带闪蒸器补气的R134a准二级压缩制冷/热泵系统实验研究

柴玉鹏 马国远 许树学 丁若晨 俞丽华

(1北京工业大学环境与能源工程学院 北京 100124；2 中国计量科学研究院 北京 100013)

带闪蒸器补气的R134a准二级压缩制冷/热泵系统实验研究

柴玉鹏1马国远1许树学1丁若晨1俞丽华2

(1北京工业大学环境与能源工程学院 北京 100124；2 中国计量科学研究院 北京 100013)

为增加空气源热泵运行的稳定性及提高其性能系数，本文提出了以R134a为工质的涡旋压缩机闪蒸器补气制冷/热泵系统。搭建了实验台对压缩机排气温度、功耗、制冷量、制热量及制冷、制热性能系数进行研究。结果表明：当冷凝温度为45 ℃，蒸发温度为-20～0 ℃时，与采用相同工质的单级系统相比，补气系统的排气温度降低了6.2 ℃，功耗增加1.4%～2.8%，制冷量和制冷COPc分别提高19.8%和17.6%，制热量和制热COPh分别提高15.3%和13.2%。

R134a；补气；制热性能；COP

近年来，我国北方地区出现了不同程度的雾霾天气，尤其是京津冀地区最为严重，能源结构转型迫在眉睫。空气源热泵作为有潜力的，环保节能的产品，需求量逐年增长。尤其在CO2减排协议、常规能源日渐紧张、大力倡导生态环保等外界环境的压力下，从燃料切换到空气源制冷/热泵产品为主流趋势，特别是目前城镇化进度迅猛，而城市集中供暖发展短时间内跟不上的现状，给热泵特别是中低温热泵采暖快速发展提供了良好的条件。

目前，国内主要使用的传统型压缩机在低温制热、高温制冷情况下，压缩机的排气温度和排气压力非常高，甚至出现压缩机过热/过压停机保护，低温制热时，压缩机的吸气量不足，导致压缩机的压缩比严重超标。长时间在此工况下运行，压缩机的可靠性和寿命将大幅下降。为解决这一问题，国内外目前普遍采用的方法有两种：一种是复叠式[1-3]，此方法多用于深冷及中低温领域，并且由于此方法存在两套系统间热量多次传递，系统和控制都比较复杂，效率也相对较低；另一种是压缩机中间补气方式，低温制热时可以降低压缩比，从而降低压缩机排气温度，增加压缩机排气量，减少热泵机组在低温下制热衰减量。第二种方式相对简单，国内外对补气技术的研究也较为成熟，孙超等[4]已经把此方法应用于螺杆压缩机的研究，胡文举等[5]也将闪发蒸气冷却技术应用于高温空调器的研究，本实验室[6-8]运用补气技术在提升空气源热泵性能上也做了大量研究。国内外学者对R134a的研究领域主要为：管内流动沸腾换热[9-11]，热泵热水器的系统性能[12-13]，太阳能喷射制冷系统性能[14]，以及含有R134a混合制冷剂的制冷系统性能及混合物的热物性参数[15-19]，而有关R134a在准二级压缩补气方面的报道相对较少。因此，本实验采用滚动涡旋压缩机和闪蒸器的系统对R134a工质在冷凝温度为45 ℃，蒸发温度分别为-20 ℃、-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃的中低温工况下，对其进行制冷、制热性能的实验研究，为样机的开发提供借鉴。

1 系统原理

带闪蒸器补气的制冷/热泵系统原理如图1所示。其工作过程如下：压缩机排出的高温、高压制冷剂气体，经管壳式水冷冷凝器将热量传递给水后变为制冷剂液体，升温后的水可用于采暖或作为生活热水使用。从冷凝器出来的高压制冷剂，经一级节流阀节流到两相状态进入闪蒸器。在闪蒸器中气液分离，处于上部的闪发蒸气通过补气管路上的节流阀节流后进入压缩机腔内；上部蒸气的不断闪发，导致闪蒸器中下部制冷剂液体焓值降低，低焓值的制冷剂液体经二级节流阀节流到蒸发压力后再进入蒸发器，此回路称为主回路。在蒸发器内，主回路的制冷剂吸收低温环境中的热量后蒸发变为低压制冷剂气体，然后被压缩机吸入，主回路和补气辅路的制冷剂在压缩机腔内混合，再由压缩机压缩至冷凝压力排出，构成了一个封闭的工作循环。由图1的p-h图可以看出，整个压缩过程的后半段，即补气后的压缩2′-3过程，明显靠近p-h饱和线，并使压缩结束时的3′点向内移动至3点。

图1 闪蒸器系统Fig.1 Flash-tank system

2 实验过程

采用第二制冷剂量热器法对系统进行实验研究，原理如图2所示。该原型机具有以下几个特点：

1)用两个手动膨胀阀分别调节主回路的蒸发压力和补气压力。

2)工作模式切换简单。关闭补气辅助回路的手阀，原型机按照不补气的方式运行；全开主路的一个手动膨胀阀，原型机按普通单级节流的方式工作。

为了更好的评价系统的性能，本实验对其主要部位的温度传感器、压力传感器及冷却水流量计、压缩机功率计、量热器功率计等仪表进行了标定，主要测量仪器见表1。测量参数的实验数值由数据采集器采集并通过电脑显示。数据采集器的信号转换电流范围为0～100 mA，精度为±(0.03%读数+0.000 5 mA)。

表1 主要实验仪器

图2 带补气的R134a热泵系统实验装置Fig.2 Test system of R134a vapor injection heat pump

对机组的运行性能进行测试时需直接测量的量的参数包括：吸气温度及压力、排气温度及压力、冷凝器进出口温度及压力、冷却水进出口温度、冷却水流量、过冷温度及压力、补气温度及压力、压缩机功率、量热器出口温度及出口压力、量热器功率。通过PID控制仪表进行控制，并保证各参数值恒定，测试数据由数据采集器进行采集。需间接测量的量为：冷却水进出口温差Δt、制热量Qh、制热COPh、制冷COPc。

冷却水进出口温差为：

Δt=tm,out-tm,in

(1)

式中：tm,in为冷却水进口平均温度，℃；tm,out为冷却水出口平均温度，℃。

制热量计算公式为：

Qh=cmΔt=cρvΔt

(2)

式中：c为水的比热容，kJ/(kg·℃)；ρ为水的密度，kg/m3；v为水单位时间内的体积流量，m3/s。

制热COPh计算公式为：

(3)

式中：W为压缩机功率，kW。

制冷COPc计算公式为：

(4)

式中：Qc为制冷量，即量热器的功率，kW。

每一项实验都存在一定程度的误差，本文采用标准不确定度的B类评定方法[20]，经计算可知制热量及性能系数COP的最大误差分别为3.1%、1.4%。实验工况为：冷凝温度45 ℃，蒸发温度-20～0 ℃，吸气过热度7 ℃，过冷度5 ℃，对单级系统及补气系统进行测试。

3 实验结果与分析

图3所示为压缩机的排气温度随蒸发温度的变化曲线。由图3可知，在低温工况下，压缩机的排气温度随着蒸发温度的降低逐渐升高，并且在各相同参数点处，不补气排气温度大于补气排气温度。蒸发温度较高时，两种情况下的排气温度相差不大，当蒸发温度逐渐降低时，两种情况下的排气温度差值逐渐增大，尤其在-20 ℃蒸发温度时，两者的差值最大，而此时不补气系统的排气温度为99.5 ℃，带补气系统的排气温度为93.3 ℃，相比降低6.2 ℃。

补气系统压缩机排气温度较低的原因是补气系统压缩机腔的吸气是由低温闪蒸器补气与压缩机吸气组成，导致压缩机总的吸气温度低于不补气时吸气的温度，造成补气系统压缩机的排气温度低于不补气时压缩机的排气温度。

图4所示为制冷/热泵实验系统压缩机功耗随蒸发温度的变化曲线。由图4可知，在低温工况下，压缩机的消耗功率随着蒸发温度的升高逐渐增大。虽然在各相同参数点处补气时压缩机消耗功率大于不补气时压缩机的消耗功率，但前者仅比后者大1.4%～2.8%。

补气系统压缩机消耗功率较大的原因是补气系统压缩机的吸气量由闪蒸器补气量与压缩机低压腔的排气量构成，导致压缩机吸气量大于不补气时压缩机高压腔吸气量，造成补气系统压缩机的排气量大于不补气时压缩机的排气量。

图3 排气温度随蒸发温度的变化Fig.3 The variation of discharge temperature with evaporating temperature

图4 压缩机功率随蒸发温度的变化Fig.4 The variation of power input with evaporating temperature

图5～图6所示为制冷/热泵实验系统的制冷量和制冷COPc随蒸发温度的变化曲线。由图5～图6可知，在低温工况下，随着蒸发温度的逐渐升高，制冷/热泵系统的制冷量和制冷COPc逐渐增大。在各相同参数点处补气时，制冷/热泵系统的制冷量和制冷COPc均大于不补气时制冷/热泵系统的制冷量和制冷COPc，蒸发温度越低，两者的制冷量和制冷COPc相差越大，前者的制冷量比后者大3.9%～19.8%，前者的制冷COPc比后者大2.5%～17.6%。

带补气的制冷/热泵系统制冷量较大是由于制冷剂经过闪蒸器时，有较少部分制冷剂闪发为蒸气，进一步冷却未蒸发的制冷剂，增大主路制冷剂的过冷度，从而增大流经蒸发器的制冷剂与环境的换热温差，增大制冷量。由图4、图5可知，带补气的制冷/热泵系统的制冷量增加的变化率大于其对应的压缩机功率增加变化率，产生补气提升制冷COPc的良好效果。

图5 制冷量随蒸发温度的变化Fig.5 The variation of cooling capacity with evaporating temperature

图6 制冷COPc随蒸发温度的变化Fig.6 The variation of COPc with evaporating temperature

图7～图8分别为制冷/热泵实验系统的制热量和制热COPh随蒸发温度的变化曲线。由图7～图8可知，在低温工况下，随着蒸发温度的逐渐升高，制冷/热泵系统的制热量和制热COPh逐渐增大。在各相同参数点处补气时制冷/热泵系统的制热量和制热COPh均大于不补气时制冷/热泵系统的制热量和制热COPh。蒸发温度越低，两者的制热量和制热COPh相差越大，前者的制热量比后者大1.7%～15.3%，前者的制热COPh比后者大0.3%～13.2%。

带补气的制冷/热泵系统制热量较大的原因是补气系统压缩机腔的吸气量由闪蒸器补气量与压缩机低压腔的排气量构成，导致压缩机高压腔吸气量大于不补气时压缩机高压腔吸气量，造成补气系统压缩机的排气量大于不补气时压缩机的排气量。压缩机排气量增大，增大了流经冷凝器时的制冷剂流量，从而增大制冷/热泵系统的制热量。由图4、图7可知，带补气的制冷/热泵系统的制热量增加的变化率大于与其对应的压缩机功率增加的变化率，产生补气提高制热COPh的良好效果。

图7 制热量随蒸发温度的变化Fig.7 The variation of heating capacity with evaporating temperature

图8 制热COPh随蒸发温度的变化Fig.8 The variation of COPh with evaporating temperature

4 结论

本文通过对带闪蒸器补气的R134a制冷/热泵系统在中低温工况下进行实验性能测试，研究此系统的制冷、制热性能，得到如下结论：

1)随着蒸发温度的逐渐降低，压缩机的排气温度逐渐升高，在-20 ℃蒸发温度时，补气时比不带补气时的系统排气温度降低6.2 ℃。说明低温工况下，准二级压缩补气技术可以提高压缩机的可靠性，并延长压缩机的使用寿命。

2)随着蒸发温度的升高，压缩机的消耗功率逐渐增大。补气时压缩机消耗功率比不补气时压缩机的消耗功率高约1.4%～2.8%。

3)随着蒸发温度的逐渐升高，制冷/热泵系统的制冷量、制冷COPc及制热量、制热COPh均逐渐增大。在-20 ℃蒸发温度时，补气制冷/热泵系统的制冷量和制冷COPc比不补气制冷/热泵系统的制冷量和制冷COPc分别高19.8%和17.6%，制热量和制热COPh分别高出15.3%和13.2%。

本文受北京市自然科学基金(3154032)项目资助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Beijing (No. 3154032).)

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About the corresponding author

Xu Shuxue, male, research assistant, graduates superviser, Lab of Refrigeration, Beijing University of Technology, +86 10-67391613, E-mail: xsx@bjut.edu.cn. Research fields: heat pump and its application, natural refrigerants, testing technology for refrigeration system.

Experimental Research on Quasi Two-stage Compression Heat Pump with Flash Tank Vapor-injection Using R134a

Chai Yupeng1Ma Guoyuan1Xu Shuxue1Ding Ruochen1Yu Lihua2

(1.College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing, 100124, China; 2.National Institute of Metrology, Beijing, 100013, China)

In order to improve the stability and coefficient of performance of the air source heat pump, a scroll compressor refrigeration/heat pump system with flash tank was proposed using R134a, and the experiment platform was built. The compressor′s discharge temperature, power input, cooling capacity, heating capacity, coefficient of performances of the refrigeration/heat pump system were studied. Results showed that, under the condition of condensing temperature 45 ℃ and evaporating temperature from -20 ℃ to 0 ℃, the discharge temperature of the vapor injection system was 6.2 ℃ lower than that of the single stage compression system, power input increased only 1.4% to 2.8%, the cooling capacity and cooling COPcare 19.8% and 17.6% higher than that of the single stage system, the heating capacity and heating COPhare 15.3% and 13.2% higher, respectively.

R134a; vapor injection; heating performance; COP

0253- 4339(2017) 02- 0011- 06

10.3969/j.issn.0253- 4339.2017.02.011

2016年7月6日

TB61+2；TQ051.5

A

许树学，男，助理研究员，硕士生导师，北京工业大学制冷实验室，(010)67391613，E-mail: xsx@bjut.edu.cn。研究方向：热泵技术及其应用，自然工质，制冷系统测试技术。