胡文舉， 葛 宇， 賈 鵬， 高 巖

（北京建筑大學 環(huán)境與能源工程學院， 供熱、供燃氣、通風及空調工程北京市重點實驗室， 北京 100044）

0 引言

在我國， 空氣源熱泵具有非常廣闊的適用區(qū)域。 近年來，空氣源熱泵呈現出向嚴寒地區(qū)、高原地區(qū)應用的趨勢[1]，[2]。與傳統翅片管式換熱器相比，微通道換熱器具有換熱系數高、體積小、制冷劑充注量少、 抗腐蝕性能好和制造成本低（采用鋁材料）等優(yōu)點。然而，在空氣源熱泵應用領域，還沒有廣泛使用微通道換熱器作為蒸發(fā)器， 其主要原因是制冷劑在各流道內分配不均、翅片表面易結霜，使得微通道蒸發(fā)器的換熱效率較低[3]～[6]。

微通道蒸發(fā)器中制冷劑分配不均勻主要體現在由于集管內制冷劑氣液分層或氣液流速不同，導致各扁管的供液不均[7]。 國內外學者關于微通道蒸發(fā)器制冷劑分配不均的研究主要集中在微通道蒸發(fā)器進口形式，集管的幾何尺寸、入口角度、入口流速和入口流態(tài)， 鋁扁管插入深度以及流道的安裝方向[8]～[11]。 特別是集管入口流速與入口流態(tài)對微通道蒸發(fā)器中各扁管內制冷劑的分配情況具有較大影響[12]，[13]。 Tuo 提出了一種通過旁通管將微通道蒸發(fā)器集管內制冷劑氣體輸送至壓縮機吸氣口的空氣源熱泵系統， 并對該熱泵系統的各項性能開展了大量實驗研究[14]。 Honggi Cho[15]和D H Jin[16]通過研究發(fā)現，改變集管放置方式可以改善微通道內制冷劑分布不均的情況。 郭盼盼[17]和袁培[18]均在蒸發(fā)器集管中設置了一個分流板，以改善制冷劑在微通道蒸發(fā)器內流量分配的情況。韓清通過增設貯液型分液器，降低蒸發(fā)器前制冷劑的流速，以改善制冷劑分配不均勻的情況，該研究結果有利于解決微通道蒸發(fā)器內制冷劑的分配不均問題[19]。

綜上可知， 制冷劑在各微通道扁管內的均勻分配情況是影響微通道蒸發(fā)器空氣源熱泵制熱性能的重要因素。 由于進入蒸發(fā)器集管的制冷劑為氣液兩相，二者之間的密度差使得氣、液制冷劑分離，較高的流速使得集管內靜壓分布不均，從而影響了微通道扁管內制冷劑的分配情況。 改變換熱器的結構、放置方式等，能夠降低氣、液制冷劑的密度差以及二者流速的影響， 但這樣對微通道蒸發(fā)器的結構、幾何尺寸等提出了更高的加工要求。如能使進入微通道蒸發(fā)器集管內的制冷劑為液相，或改善液、氣相的比例，則可以有效減小氣、液制冷劑的質量比，并降低制冷劑的流速，從而提高制冷劑在各微通道扁管內分配的均勻性。基于此，本文在微通道蒸發(fā)器前增設低壓儲液器， 通過低壓儲液器的氣液分離， 改變進入微通道蒸發(fā)器制冷劑的氣液比例和流速， 從而改進制冷劑在微通道扁管中流量分配的特性， 強化微通道蒸發(fā)器的換熱能力，最終提高空氣源熱泵的各項性能。本文通過實驗研究了在微通道蒸發(fā)器前設置低壓儲液器后，空氣源熱泵系統的各項性能。

1 系統原理與實驗臺搭建

1.1 微通道蒸發(fā)器入口增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統原理

微通道蒸發(fā)器入口處增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統（以下簡稱為增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統）以及各測點的位置如圖1 所示。

圖1 增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統以及各測點位置的示意圖Fig.1 Principle of the micro-channel evaporator based air source heat pump（ASHP） and the experimental measurement points

由圖1 可知， 增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統主要由壓縮機、四通換向閥、微通道蒸發(fā)器、板式換熱器、低壓儲液器、干燥過濾器、氣液分離器組成。 該熱泵系統與傳統空氣源熱泵的不同之處： 在熱力膨脹閥與微通道蒸發(fā)器之間增設了低壓儲液器， 以實現制冷劑進入微通道蒸發(fā)器前的氣液分離， 進而改善進入微通道蒸發(fā)器集管的制冷劑的氣液相比例和流速。

增設低壓儲液器的空氣源熱泵的工作原理：來自壓縮機的高溫、 高壓制冷劑氣體經過板式換熱器釋放熱量后，轉變?yōu)檫^冷制冷劑液體；過冷制冷劑液體經單向閥、干燥過濾器后，再經過熱力膨脹閥節(jié)流降壓后，轉變?yōu)榈蜏?、低壓氣液兩相制冷劑?低溫、 低壓氣液兩相制冷劑流入低壓儲液器后， 分離出的液態(tài)制冷劑進入風冷微通道蒸發(fā)器（余下的制冷劑氣體積聚在低壓儲液器的上部），液態(tài)制冷劑在該蒸發(fā)器內吸收空氣熱量并蒸發(fā)；制冷劑蒸汽經四通換向閥、氣液分離液器（分離出制冷劑氣體， 余下的制冷劑液體積聚在氣液分離器的下部）后，被吸入壓縮機，在壓縮機內被壓縮成高溫、高壓制冷劑氣體，從而完成一個循環(huán)。

1.2 實驗設計

本文的實驗系統主要由實驗樣機、 室外環(huán)境人工模擬實驗室以及數據采集系統組成。其中，實驗樣機為增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統，該系統中壓縮機的型號為KS122VLRC，額定功率為675 W，額定冷量為1 978 W。 實驗過程中采用的微通道蒸發(fā)器為平行流鋁制微通道蒸發(fā)器， 幾何尺寸為422 mm×31 mm×403 mm， 流程數為1，該換熱器內的扁管數量為42 個， 每個扁管有10 個微通道。圖2 為微通道蒸發(fā)器的結構圖和實物圖。

圖2 微通道蒸發(fā)器原理與實物圖Fig.2 Micro-channel heat exchanger for experiments

微通道蒸發(fā)器的結構參數如表1 所示。低壓儲液器的結構如圖3 所示。

表1 微通道蒸發(fā)器的結構參數Table 1 Structural parameters of micro-channel heat exchanger

圖3 BLR-101 立式低壓儲液器Fig.3 BLR-101 Vertical low-pressure reservoir

低壓儲液器的進口管徑為8 mm，出口管徑為10 mm， 容積為1.1 L。 本文實驗所用的制冷劑為R22。 低壓儲液器進口處的制冷劑處于氣液兩相態(tài)。制冷劑流入低壓儲液器后，速度迅速降低。其中，氣相制冷劑聚集在低壓儲液器的上部，液相制冷劑沉積在低壓儲液器的底部， 然后由低壓儲液器出口流入微通道蒸發(fā)器集管內。

本文實驗的測量參數為空氣源熱泵壓縮機的吸、排氣壓力和輸入功率，熱水側的板式換熱器的進、出口水溫和流量。 測量壓縮機吸、排氣壓力的儀表為壓力傳感器，其量程為2.5 MPa，測量精度為0.25 級； 測量壓縮機功率的儀表為功率計，測量精度為±（0.4%a+0.1%A）， 其中，a 為讀數，A 為量程；測量板式換熱器進、出口溫度的傳感器為鉑電阻，測量精度為±0.1 ℃；測量板式換熱器進、出口流量的儀表為流量計，其量程為15 m3/h，測量精度為0.01 級。 上述測量參數的實驗數據采用安捷倫34970A 進行采集。 此外，為了研究制冷劑分配比例及其對微通道蒸發(fā)器表面結霜規(guī)律的影響， 采用FILRT530 紅外熱成像儀對微通道蒸發(fā)器表面的結霜情況和溫度分布情況進行記錄，記錄的時間間隔為10 min。 本文的實驗時間為1 h。

實驗過程中， 利用空氣溫濕度可控的人工環(huán)境來模擬室內環(huán)境，并將室外機（由壓縮機、微通道蒸發(fā)器、四通換向閥、低壓儲液器等組成）置于人工環(huán)境中。實驗過程中，設定室外機進口空氣的干球溫度為5 ℃，空氣相對濕度為85%。利用恒溫水箱控制進入空氣源熱泵的水的溫度為40 ℃。本文在微通道蒸發(fā)器集管水平放置的條件下， 對增設、未增設低壓儲液器的兩種工況進行了實驗。

2 實驗結果分析

2.1 微通道蒸發(fā)器內制冷劑流量分配特性分析

在未增設低壓儲液器的條件下， 空氣源熱泵運行20 min 時，微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布情況如圖4 所示。

圖4 在未增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵運行20 min 時，微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布情況Fig.4 Temperature distribution on the surface of microchannel evaporator for ASHP without low pressure reservoir

微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布情況可間接反映微通道蒸發(fā)器各扁管微通道之間制冷劑的分配情況。由圖4 可知，當在微通道蒸發(fā)器入口段未增設低壓儲液器時， 微通道蒸發(fā)器的表面溫度分布得非常不均勻。 距離微通道蒸發(fā)器進口（1/6～2/3）l（l 為扁管的長度）的區(qū)域（扁管中、下部），集管溫度非常低， 表明在這個區(qū)域的扁管為制冷劑的主要流動通道，液態(tài)制冷劑較多；距離微通道蒸發(fā)器進口大于4l/6 的區(qū)域，集管溫度較高，表明該區(qū)域以氣體制冷劑為主。 這是由于當未增設低壓儲液器時，進入微通道蒸發(fā)器的制冷劑為氣液兩相，且氣相體積比例較大，在集管進口處，制冷劑流速較大，在慣性作用下，集管進口處的制冷劑整體上較少。 此外，由于集管的直徑較大，導致集管內氣液兩相并非以相同的速度流動（氣相制冷劑流速較大）， 當氣相制冷劑到達下集管靠近出口端時，會充滿集管末端，并阻礙了液態(tài)制冷劑向前流動。

在增設低壓儲液器的條件下， 當空氣源熱泵運行20 min 時，微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布情況如圖5 所示。

圖5 在增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵運行20 min 時，微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布情況Fig.5 Temperature distribution on the surface of microchannel evaporator for ASHP with low pressure reservoir

由圖4，5 可知， 與未增設低壓儲液器的情況相比，增設低壓儲液器后，微通道蒸發(fā)器表面溫度分布得更加均勻。這是由于當設置低壓儲液器后，降低了進入集管的制冷劑的氣液兩相比例， 導致集管進口處制冷劑流速較小， 氣液兩相能夠均勻地充滿整個集管，因此，微通道蒸發(fā)器內制冷劑分布得相對均勻。

2.2 微通道蒸發(fā)器表面結霜規(guī)律分析

圖6 為在未增設低壓儲液器的條件下， 微通道蒸發(fā)器表面的結霜情況。

圖6 在未增設低壓儲液器的條件下，微通道蒸發(fā)器表面的結霜情況Fig.6 Variation of frost distribution on the surface of the microchannel evaporator with time for ASHP without low pressure reservoir

圖7 為在增設低壓儲液器的條件下， 微通道蒸發(fā)器表面的結霜情況。

圖7 在增設低壓儲液器的條件下，微通道蒸發(fā)器表面的結霜情況Fig.7 Variation of frost distribution on the surface of the microchannel evaporator with time for ASHP with low pressure reservoir

由圖6，7 可知，在增設、未增設低壓儲液器的條件下，隨著空氣源熱泵的持續(xù)運行，雖然微通道蒸發(fā)器表面結霜面積均逐漸擴大, 但表面結霜的分布規(guī)律截然不同。

由圖6 可知，未增設低壓儲液器時,微通道蒸發(fā)器中部扁管靠近下集管的區(qū)域先結霜， 之后結霜面積沿著中部扁管向上和兩側逐漸擴大， 但向微通道蒸發(fā)器制冷劑入口側擴大的速度大于向制冷劑出口側擴大的速度。 對于未設低壓儲液器的微通道蒸發(fā)器，在距離集管右端2l/6 區(qū)域內充滿了較多的制冷劑氣體， 因此該區(qū)域換熱器的換熱能力較差， 只有靠近下集管的扁管的根部開始結霜。由圖6 還可看出，中間扁管制冷劑分配的液態(tài)制冷劑較多，因此，最早出現結霜且霜層增長速度最快。當中間部位的扁管與翅片布滿霜層后，扁管內的制冷劑不能完全蒸發(fā)， 導致制冷劑流動阻力較大， 并使得更多制冷劑經過靠近換熱器右側的扁管流向上集管， 最終使得右側扁管與翅片逐漸結霜，且結霜速度大于左側扁管和翅片。 此外，在實驗過程的第40 分鐘，中部扁管的部分區(qū)域和翅片的頂端布滿霜層；第60 分鐘，微通道蒸發(fā)器右半部分（約占換熱器表面積的50%）被霜層覆蓋，其他區(qū)域內僅靠近微通道蒸發(fā)器下集管的部位出現霜層。 實驗數據表明，未增設低壓儲液器時，微通道蒸發(fā)器表面霜層的均勻性較差。

由圖7 可知， 與未增設低壓儲液器的空氣源熱泵相比， 增設低壓儲液器的空氣源熱泵的微通道蒸發(fā)器表面的霜層較為均勻。測試時間結束時，整個微通道蒸發(fā)器表面基本上覆蓋了霜層， 這是由于低壓儲液器改善了微通道蒸發(fā)器各扁管內制冷劑分配情況。

2.3 空氣源熱泵制熱性能分析

圖8 為在增設、未增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵系統的制熱量隨時間的變化情況。

圖8 在增設、未增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵系統的制熱量隨時間的變化情況Fig.8 Variation of heating capacity with time for the ASHP connected with and without low-pressure refrigerant reservoir

圖9 在增設、未增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵系統COP 隨時間的變化情況Fig.9 Variation of COP with time for the ASHP connected with and without low-pressure refrigerant reservoir

圖9 為在增設、未增設低壓儲液器的條件下，空氣源熱泵系統的制熱性能系數（COP）隨時間的變化情況。

由圖8，9 可知，測試時間內，增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量和COP 始終高于未增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量和COP。 測試結果表明，在相同的實驗工況和測試時間條件下，增設低壓儲液器的空氣源熱泵的平均制熱量約為1 655 W，未增設低壓儲液器的空氣源熱泵的平均制熱量約為1 301 W。 與未增設低壓儲液器的空氣源熱泵相比，增設低壓儲液器后，微通道蒸發(fā)器空氣源熱泵的平均制熱量增加了27.2%， 這是由于增設低壓儲液器后， 微通道蒸發(fā)器內的制冷劑分配得更加均勻， 從而提高了微通道蒸發(fā)器的換熱性能，最終提高了空氣源熱泵的制熱量。 此外，與未設低壓儲液器的空氣源熱泵的平均COP（2.01）相比，增設低壓儲液器后，微通道蒸發(fā)器空氣源熱泵的COP 平均值（2.71）增加了34.8%，這是由于增設低壓儲液器后， 改善了微通道蒸發(fā)器內制冷劑分配的均勻性。

由圖8，9 還可看出，增設、未增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量與COP 整體上呈現出先增大后減小的變化趨勢，這是由于熱泵啟動后，熱泵系統內制冷劑進行了再分配， 熱泵逐漸進入相對穩(wěn)定的狀態(tài)， 其制熱量與COP 分別達到最大值。 第20 分鐘后，隨著換熱器表面結霜面積逐漸增大，微通道蒸發(fā)器的換熱性能逐漸變差，使得熱泵的制熱量和COP 逐漸變小。

由圖8，9 還可看出，增設、未增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量和COP 隨著時間變化情況存在兩方面的較大的差異： ①二者制熱量與性能COP 峰值出現的時刻并不同步，15～30 min 內，增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量和COP均達到最大值，該時段內，二者平均值分別為1 792.8 W 與2.95；25～35 min 內，未增設低壓儲液器的空氣源熱泵的制熱量和COP 均達到最大值，該時段內，二者平均值分別為1 467.7 W 與2.23。這是由于增設低壓儲液器后， 有助于微通道蒸發(fā)器內制冷劑的均勻分配， 也有助于制冷劑在空氣源熱泵系統其他設備內均勻分配， 使得空氣源熱泵系統能夠較快地進入較為穩(wěn)定運行狀態(tài)，因此，增設低壓儲液器后，空氣源熱泵的制熱量與COP能夠較快地達到峰值； ②與未增設低壓儲液器的空氣源熱泵相比，增設低壓儲液器后，空氣源熱泵的整體制熱量和COP，以及短時間內的制熱量和COP 的波動幅度均較大。 這是由于在熱力膨脹閥與蒸發(fā)器之間增設低壓儲液器后， 經熱力膨脹閥節(jié)流后的制冷劑進入低壓儲液器， 并在重力作用下實現氣液分離，其中，液態(tài)制冷劑沉積在低壓儲液器的下部， 氣態(tài)制冷劑浮升至低壓儲液器的上部。在實驗初始階段，低壓儲液器起到了較好的氣液分離器作用，液態(tài)制冷劑經管路進入蒸發(fā)器，有益于制冷劑在微通道蒸發(fā)器內的均勻分配。 但隨著實驗過程的持續(xù)進行，在低壓儲液器內，氣態(tài)制冷劑越來越多（本文沒有將聚集在儲液器上部的氣態(tài)制冷劑氣體導出該儲液器），這樣會使得一方面， 低壓儲液器內集聚的氣態(tài)制冷劑與經過熱力膨脹閥節(jié)流后的低溫低壓氣液兩相制冷劑直接接觸而發(fā)生復雜的熱質交換， 從而引起低壓儲液器內氣液兩相制冷劑比例的改變；另一方面，低壓儲液器內集聚的氣態(tài)制冷劑在實驗中后期會通過低壓儲液器出口相連接的出液管進入蒸發(fā)器， 進而影響蒸發(fā)器內制冷劑分配的均勻性。 上述兩方面原因將影響蒸發(fā)器供液的穩(wěn)定性， 并使得熱泵系統的運行性能不穩(wěn)定， 最終導致該熱泵系統的制熱量和COP 發(fā)生波動。

圖10 為增設低壓儲液器后，空氣源熱泵中壓縮機的吸、排氣壓力隨著時間的變化情況。

圖10 增設低壓儲液器后，空氣源熱泵中壓縮機的吸、排氣壓力隨著時間的變化情況Fig.10 Variation of suction and discharge pressure of compressor with time for the ASHP connected with lowpressure refrigerant reservoir

由圖10 可知，壓縮機啟動后，其吸氣壓力由啟動前的0.54 MPa 迅速降低至0.35 MPa，之后逐漸降低至0.18 MPa（50～60 min，吸氣壓力出現了小幅波動， 其中，50～55 min 吸氣壓力由0.18 MPa逐漸升高至0.2 MPa，55～60 min 吸氣壓力由0.2 MPa 逐漸降低至0.18 MPa），這是由于換熱器表面結霜面積逐漸增大，換熱器的換熱性能逐漸變差，導致空氣源熱泵蒸發(fā)壓力逐漸降低。 在第50 分鐘，低壓儲液器內制冷劑的氣相比例達到最大值，向蒸發(fā)器供液能力達到最小， 因此， 蒸發(fā)壓力最低。 而蒸發(fā)壓力的降低又會引起熱力膨脹閥供液能力的增大， 進而間接增大儲液器向蒸發(fā)器供應制冷劑的能力，最終引起蒸發(fā)壓力的回升。

本文在實驗過程中， 保持流入熱泵冷凝器的熱水溫度恒定，因此，實驗后期，壓縮機的排氣壓力并沒有隨著蒸發(fā)壓力的降低而明顯降低。 但是實驗過程中壓縮機的排氣壓力出現了較大的波動，尤其20～35 min 排氣壓力的波動最為明顯，并且在第25 分鐘排氣壓力達到最大值，1.59 MPa，這是由于低壓儲液器內存在復雜的熱質交換，導致其內部壓力發(fā)生波動， 并且蒸發(fā)器的供液情況也不穩(wěn)定， 導致壓縮機與熱力膨脹閥內制冷劑的質量流量不穩(wěn)定， 最終導致壓縮機排氣壓力發(fā)生較大波動。

3 結論

為了解決微通道蒸發(fā)器內制冷劑分配不均勻的問題， 本文在空氣源熱泵微通道蒸發(fā)器進口段處增設低壓儲液器，并對增設、未增設低壓儲液器的空氣源熱泵系統的各項性能進行了實驗研究。分析結論如下。

①集管內制冷劑氣液比例是影響其內制冷劑能否均勻分布的重要因素。增設低壓儲液器后，改變了流入微通道蒸發(fā)器的制冷劑的氣液比例，從而提高了微通道蒸發(fā)器內制冷劑分布的均勻性。與未增設低壓儲液器的工況相比， 增設低壓儲液器后， 空氣源熱泵系統的平均制熱量提高了27.2%，COP 提高了34.8%。

②微通道蒸發(fā)器內制冷劑分布的均勻性會影響其表面霜層的分布規(guī)律。 與未增設低壓儲液器的工況相比，增設低壓儲液器后，微通道蒸發(fā)器的表面霜層更加均勻。

③分離出的制冷劑氣體在低壓儲液器內部集聚， 使得該低壓儲液器內存在復雜的熱質交換情況，這樣會引起微通道蒸發(fā)器、熱力膨脹閥內制冷劑流量的不穩(wěn)定， 最終導致空氣源熱泵系統的壓縮機的吸、排氣壓力出現波動。