带气液分离的变频空调系统研究

2021-04-12陈健勇徐嘉铖李绪雄郭长旭罗向龙

广东工业大学学报 2021年3期

夏宽，陈健勇，徐嘉铖，李绪雄，郭长旭，陈颖，罗向龙

（广东工业大学材料与能源学院，广东广州 510006）

分液冷凝是一种管内强化冷凝传热方法[1]，通过气液分离器将冷凝过程中的气体和液体分离，并排出冷凝液，高干度气体进入下一管程继续冷凝，维持高传热系数；同时由于不断排出冷凝液，减少了进入下一流程的制冷剂流量，有效降低了气液两相的流动阻力。Zhong等[2]通过实验研究，发现当进口制冷剂流速高于590 kg·m-2·s-1时，分液冷凝器的传热系数比普通冷凝器高，压降比普通冷凝器低30.5%～52.6%。朱康达等[3]计算了7种不同结构分液板式冷凝器，发现分液效率越高，换热性能越好。华楠[4]发现在相同工况和结构尺寸条件下，分液冷凝器的传热系数比普通冷凝器可提高34.6%，总压降可降低74.4%，证实了分液冷凝对冷凝器性能的改善。

学者们对采用分液冷凝器的空调系统性能进行了深入研究。Chen等[5]用分液冷凝器替换空调系统原冷凝器，试验结果表明：系统能效相当时，分液冷凝器的换热面积仅为原冷凝器的63.1%，制冷剂充注量仅为原系统的80.3%。Li等[6]发现使用等面积分液冷凝器的空调系统性能系数比原系统高6.6%。Chen等[7]将等面积分液换热器替换原热泵空调系统中的室外换热器，试验发现，制冷模式下系统能效(Energy Efficiency Ratio，EER)提升了9.8%，制热模式下系统能效(Coefficient of Performance，COP)提升了7.4%。目前研究集中于定频空调系统中，尚无分液换热器在变频热泵空调系统中的研究。针对变频空调系统在不同地区的全年能源消耗效率(Annual Performance Factor，APF)计算，则能反映出系统实际运行性能的地域差异。

本文针对带分液换热器的变频热泵空调系统，首先进行了系统匹配研究，确定了最佳毛细管长度和制冷剂充注量；然后依据国标GB 21455——2013[8]在不同的制冷、制热工况下对系统进行试验测试；最后对变频空调的APF进行了计算，并对比了在我国5个气候区域中不同城市实际运行效果[9]。

1 试验介绍

1.1 试验样机

本文采用的管翅式分液换热器，具体参数如表1所示，结构如图1所示，管程分布为8-6-5-3-2。分液换热器由平行流换热单元和左右联箱组成，联箱内设置分液隔板与盲板，将换热单元分成不同的管程。在制冷模式下，室外换热器作为冷凝器，制冷剂气体从右上入口进入平行流换热器的第一流程(向左移动)并部分冷凝，由于左联箱的第二管程入口处设置有分液隔板，气体和液体在此进行气液分离，液体沿小孔流入下一联箱，剩余的气体则进入第二管程(向右移动)继续冷凝。第三管程流动情况类似。第四管程入口处设置有盲板，第三管程流出的制冷剂与从第一管程分离的液体在此混合，继续向右流动并冷凝。最后所有制冷剂在最下方汇聚于两根蛇形管中，实现完全冷凝或过冷。在制热模式下，室外分液换热器作为蒸发器，从节流阀出来的两相制冷剂从底端入口流入，经过一段蛇形管后进入分液联箱，在分液隔板处受重力和压差等影响，管程内的制冷剂流量和干度将重新分配，对蒸发器的换热性能产生影响。

表1 换热器结构参数Table 1 Heat exchanger structure parameters

图1 分液换热器结构示意图Fig.1 Schematic of liquid separation heat exchanger structure

1.2 试验平台介绍

焓差实验平台和测试设备如图2所示，变频空调系统由压缩机、冷凝器、毛细管、蒸发器和过滤器等其他附件组成。蒸发器和分液换热器分别置于室内、室外环境室中，并由隔热层包裹的铜管连接。测量不确定度如表2[10-11]所示。

图2 试验平台原理图Fig.2 Schematic diagram of test platform

表2 测量精度和不确定度Table 2 Measurement accuracy and uncertainty

1.3 试验方法

按照国家标准GB/T 7725——2004[12]，在制冷模式的额定工况下，室内干球、湿球温度分别为27，19 ℃，室外的干球、湿球温度分别35，24 ℃；在制热模式的额定工况下，室内干球、湿球温度分别为20，15 ℃，室外的干球、湿球温度分别为7，6 ℃。

所使用分液变频空调系统制冷剂充注量和毛细管长度需要进行匹配，以达到最佳的系统性能。在制冷模式下运行时，制冷剂充注量以50 g的增量变化；毛细管长度每次增加50 mm，得出制冷模式下最佳EER。然后对制热性能进行匹配，由于充注量已经确定，只需改变毛细管长度，每次改变50 mm，找出最佳制热能效COP。完成匹配后，再调整变频压缩机频率，使其制冷量与制热量分别为额定工况下的1/2，得到系统中间制冷、中间制热的性能。

1.4 数据处理

制冷模式下系统的EER和制热模式下系统的COP计算公式为

式中Qe、Qh、W分别表示制冷量(W)、制热量(W)、系统耗功(W)；EER和COP的不确定度为±3.9%[9]。

根据国标GB 21455——2013[8]，转速可控型热泵空调采用全年能源消耗效率指标(APF)来考核系统能效，由式(3)计算。本文基于国标GB 21455——2013中对APF计算的规定，同时考虑各地区空调制冷、制热季节运行时间，编写了季节能效比计算软件，如图3所示，可用来计算变频空调在不同地区运行的季节能效比。

其中CSTL、HSTL分别表示制冷、制热季节总负荷，CSTE、HSTE分别表示制冷、制热季节耗电量。

图3 变频空调器季节能效比计算软件Fig.3 Annual performance factor calculation software

为验证上述APF软件计算的准确性，本文采用朱玉鑫等[13]的9组实验数据和张海云等[14]的1组实验数据作为输入，并与文中的结果比较，结果一致。如表3所示。

2 结果与讨论

2.1 系统匹配

在制冷额定工况下，系统制冷剂充注量和毛细管长度的匹配如图4所示。图4(a)表示对于特定的毛细管长度，随制冷剂充注量的增加，制冷量先增加后降低。这是由于充注量过低时，系统制冷剂流量不足，流量随充注量的增加而增加；当制冷剂充注过多时，制冷剂会积聚在换热器中，导致有效换热面积减少，从而引起制冷量下降。图4(b)表示耗功随着制冷剂充注量增加而增加，这由于制冷剂流量增加所致。而EER是由制冷量和耗功共同作用的结果，如图4(c)所示，当毛细管长度为800 mm、充注量为800 g时，系统具有最大制冷能效(EER)，为2.57。

表3 APF计算结果比较Table 3 Comparison of APF calculation results

基于制冷模式下所确定的制冷剂充注量800 g，对制热模式下的毛细管长度进行匹配。如表4所示，随着毛细管长度的增加，制热量表现出先增加后减少再增加的趋势。系统耗功和COP的变化与制热量呈现出相同规律，且最大值和最小值都分别出现在毛细管长度为700，800 mm处。

2.2 不同工况的系统性能

系统的不同工况性能对比如表5所示。在制冷工况时，系统额定频率为60 Hz，当系统频率调整为26 Hz时制冷量约为额定制冷量的一半，此时为中间制冷，制冷量减少48.6%，耗功减少58.9%。由于耗功减少幅度更大，EER反而增加了24.9%。类似的在制热工况时，压缩机频率减少52.7%时，制热量减少50%，耗功减少55.4%，由于耗功减少幅度更大，COP反而增加了11.96%。这是因为压缩机运行频率的增加虽然能提升制冷、制热量，但同时压缩机自身耗功也会大幅增加，最终系统能效比受制冷量/制热量、耗功变化的综合影响。

图4 分液变频空调系统制冷匹配规律Fig.4 Refrigeration matching law of air-conditioning system

表4 分液变频空调系统制热匹配规律Table 4 Heating matching law of liquid-split inverter air conditioning system

表5 变工况性能对比Table 5 Performance comparison under variable conditions

2.3 不同地域的系统APF对比

本文根据中国建筑气候分区[15]，在5个不同气候区域中分别选取2个代表性城市，由《中国建筑环境分析专用气象数据集》[16-17]分别获得5个气候区域中10个典型城市的全年逐时气候数据。

参照《GB 17758——2010 单元式空气调节机》[18]，制冷季节内，取外部环境≥24 ℃为开机制冷时间；制热季节内，取外部环境温度≤16 ℃为开机制热时间，统计得到10个城市及全国的变频空调器制冷、制热运行时间曲线，分别如图5(a)、(b)所示。

图5 运行时间曲线图Fig.5 Running time graph

通过计算，得到了空调系统在10个城市运行的APF，如图6所示。由图可知，在严寒地区的沈阳有最低值2.81，在温和地区的腾冲有最大值3.67。10个城市的平均APF值为3.29，与国标计算的APF相差3.8%，可以看出采用国标规定的运行时间计算出的APF可以较准确地反映系统在全国运行的平均性能。但国标得出的APF值3.17与腾冲的APF(3.67)和沈阳的APF值(2.81)分别相差15.8%、12.6%，所以采用不同地域运行时间单独计算APF是很有必要的。