微通道蒸发器前气液分离对空气源热泵性能影响的实验研究

2020-10-15胡文举

可再生能源 2020年10期

胡文举，葛宇，贾鹏，高岩

（北京建筑大学环境与能源工程学院，供热、供燃气、通风及空调工程北京市重点实验室，北京 100044）

0 引言

在我国，空气源热泵具有非常广阔的适用区域。近年来，空气源热泵呈现出向严寒地区、高原地区应用的趋势[1]，[2]。与传统翅片管式换热器相比，微通道换热器具有换热系数高、体积小、制冷剂充注量少、抗腐蚀性能好和制造成本低（采用铝材料）等优点。然而，在空气源热泵应用领域，还没有广泛使用微通道换热器作为蒸发器，其主要原因是制冷剂在各流道内分配不均、翅片表面易结霜，使得微通道蒸发器的换热效率较低[3]～[6]。

微通道蒸发器中制冷剂分配不均匀主要体现在由于集管内制冷剂气液分层或气液流速不同，导致各扁管的供液不均[7]。国内外学者关于微通道蒸发器制冷剂分配不均的研究主要集中在微通道蒸发器进口形式，集管的几何尺寸、入口角度、入口流速和入口流态，铝扁管插入深度以及流道的安装方向[8]～[11]。特别是集管入口流速与入口流态对微通道蒸发器中各扁管内制冷剂的分配情况具有较大影响[12]，[13]。 Tuo 提出了一种通过旁通管将微通道蒸发器集管内制冷剂气体输送至压缩机吸气口的空气源热泵系统，并对该热泵系统的各项性能开展了大量实验研究[14]。 Honggi Cho[15]和D H Jin[16]通过研究发现，改变集管放置方式可以改善微通道内制冷剂分布不均的情况。郭盼盼[17]和袁培[18]均在蒸发器集管中设置了一个分流板，以改善制冷剂在微通道蒸发器内流量分配的情况。韩清通过增设贮液型分液器，降低蒸发器前制冷剂的流速，以改善制冷剂分配不均匀的情况，该研究结果有利于解决微通道蒸发器内制冷剂的分配不均问题[19]。

综上可知，制冷剂在各微通道扁管内的均匀分配情况是影响微通道蒸发器空气源热泵制热性能的重要因素。由于进入蒸发器集管的制冷剂为气液两相，二者之间的密度差使得气、液制冷剂分离，较高的流速使得集管内静压分布不均，从而影响了微通道扁管内制冷剂的分配情况。改变换热器的结构、放置方式等，能够降低气、液制冷剂的密度差以及二者流速的影响，但这样对微通道蒸发器的结构、几何尺寸等提出了更高的加工要求。如能使进入微通道蒸发器集管内的制冷剂为液相，或改善液、气相的比例，则可以有效减小气、液制冷剂的质量比，并降低制冷剂的流速，从而提高制冷剂在各微通道扁管内分配的均匀性。基于此，本文在微通道蒸发器前增设低压储液器，通过低压储液器的气液分离，改变进入微通道蒸发器制冷剂的气液比例和流速，从而改进制冷剂在微通道扁管中流量分配的特性，强化微通道蒸发器的换热能力，最终提高空气源热泵的各项性能。本文通过实验研究了在微通道蒸发器前设置低压储液器后，空气源热泵系统的各项性能。

1 系统原理与实验台搭建

1.1 微通道蒸发器入口增设低压储液器的空气源热泵系统原理

微通道蒸发器入口处增设低压储液器的空气源热泵系统（以下简称为增设低压储液器的空气源热泵系统）以及各测点的位置如图1 所示。

图1 增设低压储液器的空气源热泵系统以及各测点位置的示意图Fig.1 Principle of the micro-channel evaporator based air source heat pump（ASHP） and the experimental measurement points

由图1 可知，增设低压储液器的空气源热泵系统主要由压缩机、四通换向阀、微通道蒸发器、板式换热器、低压储液器、干燥过滤器、气液分离器组成。该热泵系统与传统空气源热泵的不同之处：在热力膨胀阀与微通道蒸发器之间增设了低压储液器，以实现制冷剂进入微通道蒸发器前的气液分离，进而改善进入微通道蒸发器集管的制冷剂的气液相比例和流速。

增设低压储液器的空气源热泵的工作原理：来自压缩机的高温、高压制冷剂气体经过板式换热器释放热量后，转变为过冷制冷剂液体；过冷制冷剂液体经单向阀、干燥过滤器后，再经过热力膨胀阀节流降压后，转变为低温、低压气液两相制冷剂；低温、低压气液两相制冷剂流入低压储液器后，分离出的液态制冷剂进入风冷微通道蒸发器（余下的制冷剂气体积聚在低压储液器的上部），液态制冷剂在该蒸发器内吸收空气热量并蒸发；制冷剂蒸汽经四通换向阀、气液分离液器（分离出制冷剂气体，余下的制冷剂液体积聚在气液分离器的下部）后，被吸入压缩机，在压缩机内被压缩成高温、高压制冷剂气体，从而完成一个循环。

1.2 实验设计

本文的实验系统主要由实验样机、室外环境人工模拟实验室以及数据采集系统组成。其中，实验样机为增设低压储液器的空气源热泵系统，该系统中压缩机的型号为KS122VLRC，额定功率为675 W，额定冷量为1 978 W。实验过程中采用的微通道蒸发器为平行流铝制微通道蒸发器，几何尺寸为422 mm×31 mm×403 mm，流程数为1，该换热器内的扁管数量为42 个，每个扁管有10 个微通道。图2 为微通道蒸发器的结构图和实物图。

图2 微通道蒸发器原理与实物图Fig.2 Micro-channel heat exchanger for experiments

微通道蒸发器的结构参数如表1 所示。低压储液器的结构如图3 所示。

表1 微通道蒸发器的结构参数Table 1 Structural parameters of micro-channel heat exchanger

图3 BLR-101 立式低压储液器Fig.3 BLR-101 Vertical low-pressure reservoir

低压储液器的进口管径为8 mm，出口管径为10 mm，容积为1.1 L。本文实验所用的制冷剂为R22。低压储液器进口处的制冷剂处于气液两相态。制冷剂流入低压储液器后，速度迅速降低。其中，气相制冷剂聚集在低压储液器的上部，液相制冷剂沉积在低压储液器的底部，然后由低压储液器出口流入微通道蒸发器集管内。

本文实验的测量参数为空气源热泵压缩机的吸、排气压力和输入功率，热水侧的板式换热器的进、出口水温和流量。测量压缩机吸、排气压力的仪表为压力传感器，其量程为2.5 MPa，测量精度为0.25 级；测量压缩机功率的仪表为功率计，测量精度为±（0.4%a+0.1%A），其中，a 为读数，A 为量程；测量板式换热器进、出口温度的传感器为铂电阻，测量精度为±0.1 ℃；测量板式换热器进、出口流量的仪表为流量计，其量程为15 m3/h，测量精度为0.01 级。上述测量参数的实验数据采用安捷伦34970A 进行采集。此外，为了研究制冷剂分配比例及其对微通道蒸发器表面结霜规律的影响，采用FILRT530 红外热成像仪对微通道蒸发器表面的结霜情况和温度分布情况进行记录，记录的时间间隔为10 min。本文的实验时间为1 h。

实验过程中，利用空气温湿度可控的人工环境来模拟室内环境，并将室外机（由压缩机、微通道蒸发器、四通换向阀、低压储液器等组成）置于人工环境中。实验过程中，设定室外机进口空气的干球温度为5 ℃，空气相对湿度为85%。利用恒温水箱控制进入空气源热泵的水的温度为40 ℃。本文在微通道蒸发器集管水平放置的条件下，对增设、未增设低压储液器的两种工况进行了实验。

2 实验结果分析

2.1 微通道蒸发器内制冷剂流量分配特性分析

在未增设低压储液器的条件下，空气源热泵运行20 min 时，微通道蒸发器表面温度的分布情况如图4 所示。

图4 在未增设低压储液器的条件下，空气源热泵运行20 min 时，微通道蒸发器表面温度的分布情况Fig.4 Temperature distribution on the surface of microchannel evaporator for ASHP without low pressure reservoir

微通道蒸发器表面温度的分布情况可间接反映微通道蒸发器各扁管微通道之间制冷剂的分配情况。由图4 可知，当在微通道蒸发器入口段未增设低压储液器时，微通道蒸发器的表面温度分布得非常不均匀。距离微通道蒸发器进口（1/6～2/3）l（l 为扁管的长度）的区域（扁管中、下部），集管温度非常低，表明在这个区域的扁管为制冷剂的主要流动通道，液态制冷剂较多；距离微通道蒸发器进口大于4l/6 的区域，集管温度较高，表明该区域以气体制冷剂为主。这是由于当未增设低压储液器时，进入微通道蒸发器的制冷剂为气液两相，且气相体积比例较大，在集管进口处，制冷剂流速较大，在惯性作用下，集管进口处的制冷剂整体上较少。此外，由于集管的直径较大，导致集管内气液两相并非以相同的速度流动（气相制冷剂流速较大），当气相制冷剂到达下集管靠近出口端时，会充满集管末端，并阻碍了液态制冷剂向前流动。

在增设低压储液器的条件下，当空气源热泵运行20 min 时，微通道蒸发器表面温度的分布情况如图5 所示。

图5 在增设低压储液器的条件下，空气源热泵运行20 min 时，微通道蒸发器表面温度的分布情况Fig.5 Temperature distribution on the surface of microchannel evaporator for ASHP with low pressure reservoir

由图4，5 可知，与未增设低压储液器的情况相比，增设低压储液器后，微通道蒸发器表面温度分布得更加均匀。这是由于当设置低压储液器后，降低了进入集管的制冷剂的气液两相比例，导致集管进口处制冷剂流速较小，气液两相能够均匀地充满整个集管，因此，微通道蒸发器内制冷剂分布得相对均匀。

2.2 微通道蒸发器表面结霜规律分析

图6 为在未增设低压储液器的条件下，微通道蒸发器表面的结霜情况。

图6 在未增设低压储液器的条件下，微通道蒸发器表面的结霜情况Fig.6 Variation of frost distribution on the surface of the microchannel evaporator with time for ASHP without low pressure reservoir

图7 为在增设低压储液器的条件下，微通道蒸发器表面的结霜情况。

图7 在增设低压储液器的条件下，微通道蒸发器表面的结霜情况Fig.7 Variation of frost distribution on the surface of the microchannel evaporator with time for ASHP with low pressure reservoir

由图6，7 可知，在增设、未增设低压储液器的条件下，随着空气源热泵的持续运行，虽然微通道蒸发器表面结霜面积均逐渐扩大, 但表面结霜的分布规律截然不同。

由图6 可知，未增设低压储液器时,微通道蒸发器中部扁管靠近下集管的区域先结霜，之后结霜面积沿着中部扁管向上和两侧逐渐扩大，但向微通道蒸发器制冷剂入口侧扩大的速度大于向制冷剂出口侧扩大的速度。对于未设低压储液器的微通道蒸发器，在距离集管右端2l/6 区域内充满了较多的制冷剂气体，因此该区域换热器的换热能力较差，只有靠近下集管的扁管的根部开始结霜。由图6 还可看出，中间扁管制冷剂分配的液态制冷剂较多，因此，最早出现结霜且霜层增长速度最快。当中间部位的扁管与翅片布满霜层后，扁管内的制冷剂不能完全蒸发，导致制冷剂流动阻力较大，并使得更多制冷剂经过靠近换热器右侧的扁管流向上集管，最终使得右侧扁管与翅片逐渐结霜，且结霜速度大于左侧扁管和翅片。此外，在实验过程的第40 分钟，中部扁管的部分区域和翅片的顶端布满霜层；第60 分钟，微通道蒸发器右半部分（约占换热器表面积的50%）被霜层覆盖，其他区域内仅靠近微通道蒸发器下集管的部位出现霜层。实验数据表明，未增设低压储液器时，微通道蒸发器表面霜层的均匀性较差。

由图7 可知，与未增设低压储液器的空气源热泵相比，增设低压储液器的空气源热泵的微通道蒸发器表面的霜层较为均匀。测试时间结束时，整个微通道蒸发器表面基本上覆盖了霜层，这是由于低压储液器改善了微通道蒸发器各扁管内制冷剂分配情况。

2.3 空气源热泵制热性能分析

图8 为在增设、未增设低压储液器的条件下，空气源热泵系统的制热量随时间的变化情况。

图8 在增设、未增设低压储液器的条件下，空气源热泵系统的制热量随时间的变化情况Fig.8 Variation of heating capacity with time for the ASHP connected with and without low-pressure refrigerant reservoir

图9 在增设、未增设低压储液器的条件下，空气源热泵系统COP 随时间的变化情况Fig.9 Variation of COP with time for the ASHP connected with and without low-pressure refrigerant reservoir

图9 为在增设、未增设低压储液器的条件下，空气源热泵系统的制热性能系数（COP）随时间的变化情况。

由图8，9 可知，测试时间内，增设低压储液器的空气源热泵的制热量和COP 始终高于未增设低压储液器的空气源热泵的制热量和COP。测试结果表明，在相同的实验工况和测试时间条件下，增设低压储液器的空气源热泵的平均制热量约为1 655 W，未增设低压储液器的空气源热泵的平均制热量约为1 301 W。与未增设低压储液器的空气源热泵相比，增设低压储液器后，微通道蒸发器空气源热泵的平均制热量增加了27.2%，这是由于增设低压储液器后，微通道蒸发器内的制冷剂分配得更加均匀，从而提高了微通道蒸发器的换热性能，最终提高了空气源热泵的制热量。此外，与未设低压储液器的空气源热泵的平均COP（2.01）相比，增设低压储液器后，微通道蒸发器空气源热泵的COP 平均值（2.71）增加了34.8%，这是由于增设低压储液器后，改善了微通道蒸发器内制冷剂分配的均匀性。

由图8，9 还可看出，增设、未增设低压储液器的空气源热泵的制热量与COP 整体上呈现出先增大后减小的变化趋势，这是由于热泵启动后，热泵系统内制冷剂进行了再分配，热泵逐渐进入相对稳定的状态，其制热量与COP 分别达到最大值。第20 分钟后，随着换热器表面结霜面积逐渐增大，微通道蒸发器的换热性能逐渐变差，使得热泵的制热量和COP 逐渐变小。

由图8，9 还可看出，增设、未增设低压储液器的空气源热泵的制热量和COP 随着时间变化情况存在两方面的较大的差异： ①二者制热量与性能COP 峰值出现的时刻并不同步，15～30 min 内，增设低压储液器的空气源热泵的制热量和COP均达到最大值，该时段内，二者平均值分别为1 792.8 W 与2.95；25～35 min 内，未增设低压储液器的空气源热泵的制热量和COP 均达到最大值，该时段内，二者平均值分别为1 467.7 W 与2.23。这是由于增设低压储液器后，有助于微通道蒸发器内制冷剂的均匀分配，也有助于制冷剂在空气源热泵系统其他设备内均匀分配，使得空气源热泵系统能够较快地进入较为稳定运行状态，因此，增设低压储液器后，空气源热泵的制热量与COP能够较快地达到峰值； ②与未增设低压储液器的空气源热泵相比，增设低压储液器后，空气源热泵的整体制热量和COP，以及短时间内的制热量和COP 的波动幅度均较大。这是由于在热力膨胀阀与蒸发器之间增设低压储液器后，经热力膨胀阀节流后的制冷剂进入低压储液器，并在重力作用下实现气液分离，其中，液态制冷剂沉积在低压储液器的下部，气态制冷剂浮升至低压储液器的上部。在实验初始阶段，低压储液器起到了较好的气液分离器作用，液态制冷剂经管路进入蒸发器，有益于制冷剂在微通道蒸发器内的均匀分配。但随着实验过程的持续进行，在低压储液器内，气态制冷剂越来越多（本文没有将聚集在储液器上部的气态制冷剂气体导出该储液器），这样会使得一方面，低压储液器内集聚的气态制冷剂与经过热力膨胀阀节流后的低温低压气液两相制冷剂直接接触而发生复杂的热质交换，从而引起低压储液器内气液两相制冷剂比例的改变；另一方面，低压储液器内集聚的气态制冷剂在实验中后期会通过低压储液器出口相连接的出液管进入蒸发器，进而影响蒸发器内制冷剂分配的均匀性。上述两方面原因将影响蒸发器供液的稳定性，并使得热泵系统的运行性能不稳定，最终导致该热泵系统的制热量和COP 发生波动。

图10 为增设低压储液器后，空气源热泵中压缩机的吸、排气压力随着时间的变化情况。

图10 增设低压储液器后，空气源热泵中压缩机的吸、排气压力随着时间的变化情况Fig.10 Variation of suction and discharge pressure of compressor with time for the ASHP connected with lowpressure refrigerant reservoir

由图10 可知，压缩机启动后，其吸气压力由启动前的0.54 MPa 迅速降低至0.35 MPa，之后逐渐降低至0.18 MPa（50～60 min，吸气压力出现了小幅波动，其中，50～55 min 吸气压力由0.18 MPa逐渐升高至0.2 MPa，55～60 min 吸气压力由0.2 MPa 逐渐降低至0.18 MPa），这是由于换热器表面结霜面积逐渐增大，换热器的换热性能逐渐变差，导致空气源热泵蒸发压力逐渐降低。在第50 分钟，低压储液器内制冷剂的气相比例达到最大值，向蒸发器供液能力达到最小，因此，蒸发压力最低。而蒸发压力的降低又会引起热力膨胀阀供液能力的增大，进而间接增大储液器向蒸发器供应制冷剂的能力，最终引起蒸发压力的回升。

本文在实验过程中，保持流入热泵冷凝器的热水温度恒定，因此，实验后期，压缩机的排气压力并没有随着蒸发压力的降低而明显降低。但是实验过程中压缩机的排气压力出现了较大的波动，尤其20～35 min 排气压力的波动最为明显，并且在第25 分钟排气压力达到最大值，1.59 MPa，这是由于低压储液器内存在复杂的热质交换，导致其内部压力发生波动，并且蒸发器的供液情况也不稳定，导致压缩机与热力膨胀阀内制冷剂的质量流量不稳定，最终导致压缩机排气压力发生较大波动。