補氣參數對噴氣增焓熱泵系統的性能研究

張童 王冠 徐國強

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

0 引言

噴氣增焓熱泵系統就是在普通的熱泵系統中利用制冷劑噴入技術，添加中間噴氣回路，將冷凝器出口的一小部分液態制冷劑通過膨脹閥節流并過冷，噴入到壓縮機中間的壓縮腔中，雖然壓縮機的吸氣容積不變，但通過噴入氣態制冷劑增大制冷劑的循環量，進而達到增加系統制熱量及制熱性能。1979 年房間空調領域就出現了噴氣增焓技術應逐漸應用于市場[1]。Xu dong Wang 等人[2]以采用R410A 的噴氣增焓熱泵系統為研究對象，實驗研究表明改變噴氣增焓系統的中間壓力和中間噴氣量可獲得更加廣泛的補氣范圍。M.J.Huang[3]以采用R407C 的噴氣增焓熱泵系統為對象，實驗研究表明：能有效解決空氣源熱泵，低溫環境溫度下系統運行排氣溫度過高、制熱量不足等問題可以得到有效解決。Heo[4]將聯合閃蒸器與過冷器引入準二級壓縮熱泵系統中，利用電子膨脹閥來調控系統中制冷劑的流量，可提高系統的能效比。Chul Woo Roh 等[5]通過實驗對比分析了單獨使用噴氣增焓技術以及在復疊式系統的低壓循環及高壓循環中同時使用對系統總體性能的影響，結果表明噴氣可提高低壓級或高壓級循環的制熱、制冷性能，但對COP 影響并不明顯。Xianting Li 等[6]采用人工神經網絡方法和自適應神經模糊推斷的方法建模，模擬了噴氣增焓渦旋壓縮機的性能。

目前實驗研究已得到較多開展，但所涉及的工況仍較少，而從系統仿真模擬角度通過大量仿真計算進行分析的研究尚不多見。因此，本文針對一套以R32為制冷劑、采用渦旋壓縮機的噴氣增焓經濟器空氣源熱泵系統建立了數學仿真模型，利用MATLAB 編程求解，定量分析了中間噴氣壓力、準一級壓縮內容積比對系統性能的影響，為補氣控制策略的優化研究提供了參考。

1 模型建立

1.1 噴氣增焓系統原理

本文所采用的噴氣增焓熱泵系統的基本工作原理如圖1 所示，與普通的熱泵系統相比，增加了噴氣回路，其系統的循環過程也發生了變化。中間噴氣輔助回路的開設，使得系統流經冷凝器的制冷劑流量增大，從而增加了系統的制熱量，進而提高了熱泵系統的制熱性能。

圖1 噴氣增焓空氣源熱泵系統原理圖

1.2 壓縮機模型

整個系統采用增設噴氣口的渦旋壓縮機，補氣回路制冷劑經經濟器后噴入其中，即增加中間噴氣環節。壓縮過程為準二級壓縮，即初級壓縮和二級壓縮。

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

壓縮機吸氣量

準一級壓縮內容積比

準一級壓縮壓力比

式中：min,com為壓縮機吸氣質量流量，kg/s；fv為容積效率，渦旋壓縮機高于0.95[7]，取0.965；Vth為壓縮機理論吸氣容積，m3/r；n 為壓縮機轉速，r/min；ρ1為壓縮機吸氣口處制冷劑密度，kg/m3；k 為等熵指數，對于R32，k=1.4[8]；p1、v1為吸氣剛結束時制冷劑的壓力、比容，kPa、m3/kg；p2、v2、V2為準一級壓縮結束時的制冷劑壓力、比容以及壓縮腔的體積，kPa、m3/kg 和m3；

2）中間補氣壓縮環節 可視為變質量、變容積、變溫度的非穩態流動過程。來自經濟器輔助回路的制冷劑經過補氣口進入壓縮機內部的工作腔內，與初級壓縮后的氣體混合，動渦旋盤轉動，邊混合邊壓縮，直到工作腔與補氣口分離，這時初級壓縮后的氣體（2 點）與中間補氣（6 點）混合達到狀態（3 點），3 點的壓力取決于補氣口的形狀和位置。

定義相對噴氣量

定義相對噴氣壓力

噴氣過程內容積比

考慮補氣過程中的壓力損失，混合后制冷劑的壓力為，

根據熱力學第一定律

式中：p6、T6為壓縮機的中間噴氣壓力和溫度，kPa、K；R 為制冷劑氣體常數，對R32 取162.7 J/(kg·K)；p1和p5分別為蒸發壓力和冷凝壓力，kPa；p3、u3、v3、V3為噴氣與壓縮機內制冷劑混合后的壓力、熱力學能、比容、壓縮腔的容積，kPa、kJ/kg、m3/kg、m3；lp為壓力損失系數，取0.2～0.4[9]；

3）補氣后的準二級壓縮 壓縮機補氣口與工作腔脫離后，工作腔內的制冷劑依靠基元容積的縮小進一步被壓縮，直至工作腔與排氣腔相連接，混合后的制冷劑（狀態3）被等熵壓縮至狀態4 后排入冷凝器。

容積比

壓力比

壓縮機固定容積比

式中：p4、V4、v4為準二級壓縮結束時的壓力、比容和壓縮腔容積，kPa、m3/kg、m3；εv為壓縮機固定容積比，依樣機樣本取值為3.34。

2 噴氣增焓系統與普通熱泵系統性能對比

因普通的空氣源熱泵在過低的環境溫度下無法正常運行，故取計算工況環境溫度為-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，而噴氣增焓系統的工況為-20 ℃、-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，分析帶噴氣增焓系統和普通熱泵在低環境溫度工況下的制熱運行特性，以便為R32 熱泵在低溫工況下應用的優化設計提供參考依據。計算兩個系統的主要性能，并將二者性能進行比較，結果如圖2。

如圖2 所示模擬計算了不同工況下的噴氣增焓熱泵的制熱情況，得出了噴氣增焓熱泵系統制熱量、壓縮機耗功、系統制熱COP 均隨著環境溫度的降低而降低。通過性能對比，說明噴氣增哈系統相比于普通熱泵系統有著明顯的優勢。例如，在室外環境溫度為-10 ℃時，系統制熱量為7.91 kW，相較于傳統單級系統的9.52 kW，提升了約20.35%。同時，對于排氣溫度而言，在環境溫度低于-15 ℃時，傳統單級系統排氣溫度高于120 ℃，超出壓縮機穩定運行范圍；而閃發器補氣系統在環境溫度更低（-10 ℃）情況下，排氣溫度僅為105.44 ℃，仍屬于壓縮機安全運行范圍內。對于制熱COP 而言，在環境溫度較低時，噴氣增焓系統制熱COP 高于傳統單級系統。在低溫工況下，噴氣增焓系統優勢更明顯，噴氣系統更利于在低溫工況下使用。

圖2 普通空氣源熱泵與噴氣增焓熱泵系統各性能參數對比

3 中間參數對熱泵系統性能的影響規律

研究多個工況下準一級壓縮內容積比、噴氣壓力對系統性能的影響規律，綜合分析可得系統性能最優下的參數最佳范圍。

3.1 準一級壓縮內容積比對系統性能的影響

系統性能的大小還與壓縮機腔內補氣起始位置有關，而不同的起始補氣位置決定不同的準一級內容積比。因此選擇合適的準一級壓縮內容積比具有十分重要的意義。圖3（a）-（d）顯示了環境溫度為-20 ℃時，五種不同的準一級壓縮內容積比下，系統性能隨噴氣壓力近似呈線性增大。由圖可知，在準一級壓縮內容積比為1.1 時，系統的性能參數無論是制熱量、COP 值還是排氣溫度都最佳。

圖3 不同準一級壓縮內容積比下熱泵各性能指標隨噴氣壓力而變化曲線

3.2 中間噴氣壓力對系統性能的影響

圖4（a）～（d）給出了準一級壓縮內容積比為1.1時，不同室外環境溫度下系統制熱量，耗功量，制熱COP 以及排氣溫度隨噴氣壓力而變化的曲線。可見，各環境溫度下，制熱量均隨著噴氣壓力的增加而增加，系統的耗功量也增大，制熱COP 略有所提高，而排氣溫度明顯降低。即使在-20 ℃的低溫環境下，合理的補氣也可保證排氣溫度不會高于120 ℃，符合渦旋壓縮機安全運行的要求。且噴氣壓力增加，會導致噴氣量的增加，進而明顯改善制熱CO。由圖4（c）可知，噴氣壓力越大越好，當達到1000 kPa 以上，系統的制熱COP 值上升變緩，系統性能達到最佳。

圖4 不同環境溫度下熱泵各性能指標隨噴氣壓力而變化曲線

4 結論

建立了噴氣增焓空氣源熱泵系統的數學仿真模型，模擬研究了噴氣增焓系統的運行特性，主要結論如下：

1）與普通空氣源熱泵相比，補氣能有效降低壓縮機排氣溫度，提高制熱量，在低溫工況下，噴氣增焓系統優勢更明顯，噴氣系統更利于在低溫工況下使用。

2）在模擬范圍內，準一級壓縮內容積比為1.1 時，系統的性能參數無論是制熱量、COP 值還是排氣溫度都相對最佳。

3）噴氣可使制冷劑的循環流量增加，提高制熱量，但同時壓縮機的功耗也會增加，隨著噴氣壓力達到增大，壓縮機的制熱量明顯提高、排氣溫度顯著降低，因此熱泵系統在低溫工況下運行的可靠性會提高。在噴氣增焓熱泵系統中，環境溫度越低，所設定的噴氣壓力應越大，在噴氣壓力為1000kPa 以上時，系統性能較好。