级间喷射膨胀阀开度对双级压缩系统性能影响*

金 旭 蒋 爽 王树刚

(1.东北电力大学能源与动力工程学院；2.大连理工大学建设工程学部)

目前我国北方城镇以大中规模热电联产为主导热源的供热方式已基本形成，但仍存在因无条件接入城市热网而采用效率低且环境污染严重的中小燃煤、燃油和燃气锅炉采暖的现象。同时，大型集中热网供热不仅初投资高(城市热网建设严重滞后于城市化推进速度)，且存在着过量供热、管网损失、空置房间采暖以及难以实现有效行为节能和分户计量等问题[1]。

空气源热泵作为高效、节能和环保的冷热复用设备, 不仅可与大型集中供热系统形成优势互补, 且非常适于我国能源结构特点和居民消费水平[2]。但空气源热泵在低温运行时，将出现压缩比增大、排气温度升高、制热量衰减及制热性能下降等问题[3，4]。针对以上问题，国内外学者提出了多种改善措施[5～9]。其中，具有喷射特征的双级压缩技术可有效地解决空气源低温适应性问题，并呈现出与空气源热泵较好地结合特性[10～14]。然而，目前此类系统尚处于研究试点阶段，在实际运行中存在着控制程序不稳定及压缩机烧毁等问题[15]。

笔者根据中小型空气源热泵系统的压缩机研究进展[16]，搭建由两台R410A转子式压缩机构成的变容量双级压缩系统实验台，研究中间喷射过程对变容量双级压缩系统性能的影响，进而为完善双级压缩技术提出合理的系统控制策略奠定基础。

1 实验装置

图1为变容量双级压缩系统实验装置示意图，主要由制冷剂回路、空气/水换热回路和乙二醇恒温单元3部分组成。

制冷剂回路以R410A为循环工质，低压级压缩机选用直流变频双转子压缩机，高压级压缩机选用定频转子压缩机，蒸发器、冷凝器和级间换热设备均采用波纹板式换热器，各部件的参数如下：

高压级压缩机

类型 定频滚动转子

气缸容积 8.3cm3

低压级压缩机

类型 变频双转子

气缸容积 23.3cm3

电子膨胀阀

电机 四相

全开脉冲数 2 000

阀口径 1.3mm

图1 变容量双级压缩系统实验装置示意图

冷凝器

高度/宽度 304.0 /124.0mm

换热面积 0.03m2

褶皱系数/波纹角 1.183 6/0.959 9rad

片间距/片数 2.0mm /50

蒸发器

高度/宽度 304.0 /124.0mm

换热面积 0.03m2

褶皱系数/波纹角 1.183 6/0.959 9rad

片间距/片数 2.0mm /40

中间换热器

高度/宽度 306.0/106.0mm

换热面积 0.025 5m2

褶皱系数/波纹角 1.183 6/0.959 9rad

片间距/片数 2.0mm /10

系统不同的低、高压缩机输气量比可通过改变低压级压缩机频率实现。对于中间喷射过程，喷射工质和低压级压缩机的排气将在混合腔内完成混合。为了精确控制循环工质流量，中间喷射回路和主循环回路均使用全开脉冲数为2 000的电子膨胀阀进行调节。在水循环回路中有3台标准工况换热能力为5kW的风机盘管且并联连接，通过风机盘管前后截止阀的开关，可选择风机盘管运行的数量。在乙二醇循环回路中存在一个乙二醇恒温箱，主要作用是利用电加热来平衡由系统产生的制冷量，保持乙二醇恒温来模拟室外环境条件。

本实验装置中各测点的温度采用四芯铂电阻进行测量，其精度为±(0.15+0.002|t|)；制冷剂的压力采用电压输出型压力传感器测量(精度为±0.5%FS)；采用科氏质量流量计测量制冷剂质量流量(精度为±0.2%FS)；乙二醇和水的循环流量采用涡轮流量计进行测量(精度为±0.2%)；低高压级压缩机功耗采用智能功率测量仪进行测量，精度为±(0.4%示值+0.1%FS)；所有传感器产生的电信号经过KEITHLEY2700型数据采集仪采集后传送到计算机中进行处理。

基于实验装置实测的温度、压力、水流量和压缩机输入功率数据可以计算系统的制热量Q和制热性能系数COP：

Q=Cwρwqw(Tw,out-Tw,in)

(1)

(2)

式中Cw——水的比热容，kJ/(kg·℃)；

qw——水的循环流量，m3/s；

Tw,in/Tw,out——冷凝器进/出口水的温度，℃；

WL/WH——低/高压压缩机的输入功率，kW(不包含低压压缩机变频器消耗的功率)；

ρw——水的密度，kg/m3。

2 实验结果及分析

为了展开双级压缩系统中间喷射过程及变容量特征的研究，笔者对不同工况条件下系统性能进行了实验测试，具体数据见表1。

表1 测试工况实验数据

实验测试过程中，系统不同的低高压机输气量比通过改变低压级压缩机频率实现。中间喷射工况参数主要通过2#电子膨胀阀(即喷射回路电子膨胀阀)进行调节。冷凝器进出口水温差和蒸发器进出口乙二醇溶液温差均设定为5℃。蒸发器出口过热度设定为2℃，并通过1#电子膨胀阀进行控制。需要指出的是，因电子膨胀阀结构特性的影响，其开度为130p时，膨胀阀刚刚开启，故将2#电子膨胀阀为130p的测试结果近似作为无喷射工况的实验结果。此外，实验测试过程中，中间喷射回路中的2#电子膨胀阀开度从130p开始，逐渐增加(间隔脉冲数为10p)。其极限开度以避免高压级压缩机湿压缩为原则，以中间气体温度等于中间压力所对应的饱和温度时电子膨胀阀开度作为该工况的极限开度。

2.1中间喷射过程对中间压力的影响

图2给出在蒸发温度Te为-20℃，冷凝温度Tc为40℃，高压级压缩机频率fH为50Hz，低压压缩机频率fL分别为30、40、50、60Hz(即低高压机输气量比ε为1.67、2.22、2.78和3.34)时，中间压力随喷射回路膨胀阀开度的变化。

图2 中间压力随喷射膨胀阀开度变化

由图2可见，中间压力随喷射回路膨胀阀开度的增大而逐渐增大，且具有先显著增大后缓慢上升的变化趋势。这是由于随着喷射回路膨胀阀的开度增加，喷射工质流量增加，高压级压缩机的循环工质流量增大。在冷凝压力不变的条件下，根据压缩机结构特性可知，高压级压缩机的吸气工质的比容必然减少。对于本研究系统，高压级吸气比容减少主要是因系统级间压力升高和高压级压缩机吸气过热减小两方面因素。当喷射回路膨胀阀开度较小时，喷射质量流量较小，且由中间换热结构和换热特性可知，喷射工质的比焓较高。此时喷射过程对高压级吸气过热减小的影响较小，为满足高压级压缩机吸气，中间压力将显著升高。当喷射回路膨胀阀开度较大时，喷射工质流量较大且比焓较低，此时喷射过程将大幅度降低高压级压缩机吸气过热，故中间压力的变化不再显著。

从图2还可以看出，中间压力随着低压压缩机频率fL(即低高压机输气量比ε)的增大而升高。这是由于随着fL的增大，低压压缩机和高压压缩机的工质循环流量均会增加，在无中间喷射过程且保持系统运行工况恒定时，根据质量守恒定律，为满足高压级压缩机吸气，中间压力将逐渐升高。此外，随着fL的增大，在中间压力显著变化区内，其随中间喷射回路膨胀阀开度的变化率逐渐减弱。原因是随着fL的增大，中间压力逐渐升高，喷射回路膨胀阀前后压差逐渐减小，在相同的膨胀阀开度下，喷射质量流量将逐渐减少。同时，随fL的增大，低压级压缩机和高压级压缩机的工质循环流量逐渐增加，进而喷射工质占总循环工质的比例减小，即相同喷射回路膨胀阀开度的变化导致高压级压缩机工质循环量的变化率减小。同时，因该区域内喷射工质比焓较大，为保证高压级压缩机吸气量主要通过提高中间压力实现。

为进一步说明中间喷射过程对中间压力的影响，图3给出了低高压级压缩机频率均为50Hz时，在不同蒸发温度Te和冷凝温度Tc下中间压力随喷射回路膨胀阀开度的变化。

a.恒定冷凝温度Tc b.恒定蒸发温度Te

从图3可看出，中间压力随喷射回路膨胀阀开度的变化规律与图2所示基本一致，均具有先迅速增加，后缓慢上升的变化趋势。图3a显示当恒定Tc，且在相同膨胀阀开度下，中间压力随着Te的上升而上升；图3b显示当恒定Te，在相同膨胀阀开度下，中间压力随着Tc的上升而上升。需要指出的是，喷射回路膨胀阀开度较小时，不同Tc的中间压力相差不大，而不同Te的中间压力有较大的区别，。

2.2中间喷射过程对压缩机排气温度的影响

图4a给出了低压级压缩机排气温度随喷射回路膨胀阀开度的变化。随着膨胀阀开度的增加，低压压缩机的排气温度先迅速上升，然后几乎保持不变。此规律是因中间压力随着膨胀阀开度变化所导致的。图4b给出了高压级压缩机排气温度随喷射回路膨胀阀开度的变化。随着膨胀阀开度的增加，高压压缩机排气温度先逐渐下降，当低压压缩机排气温度开始缓慢变化时，高压压缩机排气温度开始迅速下降，直到接近甚至低于低压压缩机的排气温度。这是由于在喷射过程初期，中间压力随着喷射回路膨胀阀开度的增大具有显著增加趋势，这将造成高压级压缩机运行压比减小，导致高压级压缩机排气温度具有略微减少的趋势。然而，随着喷射回路膨胀阀开度继续增大，中间压力将缓慢变化，此时喷射工质流量较大且比焓较低，造成高压级压缩机吸气过热显著减小，进而导致高压级压缩机排气温度显著降低。高压级压缩机排气温度这种迅速变化的特点，可作为喷射回路膨胀阀控制策略的参考。此外，从图4b还可以看出，总体上高压级压缩机的排气温度始终低于80℃，此特征表明具有喷射过程的双级压缩技术非常有利于热泵系统的稳定运行。

a.低压级压缩机 b.高压级压缩机

2.3相对随喷射回路膨胀阀开度的变化

为更好地量化中间喷射过程的喷射工质，并考虑研究的通用性(即相关分析结果可适用于不同容量压缩机构成的双级压缩系统)，笔者将中间喷射工质质量流量(minj，单位kg/s)与经蒸发器的工质质量循环流量(meva，单位kg/s)的比值定义为相对喷射量mrat，其表达式为：

(3)

图5为相对喷射量随喷射回路膨胀阀开度的变化趋势，可以看出，相对喷射量与喷射回路膨胀阀的开度之间呈近似线性关系。根据式(3)可知，相对喷射量与喷射工质循环量和经蒸发器的工质循环量(即经低压级压缩机工质循环量)有关，而喷射工质循环量主要取决于膨胀阀的开度和膨胀阀两端压差。尽管在喷射过程初期，中间压力发生显著变化，但中间压力对喷射工质质量

流量和低压级压缩机工质质量流量影响趋势相同(即中间压力升高，喷射工质质量流量和低压级压缩机工质质量流量均具有相对减小的趋势)。此外，随着喷射回路膨胀阀开度的继续增大，中间压力缓慢变化，此时经低压级压缩机的工质循环量几乎不变，且喷射回路工质循环量仅取决于膨胀阀开度。故相对喷射量与喷射膨胀阀开度之间呈近似线性关系。从图5还可看出，低压级压缩机的频率fL越高，相对喷射量随喷射回路膨胀阀开度的变化率越小(即在相同的喷射回路膨胀阀开度下，fL越高，相对喷射量越小)，这是因为随着fL的增加，低压级压缩机的工质循环量将增大且中间压力将升高，而喷射工质质量流量却因中间压力的升高而减少，最终导致相对喷射量减小。

图5 相对喷射量随喷射膨胀阀开度的变化

2.4中间喷射过程对系统制热量和制热COP的影响

图6给出在蒸发温度Te为-20℃，冷凝温度Tc为40℃，高压级压缩机频率fH为50Hz，低压压缩机频率fL分别为30、40、50、60Hz时，系统制热量Q和制热COP随喷射回路膨胀阀开度的变化。由图6a可知，在不同的fL下，随着喷射回路膨胀阀开度的增加，系统制热量均先上升，然后有轻微下降的趋势，且近似呈线性关系：

a.制热量 b.制热COP

Qmax(fL)=0.0694×fL+0.0445

(4)

通过调节fL可有效改变双级压缩系统的制热量。相对于fL，中间喷射过程对系统制热量的影响并不是很显著。并且随着fL增大，中间喷射过程对系统制热量的影响逐渐减弱，系统制热量随喷射回路膨胀阀开度变化率逐渐减小。

如图6b所示，系统制热COP随喷射回路膨胀阀开度的增加，具有先增大后减小的变化趋势。同时，随着fL的增大，喷射过程对系统制热COP的提升作用逐渐减弱，且在上升区域内COP随喷射回路膨胀阀开度变化率逐渐减小。此外，喷射

过程的系统最大制热COP，随着fL的增大将先增大后减小。该变化是由于在此蒸发和冷凝运行工况下，fL由30Hz上升为50Hz，系统中间压力逐渐上升，低高压级两台压缩机的运行压比逐渐趋于相等，进而系统制热COP逐渐上升；但当fL为60Hz，中间压力继续升高，造成低高压级压缩机运行工况恶化，导致系统制热COP下降。

图7给出在低高压级压缩机频率均为50 Hz、冷凝温度40℃、在不同蒸发温度Te下，制热量和制热COP随着喷射回路膨胀阀开度的变化。与图6的变化趋势类似，制热量和制热COP均随着喷射回路膨胀阀开度的增加，具有先增大而后轻微降低的变化趋势。同时，在制热量和制热COP随中间喷射过程增大区域内，Te越高，中间喷射过程的提升作用越小，且制热量和制热COP随喷射回路膨胀阀开度的变化率越小。

a.制热量 b.制热COP

图8给出在低高压级压缩机频率均为50 Hz、蒸发温度-20℃、在不同冷凝温度Tc下，制热量和制热COP随着喷射回路膨胀阀开度的变化。由图8可知，随着Tc的升高，具有喷射过程的系统最大制热量和最大制热COP均具有降低的变化趋势。此外，Tc变化时，喷射过程产生的制热量最大增量值几乎不变，但随着Tc的升高，喷射过程对制热COP的提升作用将逐渐减弱。

3 结论

3.1中间压力随喷射回路膨胀阀开度的增大，具有先显著增大后缓慢上升的变化趋势；并且中间压力在显著变化区内，随喷射回路膨胀阀开度变化率约为在缓慢变化区内变化率的6倍；同时，随着fL的增大，在中间压力显著变化区内，中间压力随中间喷射回路膨胀阀的开度的变化率逐渐减弱。

a.制热量 b.制热COP

3.2喷射回路膨胀阀开度逐渐加大，低压级压缩机排气温度具有先迅速上升后保持不变的变化趋势；而高压级压缩机排气温度具有先缓慢下降后快速降低的变化趋势，极限时高压机排气温度低于低压机排气温度；在测试中，蒸发和冷凝温度分别为-20℃和40℃时，最高排气温度低于80℃。

3.3系统制热量和制热COP随喷射回路膨胀阀开度的增加，均具有先上升后轻微下降的变化趋势。并且在制热量和制热COP上升区域内，随着fL增大，中间喷射过程对系统制热量和制热COP提升效果逐渐减弱，系统制热量和制热COP随喷射回路膨胀阀开度的变化率逐渐减小。

3.4随着Te的升高，中间喷射过程对制热量和制热COP的提升效果逐渐减弱，且制热量和制热COP随喷射回路膨胀阀开度的变化率变小；随着Tc的升高，喷射过程产生的制热量最大增量值几乎不变，但喷射过程对制热COP的提升作用逐渐减弱。

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