以R290为工质的双缸压缩机中间补气热泵系统的性能分析

2021-12-16吴国强许树学马国远

压缩机技术 2021年5期

吴国强，许树学，马国远

(北京工业大学环境与生命学部，北京 100124)

1 引言

R290的ODP为0，GWP为20，基加利修正案的实施使得HFCs的削减进一步加快，因此R290由于其优异的环保和热物性受到越来越广泛的关注[1]。相比于R22替代制冷剂的竞争者—R32，R290的系统制冷能效比要高3.8%，换热器压降也更低[2]。近几年，国内多家空调厂家纷纷对生产线进行调整，R290空调产品也有小批量上市。但与R22类似，R290在低温下同样存在制热量和制热COP衰减严重的问题[3]，为此带有补气的热泵系统受到了研究者的瞩目。

一些学者对单级补气热泵系统的性能进行研究，证明了补气对于改善单级热泵系统低温制热性能的有效性。马敏[4]等实验结果显示超低温工况带闪发器的补气系统相比于不补气的热泵系统可以提高18%的制热量。许树学[5]和贾庆磊[6]也得出了补气可提高单级补气转子压缩机热泵系统制热量的结果。双缸补气系统是双级补气系统在单压缩机上的一种实现形式，它可以降低压缩比，提高压缩效率，所以也受到广泛的关注。尹应德[7]测试了双缸补气系统性能随环境温度和出水温度的影响，结果显示环温从0℃下降到-30 ℃，制热量下降了62.16%，COP则从2.94衰减到1.38。黄辉[8]建立了双级补气滚动转子式压缩机的模型，并通过测试表明环境温度为-35～54 ℃下，热泵空调的最佳高低压容积比为0.36～084。Jaehyeok Heo[9]建立了双级补气滚动转子式压缩机的模型并探究了容积比对系统性能的影响，结果表明低压缸容积与总容积之比提高，则制热量和功耗下降。

虽然国内外的研究者揭示了补气压力、容积比等参数对系统性能的影响，但主要集中于R410A和R32等工质，对R290的研究目前较少，而对带经济器的R290补气热泵系统的理论研究更是缺乏。因此，有必要对此进行研究。本文建立了带过冷器补气的R290的双级热泵系统的模型，并分析了补气压力、补气过热度、补气量和高低压容积比对系统性能的影响。

2 系统原理和模型的建立

2.1 系统原理

补气系统如图1所示，其由双缸压缩机、冷凝器、过冷器、膨胀阀和蒸发器组成。图2为补气系统对应的p-h图。高压缸排出的高温高压气体(4)经过冷凝器后形成过冷液体(5)。冷凝器出来的过冷液体一部分流经辅路节流阀形成低温的两相气体(6)，然后经过冷器后与主路制冷剂换热后(8)进入低压缸排气管。冷凝器出来的主路制冷剂流经过冷器后进一步过冷(7)，经节流后形成低压制冷剂(9)。最后，蒸发器出来的过热气体(1)经过低压压缩机压缩后(2)与补入的制冷剂(8)混合进入高压缸进一步压缩形成高温高压气体(4)，完成一次循环。

图1 补气热泵系统原理图

图2 补气热泵系统p-h图

2.2 补气系统热力学模型

为简化补气模型，做以下几点假设：

(1)制冷剂气体在压缩机中是一个绝热压缩的过程；

(2)忽略进出压缩机制冷剂的动能和位能；

(3)补气为瞬时过程，低压缸压缩排出的制冷剂与辅路补入的气体在管道中瞬间等压混合均匀，形成状态3，混合为绝热过程；

(4)忽略制冷剂在换热器中的压降。

补气前后各状态点的容积和质量变化如图3所示。蒸发器出来的质量流量为qme的制冷剂气体经过低压缸压缩后形成中间压力为pm的状态，当混合qmi的补入气体后形成qmc的中间状态气体，最后输入高压缸后压缩至排气压力排出。

图3 补气过程中各状态点高低压缸容积和质量变化示意图

对于一些基本参数和计算参数如下

输入功率

(1)

其中

qmc=qmi+qme=(1+a1)qe

(2)

式中qmc——冷凝器质量流量，kg/h

qme——蒸发器质量流量，kg/h

a1——相对补气量

ηm——机械效率

ηmo——电动机效率

相对补气量为补气制冷剂质量流量与蒸发器质量流量的比值，定义式如下

(3)

式中qmi——补气制冷剂质量流量，kg/h

压缩机的质量流量由吸气状态和理论输气量决定

(4)

式中qvt——压缩机理论输气量，m3/h

v1——吸气比容，m3/kg

ηv——压缩机容积效率

由式(5)[10]进行计算

(5)

式中c——压缩机相对余隙容积比，取0.012

pout——压缩机出口压力，MPa

pin——压缩机进口压力，MPa

忽略补气压力与压缩机制冷剂的压力差则式(3)可以改写为

(6)

式中VH——高压缸容积，cm3

VL——低压缸容积，cm3

压缩机的等熵效率[11]为

(7)

对过冷器应用能量守恒方程可以得到

(8)

补气系统制热量为

Qc=qme(1+a1)(h4-h5)

(9)

补气系统制热性能系数

COPh=Qc/W

(10)

高低压缸容积比

(11)

3 模拟结果和分析

根据国标《GB/T 7725-2004 房间空气调节器》，额定低温制热工况时设定蒸发温度为45 ℃，蒸发温度-15 ℃，过热度为10 ℃，过冷度5 ℃。此外，还对蒸发温度-25 ℃，-5 ℃和5 ℃条件下系统性能进行了对比。

本文选取额定制冷量为2.5 kW的固定容积低压压缩机进行了计算，研究了补气压力、过热度、相对补气量和高低压缸容积比对系统制热性能的影响，结果如下。

3.1 补气压力

图4所示为补气压力对制热量的影响，可以看出，在一定补气量下，补气压力对制热量没有明显影响。以蒸发温度-15 ℃，冷凝温度45 ℃为例，补气压力从3.92 bar提高到14.34 bar时，制热量从1.56 kW变化到1.57 kW，仅提高1%。图5所示为补气压力对电功耗的影响。整体上电功耗随着补气的压力先降低后增大。由于电功耗由高压缸和低压缸功耗组成，两者之和决定了电功耗的趋势。当补气压力提高后，低压缸的功耗提高，而高压缸的功耗降低。这从p-h图可知，当补气压力提高，则低压缸的所负担的压缩量越高，压比越大，故而功耗越高。图6所示为补气压力对制热COP的影响，受电功耗的影响，系统COP先是随压力增大而下增大，然后又随之下降，存在一个最佳补气压力使得COP取得极大值。蒸发温度为-25 ℃，-15 ℃，-5 ℃，5 ℃对应的最佳补气压力和最佳COP分别是6.94 bar、8.23 bar、9.54 bar、10.83 bar和2.21、2.71、3.40、4.47。制热工况最佳相对补气压力为1.24～1.18。

图4 补气压力对制热量的影响

图5 补气压力对制热COP的影响

图6 补气压力对系统功耗的影响

3.2 补气温度

图7所示为额定低温制热工况下的系统的制热量、功耗和制热COP随补气过热度的变化。从图中发现，在一定补气量下，补气过热度从0～10 ℃范围内，随着补气过热度的升高，系统制热量、功耗和COP略有升高，但大体上保持不变。制热量的提升是由于在一定补气压力下补入气体和压缩腔内混合气体的焓值随过热度的增加而增加，在压缩机效率基本不变的情况下，排气的焓值略有增加，这导致系统制热量增加。补气过热度对系统性能的影响量均在1%以内，可以认为在0～10 ℃内补气过热度对补气系统没有明显影响。

3.3 补气量

图8所示为相对补气量对制热量影响，可以看出大体上制热量随着相对补气量的增加而线性增加。在额定制热工况下，相对补气量从0.05增加到0.5时，制热量从1.47 kW增加到2.06 kW，增加了40%。

图8 相对补气量对制热量的影响

图9所示为相对补气量对制热工况功耗的影响，可以看出功耗对制热量影响呈现线性正相关趋势。相对补气量增加而造成的功耗是由高压缸功耗的增加而引起。这是因为在补气压力一定情况下，压缩机单位功耗一定，补入的气体越多，压缩机高压缸流量越大，总功耗就越大。压缩机在额定制热工况下，相对补气量从0.05增加到0.5时，功耗从0.56 kW增加到0.68 kW，增加了20%。

图9 气压力对制热功耗的影响

图10是相对补气量对制热COP的影响，可以看出性能系数随着相对补气量的增加基本呈线性增加趋势。在额定制热工况下，相对补气量从0.05增加到0.5时，制热COP从2.63增加到3.04，增加了15.6%。

图10 补气压力对制热COP的影响

整体而言，补气量对系统性能的影响基本呈线性变化，相对补气量每增加0.1，系统的平均COP和制热量分别增加了3.5%和8.9%，功耗增加4.7%。

3.4 容积比

高低压容积比是反映制冷剂在压缩机低压缸压缩程度的一个参数，对于系统优化设计起着关键的作用。图11是高低压容积比对制热量的影响，在一定补气量下高低压缸容积比对制热量没有明显的影响。但是从图12可以看出，高低压容积比对功耗有着明显的影响。整体上，功耗随着高低压缸容积比的增加先减小后增大。从图13可以发现存在一个最佳容积比使得制热COP取得极大值，而最佳容积比随着蒸发温度的降低而减小。在冷凝温度45 ℃下，蒸发温度为-25 ℃，-15 ℃，-5 ℃，5 ℃时对应的最佳高低压缸容积比分别是0.33、0.39、0.45、0.53。