寒冷地區(qū)空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計與熱力學(xué)分析

寒冷地區(qū)空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計與熱力學(xué)分析

1空氣源熱泵在冷卻系統(tǒng)中的應(yīng)用自20世紀(jì)90年代以來，空氣源熱泵機已廣泛應(yīng)用于長江中下游、華南和西南部的應(yīng)用中。黃河流域、華北地區(qū)等寒冷地區(qū)一直是以燃煤、燃油作為冬季采暖的主要手段,但近年來對空氣源熱泵機組的需求十分迫切,主要原因如下:1)傳統(tǒng)的燃煤、燃油采暖嚴(yán)重污染城市的環(huán)境,2)供暖計量收費勢在必行,3)政府規(guī)定的供暖日之前有迫切的采暖需求;4)有些新建筑無法使用集中供暖系統(tǒng)。由于寒冷地區(qū)采暖季的氣溫較低,以北京為例,冬季最低氣溫可達到-15℃,在這樣的低溫環(huán)境中,普通空氣源熱泵的制熱能力和可靠性都大大降低,難以滿足寒冷地區(qū)冬季的采暖需求,為此開發(fā)適合低溫環(huán)境使用的空氣源熱泵顯得十分迫切。為使熱泵能在低溫環(huán)境中高效、穩(wěn)定、可靠地運行,國內(nèi)外進行許多技術(shù)研發(fā)和改進。日本有兩則報道,其一是采用煤油燃燒器在低環(huán)境溫度時輔助加熱室外換熱器來提高熱泵的低溫性能,其二是采用變頻系統(tǒng),低溫工況下讓壓縮機高速工作增加工質(zhì)循環(huán)量,同時向壓縮機工作腔噴液以防止其過熱,國內(nèi)一些廠家曾介紹過裝輔助電加熱器來解決低溫工況下制熱量不足問題。對適應(yīng)寒冷地區(qū)使用的熱泵技術(shù)研究發(fā)現(xiàn),采用渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)可以明顯改善熱泵的低溫性能,以此基礎(chǔ)研制出適合寒冷地區(qū)使用的空氣源熱泵樣機,并對其進行了較為詳細(xì)的試驗研究,對渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)的性能進行較為詳細(xì)的分析。2經(jīng)濟器系統(tǒng)的工作循環(huán),有將冷凝器或輔路渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)如圖1a所示,從冷凝器出來的液體分為兩路:主路為制冷回路,輔路為補氣回路。主路的制冷劑液體直接進入經(jīng)濟器;輔路的制冷劑液體經(jīng)膨脹閥B節(jié)流降壓后也進入經(jīng)濟器。這兩部分制冷劑在經(jīng)濟器中產(chǎn)生熱交換后,輔路的制冷劑變?yōu)闅怏w后被壓縮機的輔助進氣口吸入,主路的制冷劑變?yōu)檫^冷液體經(jīng)膨脹閥A降壓后進入蒸發(fā)器,在蒸發(fā)器中汽化后被壓縮機吸氣口吸入。主路和輔路的制冷劑在壓縮機工作腔內(nèi)混合,再進一步壓縮后排出壓縮機外,進入冷凝器,從而構(gòu)成了封閉的工作循環(huán)。經(jīng)濟器系統(tǒng)的最大特點是在冷凝器至壓縮機之間并聯(lián)有補氣回路,因此這種系統(tǒng)也稱為補氣系統(tǒng)。該系統(tǒng)有三個工作壓力,除高壓、低壓外,還有補氣回路膨脹閥B后的壓力,因該壓力介于高壓和低壓之間,通常稱之為補氣壓力或中間壓力。3循環(huán)性能分析3.1-補充壓縮過程的分析模式3.1.1-補充壓縮過程的分析壓縮機增設(shè)補氣口后,其壓縮過程被補氣過程分割成兩段,變?yōu)闇?zhǔn)二級壓縮過程。如圖1b所示,壓縮機的補氣-壓縮過程可分為三個階段。1容積比及壓力比壓縮機吸入狀態(tài)1的蒸汽,被封閉壓縮到狀態(tài)2,即圖1b中的1-2過程,假設(shè)1-2過程為等熵過程,則容積比:εv1=V1/V2=v1/v2(1)式中V——壓縮機工作腔容積m3;v——制冷劑比體積m3/kg;下標(biāo)1、2等阿拉伯?dāng)?shù)字表示圖1b中對應(yīng)的狀態(tài)點,下同。壓力比:ε1=p2/p1=(V1/V2)k=(v1/v2)k(2)式中p——制冷劑壓力kPa;k——制冷劑等熵指數(shù)2壓縮條件下工作腔內(nèi)氣體混合從經(jīng)濟器出來的氣體,通過補氣口進入壓縮機的工作腔,與腔內(nèi)狀態(tài)2的原有氣體混合,隨后邊補氣邊混合邊壓縮,直至工作腔與補氣口脫離,這時工作腔內(nèi)的氣體狀態(tài)已由補氣前的狀態(tài)2變?yōu)檠a氣后狀態(tài)2′。補氣過程的容積比為εvb=V1/V2′(3)3容積比v當(dāng)工作腔與補氣口脫離后,其內(nèi)的氣體從狀態(tài)2′被封閉壓縮到狀態(tài)3,即圖1b中的2′-3過程,假設(shè)2′-3過程為等熵過程,則容積比:εv2=V2′/V3=v2′/v3(4)壓力比:ε2=p3/p2′=(V2′/V3)k=(v2′/v3)k(5)在整個壓縮過程中,壓縮機的容積比εv始終不變,即:εv=εv1εvbεv2(6)3.1.2補充過程的分析與模型1氣孔過程模型的建立對于渦旋壓縮機,工作腔與補氣口從連通到脫離大約需要主軸旋轉(zhuǎn)一周的時間,盡管壓縮機轉(zhuǎn)速很高,補氣時間很短,但補氣期間工作腔的容積變化很大,因此在分析時將渦旋壓縮機的補氣過程模型化為絕熱增壓、等容混合過程。按照補氣過程的模型,補氣量可以表示為:式中qm2′、qm2——狀態(tài)2′及2的制冷劑質(zhì)量流量kg/s;R——制冷劑的氣體常數(shù)kJ/(kg.K);T——制冷劑溫度K;ξp——補氣過程的損失系數(shù),其值由實驗確定。2工質(zhì)的確定假設(shè)過程1-2為等熵壓縮過程,則狀態(tài)2的焓為h2=h1+Wiq(8)式中h——制冷劑的焓kJ/(kg.K);Wiq——過程1-2的等熵壓縮功(kJ/kg)若補氣過程是在絕熱狀態(tài)下進行的,則補氣過程2-2′的能量平衡式為:(1+a)h2′=ah6+h2+W2-2′(9)等容混合過程交換的功可表示為:于是,將式(10)代入式(9)可以導(dǎo)出工質(zhì)在狀態(tài)2′的焓為:根據(jù)比體積的定義式,狀態(tài)2與2′工質(zhì)的比容有如下關(guān)系:式中:?V——狀態(tài)2與2′的壓縮機工作腔容積差(m3)。確定狀態(tài)2′的狀態(tài),可先假定狀態(tài)2′的壓力p2′,再由式(12)計算出v2′、v2′由工質(zhì)狀態(tài)方程求出狀態(tài)2′的焓h2′,并與式(11)根據(jù)p2′計算出的h2′作比較,若二者一致,則說明假定的p2′正確,否則,重新假定p2′,重復(fù)上述計算,直至符合要求為止。與各狀態(tài)點的焓相比,如果2-2′過程交換的功比較小,則可忽略2-2′的過程功,于是狀態(tài)2′的焓可近似表示為:h2′=(h2+ah6)/(1+a)(13)假設(shè)過程2′-3為等熵壓縮過程,則狀態(tài)3的焓為:h3=h2′+Wih(14)式中Wih——過程2′-3的等熵壓縮功(kJ/kg)。假設(shè)主、輔回路在經(jīng)濟器中的熱交換是在絕熱狀態(tài)下進行的,則狀態(tài)5的焓為:h5=h4-a(h6-h4)(15)工作循環(huán)各狀態(tài)的焓確定后,很容易求出機組的主要性能指標(biāo)。制熱量:QK=qm2′(h3-h4)(16)制冷量:Q0=qm2(h1-h5)(17)壓縮功:Wi=qm2′h3-qm2(ah6+h1)(18)制熱性能系數(shù):COPh=Qk/Wi(19)制冷性能系數(shù):COPr=Q0/Wi(20)若考慮壓縮機的機械效率和電動機效率,則機組的能效比很容易求出。3.2單級系統(tǒng)及經(jīng)濟器系統(tǒng)對一臺渦旋壓縮機工作容積為64cm3的熱泵機組進行了性能分析。分析工況假定為:蒸發(fā)溫度-25℃(空氣側(cè)換熱器考慮10℃的傳熱溫差),冷凝溫度45℃,吸氣過熱10℃,冷凝器出口的液體過冷5℃,經(jīng)濟器出口的液體溫度由經(jīng)濟器的能量平衡方程求出。計算出的熱泵機組主要性能與原型機相同工況性能的實測值列于表1中。從表中可以看出,計算值與實測值比較接近,這說明了分析計算的合理性和正確性。如圖1所示,如果切斷補氣回路,即省去經(jīng)濟器按1-3′-5-5′-1循環(huán),則該系統(tǒng)即變?yōu)槠胀▎渭墘嚎s的熱泵系統(tǒng)。單級系統(tǒng)及經(jīng)濟器系統(tǒng)在分析工況下主要性能的計算值也列于表1。從表1可以看出,與按照單級循環(huán)工作的熱泵機組相比,低溫工況下按照經(jīng)濟器循環(huán)工作的熱泵機組的制熱量可以提高20%左右,制熱性能系數(shù)可以提高14%左右,排氣溫度降低了近20℃。因此,采用經(jīng)濟器循環(huán),可以明顯改善空氣源熱泵的低溫性能。4裝置的選擇結(jié)果對于上述64cm3渦旋壓縮機的熱泵機組,按照分析模型計算出的蒸發(fā)溫度為-20℃和-25℃時的性能隨相對補氣壓力的變化曲線如圖2～6所示。計算時,冷凝溫度、過冷度及過熱度均保持不變。相對補氣壓力為補氣(中間)壓力與壓縮機吸、排氣壓力幾何平均值的比值。從圖中可以看出,機組的各種性能在不同蒸發(fā)溫度時隨相對補氣壓力的變化趨勢基本相同。圖2是制熱量隨補氣壓力的變化,從圖中可以看出,制熱量隨相對補氣壓力幾乎呈線性增長的趨勢。在其它條件不變時,補氣壓力變大意味著補氣量的增加,因此計算結(jié)果表明增大補氣量始終都能使制熱量增加。這是因為增大補氣量不僅使冷凝器中制冷劑流量增加,而且也使壓縮機的功率消耗增加,這二者均能增大冷凝器的熱負(fù)荷,相應(yīng)地機組制熱量也就增加了。雖然補氣量增加可以改善壓縮過程后半部分的冷卻效果,使壓縮機排氣的焓有所降低,但排氣焓的變化幅度很有限,因此它對制熱量的變化趨勢影響較小。以上分析表明相對補氣壓力越大對增加機組制熱量的越有利。圖3是制冷量隨補氣壓力的變化,從圖中可以看出,制冷量隨補氣壓力增大存在有最佳值,當(dāng)相對補氣壓力為1.2～1.4時制冷量比較大。這是因為:在補氣壓力較低時,補氣量隨補氣壓力增加而變大,從而使主回路制冷劑流經(jīng)濟器時產(chǎn)生的過冷度也增加,致使制冷量隨補氣壓力升高而增加;在補氣壓力較高時,補氣過程中工作室內(nèi)制冷劑向低壓側(cè)的泄漏量比較大,且隨補氣壓力升高而增加,從而使壓縮機的吸氣量即蒸發(fā)器流量降低,致使制冷量隨補氣壓力的升高而有所降低。圖4是壓縮功(即指示功率)隨補氣壓力的變化,從圖中可以看出,壓縮功隨相對補氣壓力的增加而增加,但增加的幅度不大,在計算工況范圍內(nèi),壓縮功的最大值與最小值相差只有10%左右。這是因為一方面補氣壓力升高增加了壓縮機的輸氣量,致使壓縮功增大;而另一方面補氣壓力升高增加了補氣量可以改善壓縮過程后半部分的冷卻效果,使壓縮機排氣的焓有所降低,這又使壓縮功降低,但前者是影響壓縮功的主要因素。圖5是性能系數(shù)隨補氣壓力的變化,從圖中可以看出,性能系數(shù)隨相對補氣壓力變化很小,但當(dāng)相對補氣壓力為1.1～1.3時性能系數(shù)比較高。圖6是壓縮機排氣溫度隨補氣壓力的變化,從圖中可以看出,排氣溫度隨相對補氣壓力升高而明顯降低,這說明增大補氣量能夠改善壓縮過程且有助于降低排氣溫度。綜上所述,可以發(fā)現(xiàn)采用渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)的意圖不同,其適宜的設(shè)計參數(shù)和方案也不同。如果意圖是為了增加制冷量和提高系統(tǒng)的性能系數(shù),那么相對補氣壓力的適宜值約為1.2;如果意圖是為了增加制熱量和降低排氣溫度,則應(yīng)該選用較高的相對補氣壓力。5液壓驅(qū)動方案對提出的渦旋壓縮機經(jīng)濟