帶經濟器的熱泵性能特征研究

李玉春 蔡志鴻 何永鋒

(1 順德職業技術學院 佛山 528300；2 順德科創達冷熱設備公司 佛山 528300)

熱泵熱水器的應用近年來日益廣泛，然而常規熱泵系統在壓比較高時，存在壓縮機效率低，排氣溫度高等技術難題，因而成為行業發展的技術瓶頸；由制冷原理可知，采用雙級壓縮系統或復疊式制冷系統是解決高壓比下技術難題(也即高溫差)的有效途徑，然而，由于系統過于復雜及成本因素，目前尚未有真正意義上的雙級壓縮式(或復疊式)熱泵產品。經過分析與研究，人們發現將一定中間壓力的制冷劑噴入處于壓縮過程中的密閉氣缸內，可以增大壓縮機的輸氣量，從而提高制熱量與COP，這成為解決熱泵在高壓比情況下的各種技術難題的一種有效解決方案[1-2]，此即帶經濟器的制冷系統，目前針對帶經濟器的制冷系統運行規律進行深入分析與研究的文獻尚未見之，不利于此項技術的產業化與商品化，這里擬在此方面做一些探索。

1 實驗裝置

實驗采用可帶經濟器的渦旋壓縮機ZW61，冷凝器采用殼管式換熱器，制冷劑走殼程，水走管程，蒸發器采用翅片管換熱器(鋁翅銅管)，經濟器采用內外皆為銅管的套管式換熱器(內管為螺旋管)，主電子膨脹閥采用EPF30，輔電子膨脹閥采用DPF14，組成實驗裝置如圖1。

圖1 實驗系統示意圖Fig.1 Schematic of experiment instrument

采用輔汽液分離器是為了避免噴入口含有液態制冷劑產生液擊，經濟器中內管與外管的制冷劑流向采用逆流布置，壓縮機吸入口制冷劑流量由主電子膨脹閥控制，壓縮機噴入口制冷劑流量由輔電子膨脹閥控制。實驗中，蒸發器側的進風狀態由干球溫度計、相對濕度計測量，冷凝器側的進、出水溫度各由一溫度計進行測量，水流量由渦輪流量計測量，實驗在廣東省制冷產品檢驗站(順德站)下屬焓差室進行，溫度計精度±0.1℃，流量計精度為0.5%，實驗樣機的輸入功率由功率計測得，精度0.2%，實驗樣機的(瞬時)制熱量Q1及COP由下式計算：

式中，Q1—制熱量，W；P —輸入功率，W；qW—水流量，m3/s；cp—水的比定壓熱容，J/(kg.k)；ρ —水的體積質量，kg/m3；to, ti—進、出口水溫，℃。

實驗過程中，調整輔電子膨脹閥開度來控制壓縮機噴入口的制冷劑流量，當輔電子膨脹閥開度為0時，此時噴入口無制冷劑流過，相當于常規壓縮機。這里以膨脹閥驅動脈沖數來代表開度，脈沖數為0時，膨脹閥處于全閉狀態，脈沖數為500時，膨脹閥處于全開狀態。制冷劑流動方向以制取熱水時的流向為正，同時定義制冷劑主路為：壓縮機-四通閥-冷凝器-經濟器-主電子膨脹閥-蒸發器-四通閥-主汽液分離器-壓縮機；定義制冷劑輔路為：壓縮機-四通閥-冷凝器—輔電子膨脹閥-經濟器 -輔汽液分離器-壓縮機。

2 帶經濟器的制冷循環

圖2 噴氣增焓熱泵循環Fig.2 Heat pump cycle with economizer

制冷劑在帶經濟器的熱泵系統中的理想循環如圖2[3]所示，制冷劑從壓縮機排氣口(狀態3)排出，經冷凝器冷卻(狀態3—狀態4)后分成主、輔兩路，主路制冷劑在經濟器中被輔路制冷劑冷至狀態5后，經主電子膨脹閥節流至狀態5’，在蒸發器中蒸發(狀態5’—狀態0)，從壓縮機吸入口進入壓縮機被壓縮至中間狀態1；而輔路制冷劑經輔電子膨脹閥節流(狀態4—狀態4’)，然后在經濟器中被主路制冷劑加熱后蒸發至狀態6，經噴入口噴入壓縮機，與主路制冷劑(狀態1)混合后形成狀態2，再經壓縮形成排氣狀態3，如此重復循環。

3 實驗結果與分析

3.1 實驗現象

實驗中主電子膨脹閥開度固定為320，改變輔電子膨脹閥開度(0～320)，得到了帶經濟器的熱泵系統的運行規律。實驗工況為：環境干球溫度(-15±0.3)℃，相對濕度60%，進水溫度為(47.5±0.3)℃，水量控制在(25±1)L/min。

圖3 性能隨開度的變化Fig.3 Performance variation with opening

由圖3中可見，隨輔電子膨脹閥開度增大，樣機功率及制熱量先是逐漸增大，隨后稍作穩定，最大功率及最大制熱量出現的工況點基本相同(開度為200)，分別是4788W及8050W，此時樣機的COP值也最大(1.68)，此后繼續增大輔電子膨脹閥開度，功率及制熱量則開始下降，到開度為320時，已降至4484W及7336W，COP也較之略有下降(1.63)。

圖4展示了樣機制冷系統各溫度點以及樣機出水溫度的變化，隨輔電子膨脹閥的開度增大，排氣溫度是先升后降又再上升；吸氣溫度在開度低于200時，隨輔電子膨脹閥的開度增大而下降，開度在200～320之間，吸氣溫度又開始上升；噴入口溫度則是先快速飛升，然后又快速下降，最后趨于平穩，而出水溫度的變化趨勢則與制熱量變化相對應。

圖4 溫度隨開度的變化Fig.4 Temperature variation with opening

3.2 分析

輔路制冷劑經輔電子膨脹閥節流后變成低溫流體，在經濟器中與主路高溫液態制冷劑換熱,當輔電子膨脹閥開度較小時，由于輔路流量不夠，故經過經濟器后，輔路制冷劑出口溫度接近于經濟器中主路入口的制冷劑溫度，因此在開度為40時，噴入口的溫度達到最高(48℃)，之后隨著輔路流量增大，噴入口溫度逐漸下降，當輔路開度過大(超過200)時，輔路制冷劑在經濟器出口帶有液體，在經輔汽液分離器后，噴入口處于飽和蒸氣狀態，因此溫度基本不再變化，此時即便加大輔電子膨脹閥開度，也只是影響輔汽液分離器中的液位而已，故輔路制冷劑流量是先隨開度(＜200時)的增大而增大，當開度大于200后，流量趨于穩定。

主路制冷劑流量的影響因素較為復雜，當輔路電子膨脹閥開度在0～200間不斷增大時，由于輔路制冷劑流量增大，在經濟器中對主路高溫液態制冷劑冷卻作用增強，故主電子膨脹閥前的液體溫度下降，在冷凝壓力變化極微的情況下(實驗過程中，冷凝溫度相差小于1℃)，液體過冷度增加，主電子膨脹閥開度不變時，主路流量開始增大，此時流過蒸發器的液體開始增多，蒸發器出口溫度降低，從而使壓縮機吸入口溫度隨之降低，這在圖4中開度在0～200間的溫度變化可以得到印證。當輔路開度超過200時，由前述知，輔路制冷劑量流量不再增大，但輔汽液分離器中開始蓄存液態制冷劑，從而使得冷凝器中蓄存的制冷劑量減少，冷凝器底部的制冷劑液位下降，從而減少液態制冷劑在冷凝器中的停留時間(也即換熱時間)，故冷凝器出口處的溫度會升高，兼之冷凝器中制冷劑相變換熱面積的增大，換熱效果增強，故冷凝壓力會略降；即便輔路開度增大，但由于流量基本不變(前已述)，故對主路制冷劑的冷卻效果不變，冷凝器出口溫度的升高必然導致主膨脹閥前液體溫度的升高。從圖4可見輔路開度由200增大到320時，主電子膨脹閥前溫度反而由12.7℃上升至13.6℃，冷凝器出口溫度由50.8℃上升至51.5℃，此時因為主電子膨脹閥前液體過冷度減小，閥前壓力減小，閥后壓力不變，故主路制冷劑流量減少，從而使蒸發器供液不足，制冷劑過早蒸發完全，壓縮機吸氣溫度由-22.7℃升至-17.8℃，因此可見，由吸入口進入壓縮機的制冷劑量先隨輔電子膨脹閥開度的上升而增大，后又隨輔電子膨脹閥開度的上升而減少，最大流量點在開度為200處。

由于壓縮機總輸氣量等于吸氣口吸入制冷劑與噴入口噴入制冷劑之和，故總輸氣量存在一個極值，由前述知，主、輔路流量和的最大點應在輔路開度為200時，這也是圖3中功率、制熱量、COP在開度為200處出現最大值的原因。

在吸排氣壓力變化較小的情況下，排氣溫度主要受吸氣溫度和噴入口溫度的影響。在其它條件不變時，吸氣溫度越低，排氣溫度也就越低，當輔路開度低于200時，吸氣溫度隨開度的增加而不斷下降，故吸氣對排氣溫度起到降溫的作用；而噴入口溫度先上升后又下降，當噴入氣體溫度高于噴入口處壓縮腔中原有氣體的溫度時，此時噴入氣體與腔內原有氣體混合后，會提高腔中氣體溫度，排氣溫度也會隨之上升，故在輔電子膨脹閥開度小于120時，開度越大，噴入氣體比例越高，與腔內原氣體混合后混合點溫度也就越高，故噴入氣體對排氣溫度起升溫的作用，且該升溫作用大于吸氣對排氣的降溫作用，故輔路開度在0～120間，排氣溫度隨輔路開度的增大而升高。當輔路開度超過120時，噴入氣體的溫度下降，對排氣的升溫作用開始逐漸減少甚至反轉成降溫作用(當輔路流量進一步增大時，噴入氣體處于飽和氣態，低于噴入腔內原氣體溫度，此時噴入氣體的作用將由升溫轉化成降溫作用)，此時排氣溫度開始下降。這也是圖4中排氣溫度在輔路開度為120時處于最高點的原因。當輔路開度超過120后，且吸氣與噴入氣體對排氣都起降溫作用時，排氣溫度將迅速下降，因此圖4中輔路開度為200時，排氣溫度已急降為86.1℃。隨后，當開度數超過200時，由于主路制冷劑流量減少，吸氣溫度開始上升，而噴入氣體狀態及噴入量基本不再變化，故排氣溫度又掉頭上升(開度為320時，升至91.6℃)。

3.3 最佳工況特征歸納

由上述分析可知，在主電子膨脹閥開度不變情況下，輔電子膨脹閥處于不同開度，系統的性能變化大(制熱量為5130～8050W；COP為1.37～1.68)、排氣溫度變化大(86.1～113℃),若調試不當，非但不能提高熱泵性能，甚至可能急速降低系統壽命(因排氣溫度過高)，尋找帶經濟器的熱泵系統工作最佳狀態點就顯得尤為重要。該最佳工況點應是主路制冷劑流量最大，而輔路制冷劑經過經濟器后，剛好處于飽和氣態(即輔汽液分離器內無液體)時。

進一步對圖3、圖4輔路開度為200(實驗的最佳工況點)時特征進行歸納可得：

1)實驗樣機在輔電子膨脹閥開度為200時，性能達到最佳點，此時吸氣溫度、排氣溫度最低，有利于提高熱泵系統可靠性，同時功率、制熱量、COP最高，也有利于提高系統低溫工況下的制熱效果及節能效果。

2)實驗樣機在該最佳點時，主電子膨脹閥前溫度最低12.7℃，輔電子膨脹閥后溫度與噴入口溫度差絕對值最小(0.2℃)。

4 結語

對帶經濟器的熱泵系統進行了實驗，闡述了系統主要性能及制冷系統典型溫度的變化趨勢，定性分析了參數變化的內在規律，歸納了帶經濟器的熱泵系統最佳工作點的特征，可做為產品設計中性能調試的工作指南。

[1]劉強,樊水沖,何珊.噴氣增焓渦旋壓縮機在空氣源熱泵熱水器中的應用[J].流體機械, 2008, 36(9): 68-72(Liu Qiang, Fan Shuichong, He Shan. Application of Enhanced Vapor Injection Technology in ASHPWH[J]. Fluid Machinery, 2008, 36(9): 68-72.)

[2]陳駿驥,楊昌儀,蔡伯明.低溫強熱型空氣源熱泵熱水器實驗研究[J].流體機械, 2010, 38(1): 72-74(Chen Junji, Yang Changyi, Cai Baiming. Experiment of Low Temperature Heat- fl ash Type Air Source Heat Pump Water Heater [J]. Fluid Machinery, 2010, 38(1): 72-74.)

[3]龐宗占,趙會霞,馬國遠.渦旋壓縮機準二級壓縮過程的熱力學分析[J].化工學報, 2006, 57(增刊):53-57(Pang Zongzhan, Zhao Huixia, Ma Guoyuan. Thermodynamic analysis on quasi two-stage compression process of scroll compressor[J].Journal of Chemical Industry and Engineering, 2006, 57(Suppl): 53-57.)