔ)氣，隨著嚙合點(diǎn)的移動(dòng)，工作腔體積減小、壓力增大，直至腔內(nèi)壓力接近中間補(bǔ)氣壓力時(shí)，補(bǔ)氣口舌簧閥關(guān)閉，補(bǔ)氣過(guò)程結(jié)束[圖1(b)前期壓縮過(guò)程]；

（3）補(bǔ)氣過(guò)程結(jié)束后，封閉工作腔內(nèi)制冷劑壓力較低，隨著壓縮過(guò)程進(jìn)行，壓力逐漸升高至排氣壓力，此時(shí)排氣閥打開(kāi)，完成壓縮過(guò)程[圖1(b)后期壓縮過(guò)程]；

（4）隨著嚙合點(diǎn)向排氣口移動(dòng)，高壓制冷劑的排出與工作腔體積的減小相互作用，工作腔內(nèi)制冷劑壓力基本保持不變，直至排氣結(jié)束[圖1(c)]。

從以上工作過(guò)程可以看出：與補(bǔ)氣渦旋壓縮機(jī)、單機(jī)雙缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)相比較，單機(jī)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)在吸氣結(jié)束后立即開(kāi)始有效補(bǔ)氣過(guò)程，在同等補(bǔ)氣量的前提下，單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的補(bǔ)氣壓力較低，同時(shí)閃蒸器分離出來(lái)的飽和液體冷媒焓值相對(duì)降低，蒸發(fā)器進(jìn)出口制冷劑焓差增大，可有效提升蒸發(fā)器換熱性能。

2 實(shí)驗(yàn)裝置與測(cè)試工況

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)在國(guó)家認(rèn)證的標(biāo)準(zhǔn)焓差實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行，測(cè)試系統(tǒng)如圖2所示，其工作原理如圖3所示，測(cè)試機(jī)組采用直流變頻單機(jī)單缸補(bǔ)氣滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，理論排量為10.8 cm3·rev?1；系統(tǒng)上下游節(jié)流裝置均采用電子膨脹閥獨(dú)立控制，上游電子膨脹閥（EEV1）主要控制中間補(bǔ)氣壓力（inj），而下游電子膨脹閥（EEV2）主要控制壓縮機(jī)吸氣口冷媒蒸氣過(guò)熱度；系統(tǒng)中間噴射管路上增加截止閥，便于從中間補(bǔ)氣系統(tǒng)（截止閥打開(kāi)）切換至單級(jí)壓縮系統(tǒng)（截止閥關(guān)閉）；系統(tǒng)各主要測(cè)量點(diǎn)均設(shè)置視液鏡便于觀(guān)察冷媒的流態(tài)；系統(tǒng)兩級(jí)節(jié)流裝置前均設(shè)置流量計(jì)，以便測(cè)量中間補(bǔ)氣比例及補(bǔ)氣量；利用焓差實(shí)驗(yàn)室的風(fēng)量、溫濕度、功率等測(cè)量設(shè)備計(jì)算系統(tǒng)的制熱量h、COPh及功率等參數(shù)。

2.2 測(cè)試工況

實(shí)驗(yàn)條件及方法：測(cè)量工質(zhì)為R410A，當(dāng)焓差室工況（表2）穩(wěn)定后，在保證壓縮機(jī)吸氣口冷媒蒸氣過(guò)熱度（3～5 K）前提下，調(diào)節(jié)中間補(bǔ)氣壓力，測(cè)量各壓縮機(jī)頻率（50、60、70、80、90 Hz）狀態(tài)下機(jī)組制熱性能，補(bǔ)氣管路截止閥關(guān)閉后形成單級(jí)壓縮系統(tǒng)，并進(jìn)行相應(yīng)的對(duì)比實(shí)驗(yàn)。

表2 實(shí)驗(yàn)測(cè)試工況

為了減少測(cè)量誤差，提高測(cè)量數(shù)據(jù)的精度和可靠性，對(duì)T型熱電偶（精度±0.5℃）、流量計(jì)（精度±0.5%）、壓力傳感器（精度±0.2%FS）、風(fēng)量壓差傳感器（精度±0.5%FS）、功率表（精度±0.2%）等均進(jìn)行了標(biāo)定，通過(guò)對(duì)制熱量h、COPh及功率、制冷劑循環(huán)量（主、輔路）等基本實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行誤差分析，結(jié)果表明本實(shí)驗(yàn)臺(tái)測(cè)試系統(tǒng)具有較高的精度，可滿(mǎn)足實(shí)驗(yàn)要求。

2.3 數(shù)據(jù)分析方法

以能量守恒及質(zhì)量守恒定律對(duì)測(cè)試系統(tǒng)進(jìn)行熱力學(xué)分析（參照?qǐng)D3），其主要性能及參數(shù)描述如下。

制熱量

系統(tǒng)總的質(zhì)量流量

(3)

系統(tǒng)功率

制熱能效比

(5)

補(bǔ)氣管路冷媒流量

補(bǔ)氣質(zhì)量比例

(7)

3 結(jié)果與討論

圖4為機(jī)組制熱量隨壓縮機(jī)頻率、中間補(bǔ)氣壓力變化的規(guī)律，從曲線(xiàn)的變化趨勢(shì)可以看出隨著補(bǔ)氣壓力及壓縮機(jī)頻率的增加，系統(tǒng)制熱量逐漸增加，但其相對(duì)增長(zhǎng)率逐漸減小。相對(duì)于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量均有較大幅度的提升，且提升幅度隨著頻率的減小呈增大趨勢(shì)，測(cè)定范圍內(nèi)制熱量增幅在11.89%～27.55%。隨著中間補(bǔ)氣壓力的增加，同頻率下中間補(bǔ)氣系統(tǒng)制熱量整體呈上升趨勢(shì)，且高頻時(shí)增長(zhǎng)幅度更為明顯，在中間補(bǔ)氣壓力由900 kPa升至1400 kPa時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量90 Hz時(shí)增加約230 W，而70 Hz時(shí)僅增加約145 W。中間補(bǔ)氣系統(tǒng)制熱量增加的原因可以歸納為以下3個(gè)方面。

（1）系統(tǒng)總的冷媒質(zhì)量流量增加：當(dāng)中間補(bǔ)氣管路打開(kāi)后，部分制冷劑蒸氣直接噴入壓縮機(jī)內(nèi)部，增加了冷媒流量。

（2）蒸發(fā)器進(jìn)出口冷媒焓差增大且吸熱量增加：蒸發(fā)器入口干度的減小，總換熱面積固定的蒸發(fā)器進(jìn)出口焓差增加，有效增加了換熱器內(nèi)的相變換熱面積，提高換熱效率，在保證壓縮機(jī)吸氣口冷媒蒸氣熱度的前提下，系統(tǒng)從低溫環(huán)境中吸熱量增加。

（3）壓縮機(jī)功率增大：冷凝壓力增加，系統(tǒng)壓縮比增大，壓縮機(jī)軸功增大，進(jìn)一步促進(jìn)了系統(tǒng)制熱量的提高。

從圖中可以發(fā)現(xiàn)50 Hz最后1個(gè)測(cè)量點(diǎn)的系統(tǒng)制熱量較其鄰近低補(bǔ)氣壓力測(cè)量點(diǎn)的制熱量下降了約100 W，其原因分析為：與其鄰近低補(bǔ)氣壓力測(cè)量點(diǎn)相比較，該測(cè)量點(diǎn)排氣溫度降低、排氣壓力減小、冷凝器出口狀態(tài)參數(shù)相似，該測(cè)量點(diǎn)系統(tǒng)總的質(zhì)量流量增加，但冷凝器進(jìn)出口焓差減小較大，最終導(dǎo)致系統(tǒng)制熱量略有下降。

低溫工況制熱時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的功率隨補(bǔ)氣壓力、壓縮機(jī)頻率的變化規(guī)律如圖5所示，在中間補(bǔ)氣壓力自800 kPa遞增至1200 kPa左右時(shí)，50～80 Hz范圍內(nèi)實(shí)驗(yàn)測(cè)試得出各頻率下系統(tǒng)功率變化趨勢(shì)相似，均呈現(xiàn)增長(zhǎng)趨勢(shì)，隨著補(bǔ)氣壓力升高，同頻率下功率以線(xiàn)性方式增長(zhǎng)，最大增長(zhǎng)率為80 Hz時(shí)的16.77%（增加值約200 W）；相對(duì)于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，不同頻率的中間補(bǔ)氣系統(tǒng)功率均有一定的提高，且增長(zhǎng)率隨著頻率的增大而減小，上述限定范圍內(nèi)系統(tǒng)功率增幅在13.23%～30.75%。當(dāng)補(bǔ)氣壓力在850 kPa左右時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)較單級(jí)壓縮系統(tǒng)功率增長(zhǎng)最大值為50 Hz的18.47%，最小值為80 Hz的13.23%（90 Hz無(wú)相應(yīng)測(cè)量點(diǎn)）。該系統(tǒng)功率變化規(guī)律產(chǎn)生的主要原因分析如下：①隨著壓縮機(jī)頻率的升高，壓縮機(jī)吸氣壓力及溫度基本保持不變，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增大，單位時(shí)間內(nèi)排氣量（質(zhì)量流量）增加，系統(tǒng)壓縮比增大，從而壓縮機(jī)軸功率隨頻率的增大而增加；②同一頻率下，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)隨著中間補(bǔ)氣壓力的增加，冷媒循環(huán)總流量增加，壓縮機(jī)壓縮比基本保持不變，因此系統(tǒng)功率隨著補(bǔ)氣壓力的增加呈增長(zhǎng)趨勢(shì)。

變頻工況條件下系統(tǒng)COPh隨著中間補(bǔ)氣壓力的變化如圖6所示，在低頻時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的能效比COPh隨著補(bǔ)氣壓力的增大，先升高而后降低，其原因?yàn)椋寒?dāng)補(bǔ)氣壓力較低時(shí)，系統(tǒng)的制熱量增加速度大于壓縮機(jī)功率升高的速度，因此前期COPh呈上升趨勢(shì)；隨著補(bǔ)氣壓力的增大，壓縮機(jī)排氣壓力下降，系統(tǒng)制熱量增長(zhǎng)趨勢(shì)減緩，壓縮機(jī)軸功率卻依然維持較大的增長(zhǎng)速率，故而后期COPh呈下降趨勢(shì)。當(dāng)頻率升高到70 Hz以上時(shí)，隨著中間補(bǔ)氣壓力的增加，中間補(bǔ)氣管路內(nèi)含液量增多，壓縮機(jī)工作腔內(nèi)冷媒的閃蒸導(dǎo)致系統(tǒng)壓力增加速度加快、補(bǔ)氣過(guò)程時(shí)間縮短，最終補(bǔ)氣質(zhì)量比例的降低導(dǎo)致系統(tǒng)的制熱量增長(zhǎng)速度低于壓縮機(jī)功率的增長(zhǎng)速度，故而COPh隨著中間補(bǔ)氣壓力的增加而逐漸降低。與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)在50～80 Hz測(cè)量范圍內(nèi)最大COPh值均有一定程度的提升，50 Hz時(shí)系統(tǒng)COPh最大升高7.1%，60 Hz時(shí)系統(tǒng)COPh最大升高4.13%，且隨著補(bǔ)氣壓力的進(jìn)一步增加，系統(tǒng)COPh逐漸衰減，當(dāng)補(bǔ)氣壓力升高到一定數(shù)值時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)COPh將低于單級(jí)壓縮系統(tǒng)COPh；隨著頻率的升高，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的COPh比單級(jí)壓縮系統(tǒng)COPh衰減速度快，當(dāng)頻率從50 Hz提升至80 Hz，補(bǔ)氣壓力在850 kPa左右時(shí)中間補(bǔ)氣系統(tǒng)COPh降低16.8%，而單級(jí)壓縮系統(tǒng)COPh僅衰減13.4%，因此，當(dāng)頻率高于90 Hz時(shí)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的COPh處于劣勢(shì)。

4 結(jié) 論

將帶有中間補(bǔ)氣的單機(jī)單缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)應(yīng)用于變工況空氣能熱泵機(jī)組，利用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)焓差室內(nèi)實(shí)驗(yàn)研究壓縮機(jī)頻率及中間補(bǔ)氣壓力對(duì)系統(tǒng)制熱性能的影響及其變化規(guī)律，經(jīng)分析可得以下結(jié)論：

（1）中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量及系統(tǒng)功率均隨著壓縮機(jī)頻率、中間補(bǔ)氣壓力的增加呈上升趨勢(shì)，系統(tǒng)COPh在低頻時(shí)存在最佳補(bǔ)氣壓力，而在高頻時(shí)無(wú)極值點(diǎn)，當(dāng)系統(tǒng)頻率升高或補(bǔ)氣壓力大于極值點(diǎn)時(shí)，系統(tǒng)COPh呈現(xiàn)隨中間補(bǔ)氣壓力的增大而逐漸下降的趨勢(shì)；

（2）與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比較，在800～1200 kPa、50～80 Hz范圍內(nèi)，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量最大提升27.55%、系統(tǒng)功率最大提升30.75%，證明了中間補(bǔ)氣技術(shù)可有效解決低溫環(huán)境中因應(yīng)用普通風(fēng)冷熱泵而供熱量不足的問(wèn)題；

（3）與單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比較，系統(tǒng)能效比COPh在低頻時(shí)最大提升7.1%，隨著頻率及補(bǔ)氣壓力的增加，其提升比例逐漸下降，當(dāng)達(dá)到某一高頻或高補(bǔ)氣壓力條件下，中間補(bǔ)氣系統(tǒng)COPh值將低于單級(jí)壓縮系統(tǒng)，因此需通過(guò)合理的控制策略限定補(bǔ)氣壓力及頻率范圍，才能保證中間補(bǔ)氣系統(tǒng)在滿(mǎn)足熱負(fù)荷需求的同時(shí)，仍能高效的運(yùn)行。

符 號(hào) 說(shuō) 明

COP——能效比 EEV——電子膨脹閥 h——狀態(tài)點(diǎn)焓值，kJ·kg?1 m——壓縮機(jī)工作腔內(nèi)制冷劑質(zhì)量，kg ——制冷劑質(zhì)量流量，kg·s?1 p——壓力，kPa R——補(bǔ)氣比例 T——溫度，K V——壓縮機(jī)瞬時(shí)工作腔體積，m3 v——制冷劑比容，m3·kg?1 W——系統(tǒng)功率，W x——制冷劑干度 a——曲柄轉(zhuǎn)角，rad 下角標(biāo) air——循環(huán)空氣 c——壓縮機(jī)工作腔 com——壓縮機(jī) DB——干球溫度 ex——其他電路 fan——機(jī)組風(fēng)機(jī) g——飽和蒸氣 h——制熱工況 in——空氣入口處 int——中間補(bǔ)氣 l——飽和液體 m——制冷劑質(zhì)量 out——空氣出口處 to——系統(tǒng)總量 WB——濕球溫度

References

[1] 王芳, 范曉偉. 我國(guó)空氣源熱泵的技術(shù)進(jìn)展[J]. 能源工程, 2002, (4): 1-5. WANG F, FAN X W. The state of art about air-source heat pump in China[J]. Energy Engineering, 2002, (4): 1-5.

[2] 饒榮水, 谷波, 周澤, 等. 寒冷地區(qū)用空氣源熱泵技術(shù)進(jìn)展[J]. 建筑熱能通風(fēng)空調(diào), 2005, 24(4): 24-28. RAO R S, GU B, ZHOU Z,. Development of air source heat pump for cold regions[J]. Building Energy & Environment , 2005, 24(4): 24-28.

[3] 柴沁虎, 馬國(guó)遠(yuǎn). 空氣源熱泵低溫適應(yīng)性研究的現(xiàn)狀及進(jìn)展[J]. 能源工程, 2002, (5): 25-31. CHAI Q H, MA G Y. State of knowledge and current challenges in the ASHP developed for the cold areas[J]. Energy Engineering, 2002, (5): 25-31.

[4] 沈明, 宋之平. 空氣源熱泵應(yīng)用范圍北擴(kuò)的可能性分析及其技術(shù)措施述評(píng)[J]. 暖通空調(diào), 2002, 32(6): 37-39. SHEN M, SONG Z P. Applicability of air-source heat pumps in colder climate and relevant measures[J]. HV&AC, 2002, 32(6): 37-39.

[5] BEETON W L, PHAM H M. Vapor-injected scroll compressors[J]. ASHRAE Journal, 2003, 45(4): 22-27.

[6] 張立毅, 胡浩, 李勇健, 等. 美國(guó)艾默生公司壓縮機(jī)應(yīng)用技術(shù)講座第二十一講: 谷輪“低溫強(qiáng)熱渦旋”在熱泵式空調(diào)器中的應(yīng)用(1)[J]. 制冷技術(shù), 2007, (1): 47-49. ZHANG L Y, HU H, LI Y J,Emerson compressor application engineering (21): Application of Copeland “scroll heating” in the air-conditioners (1)[J]. Journal of Refrigeration Technology, 2007, (1): 47-49.

[7] LIU Z, SOEDEL W. An investigation of compressor slugging problems[C]// International Compressor Engineering Conference. Purdue, 1994.

[8] HE S, GUO W, WAI E W. Northern China heat pump application with the digital heating scroll compressor[C]// International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Purdue, 2006.

[9] HE Y, CAO F, JIN L,. Experimental study on the performance of a vapor injection high temperature heat pump[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 60: 1-8.

[10] BAEK C, LEE E, KANG H,. Experimental study on the heating performance of a CO2heat pump with gas injection[C]// International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Purdue, 2008.

[11] LEE H, HWANG Y, RADERMACHER R,. Potential benefits of saturation cycle with two-phase refrigerant injection[J]. Applied Thermal Engineering, 2013, 56(1/2): 27-37.

[12] MA G Y, ZHAO H X. Experimental study of a heat pump system with flash-tank coupled with scroll compressor[J]. Energy & Buildings, 2008, 40(5): 697-701.

[13] REDóN A, NAVARRO-PERIS E, PITARCH M,. Analysis and optimization of subcritical two-stage vapor injection heat pump systems[J]. Applied Energy, 2014, 124(7): 231-240.

[14] WANG B, SHI W, HAN L,. Optimization of refrigeration system with gas-injected scroll compressor[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(7): 1544-1554.

[15] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R. Transient and steady-state experimental investigation of flash tank vapor injection heat pump cycle control strategy[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(8): 1922-1933.

[16] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R. Performance comparison of R410A and R32 in vapor injection cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(3): 892-903.

[17] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R,. Performance measurement of R32 in vapor injection heat pump system[J]. Pediatric Infectious Disease Journal, 2012, 12(3): 533-538.

[18] 馬國(guó)遠(yuǎn), 邵雙全. 寒冷地區(qū)空調(diào)用熱泵的研究[J]. 太陽(yáng)能學(xué)報(bào), 2002, 23(1): 17-21.MA G Y, SHAO S Q. Research on heat pump cycle for air conditioning in cold regions[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2002, 23(1): 17-21.

[19] 張海鋒. R410A直流變頻旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)年度運(yùn)行效率及可靠性研究[D]. 西安: 西安交通大學(xué), 2013. ZHANG H F. Study on the annual efficiency and reliability of R410A variable speed rotary compressors[D]. Xi’an: Xi’an Jiaotong University, 2013.

[20] 王寶龍. 制冷劑噴射渦旋壓縮機(jī)及其應(yīng)用研究[D]. 北京: 清華大學(xué), 2006. WANG B L. Study on the scroll compressor with refrigerant injection and its application[D]. Beijing: Tsinghua University, 2006.

[21] HEO J, MIN W J, BAEK C,. Comparison of the heating performance of air-source heat pumps using various types of refrigerant injection[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(2): 444-453.

[22] HEO J, MIN W J, 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(4): 848-855.

[23] HEO J, YUN R, KIM Y. Simulations on the performance of a vapor-injection heat pump for different cylinder volume ratios of a twin rotary compressor[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(3): 730-744.

[24] HEO J, KANG H, KIM Y. Optimum cycle control of a two-stage injection heat pump with a double expansion sub-cooler[J]. International Journal of Refrigeration, 2012, 35(1): 58-67.

[25] 馬敏, 黃波, 耿瑋, 等. 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式補(bǔ)氣壓縮機(jī)在熱泵系統(tǒng)中的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2012, 33(4): 52-54. MA M, HUANG B, GENG W,. Performance Investigation of the vapor-injection rotary compressor for residential heat pump systems[J]. Journal of Refrigeration, 2012, 33(4): 52-54.

[26] BAEK C, HEO J, JUNG J,. Effects of vapor injection techniques on the heating performance of a CO2, heat pump at low ambient temperatures[J]. International Journal of Refrigeration, 2014, 43(7): 26-35.

[27] WANG X, HWANG Y, RADERMACHER R. Two-stage heat pump system with vapor-injected scroll compressor using R410A as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(6): 1442-1451.

[28] 賈慶磊, 馮利偉, 晏剛. 中間補(bǔ)氣的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷空調(diào), 2014, 14(8): 128-132. JIA Q L, FENG L W, YAN G. Experimental research on rotary compression system with vapor injection[J]. Refrigeration and Air-Conditioning, 2014, 14(8): 128-132.

[29] 賈慶磊, 馮利偉, 晏剛. 帶中間補(bǔ)氣的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮系統(tǒng)制熱性能的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2015, 36(2): 65-70. JIA Q L, FENG L W, YAN G. Experimental research on heating performance of rotary compression system with vapor injection[J]. Journal of Refrigeration, 2015, 36(2): 65-70.

Heating performance of single cylinder vapor injection rotary compressor applying in air-source heat pump system

SUN Jinfei1,2,3,4, ZHU Dongsheng1,2,3, YIN Yingde1,2,3,LI Xiuzhen1,2,3,4,TU Aimin1,2,3

(1Guangzhou Institute of Energy Conversion, Chinese Academy of Sciences, Guangzhou 510640, Guangdong, China;2CAS Key Laboratory of Renewable Energy, Guangzhou 510640, Guangdong, China;3Guangdong Provincial Key Laboratory of New and Renewable Energy Research and Development, Guangzhou 510640, Guangdong, China;4University of Chinese Academy of Sciences, Beijing 100049, China)

A novel single cylinder rotary compressor, which was increased a vapor injection hole near the discharge port, was adopted to improve the heating performance of a flash tank vapor injection air-source heat pump (FTHP) system at low ambient temperature. The effects of compressor frequencyand injection pressureinjon system performances of a R410A FTHP system were measured and investigated systematically. The results showed that both heating capacity and power consuming of the FTHP system increased with increasing the compressor frequency and injection pressure. The FTHP system power consuming at fixed frequency increased linearly with increasing injection pressure. The increasing rate of FTHP system heating capacity declined as the frequency and injection pressure increased. Therefore, the heating COPhhad a peak value at certain injection pressure when the frequency was low. After the peak point or at high frequency, the heating COPhdecreased as the frequency and injection pressure increased. In the range of 800 kPa to 1200 kPa and 50 Hz to 80 Hz, the maximum improvement of the FTHP heating capacity, power consuming, and COPhwere 27.55%, 30.75% and 7.1%, respectively, compared to the single stage compression system. In order to make the FTHP system efficiently, the control strategy must be optimized to keep the system operated at the optimum injection pressure and frequency.

air-source heat pump; vapor injection; single cylinder rotary compressor; heating performance; variable frequency; injection pressure

10.11949/j.issn.0438-1157.20170171

TB 61+5

A

0438—1157（2017）09—3551—07

2017-02-22收到初稿，2017-06-09收到修改稿。

朱冬生。

孫晉飛（1984—），男，博士研究生。

中國(guó)南方智谷引進(jìn)創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)（順府辦函[2014]365號(hào)）；廣東省中國(guó)科學(xué)院全面戰(zhàn)略合作專(zhuān)項(xiàng)項(xiàng)目（2013B091500042）；2017年廣州市產(chǎn)學(xué)研協(xié)同創(chuàng)新重大專(zhuān)項(xiàng)項(xiàng)目（201604016048，201604016069）。

2017-02-22.

Prof. ZHU Dongsheng, zhuds@ms.giec.ac.cn

supported by the South Wisdom Valley Innovative Research Team Program (Shunde District of Foshan City Government Office [2014] No.365), the Chinese Academy of Sciences Comprehensive Strategic Cooperation Program of Guangdong Provincial (2013B091500042) and the 2017 Guangzhou Collaborative Innovation Major Projects (201604016048, 201604016069).