史佳萌, 李風(fēng)雷

(太原理工大學(xué) 土木工程學(xué)院, 山西 太原 030024)

熱泵屬于高效節(jié)能技術(shù),但在低溫環(huán)境下應(yīng)用時(shí)會(huì)出現(xiàn)制熱效率低、容易結(jié)霜、排氣溫度較高等問題[1-2].近年來,許多學(xué)者針對(duì)上述問題進(jìn)行了大量研究,提出了補(bǔ)氣增焓技術(shù)、優(yōu)化壓縮機(jī)性能、兩級(jí)壓縮系統(tǒng)等解決方案[3-4].

Bai等[5]提出了噴射器增效的過冷補(bǔ)氣增焓CO2跨臨界熱泵系統(tǒng),在相同工況下,該系統(tǒng)的COP和容積制熱量比傳統(tǒng)過冷補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)分別提高了7.7%和9.5%.Wang等[6]建立了具有新型端板補(bǔ)氣結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)模型,對(duì)新型補(bǔ)氣轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)試,并與常規(guī)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)進(jìn)行了比較.Kwon等[7]設(shè)計(jì)了利用余熱進(jìn)行區(qū)域供暖的兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng),并測(cè)試了不同熱源溫度、低級(jí)壓縮機(jī)過熱度等情況下系統(tǒng)的性能變化.Li等[8]對(duì)基于閃蒸罐循環(huán)的兩級(jí)壓縮空氣源熱泵進(jìn)行了系統(tǒng)優(yōu)化分析,通過研究低壓壓縮機(jī)與高壓壓縮機(jī)的容積比,發(fā)現(xiàn)合理分配換熱器的熱導(dǎo)率可使系統(tǒng)COP達(dá)到最大.

太陽(yáng)能是清潔可再生能源,但受氣候、區(qū)域等條件影響具有間歇性、分散性、不穩(wěn)定性的特點(diǎn).因此,越來越多學(xué)者將太陽(yáng)能應(yīng)用于機(jī)械壓縮式熱泵,兩者優(yōu)勢(shì)互補(bǔ),既可提高太陽(yáng)能利用率,又可提高壓縮式熱泵的性能.

劉業(yè)鳳等[9]在直接膨脹式太陽(yáng)能輔助熱泵系統(tǒng)中應(yīng)用噴射器,通過理論計(jì)算和分析接受室壓降、太陽(yáng)輻照度等參數(shù),觀察到接受室壓降存在最優(yōu)值可使噴射器性能、COP達(dá)到最優(yōu).Li等[10]將噴射器子循環(huán)和蒸汽壓縮子循環(huán)復(fù)疊在一起,組成太陽(yáng)能驅(qū)動(dòng)噴射復(fù)疊熱泵循環(huán),該循環(huán)可以顯著提高空氣源熱泵在低溫環(huán)境的系統(tǒng)性能.蘇樹強(qiáng)等[11]在熱泵系統(tǒng)中引入太陽(yáng)能,構(gòu)建了太陽(yáng)能聯(lián)合復(fù)疊熱泵系統(tǒng),根據(jù)用戶設(shè)定的溫度進(jìn)行調(diào)控運(yùn)行,提高了房間供暖的舒適度.Liu等[12]設(shè)計(jì)了新型太陽(yáng)能/空氣雙源熱泵供暖系統(tǒng),研究了集熱器與蒸發(fā)器的流量比以及系統(tǒng)總流量對(duì)雙源熱泵性能的影響,為嚴(yán)寒地區(qū)應(yīng)用太陽(yáng)能和空氣源提供參考.

上述研究在太陽(yáng)能輔助空氣源熱泵方面取得了一定進(jìn)展,但研究主要集中在太陽(yáng)能噴射熱泵、太陽(yáng)能復(fù)疊熱泵等系統(tǒng),這些系統(tǒng)需要太陽(yáng)能在一定輻照度下才能穩(wěn)定運(yùn)行,滿足用戶需求.因此,為了實(shí)現(xiàn)太陽(yáng)能變化時(shí)系統(tǒng)也能穩(wěn)定運(yùn)行,并且提高對(duì)弱太陽(yáng)輻射的利用率,本文提出太陽(yáng)能增效兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng).該系統(tǒng)在傳統(tǒng)兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)基礎(chǔ)上,增設(shè)太陽(yáng)能集熱裝置,采用根據(jù)太陽(yáng)輻照度調(diào)節(jié)支路流量的方法,充分有效地利用太陽(yáng)能,且無太陽(yáng)能時(shí)可按TSHP系統(tǒng)形式運(yùn)行.本文以R134a為工質(zhì),研究不同參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響,并與傳統(tǒng)兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)進(jìn)行比較分析,探索SETHP系統(tǒng)在低溫環(huán)境的節(jié)能潛力和系統(tǒng)特性.

1 系統(tǒng)描述

太陽(yáng)能增效兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的工作原理如圖1和圖2所示.冷凝器出口的飽和液態(tài)制冷劑(點(diǎn)4)分成兩路(支路4a、4b),支路4a經(jīng)過膨脹閥2節(jié)流降壓至某中間壓力Pn(對(duì)應(yīng)的飽和溫度即為中間溫度Tn)后流入過冷器,而支路4b直接進(jìn)入過冷器.在過冷器中,這兩股流體進(jìn)行熱量交換.前者通過過冷器加熱為濕蒸汽狀態(tài)(7～8過程),再通過吸收太陽(yáng)能加熱至接近飽和狀態(tài)(點(diǎn)9).后者通過換熱至過冷狀態(tài)(4～5過程)后,依次經(jīng)過膨脹閥1和蒸發(fā)器.在蒸發(fā)器中吸熱汽化成飽和蒸汽(點(diǎn)1),再進(jìn)入低級(jí)壓縮機(jī)壓縮為過熱蒸汽(點(diǎn)1′),兩股流體在中間冷卻器混合后進(jìn)入高級(jí)壓縮機(jī)繼續(xù)壓縮.高級(jí)壓縮機(jī)排出的高溫高壓制冷劑(點(diǎn)3)回到冷凝器中冷凝散熱.如此不斷循環(huán),完成系統(tǒng)制熱.

圖1 太陽(yáng)能增效兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)圖

圖2 太陽(yáng)能增效兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)P-h圖

2 熱力學(xué)模型

2.1 模型假設(shè)

為簡(jiǎn)化計(jì)算,對(duì)系統(tǒng)做出如下假設(shè):1) 系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài);2) 制冷劑在蒸發(fā)器出口的過熱度、冷凝器出口的過冷度設(shè)為0 ℃;3) 通過等熵效率考慮壓縮機(jī)的損失;4) 系統(tǒng)中各換熱器和管路產(chǎn)生的熱損失以及工質(zhì)在流動(dòng)過程中產(chǎn)生的摩擦均忽略不計(jì).

2.2 系統(tǒng)各部件模型

2.2.1太陽(yáng)能集熱器模型

照射到太陽(yáng)能集熱器的總太陽(yáng)輻射熱Qrad為

Qrad=AcolI

(1)

式中:Acol為太陽(yáng)能集熱器的面積,m2;I為太陽(yáng)輻照度,W/m2.

集熱器效率ηcol為

ηcol=FR[ηopt-UL(Tcol-Ta)/I]

(2)

式中:FR為集熱器熱轉(zhuǎn)移因子;ηopt為光學(xué)效率;UL為總熱損系數(shù),W/(m2·K);取FRηopt=0.8,FRUL=1.5[13];Ta為環(huán)境溫度,K,取值比蒸發(fā)溫度高10 K[14];Tcol為集熱器中循環(huán)水的平均溫度,K,即

Tcol=(Twi+Two)/2

(3)

式中:Twi、Two分別為集熱器進(jìn)口和出口的水溫,二者取值比中間溫度分別高10 K和15 K.

則太陽(yáng)能集熱器的有效集熱量Qu為

Qu=AcolIηcol

(4)

2.2.2蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器換熱量Qe為

Qe=m1(h1-h6)

(5)

式中:m1為流經(jīng)蒸發(fā)器的質(zhì)量流量,kg/s,即式(9)中mr,1;h1、h6分別為蒸發(fā)器出口和入口的焓值,kJ/kg.

2.2.3壓縮機(jī)模型

低級(jí)壓縮機(jī)和高級(jí)壓縮機(jī)模型計(jì)算公式為

式中:下標(biāo)i=1表示低級(jí)壓縮機(jī),i=2表示高級(jí)壓縮機(jī);Wcom為壓縮機(jī)的功耗,W;mr為流經(jīng)壓縮機(jī)的質(zhì)量流量,kg/s;hin、hout分別為壓縮機(jī)入口和出口的焓值,kJ/kg;houts為流體經(jīng)等熵膨脹后的理想焓值,kJ/kg;ηcom、ηv分別為壓縮機(jī)的等熵效率[15]和容積效率[14];Pin、Pout分別為壓縮機(jī)的吸氣壓力和排氣壓力,Pa;n為壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速,r/min;Vdis為排量,cm3/r;v為吸氣比容,m3/kg.其中,低級(jí)壓縮機(jī)和高級(jí)壓縮機(jī)的吸氣比容分別與v1、v2對(duì)應(yīng),入口和出口的焓值hin,1、hout,1、hin,2、hout,2分別與h1、h1′、h2、h3對(duì)應(yīng).

2.2.4冷凝器模型

冷凝器換熱量Qc為

Qc=m2(h3-h4)

(11)

式中:m2為流經(jīng)冷凝器的質(zhì)量流量,kg/s,即式(9)中mr,2;h4為冷凝器出口的焓值,kJ/kg.

2.2.5過冷器模型

理想情況下,支路4a流體通過過冷器吸收的熱量等于支路4b流體釋放的熱量,則能量平衡方程為

m1(h4-h5)=m7(h8-h7)

(12)

式中:m7為支路4a流體的質(zhì)量流量,kg/s;h5為支路4b流體經(jīng)過冷器過冷后的焓值,kJ/kg;h7、h8分別為支路4a流體進(jìn)、出過冷器的焓值,kJ/kg.

2.2.6膨脹閥模型

膨脹閥節(jié)流過程為等焓過程,則

2.2.7集熱換熱器模型

集熱換熱器中制冷劑吸收的熱量等于水釋放的熱量,水通過太陽(yáng)能集熱器所獲得的熱量為Qu,則能量平衡方程為

m7(h9-h8)=m10(h10-h11)=Qu

(15)

式中:h9為集熱換熱器制冷劑吸收熱量后的焓值,kJ/kg;m10為水的質(zhì)量流量,在本文計(jì)算條件下取值范圍為0～0.4 kg/s;h10、h11分別為水入口和出口的焓值,kJ/kg.

2.2.8中間冷卻器模型

兩股流體在中間冷卻器內(nèi)混合遵循能量守恒方程,則

m7h9+m1h1′=m2h2

(16)

2.3 系統(tǒng)性能計(jì)算模型

對(duì)于SETHP系統(tǒng),忽略集熱器循環(huán)水泵的耗功,則系統(tǒng)能量平衡方程為

Qc=Qu+Qe+Wcom,1+Wcom,2

(17)

系統(tǒng)的制熱系數(shù)COPh為

COPh=Qc/(Wcom,1+Wcom,2)

(18)

系統(tǒng)制熱系數(shù)提升率δCOP為

δCOP=(COPh-COPs)/COPs

(19)

式中:COPs為TSHP系統(tǒng)的制熱系數(shù),即

COPs=Q′c/(W′com,1+W′com,2)

(20)

式中:Q′c、W′com,1、W′com,2分別為TSHP系統(tǒng)冷凝器的換熱量以及低級(jí)壓縮機(jī)和高級(jí)壓縮機(jī)的功耗,W.

流經(jīng)支路4a的流量m7與總流量m2的比值α為

(21)

2.4 系統(tǒng)分析模型

Ex=m[(h-h0)-T0(s-s0)]

(22)

式中:s為所求狀態(tài)點(diǎn)的熵值,kJ/(kg·K);下標(biāo)0表示參考狀態(tài);T0=298.15 K.

部件i的損Exdes,i[17]為

(23)

式中:Exin-Exout表示部件中流體流動(dòng)引起的損;∑[Q(1-T0/T)]in-∑[Q(1-T0/T)]out表示在溫度T下熱量傳遞引起的損;∑Win-∑Wout表示功輸入、輸出引起的損.

Exrad=Qrad(1-T0/Tcol)

(24)

Exc=Qc(1-T0/Tca)

(25)

式中:Tca為與冷凝器換熱的周圍空氣溫度,K,取值比冷凝溫度低10 K[18].

Exsys,in=Exrad+Wcom,1+Wcom,2

(26)

表1 各部件的損模型

Tab.1 Exergy destruction model for each component

表1 各部件的損模型

部件名稱損模型太陽(yáng)能集熱器Exdes,col=Ex11-Ex10+Exrad=m10[(h11-h10)-T0(s11-s10)]+Qrad(1-T0/Tcol)蒸發(fā)器Exdes,e=Ex6-Ex1=m1[(h6-h1)-T0(s6-s1)]低級(jí)壓縮機(jī)Exdes,com1=Ex1-Ex1'+Wcom,1=m1T0(s1'-s1)高級(jí)壓縮機(jī)Exdes,com2=Ex2-Ex3+Wcom,2=m2T0(s3-s2)冷凝器Exdes,c=Ex3-Ex4-Exc=m2[(h3-h4)-T0(s3-s4)]-Qc(1-T0/Tca)過冷器Exdes,sub=(Ex4-Ex5)+(Ex7-Ex8)膨脹閥1Exdes,exp1=Ex5-Ex6=m1T0(s6-s5)膨脹閥2Exdes,exp2=Ex4-Ex7=m7T0(s7-s4)集熱換熱器Exdes,hex=(Ex8-Ex9)+(Ex10-Ex11)中間冷卻器Exdes,int=Ex1'+Ex9-Ex2=T0(m2s2-m1s1'-m9s9)

(27)

Exsys,in=Exdes,tol+Exc

(28)

ηsys=Exc/Exsys,in

(29)

3 結(jié)果分析

為了研究SETHP系統(tǒng)特性,選擇R134a為制冷劑,討論不同運(yùn)行參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響.本文模擬計(jì)算條件包括:蒸發(fā)溫度Te、中間溫度Tn和冷凝溫度Tc的變化范圍分別為-15～0 ℃、10～40 ℃和40～55 ℃;太陽(yáng)輻照度變化范圍為50～500 W/m2;集熱器面積為20 m2;過冷器中熱端傳熱溫差(點(diǎn)5與點(diǎn)7之間溫差)為5 ℃;低級(jí)壓縮機(jī)定速工作,排量為80 cm3/r,轉(zhuǎn)速為2 900 r/min;高級(jí)壓縮機(jī)變速工作,排量為80 cm3/r,變速范圍為900～3 800 r/min.

3.1 中間溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

在Tc=50 ℃、Te=-10 ℃、I=300 W/m2的計(jì)算條件下,中間溫度對(duì)系統(tǒng)功耗和性能的影響分別如圖3和圖4所示,對(duì)各部件損的影響如圖5所示.從圖3和圖4可以看出,低級(jí)壓縮機(jī)的功耗Wcom,1增大,高級(jí)壓縮機(jī)的功耗Wcom,2減小,系統(tǒng)總功耗減小.中間溫度升高時(shí),低級(jí)壓縮機(jī)的壓縮比增大,容積效率減小.在其他條件不變的情況下,流經(jīng)低級(jí)壓縮機(jī)的流量減小.同時(shí),支路4b換熱后的過冷度也隨中間溫度的升高而減小,過冷器的換熱量減小需支路4a流量相應(yīng)減小.因此,較高的中間溫度導(dǎo)致系統(tǒng)總流量減小,制熱量減小.在該計(jì)算條件下,SETHP系統(tǒng)的COPh在Tn=36 ℃時(shí)達(dá)到最大值.此外模擬結(jié)果還顯示,隨著中間溫度的升高效率ηsys先增大后減小,但是增減幅度很小.主要原因是系統(tǒng)的輸入和輸出都隨著中間溫度的升高而減小,且變化率都很小.

圖3 系統(tǒng)功耗隨中間溫度的變化

圖4 系統(tǒng)性能隨中間溫度的變化

圖5 系統(tǒng)各部件損隨中間溫度的變化

從圖5可以看出,當(dāng)中間溫度從10 ℃升高到40 ℃時(shí),系統(tǒng)總損先減小后略有增大.中間溫度升高時(shí),系統(tǒng)總流量和各支路的質(zhì)量流量都減小,故蒸發(fā)器、冷凝器、膨脹閥2、過冷器、集熱換熱器和高級(jí)壓縮機(jī)的損逐漸減小.但中間溫度升高導(dǎo)致低級(jí)壓縮機(jī)和膨脹閥1進(jìn)、出口的熵差增大,其增大幅度大于流量的減小幅度,故兩部件的損增大.另外,中間溫度升高,太陽(yáng)能集熱器循環(huán)水的平均溫度Tcol也需相應(yīng)升高,使得Exrad值增大,太陽(yáng)能集熱器的損增大.由于蒸發(fā)器和冷凝器的損占比較大,所以系統(tǒng)總損先減小后略有增大.

3.2 冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖6和圖7分別為在Tn=18 ℃、Te=-10 ℃、I=300 W/m2的計(jì)算條件下系統(tǒng)性能和各部件損隨冷凝溫度的變化情況.可以看出,當(dāng)冷凝溫度從40 ℃升高到55 ℃時(shí),COPh減小,而ηsys迅速增大.低級(jí)壓縮機(jī)的壓比、容積效率不隨冷凝溫度的變化而變化,其質(zhì)量流量也不變.而膨脹閥2出口的干度隨著Tc的升高而增大,即出口處液態(tài)制冷劑質(zhì)量在相同質(zhì)量流量下減小.因此,支路4a流量需要增大,以滿足過冷器的能量守恒.這樣使得系統(tǒng)總流量、制熱量和壓縮機(jī)總功耗均增大,且壓縮機(jī)總功耗的增大率遠(yuǎn)大于制熱量的,故系統(tǒng)的COPh迅速減小.冷凝器制熱量增大,使得系統(tǒng)輸出增大.雖然壓縮機(jī)功耗的增大導(dǎo)致系統(tǒng)的輸入也增大,但是冷凝器的輸出卻比系統(tǒng)的總輸入大得多,故系統(tǒng)的效率隨著Tc的升高而增大.

圖6 系統(tǒng)性能隨冷凝溫度的變化

圖7 系統(tǒng)各部件損隨冷凝溫度的變化

3.3 蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖8為當(dāng)Tc、Tn和I分別為50、18 ℃和300 W/m2時(shí)蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響.當(dāng)蒸發(fā)溫度在-15～0 ℃之間變化時(shí),系統(tǒng)COPh和效率ηsys都隨之增大.低級(jí)壓縮機(jī)的壓比隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小,容積效率增大,導(dǎo)致其質(zhì)量流量增大.此時(shí),過冷器的換熱量增大,則過冷器支路4a的質(zhì)量流量需相應(yīng)增大.因此,系統(tǒng)的總流量和制熱量增大.因?yàn)橹茻崃康脑龃舐蔬h(yuǎn)遠(yuǎn)大于壓縮機(jī)總功耗的,所以系統(tǒng)的COPh增大.同時(shí),由于制熱量的顯著增大使得系統(tǒng)的輸出也顯著增大,所以系統(tǒng)效率ηsys增大.

圖8 系統(tǒng)性能隨蒸發(fā)溫度的變化

圖9為當(dāng)Tc=50 ℃、Tn=18 ℃、I=300 W/m2時(shí)各部件的損隨蒸發(fā)溫度的變化情況.隨著蒸發(fā)溫度的升高,系統(tǒng)的總損增大.通過上述分析可知,系統(tǒng)制冷劑各支路的質(zhì)量流量都增大,故高級(jí)壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥2、過冷器以及蒸發(fā)器的損均增大.太陽(yáng)能集熱器循環(huán)水的狀態(tài)參數(shù)不隨蒸發(fā)溫度的升高而發(fā)生變化,其損也保持不變.低級(jí)壓縮機(jī)和膨脹閥1因蒸發(fā)溫度升高而進(jìn)、出口壓差減小,且壓差減小幅度大于流量增大幅度,故損減小.但這兩部件損占比較小,所以系統(tǒng)總損增大.

圖9 系統(tǒng)各部件損隨蒸發(fā)溫度的變化

3.4 太陽(yáng)輻照度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖10為當(dāng)Tc=50 ℃、Tn=18 ℃、Te=-10 ℃時(shí)系統(tǒng)的COPh、效率ηsys以及流量比α與太陽(yáng)輻照度的關(guān)系.可以看出,隨著太陽(yáng)輻照度的增大,COPh從4.0迅速增大到5.2,ηsys從18.8%增大到23.4%,α從24.5%增大到63.7%.這是因?yàn)殡S著太陽(yáng)輻照度的增大,太陽(yáng)能集熱器的有效集熱量Qu增大,而中間溫度不變,集熱器進(jìn)、出口狀態(tài)點(diǎn)的物性參數(shù)也不變,則循環(huán)水的質(zhì)量流量需增大.集熱換熱器的換熱量隨之增大,那么支路4a的質(zhì)量流量也需增大.通過低級(jí)壓縮機(jī)的質(zhì)量流量不受太陽(yáng)輻照度變化的影響,故系統(tǒng)的流量比α、總流量和制熱量增大.低級(jí)壓縮機(jī)功耗不變,高級(jí)壓縮機(jī)功耗增大,總功耗的增大率遠(yuǎn)小于制熱量的,故系統(tǒng)COPh增大.同樣,由于制熱量的增大使得系統(tǒng)的輸出顯著增大,所以系統(tǒng)效率ηsys增大.

圖10 系統(tǒng)性能隨太陽(yáng)輻照度的變化

圖11為當(dāng)Tc=50 ℃、Tn=18 ℃、Te=-10 ℃時(shí)各部件損隨太陽(yáng)輻照度的變化趨勢(shì).可以看出,隨著太陽(yáng)輻照度的增大系統(tǒng)的總損增大.由上述分析可知,增大太陽(yáng)輻照度,除流經(jīng)低級(jí)壓縮機(jī)管路的流量不變外,其他管路流量都增大.因此,過冷器、膨脹閥1、蒸發(fā)器和低級(jí)壓縮機(jī)的損不變,而膨脹閥2、集熱換熱器、高級(jí)壓縮機(jī)、冷凝器和太陽(yáng)能集熱器的損均增大,從而總損增大.

圖11 系統(tǒng)各部件損隨太陽(yáng)輻照度的變化

3.5 SETHP系統(tǒng)與TSHP系統(tǒng)性能對(duì)比

圖12和圖13分別為在不同冷凝溫度和蒸發(fā)溫度下SETHP系統(tǒng)與TSHP系統(tǒng)性能的比較.兩熱泵循環(huán)均以R134a為制冷劑,低級(jí)壓縮機(jī)吸入口的參數(shù)和高級(jí)壓縮機(jī)出口的冷凝壓力保持相同.

圖13 兩系統(tǒng)性能隨蒸發(fā)溫度的變化

由圖12可以看出,當(dāng)冷凝溫度從40℃升高到55 ℃時(shí),SETHP系統(tǒng)和TSHP系統(tǒng)的制熱系數(shù)和δCOP都隨之減小.δCOP減小的主要原因是SETHP系統(tǒng)的總流量要高于TSHP系統(tǒng)的,當(dāng)冷凝溫度升高時(shí),SETHP系統(tǒng)總功耗的增幅更為顯著.另外,SETHP系統(tǒng)隨著太陽(yáng)輻照度的增大性能提升更明顯,并在冷凝溫度較低時(shí)δCOP最高可達(dá)40.4%.由此可見,降低冷凝溫度不僅使系統(tǒng)制熱性能提高,且SETHP系統(tǒng)相較TSHP系統(tǒng)的性能優(yōu)勢(shì)也會(huì)更明顯.

圖12 兩系統(tǒng)性能隨冷凝溫度的變化

由圖13可以看出,蒸發(fā)溫度在-15～0 ℃之間變化時(shí),SETHP系統(tǒng)的性能也明顯優(yōu)于TSHP系統(tǒng),δCOP最高可達(dá)37.8%.但隨著蒸發(fā)溫度的升高,δCOP也在減小.主要原因是SETHP系統(tǒng)的總流量同樣高于TSHP系統(tǒng),但流量的增幅卻要小于TSHP系統(tǒng),導(dǎo)致SETHP系統(tǒng)制熱量的增大率低于TSHP系統(tǒng).還可以看出,在弱太陽(yáng)輻照度下,無論冷凝溫度還是蒸發(fā)溫度變化,δCOP都能保持在5%左右.因此,SETHP系統(tǒng)可提高對(duì)弱太陽(yáng)輻射的利用率,并能改善兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的性能.

4 結(jié)論

本文建立了太陽(yáng)能增效兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的熱力學(xué)模型,在不同運(yùn)行工況下對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了模擬計(jì)算和分析,得出以下結(jié)論:

1) 當(dāng)中間溫度從10 ℃升高到40 ℃時(shí),系統(tǒng)的制熱系數(shù)COPh和效率先增大后減小,分別在Tn=36、18 ℃時(shí)取得最優(yōu)值;因此,在設(shè)計(jì)和運(yùn)行時(shí)通過優(yōu)化給定合理的中間溫度,可發(fā)揮系統(tǒng)最大的節(jié)能減碳優(yōu)勢(shì).

2) 冷凝溫度升高時(shí),系統(tǒng)的制熱系數(shù)COPh減小,效率增大;蒸發(fā)溫度升高時(shí),系統(tǒng)的COPh和效率都增大.

3) 隨著太陽(yáng)輻照度的增大,系統(tǒng)性能得到優(yōu)化和提高,制熱系數(shù)COPh和效率均增大;當(dāng)太陽(yáng)輻照度為500 W/m2時(shí),系統(tǒng)的COPh可達(dá)到5.2.

5) 在本文給定的模擬工況下,SETHP系統(tǒng)性能要優(yōu)于TSHP系統(tǒng);在蒸發(fā)溫度為-15 ℃,冷凝溫度為50 ℃,太陽(yáng)輻照度為300 W/m2時(shí),SETHP系統(tǒng)制熱系數(shù)增大率可達(dá)24.7%.