带经济器的热泵性能特征研究

李玉春 蔡志鸿 何永锋

(1 顺德职业技术学院 佛山 528300；2 顺德科创达冷热设备公司 佛山 528300)

热泵热水器的应用近年来日益广泛，然而常规热泵系统在压比较高时，存在压缩机效率低，排气温度高等技术难题，因而成为行业发展的技术瓶颈；由制冷原理可知，采用双级压缩系统或复叠式制冷系统是解决高压比下技术难题(也即高温差)的有效途径，然而，由于系统过于复杂及成本因素，目前尚未有真正意义上的双级压缩式(或复叠式)热泵产品。经过分析与研究，人们发现将一定中间压力的制冷剂喷入处于压缩过程中的密闭气缸内，可以增大压缩机的输气量，从而提高制热量与COP，这成为解决热泵在高压比情况下的各种技术难题的一种有效解决方案[1-2]，此即带经济器的制冷系统，目前针对带经济器的制冷系统运行规律进行深入分析与研究的文献尚未见之，不利于此项技术的产业化与商品化，这里拟在此方面做一些探索。

1 实验装置

实验采用可带经济器的涡旋压缩机ZW61，冷凝器采用壳管式换热器，制冷剂走壳程，水走管程，蒸发器采用翅片管换热器(铝翅铜管)，经济器采用内外皆为铜管的套管式换热器(内管为螺旋管)，主电子膨胀阀采用EPF30，辅电子膨胀阀采用DPF14，组成实验装置如图1。

图1 实验系统示意图Fig.1 Schematic of experiment instrument

采用辅汽液分离器是为了避免喷入口含有液态制冷剂产生液击，经济器中内管与外管的制冷剂流向采用逆流布置，压缩机吸入口制冷剂流量由主电子膨胀阀控制，压缩机喷入口制冷剂流量由辅电子膨胀阀控制。实验中，蒸发器侧的进风状态由干球温度计、相对湿度计测量，冷凝器侧的进、出水温度各由一温度计进行测量，水流量由涡轮流量计测量，实验在广东省制冷产品检验站(顺德站)下属焓差室进行，温度计精度±0.1℃，流量计精度为0.5%，实验样机的输入功率由功率计测得，精度0.2%，实验样机的(瞬时)制热量Q1及COP由下式计算：

式中，Q1—制热量，W；P —输入功率，W；qW—水流量，m3/s；cp—水的比定压热容，J/(kg.k)；ρ —水的体积质量，kg/m3；to, ti—进、出口水温，℃。

实验过程中，调整辅电子膨胀阀开度来控制压缩机喷入口的制冷剂流量，当辅电子膨胀阀开度为0时，此时喷入口无制冷剂流过，相当于常规压缩机。这里以膨胀阀驱动脉冲数来代表开度，脉冲数为0时，膨胀阀处于全闭状态，脉冲数为500时，膨胀阀处于全开状态。制冷剂流动方向以制取热水时的流向为正，同时定义制冷剂主路为：压缩机-四通阀-冷凝器-经济器-主电子膨胀阀-蒸发器-四通阀-主汽液分离器-压缩机；定义制冷剂辅路为：压缩机-四通阀-冷凝器—辅电子膨胀阀-经济器 -辅汽液分离器-压缩机。

2 带经济器的制冷循环

图2 喷气增焓热泵循环Fig.2 Heat pump cycle with economizer

制冷剂在带经济器的热泵系统中的理想循环如图2[3]所示，制冷剂从压缩机排气口(状态3)排出，经冷凝器冷却(状态3—状态4)后分成主、辅两路，主路制冷剂在经济器中被辅路制冷剂冷至状态5后，经主电子膨胀阀节流至状态5’，在蒸发器中蒸发(状态5’—状态0)，从压缩机吸入口进入压缩机被压缩至中间状态1；而辅路制冷剂经辅电子膨胀阀节流(状态4—状态4’)，然后在经济器中被主路制冷剂加热后蒸发至状态6，经喷入口喷入压缩机，与主路制冷剂(状态1)混合后形成状态2，再经压缩形成排气状态3，如此重复循环。

3 实验结果与分析

3.1 实验现象

实验中主电子膨胀阀开度固定为320，改变辅电子膨胀阀开度(0～320)，得到了带经济器的热泵系统的运行规律。实验工况为：环境干球温度(-15±0.3)℃，相对湿度60%，进水温度为(47.5±0.3)℃，水量控制在(25±1)L/min。

图3 性能随开度的变化Fig.3 Performance variation with opening

由图3中可见，随辅电子膨胀阀开度增大，样机功率及制热量先是逐渐增大，随后稍作稳定，最大功率及最大制热量出现的工况点基本相同(开度为200)，分别是4788W及8050W，此时样机的COP值也最大(1.68)，此后继续增大辅电子膨胀阀开度，功率及制热量则开始下降，到开度为320时，已降至4484W及7336W，COP也较之略有下降(1.63)。

图4展示了样机制冷系统各温度点以及样机出水温度的变化，随辅电子膨胀阀的开度增大，排气温度是先升后降又再上升；吸气温度在开度低于200时，随辅电子膨胀阀的开度增大而下降，开度在200～320之间，吸气温度又开始上升；喷入口温度则是先快速飞升，然后又快速下降，最后趋于平稳，而出水温度的变化趋势则与制热量变化相对应。

图4 温度随开度的变化Fig.4 Temperature variation with opening

3.2 分析

辅路制冷剂经辅电子膨胀阀节流后变成低温流体，在经济器中与主路高温液态制冷剂换热,当辅电子膨胀阀开度较小时，由于辅路流量不够，故经过经济器后，辅路制冷剂出口温度接近于经济器中主路入口的制冷剂温度，因此在开度为40时，喷入口的温度达到最高(48℃)，之后随着辅路流量增大，喷入口温度逐渐下降，当辅路开度过大(超过200)时，辅路制冷剂在经济器出口带有液体，在经辅汽液分离器后，喷入口处于饱和蒸气状态，因此温度基本不再变化，此时即便加大辅电子膨胀阀开度，也只是影响辅汽液分离器中的液位而已，故辅路制冷剂流量是先随开度(＜200时)的增大而增大，当开度大于200后，流量趋于稳定。

主路制冷剂流量的影响因素较为复杂，当辅路电子膨胀阀开度在0～200间不断增大时，由于辅路制冷剂流量增大，在经济器中对主路高温液态制冷剂冷却作用增强，故主电子膨胀阀前的液体温度下降，在冷凝压力变化极微的情况下(实验过程中，冷凝温度相差小于1℃)，液体过冷度增加，主电子膨胀阀开度不变时，主路流量开始增大，此时流过蒸发器的液体开始增多，蒸发器出口温度降低，从而使压缩机吸入口温度随之降低，这在图4中开度在0～200间的温度变化可以得到印证。当辅路开度超过200时，由前述知，辅路制冷剂量流量不再增大，但辅汽液分离器中开始蓄存液态制冷剂，从而使得冷凝器中蓄存的制冷剂量减少，冷凝器底部的制冷剂液位下降，从而减少液态制冷剂在冷凝器中的停留时间(也即换热时间)，故冷凝器出口处的温度会升高，兼之冷凝器中制冷剂相变换热面积的增大，换热效果增强，故冷凝压力会略降；即便辅路开度增大，但由于流量基本不变(前已述)，故对主路制冷剂的冷却效果不变，冷凝器出口温度的升高必然导致主膨胀阀前液体温度的升高。从图4可见辅路开度由200增大到320时，主电子膨胀阀前温度反而由12.7℃上升至13.6℃，冷凝器出口温度由50.8℃上升至51.5℃，此时因为主电子膨胀阀前液体过冷度减小，阀前压力减小，阀后压力不变，故主路制冷剂流量减少，从而使蒸发器供液不足，制冷剂过早蒸发完全，压缩机吸气温度由-22.7℃升至-17.8℃，因此可见，由吸入口进入压缩机的制冷剂量先随辅电子膨胀阀开度的上升而增大，后又随辅电子膨胀阀开度的上升而减少，最大流量点在开度为200处。

由于压缩机总输气量等于吸气口吸入制冷剂与喷入口喷入制冷剂之和，故总输气量存在一个极值，由前述知，主、辅路流量和的最大点应在辅路开度为200时，这也是图3中功率、制热量、COP在开度为200处出现最大值的原因。

在吸排气压力变化较小的情况下，排气温度主要受吸气温度和喷入口温度的影响。在其它条件不变时，吸气温度越低，排气温度也就越低，当辅路开度低于200时，吸气温度随开度的增加而不断下降，故吸气对排气温度起到降温的作用；而喷入口温度先上升后又下降，当喷入气体温度高于喷入口处压缩腔中原有气体的温度时，此时喷入气体与腔内原有气体混合后，会提高腔中气体温度，排气温度也会随之上升，故在辅电子膨胀阀开度小于120时，开度越大，喷入气体比例越高，与腔内原气体混合后混合点温度也就越高，故喷入气体对排气温度起升温的作用，且该升温作用大于吸气对排气的降温作用，故辅路开度在0～120间，排气温度随辅路开度的增大而升高。当辅路开度超过120时，喷入气体的温度下降，对排气的升温作用开始逐渐减少甚至反转成降温作用(当辅路流量进一步增大时，喷入气体处于饱和气态，低于喷入腔内原气体温度，此时喷入气体的作用将由升温转化成降温作用)，此时排气温度开始下降。这也是图4中排气温度在辅路开度为120时处于最高点的原因。当辅路开度超过120后，且吸气与喷入气体对排气都起降温作用时，排气温度将迅速下降，因此图4中辅路开度为200时，排气温度已急降为86.1℃。随后，当开度数超过200时，由于主路制冷剂流量减少，吸气温度开始上升，而喷入气体状态及喷入量基本不再变化，故排气温度又掉头上升(开度为320时，升至91.6℃)。

3.3 最佳工况特征归纳

由上述分析可知，在主电子膨胀阀开度不变情况下，辅电子膨胀阀处于不同开度，系统的性能变化大(制热量为5130～8050W；COP为1.37～1.68)、排气温度变化大(86.1～113℃),若调试不当，非但不能提高热泵性能，甚至可能急速降低系统寿命(因排气温度过高)，寻找带经济器的热泵系统工作最佳状态点就显得尤为重要。该最佳工况点应是主路制冷剂流量最大，而辅路制冷剂经过经济器后，刚好处于饱和气态(即辅汽液分离器内无液体)时。

进一步对图3、图4辅路开度为200(实验的最佳工况点)时特征进行归纳可得：

1)实验样机在辅电子膨胀阀开度为200时，性能达到最佳点，此时吸气温度、排气温度最低，有利于提高热泵系统可靠性，同时功率、制热量、COP最高，也有利于提高系统低温工况下的制热效果及节能效果。

2)实验样机在该最佳点时，主电子膨胀阀前温度最低12.7℃，辅电子膨胀阀后温度与喷入口温度差绝对值最小(0.2℃)。

4 结语

对带经济器的热泵系统进行了实验，阐述了系统主要性能及制冷系统典型温度的变化趋势，定性分析了参数变化的内在规律，归纳了带经济器的热泵系统最佳工作点的特征，可做为产品设计中性能调试的工作指南。

[1]刘强,樊水冲,何珊.喷气增焓涡旋压缩机在空气源热泵热水器中的应用[J].流体机械, 2008, 36(9): 68-72(Liu Qiang, Fan Shuichong, He Shan. Application of Enhanced Vapor Injection Technology in ASHPWH[J]. Fluid Machinery, 2008, 36(9): 68-72.)

[2]陈骏骥,杨昌仪,蔡伯明.低温强热型空气源热泵热水器实验研究[J].流体机械, 2010, 38(1): 72-74(Chen Junji, Yang Changyi, Cai Baiming. Experiment of Low Temperature Heat- fl ash Type Air Source Heat Pump Water Heater [J]. Fluid Machinery, 2010, 38(1): 72-74.)

[3]庞宗占,赵会霞,马国远.涡旋压缩机准二级压缩过程的热力学分析[J].化工学报, 2006, 57(增刊):53-57(Pang Zongzhan, Zhao Huixia, Ma Guoyuan. Thermodynamic analysis on quasi two-stage compression process of scroll compressor[J].Journal of Chemical Industry and Engineering, 2006, 57(Suppl): 53-57.)