双缸滚动转子式压缩机热泵制热综合部分性能系数(IPLV(H))研究

2020-06-10尹应德朱冬生刘世杰李建国徐子超刘振乐

高校化学工程学报 2020年2期

尹应德, 朱冬生, 刘世杰, 李建国, 徐子超, 刘振乐

(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. 广东纽恩泰新能源科技发展有限公司, 广东广州 510800)

1 前言

对空调、热泵进行能效评价，有利于产品的性能评定，并有利于提高人们的节能意识。目前，我国空调与热泵的能效标准评价方法主要参考美国空调制冷协会(the air-conditioning and refrigeration institute，ARI)和日本(Japan refrigeration and air conditioning industry association standard， JRA)标准[1]而制定。由于空调、热泵的种类繁多，有房间空调器、单元式空调机、冷水机组、转速可控型房间空调器、多联式空调(热泵)机组、水源热泵、热泵热水机组等产品，因此，对应的评价标准和评价指标也不尽相同，有能量效率比(energy efficiency ratio，EER)、季节能效比(seasonal energy efficiency ratio，SEER)、性能系数(coefficient of performance，COP)、综合部分性能系数(integrated part load value，IPLV)、全年能源消耗效率(annual performance factor，APF)和全年性能系数(annual coefficient of performance，ACOP)等。热力学完善度是指导我国制订与修订制冷空调与热泵装置能效标准的重要依据[2]。IPLV的概念起源于美国，始于1986年；1988年被美国空调制冷协会ARI采用，并于1992年和1998年进行了两次修改[3-4]。而在我国起步较晚，通过借鉴美国的ARI标准，在GB50189-2005《公共建筑节能设计标准》中开始使用[5]。尽管参考美国的评价标准，但是，我国的IPLV评价指标的制定与美国还是有所不同，主要区别在于参照的城市、气候区域、建筑类型、权重系数不同以及测试的工况点也不同[6]。总的说来，与美国相比，我国的IPLV评价指标还有待进一步提高，因此，在GB50189的2015版中，进行了相关的修订，使得IPLV评价指标更趋合理[7]。针对低环境温度空气源热泵的性能评价指标，我国也出台了相关标准，规定了测试方法[8-9]。由于低环境温度空气源热泵主要服务于北方“煤改电”清洁能源采暖项目和低环境温度的热水制备等用途，因此，其制热性能的综合评价是大家关注的焦点，显得尤为重要。目前，用于中小容量低环境温度空气源热泵的压缩机主要有滚动转子式压缩机和涡旋压缩机，在一定容量范围内，相对于涡旋压缩机，滚动转子式压缩机在压缩比、变压比、部分负荷下的调节性能等方面，具有一定的优势[10]。为了研究适用于低环境温度的清洁能源采暖技术，近年来，国内外科研人员提出了许多创新技术[11]，包括：两级压缩制热技术[12]、压缩机中间补气制热技术[13]、复叠式压缩制热技术[14]、压缩机变频控制技术[15]、加装辅助热源[16]等。其中，压缩机变频控制技术具有系统简单、调节灵活、适用性强等优点而受到不少科研人员关注[17-18]。研究表明：在变工况下，双缸压缩机与涡旋压缩机制热量相当，且性能略高[19]。贾庆磊等[20]的研究表明，与双缸压缩机热泵相比，当室外温度高于-15 ℃时，单缸压缩机热泵的制热能力与COPh分别提升约2.29%和1.94%，但当环境温度低于-15 ℃时，单缸压缩机热泵的制热性能相对较差。

以上研究都是针对空气源热泵在某些特定工况下的性能研究，对低环境温度下，空气源热泵的综合性能评价研究很少。本文将依据相关标准，对带双缸滚动转子式压缩机低温热泵的制热综合部分性能系数(IPLV(H))进行试验测试分析，以期对双缸滚动转子式压缩机应用于低温空气源热泵的研发和性能评价提供参考依据。

图1 双缸滚动转子式压缩机的剖面示意图Fig.1 Schematic diagram of a dual-cylinder rotary compressor

2 单级双缸滚动转子式压缩机工作原理

图1是单级双缸滚动转子式压缩机的剖面示意图，主要由滚动活塞、气缸体、滑板、定子、转子等主要零件组成[21]。滚动转子式压缩机分为单缸和双缸两种形式，双缸滚动转子式压缩机在工作时，上、下两个转子偏心方向相反，转子的径向力容易平衡；产生的力矩，通过装在电动机转子上的平衡块进行平衡。双缸滚动转子式压缩机在转动一周内有两次吸、排气，两个转子的吸、排气时间和运动位置正好相反，使气体的压力波动减小，转矩变化的幅度较小，振动和噪声均大大减小。

3 实验装置与方法

3.1 实验装置

低温热泵样机采用的双缸滚动转子式压缩机，其理论排量为42.1 cm³⋅rev-1，额定转速为3 600 r⋅min-1，输入电压为220 V，电机变频范围为10～120 Hz。实验装置主要部件包括：双缸滚动转子式压缩机、板式冷凝器、翅片式蒸发器、电子膨胀阀、四通阀、储液器、汽液分离器、循环热水泵和储热水箱等。低温热泵样机安装在标准焓差实验室里，通过控制测试环境的干、湿球温度，以实现样机在不同低温工况下的运行。图2是本实验装置的系统示意图，主要部件参数如表1所示。

图2 测试系统示意图Fig.2 Schematic diagram of the experimental setup

表1 系统主要部件参数Table 1 Specification of system components

3.2 测试工况

由文献[9]的定义可知，低环境温度空气源热泵是以空气为热源的热泵机组，并能在不低于-20 ℃的环境温度里制取热水的机组。本文的低温热泵样机是按此要求进行开发的，以期能在最低温度为-20 ℃的工况下正常运行。

为了验证实验样机在低温环境下的制热综合部分性能系数(IPLV(H))，本次实验利用标准的空调焓差实验室。首先，分别对4种低环境温度进行模拟和调节，并分别针对热泵在100%、75%、50%和25%时4个制热负荷点下的制热量(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)进行实测和计算，最后，根据式 (1) 可算出样机的IPLV(H)值[9]。

式中，A1为100%负荷时的制热性能系数，kW⋅kW-1；B1为75%负荷时的制热性能系数，kW⋅ kW-1；C1为50%负荷时的制热性能系数，kW⋅kW-1；D1为25%负荷时的制热性能系数，kW⋅ kW-1；A、B、C、D为加权平均百分比，不同典型城市的取值不同。

实验测试的各工况点的模拟室外环境干、湿球温度、负荷百分比数、热水的进、出水温度等参数，如下表2所示。

3.3 数据分析方法

目前，测试制热量的方法主要有液体载冷剂法、热平衡法和液体制冷剂流量计法[22]。液体载冷剂法因测试数据较少、误差相对较小，且更能反映热泵的实际输出制热量而被广泛采用。低温热泵在制热工况时，其制热量的测试可采用液体载冷剂法，样机的制热量(Qh)等于板式换热器(冷凝器)的换热量，可根据循环热水流量和温差来计算，其计算式为：

表2 实验测试工况表Table 2 Experiment conditions

式中，mc为热水质量流量，kg⋅m-3；cp,c为热水比热，kJ⋅kg-1⋅℃-1，Vc为热水体积流量，m3⋅h-1；Twi为热水进口温度，℃；Two为热水出口温度，℃。

低温空气源热泵采用电力作为动力，耗电设备有压缩机、风机和水泵，则其制热性能系数(COPh)可定义为：

式中，Pc为压缩机功率，W；Pf为风机功率，W；Pp为水泵功率，W；均由实测得到。

实验结果的不确定度由测试仪器的测量误差引起的，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，R410A热物性参数均参照NIST REFPROP V9.0中数据。

间接测量数据的不确定度可根据传递公式及直接测量数值的不确定度得到，若 y =（fx1,x2,x3,… xn)，则间接测量量y的不确定度传递公式如下所示：

根据不确定度公式，经计算，本测试系统制热量的测试误差为 5.22%，对应的制热性能系数的测试误差为 7.22%，基本满足工程实际应用的需要。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。

4 测试结果与讨论

通过调节标准空调焓差室的干、湿球温度、热泵压缩机电机的频率和电子膨胀阀的开度，分别对100%、75%、50%和25%这4个制热负荷点进行测定，每个工况点测定次数为7次，每隔5 min记录一次测试数据，计算出各工况下的制热量(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)，并进行分析和讨论。

4.1 100% 制热负荷点测试分析

在标准空调焓差室的进风干球温度为-12.00 ℃、湿球温度为-14.00 ℃的工况下，通过调节热泵压缩机电机频率到68 Hz，电子膨胀阀的开度为100时，可将低温热泵样机制热量调节到100%的工况。图3是100%负荷率对应的制热能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)，从图3中可以看出，每次测试计算得到的数据波动很小，说明热泵系统在测试时，能保持很好的稳定性。通过取平均值计算可知，在该工况下，样机的制热量为Qh= 10 303.20 W，消耗功率为Ph= 4 605.07 W，能效比为COPh=2.24。

图3 100%负荷率对应的制热能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.3 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 100% load rate

实验样机在4.1节工况下的测试，即为名义工况下的测试。本实验测试样机在名义工况下的制热性能系数(COPh)为 2.24，相比文献[9](GB/T 25127.2-2010)中规定的低温空气源热泵制热性能系数(COPh=2.10)，约提升了6.25%。因此，本实验样机的制热性能优于国标的规定，说明本文研发的低环境温度空气源热泵是一款节能的产品。

4.2 75% 制热负荷点测试分析

在标准空调焓差室的进风干球温度为-6.00 ℃、湿球温度为-8.00 ℃的工况下，通过调节热泵压缩机电机频率到48 Hz，电子膨胀阀的开度为104时，可将低温热泵样机制热量调节到75%的工况。图4是75%负荷率的测试结果，通过取平均值计算可知，在该工况下，样机的制热量为Qh= 8 322.30 W，消耗功率为Ph= 3 021.25 W，能效比为COPh=2.75。与100% 制热负荷点相比，其能效比(COPh)提高了22.8%。其主要原因是：随着外界环境温度的升高，热泵的蒸发温度也随着外界环境温度的升高而上升。制冷剂蒸发温度的升高，将导致制冷剂的密度变大，体积减小。由于压缩机的理论排气量是一定的，当吸入同样体积的制冷剂气体，制冷剂的密度变大时，其质量流量也将变大，从而导致冷凝器内的制冷剂质量流量增加，进一步导致热泵的制热能力上升。尽管在75%的制热工况下，热泵的制热量减少，但是，压缩机消耗的功率减少得更快，因此，导致了热泵能效比提高。

4.3 50% 制热负荷点测试分析

在标准空调焓差室的进风干球温度为0.00 ℃、湿球温度为-3.00 ℃的工况下，通过调节热泵压缩机电机频率到29 Hz，电子膨胀阀的开度为114时，可将低温热泵样机制热量调节到50%的工况。从图5中可以看出，每次测试计算得到的数据波动也很小，说明热泵系统在该工况下测试时，也能保持很好的稳定性。通过取平均值计算可知，在该工况下，样机的制热量为Qh=5 561.22 W，消耗功率为Ph= 1 888.71 W，能效比为COPh=2.94。与75% 制热负荷点相比，其能效比(COPh)提高了6.90%。其主要原因与4.2节分析相同，但是，在相同升温幅度(都为6 ℃)的情况下，相对于100%的制热负荷点，75%制热负荷点的COPh值提高了22.8%；而相对于75%的制热负荷点，75%制热负荷点的COPh值只提高了6.90%，其差值为15.9%。说明热泵压缩机在较低的频率下运行时，热泵的运行效率将有所降低，主要原因是压缩机电机的效率在较低的频率下有所降低。

图4 75%负荷率对应的制热能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.4 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 75% load rate

图5 50%负荷率对应的制热能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.5 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 50% load rate

4.4 25% 制热负荷点测试分析

4.5 各典型城市综合部分性能系数(IPLV(H))计算分析

由参考文献[9]可知，根据计算公式(1)，各个典型城市的 IPLV(H)计算公式的系数并不相同。各个典型城市的 IPLV(H)计算结果如下表3所示。

由于各个典型城市的外界环境温度不同，在计算 IPLV(H)值时，A、B、C、D的取值各不相同，从而导致各个典型城市的热泵IPLV(H)值也不相同。从表3中可以看出，本文所研发的热泵样机的各个典型城市的热泵 IPLV(H)值均大于规范要求的2.4。其中，IPLV(H)值最高的城市是西安，其IPLV(H)值为2.85，比规范要求的高18.8%；IPLV(H)值最低的城市是太原，其IPLV(H)值为2.74，比规范要求的高14.2%。IPLV(H)值反映的低温热泵在运行过程中的一种基于统计学的加权平均值，不是低温热泵在某一工况下的运行值，因此，不能实时反映出热泵运行的实际效果。但是，较之名义工况下的能效比，IPLV(H)值综合考虑了外界环境温度对热泵性能的影响，能更好地评价低温热泵的制热性能，因此，不失为一种很好的评价方法。

图6 25%负荷率对应的制热能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.6 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 25% load rate

表3 各个典型城市IPLV(H)值表Table 3 IPLV(H) values of typical cities

5 结论

通过对双缸滚动转子式压缩机低温热泵的制热综合部分性能系数(IPLV(H))值进行实验测试分析，得出的相关结论如下：

(1) 实验样机在名义工况下的制热性能系数(COPh)为2.24，比GB/T 25127.2-2010所规定的COPh为2.10，提升了6.25%，说明本文研发的基于双缸滚动转子式压直流变频缩机的低环境温度空气源热泵是一款节能的产品。

(2) 所开发的基于双缸滚动转子式压缩机的低温空气源热泵在100%、75%、50%和25%制热负荷点的COPh值分别为2.24、2.75、2.94和2.69。

(3) 计算所得的全国各个典型城市的低温热泵综合部分性能系数(IPLV(H))最高的城市是西安，IPLV(H) =2.85，最低的城市是太原，IPLV(H)=2.74。各个典型城市热泵的 IPLV(H)与规范相比，其提升率在 14.2%～18.8%；进一步表明本文所研发的基于双缸滚动转子式压直流变频缩机的低环境温度空气源热泵为一种高效节能热泵。

(4) 低温热泵的制热综合部分性能系数(IPLV(H))值，综合考虑了外界环境温度对热泵性能的影响，能更好地评价低温热泵的制热性能。

2014年5月，为适应我国经济社会发展的需要，党中央、国务院作出了加快发展现代职业教育，逐步使一批普通本科高校向应用技术类型高校转型的重大战略部署，并对职业教育的培养层次作出了进一步界定，明确指出，要培养数以亿计的高素质劳动者和技术技能型人才。2015年11月，我国教育部、发改委、财政部发布了《关于引导部分地方普通本科高校向应用型转变的指导意见》，要求转变发展理念，坚持需求导向，深化产教融合与校企合作，全面提高高校服务于区域经济社会发展和创新驱动发展的能力。

符号说明：

A, B, C, D — 系数

COP — 性能系数

Cp— 比热，kJ⋅kg-1·℃-1

EEV — 电子膨胀阀

IPLV — 综合部分性能系数

m — 质量流量，kg⋅m-3

P — 功率，W

Qh— 制热量，kW

T — 温度，℃

ΔT — 温差，℃

V — 体积流量，m3⋅h-1