耦合喷气增焓空气源热泵的除霜优点分析

郭春雷

（山东中烟工业有限责任公司济南卷烟厂，山东 济南 250104）

为了解决低温及高湿环境下空气源热泵系统除霜过程能耗高且压缩机易吸汽带液、排气温度过高、压缩机容积效率偏低等关键技术难题[1-4]，发明了一种耦合喷气增焓空气源热泵系统[5]（下文简称“耦合喷气增焓系统”），采用系统耦合除霜（基于传统热气旁通除霜）的除霜方式[6]。建立了耦合喷气增焓系统在各个工况下的热力计算模型，将除霜的耗能统计到系统的耗能中，提出能反映综合系统性能（包含除霜性能）的参数，即总能效比。结合热力计算模型，通过假定理论循环比较了耦合喷气增焓系统和传统喷气增焓系统的总能效比，分析得到了耦合喷气增焓系统的除霜优点。

1 耦合喷气增焓系统热力计算模型

通过对耦合喷气增焓系统循环流程的分析[1]，得到了耦合喷气增焓系统在3种工况下的热力计算模型，工况1为：A子系统正常制热工况（补气），B子系统正常制热工况（补气）；工况2为：A子系统正常制热工况（不补气），B子系统除霜工况；工况3为：A子系统除霜工况，B子系统正常制热工况（不补气）。

1.1 工况1下系统的热力计算模型

根据耦合喷气增焓A子系统（工况1）的压焓图[1]，经过3套管过冷器后，进入蒸发器侧的工质从5点过冷到6点，同时向B子系统补气支路中的工质和本子系统补气支路中的工质放热。换热后，本子系统补气支路中的工质由8点蒸发到9点。B子系统补气支路中的工质由9点蒸发到10点，进入压缩机。同理，A子系统经补气管进入压缩机的状态点为10点。工况1下的热力计算模型如下：

（mc，A－minj，A）（h5，A－h6，A）＝minj，A（h9，A－h5，A）＋minj，A（h10，A－h9，A）.

上式中，mc为冷凝器侧工质的质量流量；minj为补气工质的质量流量；h为工质的焓值；Qc为系统的制热量；W为压缩机的理论耗功；COP为系统的能效比。

1.2 工况2下系统的热力计算模型

根据耦合喷气增焓A系统（工况2）压焓图[1]，A子系统不需要补气，其冷凝器出口的饱和液体工质过冷度较高，因B子系统中除霜产生的积液经A子系统的3套管耦合换热器蒸发吸热（汽化潜热）。同时除霜过程中B子系统的3套管耦合换热器换热量较小，因此A子系统制冷工质过冷释放的热量完全用于除霜过程中B子系统室外换热器积液汽化所需的热量。工况2下的热力计算模型如下：

上式中，x为除霜过程中除霜子系统室外换热器出口工质的干度。

两子系统质量流量可近似相等，即mc，A＝mc，B，因此新系统除霜产生的积液可以完全汽化。

1.3 工况3下系统的热力计算模型

根据耦合喷气增焓A系统（工况3）压焓图[1]，该工况A子系统与上文1.1节中B子系统完全相同。因此工况3下的热力计算模型如下：

上式中，Q´为系统除霜过程中室外换热器液体工质汽化吸收热量：W´为除霜过程中系统压缩机的理论耗功。

2 耦合喷气增焓系统与传统系统的除霜优点

2.1 系统总能效比的定义

综合比较除霜性能，将除霜的耗能统计到系统的耗能中，提出能反映综合系统性能（包含除霜性能）的参数——总能效比T－COP.1个周期（供热工况＋除霜工况）中的总制热量Q与总耗能W的比值即为总能效比。下表1是1个周期（供热工况＋除霜工况）中耦合喷气增焓系统与传统补气增焓系统的比较，耦合喷气增焓系统在工况1下的3套管耦合换热器与传统独立喷气增焓系统制热工况下经济器的作用完全相同，工作原理一样。

表1 2个系统的工况对比

2.2 系统总能效比的理论循环计算

假定以下理论循环：除节流过程和压缩过程压力变化外，其他环节无压力损失；压缩工质过程为等熵压缩；供热工况时间占系统周期时间的0.9；Rinj＝minj/mc，补气系数为0.2；除霜时从室外换热器出来的工质的干度X在除霜工况下维持不变。热泵系统工质选择R134a，冷凝温度Tk设置为60℃。传统喷气增焓系统的总能效比为：

以A子系统为例，耦合喷气增焓系统的总能效比为：

上式中：W´为除霜过程系统压缩机的理论耗功；Q´为除霜过程辅助热源提供的热量，供室外换热器中液体工质汽化；Qde为除霜过程系统消耗的总能量；T为系统的周期；Wi为工况i下耦合喷气增焓系统的理论耗功；Qc，i为工况i下耦合喷气增焓系统的供热量。

2.3 2个系统的除霜优点分析

计算在不同蒸发温度To、不同补气压力Pinj及除霜过程室外换热器工质不同干度X情况下耦合喷气增焓系统和传统喷气增焓系统的总能效比T－COP，从而通过对比，分析耦合喷气增焓空气源热泵的除霜优点。

分别计算了蒸发温度从0～－20℃，补气压力在算术平均压力和几何平均压力下的性能。如图1和图2所示，随着蒸发温度的降低，耦合喷气增焓系统与传统喷气增焓系统的总能效比都降低，但是因耦合喷气增焓系统除霜节能的优势，其总能效比远大于传统喷气增焓热泵系统的总能效比。

图1 Pinj算术时T－COP随蒸发温度的变化图

图2 Pinj几何时T－COP随蒸发温度变化

图3 T－COP耦喷随蒸发温度的变化图

图4 T－COP随x的变化

比较耦合喷气增焓系统补气压力分别在算术平均压力和几何平均压力下总能效比的不同。如图3所示，蒸发温度从0℃降到－20℃，耦合喷气增焓系统的总能效比降低，同时可以得到，当耦合喷气增焓系统补气压力处于算术平均压力时的总能效大于补气压力处于几何平均压力时的总能效。比较除霜过程室外换热器工质不同干度X情况下耦合喷气增焓系统与传统喷气增焓系统的总能效比，详见图4.可以得出：在低温高湿环境下耦合喷气增焓系统的总能效比远大于传统喷气增焓系统的总能效比，传统喷气增焓系统的总能效比随工质干度的降低而迅速下降，但是耦合喷气增焓热泵系统的总能效比随工质干度的降低变化较小，除霜性能高。

3 结论

发明了一种耦合喷气增焓空气源热泵系统，采用系统耦合除霜（基于传统热气旁通除霜）的除霜方式。建立了耦合喷气增焓系统在各个工况下的热力计算模型，将除霜的耗能统计到系统的耗能中，提出能反映综合系统性能（包含除霜性能）的参数，即总能效比T－COP.结合热力计算模型，通过假定理论循环的计算得出：在低温工况下，耦合喷气增焓系统的总能效比远大于传统喷气增焓系统的总能效比；除霜过程中耦合喷气增焓系统随室外换热器工质干度的降低变化较小，除霜性能高。通过分析，耦合喷气增焓系统除霜能耗小是因为系统的部分除霜能耗是由另一个子系统的废热（其制热工况下过冷放出的热量）提供的。

［1］郭春雷.低温高湿环境下空气源热泵系统关键技术的研究［D］.重庆：重庆大学，2013.

［2］龙剑.实验研究两级压缩技术在空气源热泵中的应用［J］.科技与创新，2017（16）：153-156.

［3］徐俊芳，赵耀华，全贞花，等.新型空气-水双热源复合热泵系统除霜特性及能耗［J］.化工学报，2017（12）.

［4］张臻臻，李冰心，刘明，等.热电联产机组与热泵供热节能效应理论研究［J］.工程热物理学报，2017（11）：2292-2297.

［5］李夔宁，郭春雷，周伟，等.一种耦合喷气增焓空气源热泵系统：中国，ZL201210036088.3［P］.2013-11-27.

［6］李夔宁，郭春雷，周伟，等.一种过冷器耦合的准二级压缩热泵系统特性分析及优化［J］.化工学报，2013，64（8）：2813-2819.