耦合噴氣增焓空氣源熱泵的除霜優點分析

郭春雷

（山東中煙工業有限責任公司濟南卷煙廠，山東 濟南 250104）

為了解決低溫及高濕環境下空氣源熱泵系統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鍵技術難題[1-4]，發明了一種耦合噴氣增焓空氣源熱泵系統[5]（下文簡稱“耦合噴氣增焓系統”），采用系統耦合除霜（基于傳統熱氣旁通除霜）的除霜方式[6]。建立了耦合噴氣增焓系統在各個工況下的熱力計算模型，將除霜的耗能統計到系統的耗能中，提出能反映綜合系統性能（包含除霜性能）的參數，即總能效比。結合熱力計算模型，通過假定理論循環比較了耦合噴氣增焓系統和傳統噴氣增焓系統的總能效比，分析得到了耦合噴氣增焓系統的除霜優點。

1 耦合噴氣增焓系統熱力計算模型

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

1.1 工況1下系統的熱力計算模型

根據耦合噴氣增焓A子系統（工況1）的壓焓圖[1]，經過3套管過冷器后，進入蒸發器側的工質從5點過冷到6點，同時向B子系統補氣支路中的工質和本子系統補氣支路中的工質放熱。換熱后，本子系統補氣支路中的工質由8點蒸發到9點。B子系統補氣支路中的工質由9點蒸發到10點，進入壓縮機。同理，A子系統經補氣管進入壓縮機的狀態點為10點。工況1下的熱力計算模型如下：

（mc，A－minj，A）（h5，A－h6，A）＝minj，A（h9，A－h5，A）＋minj，A（h10，A－h9，A）.

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

1.2 工況2下系統的熱力計算模型

根據耦合噴氣增焓A系統（工況2）壓焓圖[1]，A子系統不需要補氣，其冷凝器出口的飽和液體工質過冷度較高，因B子系統中除霜產生的積液經A子系統的3套管耦合換熱器蒸發吸熱（汽化潛熱）。同時除霜過程中B子系統的3套管耦合換熱器換熱量較小，因此A子系統制冷工質過冷釋放的熱量完全用于除霜過程中B子系統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室外換熱器出口工質的干度。

兩子系統質量流量可近似相等，即mc，A＝mc，B，因此新系統除霜產生的積液可以完全汽化。

1.3 工況3下系統的熱力計算模型

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

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

2 耦合噴氣增焓系統與傳統系統的除霜優點

2.1 系統總能效比的定義

綜合比較除霜性能，將除霜的耗能統計到系統的耗能中，提出能反映綜合系統性能（包含除霜性能）的參數——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與傳統補氣增焓系統的比較，耦合噴氣增焓系統在工況1下的3套管耦合換熱器與傳統獨立噴氣增焓系統制熱工況下經濟器的作用完全相同，工作原理一樣。

表1 2個系統的工況對比

2.2 系統總能效比的理論循環計算

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

以A子系統為例，耦合噴氣增焓系統的總能效比為：

上式中：W′為除霜過程系統壓縮機的理論耗功；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汽化；Qde為除霜過程系統消耗的總能量；T為系統的周期；Wi為工況i下耦合噴氣增焓系統的理論耗功；Qc，i為工況i下耦合噴氣增焓系統的供熱量。

2.3 2個系統的除霜優點分析

計算在不同蒸發溫度To、不同補氣壓力Pinj及除霜過程室外換熱器工質不同干度X情況下耦合噴氣增焓系統和傳統噴氣增焓系統的總能效比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點。

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

圖1 Pinj算術時T－COP隨蒸發溫度的變化圖

圖2 Pinj幾何時T－COP隨蒸發溫度變化

圖3 T－COP耦噴隨蒸發溫度的變化圖

圖4 T－COP隨x的變化

比較耦合噴氣增焓系統補氣壓力分別在算術平均壓力和幾何平均壓力下總能效比的不同。如圖3所示，蒸發溫度從0℃降到－20℃，耦合噴氣增焓系統的總能效比降低，同時可以得到，當耦合噴氣增焓系統補氣壓力處于算術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不同干度X情況下耦合噴氣增焓系統與傳統噴氣增焓系統的總能效比，詳見圖4.可以得出：在低溫高濕環境下耦合噴氣增焓系統的總能效比遠大于傳統噴氣增焓系統的總能效比，傳統噴氣增焓系統的總能效比隨工質干度的降低而迅速下降，但是耦合噴氣增焓熱泵系統的總能效比隨工質干度的降低變化較小，除霜性能高。

3 結論

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

［1］郭春雷.低溫高濕環境下空氣源熱泵系統關鍵技術的研究［D］.重慶：重慶大學，2013.

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

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

［4］張臻臻，李冰心，劉明，等.熱電聯產機組與熱泵供熱節能效應理論研究［J］.工程熱物理學報，2017（11）：2292-2297.

［5］李夔寧，郭春雷，周偉，等.一種耦合噴氣增焓空氣源熱泵系統：中國，ZL201210036088.3［P］.2013-11-27.

［6］李夔寧，郭春雷，周偉，等.一種過冷器耦合的準二級壓縮熱泵系統特性分析及優化［J］.化工學報，2013，64（8）：2813-2819.