变频高温压缩机复叠热泵系统的试验研究

2020-06-24杨永安李瑞申孙天慧朱轶群

流体机械 2020年5期

杨永安，李瑞申，孙天慧，朱轶群

（1.天津商业大学机械工程学院，天津 300134；2.华商国际工程有限公司，北京 100084）

0 引言

在我国北方寒冷地区，传统的空气源热泵系统存在制热量不足、制热性能系数低、压缩机排气温度高等问题，这些问题制约着空气源热泵在该地区的应用[1-4]。在需要从较低温度环境获得热量向较高温度环境输送时，复叠循环是很好的解决方案。为解决复叠热泵系统在低温环境下的应用问题，国内外学者进行了大量研究，陈光明等[5-8]提出了既可按传统单级空气源热泵运行，又可按复叠循环运行的新型空气源热泵装置。曲明璐等[9]对增设蓄热器的蓄能复叠空气源热泵除霜系统进行了研究，得出此方法时间较旁通除霜更短，更加节能。Roh等[10]将补气增焓技术应用于复叠热泵系统，得出通过补气增焓技术改善单独高、低温循环性能并不能显著改善系统整体性能。Roh等[10-13]对R134a/R410A为工质的复叠热泵系统进行研究，得出高温循环冷凝温度升高，中间温度升高，相应最大COP减小，低温循环蒸发温度升高，中间温度和最大COP升高。然而，随着蒸发温度降低，高、低温压缩机输气量之比不断变化，而非定值，但对于传统的复叠热泵系统而言，高、低循环往往均采用定频压缩机，因此探究具有变频技术的复叠热泵系统意义重大，故本文主要对高温压缩机具有变频性能的复叠热泵系统进行研究。

1 试验装置与方法

1.1 试验装置

图1示出复叠热泵系统，高、低温循环均采用R410A作为循环工质，高温循环变频压缩机、低温循环采用定频压缩机。高、低温循环通过冷凝蒸发器传递能量。量热器中充注饱和的R134a工质作为载冷剂，蒸发器盘管浸泡在载冷剂中，量热器中安装电加热棒12 kW；高温循环冷凝器采用套管式换热器，与水箱循环水换热，水泵前设置电动调节阀的旁通水路，电动调节阀另一端连接温度较低的自来水。该系统主要配置见表1。

图1 试验装置系统与测试点布置

表1 主要设备

试验采用铂电阻PT100（精度为±0.1 ℃）对温度进行测量；采用直流电压型压力传感器（CAREL：SPKT0033R0/SPKT0033R0，量程：-0.1～0.93 MPa/0～3.45 MPa，精度为±0.2%）对压力进行测量；采用液体涡轮流量计（格乐普：LW-32D2AWNS，量程：0.8～15 m3/h，精度 ±0.5%）对循环水流量进行测量高、低温压缩机输入功率采用YOKOGAWA WT333功率仪进行测量；测量数据通过数据采集仪YOKOGAWA MX100进行实时记录与保存，高温压缩机频率、低温压缩机其它相关部件的动作受PLC程序自动控制。

1.2 试验方法

试验对不同高温压缩机频率下复叠式热泵系统性能的研究，研究对象包括高、低温压缩机压缩比、高温压缩机排气温度、系统制热系数、压缩机耗功及系统制热量等。检测量热器内R134a的压力控制电加热补偿量，用热平衡的方法来模拟温度稳定的低温环境；检测冷凝压力进行PID调节，控制电动调节阀的开度，用来调节冷凝温度；高、低温压缩机吸气过热度均设定为5 ℃，靠电子膨胀阀自动就行调节。试验工况设定为：冷凝温度46 ℃，蒸发温度-30 ℃，低温压缩机频率固定，设定高温压缩机运行频率从60 Hz增加至330 Hz，间隔30 Hz，频率设定见表2。待系统各个运行参数稳定后记录试验数据。

表2 高、低温压缩机频率设定

1.3 性能参数

热泵制热量Qk根据冷凝水体积流量以及冷凝水进、出口温差计算：

式中 Qk——制热量，kW；

qw_v——水的体积流量，m3/s；

ρw——水的密度，kg/m3；

cw——水的定压比热容，kJ/（kg·℃）；

tw_i，tw_o——冷凝器的进、出口水温，℃。

热泵系统的性能系数COP可根据制热量Qk，高、低温循环压缩机耗工功率Ph，Pl及水泵耗工功率Pp计算：

2 结果与分析

图2示出蒸发温度-30 ℃，冷凝温度46 ℃时，高、低温压缩机压缩比随高温压缩机频率的变化，从图2可以看出，随高温压缩机频率增加，高温压缩机压缩比逐渐增大，而低温压缩机压缩比逐渐减小，减小幅度小于增加幅度。高温压缩机频率从60 Hz增加至300 Hz，高温压缩机压缩比变化范围是2.72～5.61，低温压缩机压缩比变化范围是3.1～4.88，两者在高温压缩机频率为145 Hz时相交。高、低温压缩机压缩比的变化与系统中间温度有关。随高温压缩机频率增加，低温循环蒸发温度不变，所以低温压缩机压缩比逐渐减小。

图2 压缩比随高温压缩机频率的变化

图3示出蒸发温度-30 ℃，冷凝温度46 ℃时，高温压缩机与低温压缩机排气温度随高温压缩机频率的变化，从图3可以看出，随高温压缩机频率增加，高温压缩机排气温度逐渐增大，变化范围为72.1～99.7 ℃，且增长速度呈逐渐变快；低温压缩机排气温度逐渐小，变化范围为-4.2～10.2 ℃，且下降速度逐渐变慢；这是因为随着高温压缩机频率增加，高温循环制冷剂流速加大，冷凝器换热面积不变，高温制冷剂与冷凝水的换热时间减小，换热温差加大，换热过程逐渐恶化，导致高温压缩机排气温度升高，且上升速度逐渐变快。随着高温压缩机频率增加，高温循环制冷量加大，冷凝蒸发器换热量加大，换热充分，低温循环冷凝压力下降。导致低温压缩机排气温度下降。随着高温压缩机频率继续增加，冷凝蒸发器换热量持续加大，换热面积相对变小，换热温差逐渐加大，导致低温压缩机排气温度下降速度变的缓慢。

图3 压缩机排气温度随高温压缩机频率的变化

图4示出蒸发温度-30 ℃，冷凝温度46 ℃时，高温压缩机功率、低温压缩机功率、系统总功率随高温压缩机频率的变化。

图4 高温压缩机功率、低温压缩机功率及系统功率随高温压缩机频率的变化

从图4可以看出，随高温压缩机频率增加，高温压缩机功率变大，低温压缩机功率减小，两者均呈近似线变化趋势，但前者较后者变化幅度更大。高温压缩机频率从60 Hz增加至300 Hz，高温压缩机功率增加4.15 kW，平均增长率为0.017 kW/Hz，低温压缩机功率减少1.08 kW，平均下降率为0.004 5 kW/Hz。系统总功率随高温压缩机频率增加而逐渐增加。高温压缩机频率增加，压缩机转速增加，吸气量增加，高温循环制冷量加大，中间温度下降，高温压缩机压缩比加大，等熵效率急剧减小，压缩机输入功率加大。中间温度下降导致低温循环制冷剂冷凝效果变好，冷凝温度减小，蒸发温度不变，压缩机压缩比减小，等熵效率缓慢增加，压缩机输入功率减小。随高温压缩机频率增加，水泵功率不变，而高温压缩机功率增加幅度大于而低温压缩机功率减小幅度，所以系统功率呈逐渐增长趋势。

图5示出蒸发温度-30 ℃，冷凝温度46 ℃时，系统COP与制热量随高温压缩机频率的变化。从图5中可以看出，随高温压缩机频率从60 Hz增加至300 Hz，系统制热量呈线性增加趋势，制热量增长率约为0.039 kW/Hz，通过提高高温压缩机频率，可以快速增加系统的制热量，满足制热供暖需求。从图5中还可以看出，COP呈先增加后减小趋势，存在最优高温压缩机频率210 Hz，对应COP最大值为2.70。这是因为高温压缩机频率增加，压缩机转速增加，中间温度下降，低温压缩机压缩比减小，容积效率增加，低温循环质量流量增加，低温循环制冷量与制热量快速增加，低温循环通过冷凝蒸发器向高温循环传递的热量增加，此时，低温循环制冷量对COP影响比重较大，则COP上升。但随着高温压缩机频率继续增加，高温压缩机压缩比逐渐加大，

图5 系统COP和制热量随高温压缩机频率的变化

指示效率急剧减小，高温压缩机功率上升速度加快，同时低温压缩机容积效率上升达到极限增加缓慢。低温循环通过冷凝蒸发器向高温循环传递的热量增加缓慢，低温循环制冷量对COP影响比重变小，高温压缩机功率增加对COP影响比重较大，COP出现衰减。因此当变高温压缩机频率复叠式热泵供热负荷增加时，前期通过提高高温压缩机频率，不仅提高系统制热量，而且还可以提高系统的COP。