綠色工質HP-1高溫熱泵系統中膨脹閥開度與流量匹配特性

王約翰, 南曉紅, 歐陽洪生, 郭智愷, 胡 斌, 王如竹

(1. 西安建筑科技大學 建筑設備科學與工程學院, 西安 710055; 2. 浙江省化工研究院有限公司 含氟溫室氣體替代及控制處理國家重點實驗室, 杭州 310023; 3. 上海交通大學 制冷與低溫工程研究所, 上海 200240)

目前,國家正大力倡導與發展節能低碳經濟,努力實現“雙碳”目標[1].國際能源機構(IEA)提出了可持續發展的途徑,重點是通過增加可再生能源的使用、提高能源效率和回收余熱來減少對化石燃料的依賴[2].在此背景下,熱泵作為一種利用高品位能將低溫熱源的熱量供給高溫熱源的節能裝置,既能提高能源利用效率,又能減少化石燃料的燃燒[3].利用熱泵技術進行的年余熱回收量約為21 TW·h,相當于總潛在余熱的7%,每年可以減排CO2量為2.6×106t[4].工業上將供熱溫度高于80 ℃的熱泵歸為高溫熱泵,現階段高溫熱泵應用場合廣泛,例如在造紙、食品、化學工業、機械工業、紡織品和木材等工業部門,尤其是在許多工業部門的干燥工藝中,高溫熱泵擁有巨大的發展潛力[5-6].

作為熱泵系統的“血液”,制冷劑在經歷了4代的發展后,氫氟烴(HFC)類制冷劑因其高全球變暖潛能(GWP)值逐漸被淘汰[7].研究表明,氫氟烯烴類(HFO)和氫氯氟烯烴類(HCFO)化合物由于存在碳碳雙鍵,在大氣中的壽命極短,GWP值也極低,被認為是第4代環境友好型制冷劑[8].Mateu等[9-10]通過理論建模和對比研究表明:相對于R245fa,R1224yd(Z)、R1233zd(E)和R1336 mzz(Z) 3類制冷劑的等效二氧化碳排放量降低了59%～61%.而相對于R134a,R1234ze(E)的等效二氧化碳排放量降低了18%.Kondou等[11]與Longo等[12]將R1234ze(Z)與R245fa進行了對比研究,認為兩者的性能系數(COP)、單位容積制熱量(VHC)較為接近,在相同的冷凝溫度范圍內具有相似的最高COP,且R1234ze(Z)壓力比更小,理論上其使用性能與R245fa接近甚至更優,可作為R245fa在熱泵系統中的替代品.美國科慕公司[13]對比了R1336 mzz(E)與R245fa在單級熱泵中的性能.結果顯示,R1336 mzz(E)的VHC大于R245fa且兩者具有相近的COP 值.而對于GWP值,R1336 mzz(E)為7[14],遠低于R245fa的858,因此R1336 mzz(E)作為熱泵制冷劑具有良好的應用前景.對于環境友好型制冷劑,近年來國內學者不斷提高自主研發能力.天津大學提出了消耗臭氧潛能值 (ODP)為0的高溫非共沸制冷劑BY-4和BY-5[15-16],通過單級循環進行了理論和實驗研究,結果表明:當冷凝器側出水溫度與蒸發器側進水溫度之差在35 ℃以內時,BY-4的COP總是大于3.5;溫度之差在46 ℃之內時,BY-5的COP始終高于3.0.但兩種制冷劑的GWP值分別為755和800,均并不利于溫室氣體的減排.浙江省化工研究院研發了一種HP-1制冷劑[17],可用作重力熱管、浸沒式液冷、高溫熱泵和有機朗肯循環系統的傳熱流體.HP-1和R245fa的基本物性參數相近.在環境影響方面,HP-1的GWP小于1,遠低于R245fa.因此HP-1可作為R245fa在熱泵系統中的替代品.

在實際工程中,高溫熱泵系統的高低壓力相差較大,且受不同余熱溫度和供熱目標的影響,運行工況復雜多變.通過熱泵系統中的節流裝置可以調節各工況下制冷劑質量流量,從而達到匹配不同工況和提高系統運行穩定性的目的.因此,節流裝置的調節特性和控制策略非常重要,眾多學者對此進行了研究.胡鵬榮等[18]通過實驗研究了電子膨脹閥開度對R32水源熱泵系統性能的影響.虞中旸等[19]以空氣源熱泵熱水器系統為研究對象,通過改變電子膨脹閥開度,研究電子膨脹閥的調節方式對空氣源熱泵熱水器運行性能的影響.上述研究均表明,電子膨脹閥可以精確地控制制冷劑流量,并更快地響應不同條件下的變化[20].與傳統節流裝置不同,制冷劑通過電子膨脹閥的質量流量是閥體結構參數的非線性函數,同時也與制冷劑的運行條件和熱力學性能有關.Park等[21]在常規熱泵溫度工況內研究了R22和R410A用電子膨脹閥的流量特性,通過實驗測量了兩種制冷劑在不同運行工況下流經6種不同孔徑大小電子膨脹閥時的質量流量.Cao等[22]研究了不同影響因素下電子膨脹閥的制冷劑流量,并利用神經網絡模型提出了預測質量流量的經驗關聯式.Chen等[23]與Liu等[24]通過實驗分別研究了R245fa熱泵和跨臨界CO2熱泵在不同進口壓力、過冷溫度和電子膨脹閥開度下的質量流量特性.

如上所述,現階段,針對于電子膨脹閥流量特性的研究主要集中于HFC類制冷劑和常規供熱溫度的單級壓縮熱泵系統中.而高溫熱泵系統的循環方式以及溫度范圍均與常規熱泵有著很大不同.因此,在常規熱泵中使用到的研究方法、得到的相關結論在高溫熱泵系統工況范圍內和新型環保制冷劑HP-1中是否適用目前還是未知的.本文研究了新型環保制冷劑HP-1應用于高溫熱泵系統時在變工況運行下的節流特性,以此為依據著眼于電子膨脹閥閥針結構進行建模仿真并對其流量匹配特性進行理論研究,通過實驗驗證了模型的適用性,且利用實驗數據進行擬合計算,獲得了較為準確的預測HP-1用電子膨脹閥流量的經驗關聯式.

1 模型的建立

1.1 HP-1高溫熱泵系統模型

表1 HP-1和R245fa的主要物性參數

圖1 準二級壓縮高溫熱泵系統

為研究高溫熱泵系統中電子膨脹閥的流量特性, 對準二級壓縮高溫熱泵系統進行MATLAB模擬計算, HP-1制冷劑的物性參數從REFPROP10.0中調取.

蒸發器模型:

Qe=qm,D(h1-h8)

(1)

式中:Qe為制冷量;qm,D為制冷劑流經蒸發器的質量流量.

制冷劑流經蒸發器進入壓縮機,壓縮機完成吸氣過程后,制冷劑在其工作腔中進行低壓段壓縮,隨著轉子的轉動,當工作腔與補氣孔口連通時,制冷劑在內壓力和中間壓力的壓差作用下從補氣管道注入壓縮機工作腔中.隨著轉子的繼續轉動,工作腔與補氣孔口分離,氣體進一步壓縮至排氣狀態點.為了簡便計算,此處認為工作腔與補氣孔口連通時,腔內壓力與補氣管道內壓力相同.簡化后的壓縮過程如圖1(b)中1～4點所示.其中壓縮段考慮其等熵壓縮效率[28]:

(2)

(3)

(4)

qm,Gh2′=qm,Dh2+qm,Bh3

(5)

(6)

(7)

式中:帶有下標s的h為等熵壓縮時制冷劑的焓值;pe、pm、pc分別為蒸發壓力、中間壓力、冷凝壓力;a為準二級壓縮循環的中間壓力系數,a=0.95～1.1,此處取1;ηi,1、ηi,2分別為低壓級與高壓級壓縮過程的等熵效率;qm,B、qm,G分別為制冷劑補氣和壓縮機排氣的質量流量.

冷凝器與中間換熱器模型:

Qc=qm,G(h4-h5)

(8)

qm,G(h7-h5)=qm,B(h3-h6)

(9)

式中:Qc為制熱量.

兩節流過程壓力降低,焓值不變:

h6=h7

(10)

h8=h7

(11)

在實際工業應用中,熱泵要適應于不同的運行條件,如不同的熱源和供熱需求溫度[10].此外,還要考慮節流過程處的等焓過程,忽略系統向周圍環境的傳熱和壓降.表2給出了模擬過程相關設定值.

表2 模擬中使用的參數及其設定值

1.2 電子膨脹閥結構模型

電子膨脹閥的流量特性主要反映輸入與輸出的對應關系,即膨脹閥的脈沖輸入(開度)與制冷劑質量流量變化的對應關系.由于膨脹閥流道復雜,所以在已發表的文獻中通常采用包含局部阻力損失的Bemoulli方程[29]推導出的質量流量關聯式:

(12)

式中:A為流通面積;ρin為制冷劑在膨脹閥入口的密度;pin、pout分別為膨脹閥進出口壓力;Cd為流量系數.

美國的D.D.Wile認為制冷劑的進口密度和出口比體積決定了膨脹閥的流量系數Cd[30],常用于R22、R410A、R245fa熱泵系統膨脹閥選型計算[31]的流量系數經驗公式如下:

(13)

式中:vout為制冷劑在膨脹閥出口的比體積.

由上兩式可知當電子膨脹閥進出口制冷劑狀態參數確定后,所流經的質量流量為流通截面積A的函數.圖2所示分別為橢圓錐體和圓錐體電子膨脹閥的閥針曲線圖.圖中:θ為閥針錐角;dmax為閥針孔徑;l為閥針開啟度;lmax為閥針最大開啟度.

圖2 電子膨脹閥的幾何結構

引入電子膨脹閥開度φ:

(14)

對于圓錐形閥針[31]:

(15)

式中:θ取36°[31],則有:

(16)

對于橢圓錐形閥針:

(17)

結合上述公式,流經電子膨脹閥的制冷劑質量流量可以寫為開度與節流孔最大流通孔徑dmax的函數.

2 膨脹閥開度與流量匹配特性研究

2.1 HP-1高溫熱泵系統節流特性

通過模擬仿真結果,分析HP-1高溫熱泵在變工況下的系統節流特性.制冷劑低壓段流量與補氣流量隨蒸發溫度、冷凝溫度變化結果如圖3所示.圖中:Tc為冷凝溫度.

圖3 HP-1高溫熱泵系統制冷劑流量特性

從圖中結果可得:隨著溫度提升的增大,低壓段流量與補氣流量均呈上升趨勢;變工況運行時,系統低壓段流量在0.425～0.684 kg/s內變化,補氣流量在0.095～0.333 kg/s內變化.取蒸發溫度50 ℃、冷凝溫度120 ℃下的制冷劑質量流量作為設計流量,以此作為輸入值代入電子膨脹閥模型,并將此時膨脹閥的開度標定在50%,從而推導出主路和補氣路電子膨脹閥節流孔最大流通孔徑dmax.對于橢圓錐形閥針,分別為9.6 mm和7.4 mm;對于圓錐形閥針,分別為5.5 mm和4.3 mm.

2.2 電子膨脹閥流量特性

制冷劑流經電子膨脹閥時,進出口壓降以及制冷劑的狀態參數隨運行工況動態變化,故開度亦隨之變化.圖4和圖5所示分別為橢圓錐形、圓錐形電子膨脹閥開度與各運行工況之間的關系.圖中:φe,eev1、φe,eev2、φc,eev1、φc,eev2分別為主路橢圓錐形閥體開度、補氣路橢圓錐形閥體開度、主路圓錐形閥體開度以及補氣路圓錐形閥體開度.

圖4 橢圓錐形電子膨脹閥在不同工況下的流量特性

圖6 通過橢圓錐形電子膨脹閥時HP-1物性參數及系統流量的變化率

對比分析圖4和圖5中兩類型閥體的調控區間,可以看出,橢圓錐形電子膨脹閥能夠滿足各模擬工況下的流量需求:主電子膨脹閥開度在49.8%～69.8%之間變化,調節范圍為20%;補氣路電子膨脹閥開度在41.5%～56.0%之間變化,調節范圍為14.5%,兩路電子膨脹閥調節區間均保持在 1/3～2/3之間.而圓錐形主電子膨脹閥,如圖5(a)所示,調節范圍為49%,且不具備匹配所有工況下制冷劑流量的能力.圖5(b)所示的圓錐形補氣路電子膨脹閥,雖能匹配各工況下的制冷劑流量,但其調控范圍并未保持在1/3～2/3之間.

綜上所示,橢圓錐形閥體的流量特性與HP-1高溫熱泵節流的匹配能力更優良.

3 電子膨脹閥的流量特性的實驗研究

前文中,關于膨脹閥開度隨流量、工況變化的分析是基于兩種最大流通孔徑的橢圓錐形閥針和圓錐形閥針而言的.因此,在理論研究的基礎上選取相應閥針結構的電子膨脹閥,搭建了HP-1高溫熱泵機組并進行實驗研究.

3.1 HP-1高溫熱泵實驗系統介紹

根據研究結果,橢圓錐形電子膨脹閥的流量特性符合HP-1高溫熱泵系統在變工況下的流量需求.故本實驗臺的主電子膨脹閥、補氣路電子膨脹閥均選用閥針形狀為橢圓錐形的CAREL E4V95HWT10電子膨脹閥.CAREL電子膨脹閥具有比例式調節和卓越的技術及功能特性,可以對空調以及熱泵機組進行有效控制,同時達到顯著的節能效果[32].CAREL E4V95電子膨脹閥最大流通孔徑為9.5 mm,由步進電機驅動,實際控制步數為480步,閥針步進長度為0.03 mm,閥體的步進速度為50步/s,控制頻率為50 Hz.電子膨脹閥最大工作壓力為3.1 MPa,運行過程最大壓降為2.4 MPa.HP-1高溫熱泵實驗系統裝置如圖7所示.圖中:T和P分別表示溫度測點和壓力測點.制冷劑質量流量由電磁式流量計測量.

1—蒸發器及其水系統,2—半封閉螺桿式壓縮機,3—油分離器,4—冷凝器及其水系統,5—手閥 6—視液鏡,7—中間換熱器,8—主電子膨脹閥,9—補氣路電子膨脹閥,10—電磁式流量計

圖7測試系統采用漢鐘的半封閉螺桿式定頻壓縮機,理論排氣量為193 m3/h,額定頻率為50 Hz.蒸發器和冷凝器均為殼管式換熱器,理論換熱量分別為94 kW和152 kW.表3為主要測量儀器及其精度.

表3 測量儀器及其參數

3.2 電子膨脹閥控制系統的優化

系統采用的電子膨脹閥根據蒸發器出口過熱度進行制冷劑流量調節.由于不同制冷劑的飽和壓力和溫度對應的函數關系T=f(p)不同,而現有控制器內可設定的制冷劑均為常規制冷劑,且新型環保制冷劑HP-1的膨脹閥控制系統暫無應用先例,所以需要對現有的控制特性進行優化調整.

在實驗研究初期,電子膨脹閥控制器廠家仍然采用之前的物性參數,利用傳統高溫熱泵常用制冷劑R245fa的控制策略作為閥體控制依據.在后期的優化過程中,將新型環保制冷劑HP-1的飽和溫度、飽和壓力的函數關系寫入控制器內,使得控制器能夠根據壓力傳感器和溫度傳感器采集到的出口壓力和出口溫度以及該壓力下制冷劑對應的飽和溫度,精確計算出HP-1制冷劑實際的過熱度,利用驅動器和內置的步進電機使閥針移動到所計算的位置.以此替換原有物性函數所對應的控制特性,完成對膨脹閥控制系統的優化改進.

3.3 主電子膨脹閥實驗結論

圖8所示分別為電子膨脹閥控制系統優化前后,蒸發溫度為50 ℃時,不同冷凝溫度下主電子膨脹閥開度的理論值與實驗值對比情況和系統低壓段節流特性與流經主電子膨脹閥制冷劑質量流量實驗值的對比情況.圖中:φeev1為主路電子膨脹閥開度.

電子膨脹閥優化后,流經主電子膨脹閥的質量流量理論值與實驗值的最大誤差為-14.7%,平均誤差為-6.9%;開度理論值與實驗值的最大誤差為-7.5%,平均誤差為3%.可知優化后,電子膨脹閥的流量特性滿足HP-1高溫熱泵系統的流量要求.通過實驗測試結果可以看出,流經主電子膨脹閥的制冷劑質量流量隨著冷凝溫度的升高呈現上升趨勢.對各測點進行數據比較,實驗值較理論值偏低,這是因為在系統實際運行中,主電子膨脹閥出口至蒸發器入口的管段內存在流動阻力,所以電子膨脹閥出口的實際壓力高于理論值,閥體前后壓差小于理論值;且在該管段內存在管道對室外環境的放熱過程,在蒸發器入口處,實際制冷劑的焓值略低于理論值,即蒸發器進出口制冷劑的焓差增大;在建立理論模型時,電子膨脹閥的流量系數采用的是前人所總結出的經驗公式,該公式并沒有考慮HP-1的熱力學性質,因此存在一定的誤差.綜合以上3個因素,實際循環中流經主電子膨脹閥的制冷劑質量流量與模擬值有所偏差.

電子膨脹閥的節流特性同樣影響著系統運行性能,圖9所示為電子膨脹閥控制系統優化前后熱泵實驗系統排氣溫度(Tcond)的對比情況.

圖9 優化前后系統排氣溫度隨冷凝溫度的變化

如圖可知,電子膨脹閥控制系統優化后實驗系統排氣溫度平均下降7.4%,且更接近理論值,說明優化后系統的循環流量增加,排氣焓值減小,壓縮機排氣溫度降低,從而改善系統性能.

3.4 電子膨脹閥的流量系數分析

針對于不同制冷劑與循環配置,流量系數與電子膨脹閥的幾何參數、出入口條件以及制冷劑的熱力學特性等參數有關[30,33].由前文中的分析可知,傳統的電子膨脹閥流量系數計算公式(13)無法準確預測HP-1高溫熱泵的系統流量.本研究采用冪律相關擬合的方法得到了針對HP-1高溫熱泵用電子膨脹閥的Cd表達式.其中選取的變量可通過下式表達:

f=(pin,pout,pcri,Tsub,Tcri,

ρin,vout,σ,dmax,φ)

(18)

式中:pcri為制冷劑的臨界壓力;Tcri為制冷劑的臨界溫度;Tsub為電子膨脹閥入口制冷劑的過冷度;σ為制冷劑的表面張力,根據文獻[34]進行計算.

采用白金漢原理[35]對式(18)中所有變量進行無量綱化處理,得到5個無量綱π組,各項的意義如表4所示.因此流量系數可以表示為

表4 各參數選取及其依據

(19)

利用實驗數據求解上式,由此得出了流量系數Cd:

(20)

引入相對誤差、平均誤差、標準誤差的計算公式,以此評估擬合結果的準確性:

(21)

(22)

(23)

式中:ER、EA、ES分別為相對誤差、平均誤差、標準誤差;qm,S為擬合公式預測值;qm,E為實驗值;n為樣本數量.

圖10所示為HP-1高溫熱泵實驗流量與擬合關聯式預測流量的對比結果.以實驗流量作為基準值進行比較,關聯式預測流量值的相對誤差在-7.8%～+7.5%之間,相對誤差較小,通過計算得到的平均誤差和標準誤差分別為0.55%和3.2%.因此,通過冪律擬合的關聯式可以較準確地描述HP-1高溫熱泵電子膨脹閥的流量特性.

圖10 系統流量預測值分布規律

4 結論

以新型環保制冷劑HP-1準二級壓縮高溫熱泵為研究對象,通過模擬仿真與實驗相結合的方法,進行了變工況條件下高溫熱泵系統節流與電子膨脹閥流量特性匹配的研究,得到以下結論:

(1) 閥體結構為橢圓錐形的電子膨脹閥能夠匹配HP-1高溫熱泵在變工況運行下的節流特性,結果顯示:當蒸發溫度在50～90 ℃、冷凝溫度在60～120 ℃范圍變化時,主路電子膨脹閥開度在49.8%～69.8%之間隨進出口壓差的減小而增大、補氣路電子膨脹閥開度在41.5%～56.0%之間隨進出口壓差的增大先減小后增大.兩路閥體的調節區間均保持在1/3～2/3之間,與新型環保制冷劑HP-1匹配特性良好.

(2) HP-1熱泵系統須對電子膨脹閥控制系統進行優化.優化后制冷劑流量的實驗值與理論值的最大誤差為-14.7%,平均誤差為-6.9%.并且排氣溫度平均下降7.4%,改善了系統性能.

(3) 基于實驗數據,通過冪律擬合的方法得出了HP-1高溫熱泵電子膨脹閥流量特性的關聯式,關聯式經實驗驗證,相對誤差在 -7.8%～+7.5%之間,平均誤差為0.55%,能夠準確地預測HP-1在正常工況范圍內電子膨脹閥流量特性.

(4) 相較于利用實驗數據擬合得到的流量系數關聯式,傳統流量系數公式(13)雖可以簡單預估HP-1高溫熱泵電子膨脹閥開度的變化規律,但無法準確預測HP-1高溫系統流量和節流特性.為了精準預測,研究所得到的基于實驗數據擬合的流量系數關聯式具有重要的學術價值.

本文對新型環保制冷劑用高溫熱泵的節流特性和電子膨脹閥的流量匹配特性進行研究,該研究方法同樣適用于其他種類制冷劑節流特性的研究.同時,本研究為高溫熱泵用電子膨脹閥的選型與控制系統的優化提供了良好的研究基礎.