郭春雷

（山東中煙工業(yè)有限責(zé)任公司濟南卷煙廠，山東 濟南 250104）

為了解決低溫及高濕環(huán)境下空氣源熱泵系統(tǒng)除霜過程能耗高且壓縮機易吸汽帶液、排氣溫度過高、壓縮機容積效率偏低等關(guān)鍵技術(shù)難題[1-4]，發(fā)明了一種耦合噴氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)[5]（下文簡稱“耦合噴氣增焓系統(tǒng)”），采用系統(tǒng)耦合除霜（基于傳統(tǒng)熱氣旁通除霜）的除霜方式[6]。建立了耦合噴氣增焓系統(tǒng)在各個工況下的熱力計算模型，將除霜的耗能統(tǒng)計到系統(tǒng)的耗能中，提出能反映綜合系統(tǒng)性能（包含除霜性能）的參數(shù)，即總能效比。結(jié)合熱力計算模型，通過假定理論循環(huán)比較了耦合噴氣增焓系統(tǒng)和傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比，分析得到了耦合噴氣增焓系統(tǒng)的除霜優(yōu)點。

1 耦合噴氣增焓系統(tǒng)熱力計算模型

通過對耦合噴氣增焓系統(tǒng)循環(huán)流程的分析[1]，得到了耦合噴氣增焓系統(tǒng)在3種工況下的熱力計算模型，工況1為：A子系統(tǒng)正常制熱工況（補氣），B子系統(tǒng)正常制熱工況（補氣）；工況2為：A子系統(tǒng)正常制熱工況（不補氣），B子系統(tǒng)除霜工況；工況3為：A子系統(tǒng)除霜工況，B子系統(tǒng)正常制熱工況（不補氣）。

1.1 工況1下系統(tǒng)的熱力計算模型

根據(jù)耦合噴氣增焓A子系統(tǒng)（工況1）的壓焓圖[1]，經(jīng)過3套管過冷器后，進入蒸發(fā)器側(cè)的工質(zhì)從5點過冷到6點，同時向B子系統(tǒng)補氣支路中的工質(zhì)和本子系統(tǒng)補氣支路中的工質(zhì)放熱。換熱后，本子系統(tǒng)補氣支路中的工質(zhì)由8點蒸發(fā)到9點。B子系統(tǒng)補氣支路中的工質(zhì)由9點蒸發(fā)到10點，進入壓縮機。同理，A子系統(tǒng)經(jīng)補氣管進入壓縮機的狀態(tài)點為10點。工況1下的熱力計算模型如下：

（mc，A－minj，A）（h5，A－h(huán)6，A）＝minj，A（h9，A－h(huán)5，A）＋minj，A（h10，A－h(huán)9，A）.

上式中，mc為冷凝器側(cè)工質(zhì)的質(zhì)量流量；minj為補氣工質(zhì)的質(zhì)量流量；h為工質(zhì)的焓值；Qc為系統(tǒng)的制熱量；W為壓縮機的理論耗功；COP為系統(tǒng)的能效比。

1.2 工況2下系統(tǒng)的熱力計算模型

根據(jù)耦合噴氣增焓A系統(tǒng)（工況2）壓焓圖[1]，A子系統(tǒng)不需要補氣，其冷凝器出口的飽和液體工質(zhì)過冷度較高，因B子系統(tǒng)中除霜產(chǎn)生的積液經(jīng)A子系統(tǒng)的3套管耦合換熱器蒸發(fā)吸熱（汽化潛熱）。同時除霜過程中B子系統(tǒng)的3套管耦合換熱器換熱量較小，因此A子系統(tǒng)制冷工質(zhì)過冷釋放的熱量完全用于除霜過程中B子系統(tǒng)室外換熱器積液汽化所需的熱量。工況2下的熱力計算模型如下：

上式中，x為除霜過程中除霜子系統(tǒng)室外換熱器出口工質(zhì)的干度。

兩子系統(tǒng)質(zhì)量流量可近似相等，即mc，A＝mc，B，因此新系統(tǒng)除霜產(chǎn)生的積液可以完全汽化。

1.3 工況3下系統(tǒng)的熱力計算模型

根據(jù)耦合噴氣增焓A系統(tǒng)（工況3）壓焓圖[1]，該工況A子系統(tǒng)與上文1.1節(jié)中B子系統(tǒng)完全相同。因此工況3下的熱力計算模型如下：

上式中，Q′為系統(tǒng)除霜過程中室外換熱器液體工質(zhì)汽化吸收熱量：W′為除霜過程中系統(tǒng)壓縮機的理論耗功。

2 耦合噴氣增焓系統(tǒng)與傳統(tǒng)系統(tǒng)的除霜優(yōu)點

2.1 系統(tǒng)總能效比的定義

綜合比較除霜性能，將除霜的耗能統(tǒng)計到系統(tǒng)的耗能中，提出能反映綜合系統(tǒng)性能（包含除霜性能）的參數(shù)——總能效比T－COP.1個周期（供熱工況＋除霜工況）中的總制熱量Q與總耗能W的比值即為總能效比。下表1是1個周期（供熱工況＋除霜工況）中耦合噴氣增焓系統(tǒng)與傳統(tǒng)補氣增焓系統(tǒng)的比較，耦合噴氣增焓系統(tǒng)在工況1下的3套管耦合換熱器與傳統(tǒng)獨立噴氣增焓系統(tǒng)制熱工況下經(jīng)濟器的作用完全相同，工作原理一樣。

表1 2個系統(tǒng)的工況對比

2.2 系統(tǒng)總能效比的理論循環(huán)計算

假定以下理論循環(huán)：除節(jié)流過程和壓縮過程壓力變化外，其他環(huán)節(jié)無壓力損失；壓縮工質(zhì)過程為等熵壓縮；供熱工況時間占系統(tǒng)周期時間的0.9；Rinj＝minj/mc，補氣系數(shù)為0.2；除霜時從室外換熱器出來的工質(zhì)的干度X在除霜工況下維持不變。熱泵系統(tǒng)工質(zhì)選擇R134a，冷凝溫度Tk設(shè)置為60℃。傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比為：

以A子系統(tǒng)為例，耦合噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比為：

上式中：W′為除霜過程系統(tǒng)壓縮機的理論耗功；Q′為除霜過程輔助熱源提供的熱量，供室外換熱器中液體工質(zhì)汽化；Qde為除霜過程系統(tǒng)消耗的總能量；T為系統(tǒng)的周期；Wi為工況i下耦合噴氣增焓系統(tǒng)的理論耗功；Qc，i為工況i下耦合噴氣增焓系統(tǒng)的供熱量。

2.3 2個系統(tǒng)的除霜優(yōu)點分析

計算在不同蒸發(fā)溫度To、不同補氣壓力Pinj及除霜過程室外換熱器工質(zhì)不同干度X情況下耦合噴氣增焓系統(tǒng)和傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比T－COP，從而通過對比，分析耦合噴氣增焓空氣源熱泵的除霜優(yōu)點。

分別計算了蒸發(fā)溫度從0～－20℃，補氣壓力在算術(shù)平均壓力和幾何平均壓力下的性能。如圖1和圖2所示，隨著蒸發(fā)溫度的降低，耦合噴氣增焓系統(tǒng)與傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比都降低，但是因耦合噴氣增焓系統(tǒng)除霜節(jié)能的優(yōu)勢，其總能效比遠大于傳統(tǒng)噴氣增焓熱泵系統(tǒng)的總能效比。

圖1 Pinj算術(shù)時T－COP隨蒸發(fā)溫度的變化圖

圖2 Pinj幾何時T－COP隨蒸發(fā)溫度變化

圖3 T－COP耦噴隨蒸發(fā)溫度的變化圖

圖4 T－COP隨x的變化

比較耦合噴氣增焓系統(tǒng)補氣壓力分別在算術(shù)平均壓力和幾何平均壓力下總能效比的不同。如圖3所示，蒸發(fā)溫度從0℃降到－20℃，耦合噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比降低，同時可以得到，當(dāng)耦合噴氣增焓系統(tǒng)補氣壓力處于算術(shù)平均壓力時的總能效大于補氣壓力處于幾何平均壓力時的總能效。比較除霜過程室外換熱器工質(zhì)不同干度X情況下耦合噴氣增焓系統(tǒng)與傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比，詳見圖4.可以得出：在低溫高濕環(huán)境下耦合噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比遠大于傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比，傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比隨工質(zhì)干度的降低而迅速下降，但是耦合噴氣增焓熱泵系統(tǒng)的總能效比隨工質(zhì)干度的降低變化較小，除霜性能高。

3 結(jié)論

發(fā)明了一種耦合噴氣增焓空氣源熱泵系統(tǒng)，采用系統(tǒng)耦合除霜（基于傳統(tǒng)熱氣旁通除霜）的除霜方式。建立了耦合噴氣增焓系統(tǒng)在各個工況下的熱力計算模型，將除霜的耗能統(tǒng)計到系統(tǒng)的耗能中，提出能反映綜合系統(tǒng)性能（包含除霜性能）的參數(shù)，即總能效比T－COP.結(jié)合熱力計算模型，通過假定理論循環(huán)的計算得出：在低溫工況下，耦合噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比遠大于傳統(tǒng)噴氣增焓系統(tǒng)的總能效比；除霜過程中耦合噴氣增焓系統(tǒng)隨室外換熱器工質(zhì)干度的降低變化較小，除霜性能高。通過分析，耦合噴氣增焓系統(tǒng)除霜能耗小是因為系統(tǒng)的部分除霜能耗是由另一個子系統(tǒng)的廢熱（其制熱工況下過冷放出的熱量）提供的。

［1］郭春雷.低溫高濕環(huán)境下空氣源熱泵系統(tǒng)關(guān)鍵技術(shù)的研究［D］.重慶：重慶大學(xué)，2013.

［2］龍劍.實驗研究兩級壓縮技術(shù)在空氣源熱泵中的應(yīng)用［J］.科技與創(chuàng)新，2017（16）：153-156.

［3］徐俊芳，趙耀華，全貞花，等.新型空氣-水雙熱源復(fù)合熱泵系統(tǒng)除霜特性及能耗［J］.化工學(xué)報，2017（12）.

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