单缸补气转子式压缩机在热泵系统中制热性能

孙晋飞，朱冬生，尹应德，李修真，涂爱民



单缸补气转子式压缩机在热泵系统中制热性能

孙晋飞1,2,3,4，朱冬生1,2,3，尹应德1,2,3，李修真1,2,3,4，涂爱民1,2,3

（1中国科学院广州能源研究所，广东广州 510640；2中国科学院可再生能源重点实验室，广东广州 510640；3广东省新能源和可再生能源研究开发与应用重点实验室，广东广州 510640；4中国科学院大学，北京 100049）

利用中间补气技术将单缸滚动转子式压缩机应用于空气源热泵系统中，系统地研究以R410A为冷媒的热泵系统在变频、变补气压力工况下制热性能的变化规律。实验结果表明：中间补气系统的制热量及系统功率均随着压缩机频率、中间补气压力inj的增加呈上升趋势，同频率下系统功率则以线性方式增长，而系统制热量随着补气压力及频率的增大，其相对增长率逐渐减小。因此COPh在低频时存在最佳补气压力，而在高频时无极值点；与单级压缩系统相比，在800～1200 kPa、50～80 Hz范围内，中间补气系统的制热量、功率、COPh最大提升分别为27.55%、30.75%、7.1%。随着频率及补气压力的增加，系统COPh下降，因此中间补气技术应与合理的控制策略相结合，可使中间补气系统达到节能高效的目的。

空气源热泵；补气；单缸滚动转子式压缩机；制热性能；变频；补气压力

引 言

空气能热泵是以空气中热能作为低温热源，用电能驱动逆卡诺循环，将热量移入建筑物内部的节能设备；能以较少的输入能，大量利用低品位的空气能，较好满足了寒冷地区冬季采暖的需求；具有操作简便、能效高、环保节能等优点[1-2]。随着化石资源的减少、环境污染的加重，空气能作为存在范围广、储量大、可无偿获取的清洁能源，在世界范围内得到深入的研究及应用。然而若传统的单级压缩系统不做任何改进就推广到黄河流域、华北、西北等地区，将无法在冬季长期安全、可靠、经济地运行[3]，主要表现在：随着室外温度的下降，加大了热泵设备制热量减小与建筑物热负荷增大之间的矛盾，同时压缩机压缩比增大、蒸发温度的降低、节流原件不匹配[4]等，压缩机的运转严重偏离正常过程，存在能效低、设备损坏严重等问题。为克服低温环境下制热能力显著下降的难题，国内外学者提出了各种解决方案：中间补气（喷气增焓）技术、复叠式循环系统、应用电子膨胀阀节流、利用变频技术增加制冷剂循环量、加装辅助热源提升蒸发器温度及压力等措施，其中中间补气技术是热泵低温环境利用的一种有效措施。

中间补气技术起初主要应用于涡旋压缩机[5-6]，式（1）[7]所建立的数学模型揭示了压缩机应对液击风险的能力，相关因子变化规律如表1所示，由于涡旋压缩机曲柄转角大于滚动转子式压缩机，故涡旋压缩机以其优异的抗液击能力（d/d减小速率慢）得到了广泛的研究。国内外大量研究表明，在一定工况范围内，系统制热能力、COPh均有所提高[8-17]，排气温度有所下降[18]，能满足低温环境下建筑物热负荷的要求。

表1 相关因子变化规律

然而涡旋压缩机在变工况条件下运行容易出现过压缩、欠压缩等现象[19-20]，设备运行效率低，且制作成本高，因此将中间补气技术与低成本的滚动转子式压缩相结合也可实现中间补气的准二级压缩过程并克服上述问题的出现。补气型滚动转子式压缩机主要包括单机单缸和单机双缸两种形式。单机双缸补气滚动转子式压缩机包含高、低压气缸及混合室，低压缸的排气与中间补气混合后经高压缸压缩排至冷凝器，完成单机二级压缩过程。针对其研究，Heo等[21-24]研究了闪蒸器补气过程中高低压缸比例、压缩机频率、环境温度对系统性能的影响，并提出了过冷器系统运行时的最佳补气比例；马敏等[25]通过变工况下的对比实验发现单机双缸补气压缩机与涡旋补气压缩机制热量相当，但性能略高；Heo等[21]、Baek等[26]、Wang等[27]在不同工况下对比分析得出闪蒸器补气系统性能优于过冷器系统。

目前国内外针对单机单缸补气滚动转子式压缩机的研究较少，晏刚等[28]将单机单缸滚动转子式压缩机应用于热泵系统，并与单级压缩系统相对比，在室外温度高于−15℃时，不同工况下系统制热量均提高12%以上，APF值提高4.62%；贾庆磊等[29]通过对比实验发现，与单机双缸系统相比，当室外温度高于−15℃时，单机单缸系统制热量与COPh分别提升约2.29%、1.94%；当室外温度低于−15℃时，单机双缸系统制热量与COPh则分别高于单机单缸系统4.5%、9.42%。然而在变工况下频率、补气压力inj对单机单缸滚动转子式压缩机系统制热特性的影响方面，研究报道很少。

本研究采用固定实验环境温度，改变压缩机频率及补气压力的实验方法，以R410A+闪蒸器+变频单机单缸补气滚动转子式压缩机的热泵系统为研究对象进行实验研究，分析压缩机频率及补气压力inj对系统制热性能的影响规律，并与单级压缩系统进行对比，以期为中间补气系统控制策略的进一步优化提供指导。

1 单级单缸补气滚动转子式压缩机

单机单缸补气滚动转子式压缩机在原有压缩机排气口附近增加了补气口，并安装舌簧阀。压缩机工作过程如图1所示，分为4个阶段：

（1）转子与缸内壁啮合点处于吸气口和排气口之间时，压缩机处于吸气阶段[图1(a)]，此阶段由于吸气口未设置止回阀，中间补气会导致一定冷媒回流至吸气储液器内；

（2）当啮合点越过吸气口时，由于中间补气压力大于压缩机工作腔内压力，压缩机开始有效补气，随着啮合点的移动，工作腔体积减小、压力增大，直至腔内压力接近中间补气压力时，补气口舌簧阀关闭，补气过程结束[图1(b)前期压缩过程]；

（3）补气过程结束后，封闭工作腔内制冷剂压力较低，随着压缩过程进行，压力逐渐升高至排气压力，此时排气阀打开，完成压缩过程[图1(b)后期压缩过程]；

（4）随着啮合点向排气口移动，高压制冷剂的排出与工作腔体积的减小相互作用，工作腔内制冷剂压力基本保持不变，直至排气结束[图1(c)]。

从以上工作过程可以看出：与补气涡旋压缩机、单机双缸补气滚动转子式压缩机相比较，单机单缸补气滚动转子式压缩机在吸气结束后立即开始有效补气过程，在同等补气量的前提下，单缸补气滚动转子式压缩机的补气压力较低，同时闪蒸器分离出来的饱和液体冷媒焓值相对降低，蒸发器进出口制冷剂焓差增大，可有效提升蒸发器换热性能。

2 实验装置与测试工况

2.1 实验装置

实验在国家认证的标准焓差实验室内进行，测试系统如图2所示，其工作原理如图3所示，测试机组采用直流变频单机单缸补气滚动转子式压缩机，理论排量为10.8 cm³·rev−1；系统上下游节流装置均采用电子膨胀阀独立控制，上游电子膨胀阀（EEV1）主要控制中间补气压力（inj），而下游电子膨胀阀（EEV2）主要控制压缩机吸气口冷媒蒸气过热度；系统中间喷射管路上增加截止阀，便于从中间补气系统（截止阀打开）切换至单级压缩系统（截止阀关闭）；系统各主要测量点均设置视液镜便于观察冷媒的流态；系统两级节流装置前均设置流量计，以便测量中间补气比例及补气量；利用焓差实验室的风量、温湿度、功率等测量设备计算系统的制热量h、COPh及功率等参数。

2.2 测试工况

实验条件及方法：测量工质为R410A，当焓差室工况（表2）稳定后，在保证压缩机吸气口冷媒蒸气过热度（3～5 K）前提下，调节中间补气压力，测量各压缩机频率（50、60、70、80、90 Hz）状态下机组制热性能，补气管路截止阀关闭后形成单级压缩系统，并进行相应的对比实验。

表2 实验测试工况

为了减少测量误差，提高测量数据的精度和可靠性，对T型热电偶（精度±0.5℃）、流量计（精度±0.5%）、压力传感器（精度±0.2%FS）、风量压差传感器（精度±0.5%FS）、功率表（精度±0.2%）等均进行了标定，通过对制热量h、COPh及功率、制冷剂循环量（主、辅路）等基本实验数据进行误差分析，结果表明本实验台测试系统具有较高的精度，可满足实验要求。

2.3 数据分析方法

以能量守恒及质量守恒定律对测试系统进行热力学分析（参照图3），其主要性能及参数描述如下。

制热量

系统总的质量流量

(3)

系统功率

制热能效比

(5)

补气管路冷媒流量

补气质量比例

(7)

3 结果与讨论

图4为机组制热量随压缩机频率、中间补气压力变化的规律，从曲线的变化趋势可以看出随着补气压力及压缩机频率的增加，系统制热量逐渐增加，但其相对增长率逐渐减小。相对于单级压缩系统，中间补气系统的制热量均有较大幅度的提升，且提升幅度随着频率的减小呈增大趋势，测定范围内制热量增幅在11.89%～27.55%。随着中间补气压力的增加，同频率下中间补气系统制热量整体呈上升趋势，且高频时增长幅度更为明显，在中间补气压力由900 kPa升至1400 kPa时，中间补气系统的制热量90 Hz时增加约230 W，而70 Hz时仅增加约145 W。中间补气系统制热量增加的原因可以归纳为以下3个方面。

（1）系统总的冷媒质量流量增加：当中间补气管路打开后，部分制冷剂蒸气直接喷入压缩机内部，增加了冷媒流量。

（2）蒸发器进出口冷媒焓差增大且吸热量增加：蒸发器入口干度的减小，总换热面积固定的蒸发器进出口焓差增加，有效增加了换热器内的相变换热面积，提高换热效率，在保证压缩机吸气口冷媒蒸气热度的前提下，系统从低温环境中吸热量增加。

（3）压缩机功率增大：冷凝压力增加，系统压缩比增大，压缩机轴功增大，进一步促进了系统制热量的提高。

从图中可以发现50 Hz最后1个测量点的系统制热量较其邻近低补气压力测量点的制热量下降了约100 W，其原因分析为：与其邻近低补气压力测量点相比较，该测量点排气温度降低、排气压力减小、冷凝器出口状态参数相似，该测量点系统总的质量流量增加，但冷凝器进出口焓差减小较大，最终导致系统制热量略有下降。

低温工况制热时，中间补气系统的功率随补气压力、压缩机频率的变化规律如图5所示，在中间补气压力自800 kPa递增至1200 kPa左右时，50～80 Hz范围内实验测试得出各频率下系统功率变化趋势相似，均呈现增长趋势，随着补气压力升高，同频率下功率以线性方式增长，最大增长率为80 Hz时的16.77%（增加值约200 W）；相对于单级压缩系统，不同频率的中间补气系统功率均有一定的提高，且增长率随着频率的增大而减小，上述限定范围内系统功率增幅在13.23%～30.75%。当补气压力在850 kPa左右时，中间补气系统较单级压缩系统功率增长最大值为50 Hz的18.47%，最小值为80 Hz的13.23%（90 Hz无相应测量点）。该系统功率变化规律产生的主要原因分析如下：①随着压缩机频率的升高，压缩机吸气压力及温度基本保持不变，当压缩机转速增大，单位时间内排气量（质量流量）增加，系统压缩比增大，从而压缩机轴功率随频率的增大而增加；②同一频率下，中间补气系统随着中间补气压力的增加，冷媒循环总流量增加，压缩机压缩比基本保持不变，因此系统功率随着补气压力的增加呈增长趋势。

变频工况条件下系统COPh随着中间补气压力的变化如图6所示，在低频时，中间补气系统的能效比COPh随着补气压力的增大，先升高而后降低，其原因为：当补气压力较低时，系统的制热量增加速度大于压缩机功率升高的速度，因此前期COPh呈上升趋势；随着补气压力的增大，压缩机排气压力下降，系统制热量增长趋势减缓，压缩机轴功率却依然维持较大的增长速率，故而后期COPh呈下降趋势。当频率升高到70 Hz以上时，随着中间补气压力的增加，中间补气管路内含液量增多，压缩机工作腔内冷媒的闪蒸导致系统压力增加速度加快、补气过程时间缩短，最终补气质量比例的降低导致系统的制热量增长速度低于压缩机功率的增长速度，故而COPh随着中间补气压力的增加而逐渐降低。与单级压缩系统相比，中间补气系统在50～80 Hz测量范围内最大COPh值均有一定程度的提升，50 Hz时系统COPh最大升高7.1%，60 Hz时系统COPh最大升高4.13%，且随着补气压力的进一步增加，系统COPh逐渐衰减，当补气压力升高到一定数值时，中间补气系统COPh将低于单级压缩系统COPh；随着频率的升高，中间补气系统的COPh比单级压缩系统COPh衰减速度快，当频率从50 Hz提升至80 Hz，补气压力在850 kPa左右时中间补气系统COPh降低16.8%，而单级压缩系统COPh仅衰减13.4%，因此，当频率高于90 Hz时，中间补气系统的COPh处于劣势。

4 结 论

将带有中间补气的单机单缸滚动转子式压缩机应用于变工况空气能热泵机组，利用数据采集系统在标准焓差室内实验研究压缩机频率及中间补气压力对系统制热性能的影响及其变化规律，经分析可得以下结论：

（1）中间补气系统的制热量及系统功率均随着压缩机频率、中间补气压力的增加呈上升趋势，系统COPh在低频时存在最佳补气压力，而在高频时无极值点，当系统频率升高或补气压力大于极值点时，系统COPh呈现随中间补气压力的增大而逐渐下降的趋势；

（2）与单级压缩系统相比较，在800～1200 kPa、50～80 Hz范围内，中间补气系统的制热量最大提升27.55%、系统功率最大提升30.75%，证明了中间补气技术可有效解决低温环境中因应用普通风冷热泵而供热量不足的问题；

（3）与单级压缩系统相比较，系统能效比COPh在低频时最大提升7.1%，随着频率及补气压力的增加，其提升比例逐渐下降，当达到某一高频或高补气压力条件下，中间补气系统COPh值将低于单级压缩系统，因此需通过合理的控制策略限定补气压力及频率范围，才能保证中间补气系统在满足热负荷需求的同时，仍能高效的运行。

符 号 说 明

COP——能效比 EEV——电子膨胀阀 h——状态点焓值，kJ·kg−1 m——压缩机工作腔内制冷剂质量，kg ——制冷剂质量流量，kg·s−1 p——压力，kPa R——补气比例 T——温度，K V——压缩机瞬时工作腔体积，m3 v——制冷剂比容，m3·kg−1 W——系统功率，W x——制冷剂干度 a——曲柄转角，rad 下角标 air——循环空气 c——压缩机工作腔 com——压缩机 DB——干球温度 ex——其他电路 fan——机组风机 g——饱和蒸气 h——制热工况 in——空气入口处 int——中间补气 l——饱和液体 m——制冷剂质量 out——空气出口处 to——系统总量 WB——湿球温度

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Heating performance of single cylinder vapor injection rotary compressor applying in air-source heat pump system

SUN Jinfei1,2,3,4, ZHU Dongsheng1,2,3, YIN Yingde1,2,3,LI Xiuzhen1,2,3,4,TU Aimin1,2,3

(1Guangzhou Institute of Energy Conversion, Chinese Academy of Sciences, Guangzhou 510640, Guangdong, China;2CAS Key Laboratory of Renewable Energy, Guangzhou 510640, Guangdong, China;3Guangdong Provincial Key Laboratory of New and Renewable Energy Research and Development, Guangzhou 510640, Guangdong, China;4University of Chinese Academy of Sciences, Beijing 100049, China)

A novel single cylinder rotary compressor, which was increased a vapor injection hole near the discharge port, was adopted to improve the heating performance of a flash tank vapor injection air-source heat pump (FTHP) system at low ambient temperature. The effects of compressor frequencyand injection pressureinjon system performances of a R410A FTHP system were measured and investigated systematically. The results showed that both heating capacity and power consuming of the FTHP system increased with increasing the compressor frequency and injection pressure. The FTHP system power consuming at fixed frequency increased linearly with increasing injection pressure. The increasing rate of FTHP system heating capacity declined as the frequency and injection pressure increased. Therefore, the heating COPhhad a peak value at certain injection pressure when the frequency was low. After the peak point or at high frequency, the heating COPhdecreased as the frequency and injection pressure increased. In the range of 800 kPa to 1200 kPa and 50 Hz to 80 Hz, the maximum improvement of the FTHP heating capacity, power consuming, and COPhwere 27.55%, 30.75% and 7.1%, respectively, compared to the single stage compression system. In order to make the FTHP system efficiently, the control strategy must be optimized to keep the system operated at the optimum injection pressure and frequency.

air-source heat pump; vapor injection; single cylinder rotary compressor; heating performance; variable frequency; injection pressure

10.11949/j.issn.0438-1157.20170171

TB 61+5

A

0438—1157（2017）09—3551—07

2017-02-22收到初稿，2017-06-09收到修改稿。

朱冬生。

孙晋飞（1984—），男，博士研究生。

中国南方智谷引进创新团队（顺府办函[2014]365号）；广东省中国科学院全面战略合作专项项目（2013B091500042）；2017年广州市产学研协同创新重大专项项目（201604016048，201604016069）。

2017-02-22.

Prof. ZHU Dongsheng, zhuds@ms.giec.ac.cn

supported by the South Wisdom Valley Innovative Research Team Program (Shunde District of Foshan City Government Office [2014] No.365), the Chinese Academy of Sciences Comprehensive Strategic Cooperation Program of Guangdong Provincial (2013B091500042) and the 2017 Guangzhou Collaborative Innovation Major Projects (201604016048, 201604016069).