R32經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)渦旋壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣參數(shù)的分析與優(yōu)化

張 童 趙 蕾 李 延

(1 西安建筑科技大學(xué) 西安 710000； 2 西安君生實(shí)業(yè)有限公司 西安 710075)

近年來(lái)，空氣源熱泵因其高效、節(jié)能環(huán)保、初投資少、安裝方便等優(yōu)勢(shì)而迅速成為應(yīng)用最廣泛的熱泵系統(tǒng)之一。但空氣源熱泵應(yīng)用于我國(guó)北方寒冷地區(qū)時(shí)，普遍會(huì)出現(xiàn)制熱量下降、制熱COP低下、排氣溫度過(guò)高甚至不能運(yùn)行等問(wèn)題。帶有經(jīng)濟(jì)器的熱泵系統(tǒng)在傳統(tǒng)的單級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)中添加中間噴氣回路，將冷凝器出口的一小部分液態(tài)制冷劑通過(guò)膨脹閥節(jié)流后吸收主回路制冷劑的放熱量，噴入到壓縮機(jī)中間的壓縮腔中，有助于增大系統(tǒng)的制熱量，降低壓縮機(jī)排氣溫度。1979年，房間空調(diào)領(lǐng)域率先應(yīng)用中間補(bǔ)氣技術(shù)，且產(chǎn)品逐漸市場(chǎng)化[1]。與R22相比，R32的GWP較低(675)，單位制冷劑制熱量比R22高48.2%，充注量?jī)H約為R22的60%，但壓縮機(jī)排氣溫度卻提高21.97 ℃[2]。由于中間補(bǔ)氣技術(shù)能有效降低壓縮機(jī)排氣溫度而改善空氣源熱泵的低溫運(yùn)行性能。因此，采用R32替代經(jīng)濟(jì)器熱泵中的工質(zhì)R22，開(kāi)發(fā)適合于寒冷和嚴(yán)寒地區(qū)推廣使用的超低溫空氣源熱泵成為研究的熱點(diǎn)。

Xu Xing等[3]分析了使用中間補(bǔ)氣技術(shù)的熱泵系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀和優(yōu)勢(shì)，指出環(huán)境溫度達(dá)到35 ℃以上時(shí)，系統(tǒng)的制冷量會(huì)顯著提高，而在0 ℃以下時(shí)制熱量會(huì)提高，且通過(guò)調(diào)節(jié)中間噴氣量可在一定程度上降低系統(tǒng)的排氣溫度。Han Xinxin等[4]將補(bǔ)氣技術(shù)引進(jìn)電氣化軌道車輛的空氣源熱泵系統(tǒng)中，結(jié)果表明：在環(huán)境溫度為-5 ℃時(shí)，制熱COP為2.18，在-20 ℃時(shí)，制熱COP為1.92，與普通的車輛熱泵系統(tǒng)相比，制熱能力分別提高了12.6%和19.3%。Wei Wenzhe等[5]研究了帶有經(jīng)濟(jì)器的變流量熱泵系統(tǒng)，結(jié)果表明：在室外溫度為-22.5～7.5 ℃時(shí)，系統(tǒng)采暖效果良好，在室外溫度降至-28.7 ℃時(shí)，系統(tǒng)運(yùn)行平穩(wěn)。C. W. Roh等[6]實(shí)驗(yàn)對(duì)比分析了單獨(dú)以及在復(fù)疊式系統(tǒng)的低壓循環(huán)及高壓循環(huán)中同時(shí)使用補(bǔ)氣技術(shù)對(duì)系統(tǒng)總體性能的影響，結(jié)果表明噴氣可提高低壓級(jí)或高壓級(jí)循環(huán)的制熱、制冷性能，但對(duì)COP影響并不明顯。J. Heo等[7]將聯(lián)合閃蒸器與過(guò)冷器引入準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)中，利用電子膨脹閥來(lái)調(diào)控系統(tǒng)中制冷劑的流量，可提高系統(tǒng)的能效比。許樹(shù)學(xué)等[8]搭建了以R32為制冷劑的經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，測(cè)試結(jié)果表明：補(bǔ)氣技術(shù)能使系統(tǒng)的排氣溫度顯著降低，且制熱量和制熱COP均有所提高。鄭澤順等[9]對(duì)R32單元式空調(diào)機(jī)的實(shí)驗(yàn)研究表明補(bǔ)氣技術(shù)能有效降低系統(tǒng)的排氣溫度，提升制冷量。可知中間補(bǔ)氣技術(shù)的核心在于壓縮機(jī)的補(bǔ)氣增焓環(huán)節(jié)。因此，開(kāi)展壓縮機(jī)補(bǔ)氣相關(guān)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和補(bǔ)氣控制策略的研究具有重要的意義和實(shí)用價(jià)值。

目前，已有學(xué)者對(duì)R32經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，但所涉及的工況仍較少，不同環(huán)境條件下所應(yīng)采取的最佳中間補(bǔ)氣參數(shù)及相應(yīng)的系統(tǒng)性能尚不明確。因此，本文采用系統(tǒng)仿真的方法進(jìn)行研究，首先建立了一套以R32為制冷劑、采用渦旋壓縮機(jī)的經(jīng)濟(jì)器空氣源熱泵系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，利用MATLAB編程求解，實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了仿真結(jié)果的可靠性之后，通過(guò)大量的仿真實(shí)驗(yàn)，定量分析了中間噴氣壓力、準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比對(duì)中間噴氣量的影響，得到不同環(huán)境溫度下，相對(duì)噴氣壓力和中間噴氣壓力的關(guān)系，以及中間噴氣量對(duì)系統(tǒng)性能的影響，為補(bǔ)氣控制策略的優(yōu)化研究提供了參考。

1 模型建立

1.1 經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)原理

經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)流程和循環(huán)壓焓圖如圖1所示。冷凝器出口的制冷劑分為兩路，經(jīng)過(guò)膨脹閥1節(jié)流的一路稱為補(bǔ)氣回路，另一路稱為主回路。大部分液態(tài)制冷劑進(jìn)入主回路，流過(guò)經(jīng)濟(jì)器放熱成為過(guò)冷液體，再經(jīng)過(guò)膨脹閥2節(jié)流降壓后進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱成為氣態(tài)制冷劑，然后被吸入壓縮機(jī)進(jìn)行準(zhǔn)一級(jí)壓縮。少量制冷劑經(jīng)補(bǔ)氣回路的膨脹閥1節(jié)流降壓后進(jìn)入經(jīng)濟(jì)器，與主回路制冷劑換熱，成為中壓氣態(tài)制冷劑，噴入壓縮機(jī)冷卻壓縮腔，冷卻準(zhǔn)一級(jí)壓縮后的制冷劑；壓縮機(jī)對(duì)混合后的制冷劑進(jìn)行準(zhǔn)二級(jí)壓縮，排氣溫度顯著下降。由于中間補(bǔ)氣增大了進(jìn)入冷凝器的制冷劑流量，制熱量提高。因此，有望拓寬壓縮機(jī)的可運(yùn)行溫度范圍。

圖1 經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)基本原理

1.2 壓縮機(jī)模型

補(bǔ)氣回路中的制冷劑經(jīng)經(jīng)濟(jì)器換熱后噴入增設(shè)了噴氣口的渦旋壓縮機(jī)，即增加了中間噴氣環(huán)節(jié)。壓縮機(jī)中進(jìn)行準(zhǔn)二級(jí)壓縮，即初級(jí)壓縮和二級(jí)壓縮，中間還包含一個(gè)中間補(bǔ)氣環(huán)節(jié)。

1)初級(jí)壓縮。壓縮機(jī)吸入蒸發(fā)器出口的低壓制冷劑蒸氣(狀態(tài)1)，等熵壓縮為中低壓制冷劑(狀態(tài)2)。

壓縮機(jī)吸氣量：

(1)

準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比：

(2)

準(zhǔn)一級(jí)壓縮壓力比：

(3)

2)中間補(bǔ)氣壓縮環(huán)節(jié)。可視為變質(zhì)量、變?nèi)莘e、變溫度的非穩(wěn)態(tài)流動(dòng)過(guò)程。來(lái)自經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣回路的制冷劑(狀態(tài)6)經(jīng)過(guò)補(bǔ)氣口進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)部的工作腔，與初級(jí)壓縮后的氣體(狀態(tài)2)混合，動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)動(dòng)，邊混合邊壓縮，直到工作腔與補(bǔ)氣口分離，此時(shí)達(dá)到混合狀態(tài)(狀態(tài)3)，混合后的壓力取決于補(bǔ)氣口的形狀和位置。

相對(duì)噴氣量：

(4)

相對(duì)噴氣壓力：

(5)

噴氣過(guò)程內(nèi)容積比：

(6)

考慮補(bǔ)氣過(guò)程中的壓力損失，混合后制冷劑的壓力為：

p3=p2+(p6-p2)lp

(7)

根據(jù)熱力學(xué)第一定律：

(8)

3)補(bǔ)氣后的準(zhǔn)二級(jí)壓縮。壓縮機(jī)補(bǔ)氣口與工作腔脫離后，工作腔內(nèi)混合后的制冷劑(狀態(tài)3)依靠基元容積的縮小進(jìn)一步被等熵壓縮至狀態(tài)4，即工作腔與排氣腔相連接時(shí)排入冷凝器。

容積比：

(9)

壓力比：

(10)

壓縮機(jī)固定容積比：

εv=εv1εvbεv2

(11)

式中：v3為噴氣與壓縮機(jī)內(nèi)制冷劑混合后的比容，m3/kg；p4、v4、V4分別為準(zhǔn)二級(jí)壓縮結(jié)束時(shí)的壓力(kPa)、比容(m3/kg)和壓縮腔容積(m3)；εv為壓縮機(jī)固定容積比，根據(jù)樣機(jī)樣本取值為3.34。

1.3 蒸發(fā)器模型

在冬季，室外翅片管式換熱器作為蒸發(fā)器，管內(nèi)兩相態(tài)的制冷劑從叉流流過(guò)翅片管外的空氣中吸熱而氣化成為過(guò)熱態(tài)蒸氣。對(duì)兩相區(qū)段和過(guò)熱區(qū)段分別建模。

1)換熱方程

管翅式蒸發(fā)器管壁存在熱容，實(shí)際上制冷劑側(cè)的吸熱量并不等于空氣側(cè)的放熱量，且制冷劑含潤(rùn)滑劑后傳熱性能會(huì)改善，建模時(shí)近似認(rèn)為管內(nèi)外吸、放熱量間存在如下關(guān)系[13]：

Qa=0.9Qr

(12)

(13)

對(duì)于兩相區(qū)，αr為管內(nèi)制冷劑的蒸發(fā)沸騰換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可采用如下關(guān)聯(lián)式[14]計(jì)算：

(14)

2)空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

對(duì)于波紋翅片管式換熱器，空氣側(cè)的對(duì)流表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)采用如下關(guān)聯(lián)式[13]計(jì)算：

(15)

當(dāng)換熱盤管表面的溫度低于流經(jīng)盤管的空氣的露點(diǎn)溫度時(shí)，翅片管式蒸發(fā)器外表面的濕空氣會(huì)析濕，故引入析濕系數(shù)對(duì)換熱量進(jìn)行修正，計(jì)算式[13]為：

(16)

式中：da為濕空氣平均含濕量，g/(kg干空氣)；dwa為換熱管周圍空氣處于露點(diǎn)溫度時(shí)的含濕量，g/(kg干空氣)；ta為濕空氣的平均溫度，℃；twa為換熱管周圍空氣層的露點(diǎn)溫度，℃。

1.4 冷凝器模型

在冬季，室內(nèi)翅片管式換熱器作為冷凝器，壓縮機(jī)出口的制冷劑進(jìn)入其中與室內(nèi)空氣換熱而冷卻冷凝，空氣吸收制冷劑放出的熱量而升溫。以冷凝壓力下制冷劑的飽和氣態(tài)及飽和液態(tài)為節(jié)點(diǎn)，將冷凝器內(nèi)制冷劑經(jīng)過(guò)的過(guò)熱區(qū)、兩相區(qū)和過(guò)冷區(qū)分區(qū)建模，對(duì)空氣側(cè)也相應(yīng)進(jìn)行分區(qū)。

在過(guò)熱區(qū)及過(guò)冷區(qū)，管內(nèi)制冷劑側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)采用Dittus-Boeler換熱關(guān)聯(lián)式求解[13]：

(17)

式中：Nugc,r、Regc,r、Prgc,r分別為過(guò)熱區(qū)及過(guò)冷區(qū)制冷劑的努塞爾數(shù)、雷諾數(shù)和普朗特?cái)?shù)。

在兩相區(qū)，制冷劑R32的冷凝放熱系數(shù)采用以下關(guān)聯(lián)式[13]確定：

(18)

式中：αge,r為兩相區(qū)制冷劑的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；x為干度；Prgc,r,tp為兩相區(qū)制冷劑普朗特?cái)?shù)。

冷凝器空氣側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)仍采用關(guān)聯(lián)式(15)[13]，代入冷凝器的相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算得到。

1.5 經(jīng)濟(jì)器模型

根據(jù)能量守恒原理，對(duì)于經(jīng)濟(jì)器有:

(19)

結(jié)合式(4)，化簡(jiǎn)可得：(1+b)h7=h8+bh6

根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)[16]可得：t7=t8+Δt，其中Δt取5 ℃，h7、h8、t7、t8分別為制冷劑冷凝結(jié)束和過(guò)冷后焓值(kJ/kg)和溫度(K)；h9為經(jīng)濟(jì)器輔助回路進(jìn)口處制冷劑焓值，kJ/kg。

1.6 熱力膨脹閥模型

根據(jù)蒸發(fā)器出口制冷劑蒸氣的過(guò)熱度及膨脹閥的流量特性，自動(dòng)調(diào)節(jié)熱力膨脹閥孔開(kāi)度，從而調(diào)節(jié)制冷劑流量，流量采用式(20)計(jì)算[17]：

(20)

式中：Aval為膨脹閥流通面積，m2，采用文獻(xiàn)[14]中的經(jīng)驗(yàn)公式Aval=(7.98+3.49Δtsh)×10-6計(jì)算；Δtsh為制冷劑進(jìn)口溫度差，K;ρin為制冷劑液體進(jìn)口密度,kg/m3;CD為流量系數(shù)，由其進(jìn)、出口制冷劑液體密度或比容(兩相制冷劑干度)等決定，根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式[18]計(jì)算：

(21)

式中：vout,val為制冷劑出口比容，m3/kg。

1.7 系統(tǒng)模型求解

經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)中增加了一個(gè)并聯(lián)的制冷劑輔助管路，構(gòu)成了多回路制冷劑系統(tǒng)。基于上述模型，運(yùn)用MATLAB軟件編程計(jì)算，調(diào)用Refprop程序計(jì)算R32的物性參數(shù)。仿真時(shí)先輸入機(jī)組的結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行條件，從壓縮機(jī)模型開(kāi)始，按照制冷劑流經(jīng)的部件，依次調(diào)用冷凝器、膨脹閥、經(jīng)濟(jì)器等部件的模型，構(gòu)成完整的系統(tǒng)仿真流程，以部件間制冷劑流量的耦合關(guān)系來(lái)判定仿真計(jì)算是否收斂，穩(wěn)態(tài)工況仿真流程如圖2所示。

圖2 經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)穩(wěn)定工況仿真流程圖

2 模型的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證所建立數(shù)學(xué)模型仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，根據(jù)實(shí)驗(yàn)用的經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和實(shí)驗(yàn)條件[11]來(lái)完善模型。該熱泵系統(tǒng)的全封閉渦旋壓縮機(jī)采用R32為制冷劑，額定制熱量為20.4 kW，排氣容積為53.6 cm3/r，轉(zhuǎn)速為2 900 r/min；室外為L(zhǎng)型風(fēng)冷式鋁箔波紋翅片管式換熱器，管徑為9.52 mm，壁厚為0.35 mm，單根管長(zhǎng)為0.92 m，2個(gè)管列，分8路供液。室內(nèi)側(cè)為鋁箔波紋翅片管式換熱器，管列數(shù)為6，管徑為9.52 mm，壁厚為0.35 mm。熱力膨脹閥為TGEL4.5型。熱泵系統(tǒng)的最低允許工作溫度為-40 ℃。模擬時(shí)，最初假定壓縮機(jī)的吸氣過(guò)熱度為11 ℃，冷凝器出口過(guò)冷度為2 ℃，容積效率為0.98，冷凝溫度為40 ℃。對(duì)實(shí)驗(yàn)工況進(jìn)行模擬，將所獲得的壓縮機(jī)排氣溫度、制熱量、壓縮機(jī)功率、COP等參數(shù)與實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比，如圖3所示。

圖3 各參數(shù)的模擬值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比

由圖3可知，系統(tǒng)制熱量、制熱COP以及排氣溫度的模擬值與實(shí)測(cè)值均存在偏差，但總體變化趨勢(shì)一致。制熱量、制熱COP均隨環(huán)境溫度的升高而升高，而排氣溫度卻隨之降低。模擬時(shí)由于忽略渦旋盤內(nèi)制冷劑氣體實(shí)際可能發(fā)生的泄漏、制冷劑沿程和局部阻力損失，且視壓縮過(guò)程為等熵過(guò)程并引入等熵效率、補(bǔ)氣壓力損失系數(shù)等，以及壓縮機(jī)吸氣口制冷劑氣體過(guò)熱度的假定值與實(shí)際值存在一定偏差等原因，均會(huì)導(dǎo)致模擬值偏離實(shí)測(cè)值。但二者的偏差均在工程可接受的精度范圍內(nèi)，表明該模型可用于預(yù)測(cè)機(jī)組在不同條件下的運(yùn)行狀態(tài)和性能，進(jìn)行運(yùn)行性能優(yōu)化研究。

3 帶經(jīng)濟(jì)器的熱泵與普通熱泵系統(tǒng)性能對(duì)比

通過(guò)對(duì)比模擬結(jié)果，分析低溫環(huán)境下經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)和普通熱泵系統(tǒng)的制熱運(yùn)行特性，對(duì)比結(jié)果如圖4所示。

圖4 經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)與普通熱泵系統(tǒng)性能指標(biāo)對(duì)比

由圖4可知，經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)較普通熱泵系統(tǒng)，制熱量和COP更高，排氣溫度更低。這是因?yàn)榻?jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)增加了輔助回路，可使室外低溫環(huán)境下系統(tǒng)中制冷劑的總循環(huán)流量增大，導(dǎo)致制熱量、COP提高，且中間補(bǔ)氣有效降低了排氣溫度。即使在環(huán)境溫度低至-15、-20 ℃的工況下，經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)的制熱量、COP仍高于普通熱泵系統(tǒng)，且排氣溫度低于120 ℃。由此可見(jiàn)，經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)在低溫工況下運(yùn)行具有一定優(yōu)勢(shì)。

4 經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)中間補(bǔ)氣參數(shù)的優(yōu)化及分析

4.1 結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)對(duì)中間噴氣量的影響

相對(duì)噴氣量反映渦旋壓縮機(jī)中間噴入蒸氣與壓縮腔所吸入的蒸氣的質(zhì)量流量之比，直接影響經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)的性能。但相對(duì)噴氣量是一個(gè)中間參數(shù)，由結(jié)構(gòu)參數(shù)準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比、運(yùn)行參數(shù)噴氣壓力以及環(huán)境參數(shù)共同決定。因此，研究相對(duì)噴氣量隨環(huán)境溫度、準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比及噴氣壓力的變化規(guī)律，有助于針對(duì)不同的環(huán)境溫度提出相應(yīng)的最佳準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比和噴氣壓力設(shè)定值，以調(diào)控相對(duì)噴氣量至最佳值，從而獲得最佳系統(tǒng)性能。

4.1.1 準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比對(duì)中間噴氣量的影響

相對(duì)噴氣量的大小還與壓縮機(jī)腔內(nèi)補(bǔ)氣起始位置有關(guān)，起始補(bǔ)氣位置決定著準(zhǔn)一級(jí)內(nèi)容積比的大小。選擇合適的準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比十分重要。圖5所示為相對(duì)噴氣量隨噴氣壓力的變化。由圖5(a)可知，環(huán)境溫度為-20 ℃時(shí)，5種不同準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比的系統(tǒng)，其相對(duì)噴氣量均隨噴氣壓力近似線性增大。一定的噴氣壓力下，若準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比越大，即補(bǔ)氣起始位置越靠后，則補(bǔ)氣量越少。因此，對(duì)于工作于較低溫環(huán)境中的經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)，不宜選取準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比較大的壓縮機(jī)。對(duì)于環(huán)境溫度會(huì)低至-20 ℃的地區(qū)，本文建議宜采取準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容比為1.1的經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)。

4.1.2 環(huán)境溫度對(duì)中間噴氣量的影響

壓縮機(jī)的中間噴氣量與熱泵工作的環(huán)境溫度密切相關(guān)。基于仿真結(jié)果，由圖5(b)可知，準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1時(shí)，不同環(huán)境溫度下的相對(duì)噴氣量均隨噴氣壓力增加而近似線性增大，而且在一定的噴氣壓力下，環(huán)境溫度越低，相對(duì)噴氣量越大；當(dāng)環(huán)境溫度低于-10 ℃時(shí)，相同的環(huán)境溫降會(huì)引起更大的相對(duì)噴氣量增幅。這是因?yàn)殡S室外環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力下降，若設(shè)定的噴氣壓力不變，則中間噴氣壓力與蒸發(fā)壓力間的差值將增大，導(dǎo)致壓縮機(jī)補(bǔ)氣量增加，即系統(tǒng)相對(duì)噴氣量增加。

圖5 相對(duì)噴氣量隨噴氣壓力的變化

4.2 相對(duì)噴氣量對(duì)系統(tǒng)性能的影響

圖6(a)～圖6(d)所示為準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1時(shí)，不同室外環(huán)境溫度下系統(tǒng)制熱量、功耗、制熱COP以及排氣溫度隨相對(duì)噴氣量的變化。由圖6可知，各環(huán)境溫度下，制熱量均隨相對(duì)噴氣量的增加而增加，系統(tǒng)的功耗也增大，制熱COP略有提高，而排氣溫度明顯降低。即使在-15、-20 ℃的低溫環(huán)境下，系統(tǒng)也能正常運(yùn)行，COP在2.0以上，而且合理的補(bǔ)氣也可保證排氣溫度不會(huì)高于120 ℃，符合渦旋壓縮機(jī)安全運(yùn)行的要求。這是因?yàn)檠a(bǔ)氣量增加會(huì)使進(jìn)入冷凝器的制冷劑流量增加，有效提高了系統(tǒng)的制熱量，而噴氣量增加，壓縮機(jī)的總輸氣量也增加，且噴氣量的增加會(huì)明顯改善準(zhǔn)二級(jí)壓縮前的冷卻效果，使壓縮機(jī)排氣溫度降低，排氣焓值減小，但總輸氣量對(duì)壓縮機(jī)功耗的影響更顯著，導(dǎo)致其功耗隨相對(duì)噴氣量的增加而增大，而制熱COP隨相對(duì)噴氣量的增加僅略有提高。

此外，環(huán)境溫度較高時(shí)，即使相對(duì)噴氣量很小，系統(tǒng)的性能也較好；環(huán)境溫度很低時(shí)，必須有足夠的相對(duì)噴氣量才能保證系統(tǒng)的可靠運(yùn)行，使性能不會(huì)顯著下降。即在不同的環(huán)境溫度下，存在不同的最佳相對(duì)噴氣量，使系統(tǒng)制熱COP最大，且該值隨著環(huán)境溫度降低而增大。由圖6可知，當(dāng)環(huán)境溫度低于-10 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣量在0.22～0.33之間；當(dāng)環(huán)境溫度為-10～-5 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣量在0.20～0.22之間；當(dāng)環(huán)境溫度高于-5 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣量為0.18～0.20。

4.3 相對(duì)噴氣壓力對(duì)中間噴氣量的影響

對(duì)于經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)，可采用中間噴氣壓力作為監(jiān)測(cè)量，預(yù)置一設(shè)定值，根據(jù)工況條件調(diào)節(jié)相對(duì)噴氣壓力，使相對(duì)噴氣量達(dá)到最佳值，以獲得最佳的運(yùn)行性能。但因熱泵系統(tǒng)規(guī)格和運(yùn)行條件不同，設(shè)定噴氣壓力的情況下，相對(duì)噴氣壓力會(huì)隨環(huán)境溫度而變化，則需要選定合適的中間噴氣壓力設(shè)定值。根據(jù)式(5)定義的相對(duì)噴氣壓力，圖7所示為準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1時(shí)，不同環(huán)境溫度下相對(duì)噴氣量隨相對(duì)噴氣壓力的變化。由圖7可知，相對(duì)噴氣量隨相對(duì)噴氣壓力的提高而增大，且環(huán)境溫度越低，相應(yīng)的最佳相對(duì)噴氣量越高。當(dāng)環(huán)境溫度低于-10 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣壓力在0.98～1.31之間；當(dāng)環(huán)境溫度為-10～-5 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣壓力在0.9～0.98之間；當(dāng)環(huán)境溫度高于-5 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣壓力為0.85～0.9。根據(jù)最佳相對(duì)噴氣壓力繪制相應(yīng)的噴氣壓力隨環(huán)境溫度變化的散點(diǎn)圖，如圖8所示，擬合得到如式(22)所示的噴氣壓力關(guān)于環(huán)境溫度的曲線，相關(guān)系數(shù)為0.954 64。以該噴氣壓力作為相應(yīng)環(huán)境溫度下的噴氣壓力設(shè)定值。

圖6 不同環(huán)境溫度下熱泵各性能指標(biāo)隨相對(duì)噴氣量的變化

pset=1 114-8.8t0

(22)

式中：pset為噴氣壓力設(shè)定值，kPa；t0為環(huán)境溫度，℃。

圖7 不同環(huán)境溫度下的相對(duì)噴氣量隨相對(duì)噴氣壓力的變化

圖8 噴氣壓力隨環(huán)境溫度的變化

5 結(jié)論

本文建立了使用R32制冷劑帶經(jīng)濟(jì)器的中間補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)的數(shù)學(xué)仿真模型，研究其運(yùn)行特性，并通過(guò)文獻(xiàn)[11]中的實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證，分析和優(yōu)化了系統(tǒng)的中間補(bǔ)氣參數(shù)，得到如下結(jié)論：

1)與普通熱泵系統(tǒng)相比，經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)在環(huán)境溫度低至-15、-20 ℃時(shí)仍能正常運(yùn)行，且制熱量、COP較高，壓縮機(jī)的排氣溫度低于120 ℃。

2)在不同環(huán)境溫度下，隨著相對(duì)噴氣量的增加，系統(tǒng)制熱量及制熱COP呈先顯著升高后升高變緩的趨勢(shì)，故壓縮機(jī)存在一個(gè)最佳相對(duì)噴氣量。在最佳相對(duì)噴氣量下，經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)低溫工況的運(yùn)行可靠性會(huì)顯著提高。

3)在低溫環(huán)境下，準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比越大，相對(duì)噴氣量越小，故不宜選擇準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比過(guò)大的壓縮機(jī)用于低溫環(huán)境。經(jīng)濟(jì)器熱泵系統(tǒng)的準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1時(shí)，整體性能較好。

4)對(duì)于壓縮機(jī)準(zhǔn)一級(jí)壓縮內(nèi)容積比為1.1的熱泵系統(tǒng)，當(dāng)環(huán)境溫度低于-10 ℃時(shí)，最佳相對(duì)噴氣量和最佳相對(duì)噴氣壓力分別在0.22～0.33和0.98～1.31之間；當(dāng)環(huán)境溫度為-10～-5 ℃時(shí)，則分別在0.20～0.22 和0.9～0.98之間；當(dāng)環(huán)境溫度高于-5 ℃時(shí)，則宜分別在0.18～0.20和0.85～0.9。