肖 彪， 閆 艷， 趙樹男， 黃童毅， 李 想

(1. 空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室， 廣東 珠海 519070； 2. 珠海格力電器股份有限公司， 廣東 珠海 519070)

空氣源熱泵(ASHP)具有高效、節(jié)能、環(huán)保、適用性強等優(yōu)點，目前在采暖、空調(diào)、生活熱水供應(yīng)等方面獲得了廣泛應(yīng)用[1].然而，低溫?zé)岜糜脡嚎s機存在三大技術(shù)難題：① 隨著環(huán)境溫度降低，制冷劑吸氣比容增大，機組吸氣量迅速下降，熱泵系統(tǒng)制熱量降低，不能滿足室內(nèi)最大供暖熱負(fù)荷；② 隨著環(huán)境溫度降低，壓縮機壓比不斷增加，排氣溫度迅速升高，若環(huán)境溫度過低，壓縮機會因防止過熱而啟動自動停機保護，這限制了熱泵的使用溫度下限；③ 隨著環(huán)境溫度降低，壓縮機壓縮比的增大，系統(tǒng)的制熱性能系數(shù)(COP)急劇下降[2].

針對上述低溫?zé)岜脡嚎s機存在的問題，許多學(xué)者對提高低溫空氣源熱泵的系統(tǒng)性能進(jìn)行了研究.Xiao等[3]分析了壓縮比對系統(tǒng)性能的影響，并對比不同容積比下空氣源熱泵系統(tǒng)的COP.徐嘉等[4]分析了容積可變轉(zhuǎn)子式壓縮機制冷量及其功耗，認(rèn)為結(jié)合壓縮機的容積調(diào)節(jié)與變頻的方式，可以有效地提升壓縮機在中間點及最小制冷能力時的能效.黃輝等[5]建立了最佳容積比的數(shù)學(xué)計算模型，并通過實驗驗證了不同環(huán)境溫度下需設(shè)計不同的容積比.Baek等[6]研究了壓縮機容積比對CO2雙級壓縮系統(tǒng)的性能影響，表明在環(huán)境溫度為-15 ℃、最佳容積比為0.7時，系統(tǒng)的COP最大.Jia等[7]將往復(fù)式壓縮機容積比由2增加到3，壓縮效率由37.3%提高到了80.6%.Jiang等[8]研究并優(yōu)化了壓縮機氣缸容積比的選型方法，指出當(dāng)環(huán)境溫度為-4～-8 ℃時，容積比為2～2.1時較為合適，容積比為2.0較容積比為3.0系統(tǒng)的COP分別高10.3%和17.6%.陳清等[9-10]指出變頻單螺桿壓縮機根據(jù)運行工況調(diào)節(jié)其內(nèi)容積比，可提高壓縮機在不同工況下的滿負(fù)荷性能系數(shù)，同時還可以提高其綜合部分負(fù)荷性能系數(shù)(IPLV).

從上述研究成果可知，容積比對空氣源熱泵的效率存在較大的影響.壓縮機在不同工況下的最佳容積比可通過技術(shù)方法計算獲得.而容積比在壓縮機設(shè)計之初就已確定，即其性能曲線已經(jīng)確定，無法隨工況的變化進(jìn)行實時調(diào)節(jié).若壓縮機在運行過程中能夠?qū)崿F(xiàn)容積可變，將是空氣源熱泵能效提升的一個有效手段.本研究提出一種新的壓縮機——三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮機，并將其應(yīng)用于空氣源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行研究，分析其性能特征以及與傳統(tǒng)雙級壓縮機之間的差異.

1 三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮工作原理

1.1 COP與容積比之間的關(guān)系

一次節(jié)流、不完全中間冷卻雙級壓縮制冷循環(huán)的壓焓圖如圖1所示.其中：p為系統(tǒng)壓力；h為系統(tǒng)焓值.循環(huán)中，狀態(tài)3是由狀態(tài)2和7混合而成的.根據(jù)熱平衡，則有：

(1)

圖1 雙級壓縮制冷循環(huán)壓焓圖Fig.1 Pressure-enthalpy diagram of a two-stage compression refrigeration cycle

(2)

定義Rq為高壓側(cè)與低壓側(cè)的質(zhì)量流量比，則有：

(3)

(4)

由式(1)～(4)可知，制熱工況的理論COP可轉(zhuǎn)化為

(5)

式中：Qe為制冷系統(tǒng)制冷量；Qc為冷凝器熱負(fù)荷，即系統(tǒng)制熱量；W為壓縮機的理論功耗.

1.2 三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮工作原理

由式(5)可知，高/低壓級氣缸容積比RV是影響熱泵COP的關(guān)鍵因素之一，但傳統(tǒng)雙級旋轉(zhuǎn)式壓縮機的容積比固定，無法兼顧在制熱全工況內(nèi)的能效要求.如能實現(xiàn)容積比隨工況的變化而變化，可進(jìn)一步提高制熱能效.

基于上述分析，提出三缸雙級變?nèi)莘e比旋轉(zhuǎn)式壓縮機，在單臺壓縮機上實現(xiàn)了可變?nèi)莘e比的雙級壓縮，有效地解決了困擾低溫?zé)岜糜脡嚎s機的三大技術(shù)難題.三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮系統(tǒng)循環(huán)為，帶閃蒸器的兩級節(jié)流中間不完全冷卻的雙級壓縮循環(huán)，其結(jié)構(gòu)如圖2所示.與傳統(tǒng)雙級轉(zhuǎn)子壓縮機相比，三缸雙級壓縮機內(nèi)部共有3個壓縮腔，即上面1個高壓腔(2級壓縮)、下面2個低壓腔(1級壓縮)，外側(cè)則多了一條補氣管及一條變?nèi)輭毫B接管.變?nèi)輭毫η环謩e從吸氣管和排氣管引入低壓和高壓冷媒，并通過電磁二通閥控制其通斷.當(dāng)高壓二通閥(常閉)得電開啟、低壓二通閥關(guān)閉時，進(jìn)入變?nèi)萸坏睦涿綖楦邏豪涿?，滑片限位被頂開，壓縮機處于三缸工作狀態(tài)；當(dāng)高壓二通閥關(guān)閉、低壓二通閥得電開啟時，滑片不能正常工作，進(jìn)入變?nèi)萸坏睦涿綖榈蛪豪涿剑瑝嚎s機處于兩缸工作狀態(tài).

圖2 三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮機結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of three-cylinder two-stage variable volume ratio rotary compressor

傳統(tǒng)雙級壓縮機低壓級氣缸容積固定，隨著環(huán)境溫度下降，系統(tǒng)蒸發(fā)壓力降低，吸氣密度減小，冷媒循環(huán)量減少，制熱量快速衰減，系統(tǒng)冷凝溫度與蒸發(fā)溫度的溫差增大且壓比上升，導(dǎo)致壓縮機容積效率降低，熱泵系統(tǒng)COP下降.三缸雙級壓縮機針對傳統(tǒng)雙級壓縮機的不足，采用雙低壓氣缸搭配高壓級氣缸，根據(jù)不同環(huán)境溫度與負(fù)荷情況，切換低壓級氣缸，從而獲得不同環(huán)境溫度下的最佳COP值.

2 實驗方法及工況

2.1 實驗方法

分別采用傳統(tǒng)雙級壓縮機和三缸雙級變?nèi)莘e比壓縮機搭配同一空氣源熱泵系統(tǒng)和末端進(jìn)行實驗研究.測試系統(tǒng)如圖3所示，室外側(cè)為模擬環(huán)境實驗室，可調(diào)節(jié)溫度范圍為-30～60 ℃，室內(nèi)側(cè)房間為一套模擬民居建筑，總面積為120 m2，共計3個房間，面積分別為60.00 m2、38.92 m2和20.99 m2，末端采用長×寬×高為80 mm×60 mm×600 mm的壓鑄鋁散熱器單元，房間內(nèi)的散熱器單元個數(shù)分別為：房間1為40片、房間2為32片、房間3為16片，房間的圍護結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示.

圖3 ASHP系統(tǒng)示意圖Fig.3 Schematic diagram of ASHP system

在實驗中，采用冷媒為R410A的傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)，測試不同外環(huán)及不同供水溫度下，室內(nèi)房間溫度、進(jìn)出口水溫、水流量以及系統(tǒng)耗電量、制熱量、能效比等參數(shù).其中：室內(nèi)房間均勻布置的垂吊式溫度傳感器 (房間長、寬、高方向上的溫度傳感器組數(shù)分別為6、3、5，即共6×3×5個傳感器，精度為0.15 ℃) 用于采集室內(nèi)溫度；供暖末端采用同規(guī)格水管口徑DN32， 安裝PT100鉑電阻溫度傳感器以采集供、回水溫度；室外溫度同樣使用PT100鉑電阻溫度傳感器進(jìn)行測量. 數(shù)據(jù)記錄采用WT330功率計，數(shù)據(jù)記錄和性能計算采用電腦進(jìn)行.

表1 實驗房間圍護結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of residential building simulated in laboratory

系統(tǒng)制熱量由下式計算：

Qc=cρqVΔT

(6)

式中：c為水的比熱容；ρ為水的密度；qV為根據(jù)流量計檢測到的水的體積流量；ΔT為供回水溫差.

2.2 實驗工況

實驗工況如表2和3所示，其中：Ta為環(huán)境溫度；Ts為供水溫度.為避免圍護結(jié)構(gòu)熱惰性帶來的影響，調(diào)節(jié)環(huán)境溫度后維持其溫度8 h，然后按設(shè)定供水溫度開機運行4 h，改變設(shè)定供水溫度繼續(xù)運行，直至完成同一外環(huán)對應(yīng)的所有供水溫度設(shè)定值的測試；隨后調(diào)節(jié)環(huán)境溫度，重復(fù)不同供水溫度下的實驗，直至完成所有環(huán)境溫度工況點的測試；更換壓縮機，重復(fù)上述步驟，直至完成所有試驗.

表2 不同環(huán)境溫度實驗方案表

表3 不同供水溫度實驗方案表

3 結(jié)果分析

3.1 不同環(huán)境溫度下兩個系統(tǒng)的制熱量與COP對比

定義RCOP為三缸雙級系統(tǒng)性能系數(shù)COPth與傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)性能系數(shù)COPtw的百分比，可表示為

(7)

當(dāng)供水溫度為45 ℃、環(huán)境溫度不同時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)與三缸雙級系統(tǒng)的制熱量與COP對比如圖4所示.其中：TW為傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)；TH為三缸雙極系統(tǒng).

圖4 當(dāng)供水溫度為45 ℃時，不同環(huán)境溫度下2個系統(tǒng)的制熱量和COP 對比Fig.4 Comparison of capacities and COPs of two systems at different ambient temperatures and a water supply temperature of 45 ℃

由圖4(a)可知，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)運行的室外環(huán)境溫度下限為-25 ℃，三缸雙級系統(tǒng)可在環(huán)境溫度為-30 ℃時正常運行，且供熱量達(dá)到8.6 kW.隨著室外氣溫的降低，制冷劑吸氣比容增大，機組吸氣量迅速下降，而對于三缸壓縮機，在超低溫環(huán)境下，高壓電磁二通閥打開，啟動三缸模式，增大了低壓容積，提升了制熱量，可在更低溫環(huán)境下完成制熱循環(huán).制熱量隨著外環(huán)的降低而升高，這是由于供水溫度的不變不足以維持室內(nèi)溫度，室內(nèi)溫度與末端溫度的差值增大，進(jìn)而提高末端的換熱量.當(dāng)環(huán)境溫度為-25～7 ℃時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的制熱量稍大，這是由于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)所搭配的水泵流量為2.0 m3/h，三缸雙級系統(tǒng)的水流量為1.5 m3/h，所以當(dāng)供水溫度相同時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的制熱量稍大.

由4(b)可知，COP隨著環(huán)境溫度的降低而降低.當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃時，熱負(fù)荷需求低，室內(nèi)外溫差小，三缸雙級壓縮機處于兩缸運行條件，此時擁有比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)更大的容積比，蒸發(fā)溫度較高，接近最佳容積比，三缸雙級系統(tǒng)比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高4.78%，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)與三缸雙級系統(tǒng)的COP分別為2.93和3.07.當(dāng)環(huán)境溫度為-25 ℃時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的COP為1.45，三缸雙級系統(tǒng)的COP為1.63，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高12.41%.在任何環(huán)境溫度下，三缸雙級系統(tǒng)的COP均比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高1.25%～12.41%.此外，當(dāng)環(huán)境溫度為-30 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)的COP仍能保持在1.52.

3.2 不同供水溫度下兩個系統(tǒng)的制熱量與COP對比

當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃、供水溫度不同時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)的制熱量和COP的對比如圖5所示.由于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)水流量較大，所以傳統(tǒng)雙級系的統(tǒng)制熱量大于三缸雙級系統(tǒng)的制熱量，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)在40～55 ℃供水時，制熱量為5.24～8.43 kW.根據(jù)控制邏輯，剛開機時三缸雙級系統(tǒng)處于三缸運行模式，壓縮機快速升頻以提高水溫.當(dāng)達(dá)到目標(biāo)水溫時，壓縮機降頻，蒸發(fā)溫度持續(xù)升高.由于熱負(fù)荷較低，傳統(tǒng)雙極系統(tǒng)的壓縮比滿足環(huán)境溫度為7 ℃的需求，此時高壓二通閥關(guān)閉、低壓二通閥得電開啟，滑片不能正常工作，進(jìn)入變?nèi)萸坏睦涿綖榈蛪豪涿?，壓縮機處于兩缸工作模式.三缸雙級系統(tǒng)在40～55 ℃供水溫度時，均處于雙缸運行狀態(tài)，制熱量為4.65～7.93 kW.

圖5 當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃時，不同環(huán)境溫度下2個系統(tǒng)的制熱量和COP 對比Fig.5 Comparison of capacities and COPs of two systems at different water supply temperatures and an ambient temperature of 7 ℃

隨著供水溫度的升高，提高末端散熱量，外機最大制熱量有所衰減，COP亦有所下降.在供水溫度由40 ℃升至55 ℃的過程中，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的COP從3.01降至2.60，衰減13.62%；三缸雙級系統(tǒng)的COP則由3.21降至2.63，衰減18.07%.當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃、供水溫度在40～55 ℃范圍內(nèi)變化時，三缸雙級系統(tǒng)的COP始終比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的COP高1.15%～8.86%.

當(dāng)環(huán)境溫度為-20 ℃、不同供水溫度下，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)的制熱量和COP的對比如圖6所示.在-20 ℃低溫工況、供水溫度為40～55 ℃時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的制熱量為7.01～10.03 kW，三缸雙級系統(tǒng)的制熱量為6.52～9.62 kW，此時三缸雙級系統(tǒng)處于三缸運行模式，低壓氣體增多，壓縮比減小，以滿足低溫工況的負(fù)荷需求.由于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的水流量較大，不同供水溫度下三缸雙級系統(tǒng)的制熱量均小于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)的制熱量.

當(dāng)環(huán)境溫度為-20 ℃、供水溫度為40 ℃時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)的COP分別為1.81和1.93，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高6.63%.當(dāng)最高供水溫度為55 ℃時，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)的COP分別為1.50和1.61，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高7.33%.在 40～55 ℃供水溫度下，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高4.32%～7.33%.

圖6 當(dāng)供水溫度為 -20 ℃時，不同環(huán)境溫度下2個系統(tǒng)的制熱量和COP 對比Fig.6 Comparison of capacities and COPs of two systems at different water supply temperatures and an ambient temperature of -20 ℃

3.3 兩個系統(tǒng)單位時間耗電量對比

定義RP為三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)耗電量Pth高于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)耗電量Ptw的百分比，其表達(dá)式為

(8)

給定供水溫度為45 ℃、不同環(huán)境溫度下，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量如圖7所示.當(dāng)環(huán)境溫度范圍為-25～7 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量為8.01～5.45 kW，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量為8.63～6.33 kW，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量始終低于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)3.78%～13.9%.當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)處于兩缸模式工作，單位時間內(nèi)的耗電量為5.45 kW，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量為6.33 kW，三缸雙級系統(tǒng)可節(jié)約13.9%的電量.當(dāng)環(huán)境溫度為-25 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)處于三缸工作模式，單位時間內(nèi)的耗電量仍比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)低7.18%.

圖7 不同環(huán)境溫度下，2個系統(tǒng)的耗電量對比Fig.7 Comparison of power consumptions of two systems at different ambient temperatures

圖8 不同供水溫度下，2個系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量對比Fig.8 Comparison of power consumptions of two systems at different water supply temperatures

當(dāng)環(huán)境溫度一定時，調(diào)節(jié)供水溫度，使傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)在目標(biāo)室內(nèi)的溫度穩(wěn)定， 系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量P對比如圖8所示.由圖8(a)可知，當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃、供水溫度在40～55 ℃變化時，三缸雙級系統(tǒng)處于兩缸工作模式，單位時間內(nèi)的耗電量始終比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)低6.79%～16.67%.當(dāng)供水溫度為40 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量為1.45 kW，傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量為1.74 kW，三缸雙級系統(tǒng)比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量低16.67%.當(dāng)供水溫度為55 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)低6.79%.

當(dāng)環(huán)境溫度為-20 ℃時，運行至目標(biāo)室內(nèi)溫度所需單位時間內(nèi)的耗電量，對于低溫工況，末端選型偏小，室內(nèi)溫度難以提高到20 ℃以上，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量始終比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)低10%以上.隨著供水溫度上升，兩個系統(tǒng)均出現(xiàn)耗電量增加的情況.傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)和三缸雙級系統(tǒng)在55 ℃供水溫度下均可滿足室溫為18 ℃時的供暖需求，三缸雙級系統(tǒng)使用三缸模式運行，其單位時間內(nèi)的耗電量較傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)節(jié)省了10.61%.除壓縮機外，可通過擴大末端選型、提高低水溫的換熱量，使機組在更為合理的區(qū)間運行，以此提高能效并節(jié)省耗電量.

4 結(jié)論

針對低溫?zé)岜糜脡嚎s機存在的問題，提出一種新型三缸變?nèi)莘e比壓縮機，以提高低溫空氣源熱泵效率.結(jié)合實驗對傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)與三缸雙級系統(tǒng)搭配同一末端的性能進(jìn)行對比分析，結(jié)果如下.

(1) 壓縮機工作容積比是影響運行系統(tǒng)能效的關(guān)鍵參數(shù).三缸雙級壓縮系統(tǒng)包含兩種工作容積比，在正常制熱環(huán)境下，壓縮機容積比較小，三缸雙級系統(tǒng)運行兩缸模式；在超低溫制熱環(huán)境下，壓縮機容積比增大，三缸雙級系統(tǒng)運行三缸模式.

(2) 三缸雙級系統(tǒng)可在-30 ℃環(huán)境溫度下正常運行且COP為1.52；傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)運行環(huán)境溫度下限僅為-25 ℃，此環(huán)境溫度下三缸雙級系統(tǒng)COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高12.41%.三缸雙級系統(tǒng)COP在任何環(huán)境溫度下均比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高1.25%～12.41%.

(3) 隨著供水溫度的升高，提升了末端散熱量，但外機最大制熱量衰減，COP下降.當(dāng)環(huán)境溫度為7 ℃時，由于熱負(fù)荷較低，三缸壓縮機處于兩缸工作模式，供水溫度由40 ℃升至55 ℃過程中，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高1.15%～8.86%；當(dāng)環(huán)境溫度為-20 ℃時，三缸雙級系統(tǒng)處于三缸工作模式，供水溫度由40 ℃升至55 ℃過程中，三缸雙級系統(tǒng)的COP比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)高4.32%～7.33%.

(4) 當(dāng)環(huán)境溫度為-25～7 ℃、供水溫度為 40～55 ℃時，任一工況下三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量均小于傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)3.78%～16.67%；-20 ℃環(huán)境溫度較低狀況下，三缸雙級系統(tǒng)單位時間內(nèi)的耗電量始終比傳統(tǒng)雙級系統(tǒng)低10%以上.