带中间补气的滚动转子式压缩系统制热性能的实验研究

贾庆磊冯利伟，2晏刚

(1西安交通大学 西安 710049;2广东美芝压缩机有限公司 佛山 528333)

带中间补气的滚动转子式压缩系统制热性能的实验研究

贾庆磊1冯利伟1，2晏刚1

(1西安交通大学 西安 710049;2广东美芝压缩机有限公司 佛山 528333)

将带中间补气的单缸滚动转子式压缩机应用于空气源热泵系统，以解决低温工况下出现的制热量不足、能效偏低等问题。利用焓差室测试比较带中间补气的单缸滚动转子式压缩系统(单缸系统)与双缸滚动转子式压缩系统(双缸系统)、单级压缩系统在不同制热工况下的系统性能。实验结果表明:在室外温度高于－15℃时，单缸系统与单级压缩系统相比，其制热量增加幅度均大于12%，并随着室外温度的降低增加幅度逐渐增大；单缸系统的制热量与COP均大于双缸系统，其提升幅度的平均值分别为2.29%、1.94%；在室外温度低于－15℃时，单级压缩系统因排气温度过高无法正常工作，双缸系统的制热量与COP均大于单缸系统，其提升幅度的平均值分别为4.5%、9.42%；验证了单缸系统更适用于室外温度高于－15℃的工况，双缸系统更适用于室外温度低于－15℃的工况。

空气源热泵系统；中间补气；滚动转子式压缩机；制热性能

空气源热泵系统是将空气中的低品位热能转化为高品位热能，以向建筑物提供冷量(热量)的节能装置[1]，其主要优点有:空气为低品味热源、来源广、无偿循环使用；占用空间小；运行管理方便、随用随开、不需要专门人员控制；能效较高、符合国家节能减排要求。由此空气源热泵系统在世界范围内得到大面积应用。但它的应用也受到一些限制，如气候条件的约束，随着室外环境温度的不断下降，空气源热泵系统将会出现下列问题[2]:1)吸气量减小，系统制冷剂循环量不足，导致空调器系统的制热量减少；2)压缩机压比增加，导致压缩机排气温度过高；3)系统运行性能系数(COP)急剧下降。针对空气源热泵系统在低温工况下的问题，国内外专家学者提出了多种解决方案，其中包括:将中间补气技术应用于空气源热泵系统[3－6]、提高润滑油流量来冷却压缩机的热泵系统、采用宽频变频技术、采用辅助加热系统、复叠式蒸气压缩热泵系统[7]，以及双级耦合热泵系统[8]等。其中，应用中间补气技术为解决空气源热泵系统在低温工况下问题的有效方案之一。

中间补气技术首先应用于涡旋压缩机[9－10]，图1所示为带中间补气的涡旋压缩机的结构简图，图中两点表示开设补气口的位置。

图1 带中间补气的涡旋压缩机图Fig·1 The scroll compressor with vapor injection

如图1所示，在定涡旋盘上开设补气口，将中间压力的气态制冷剂补入到涡旋盘的中间压缩腔，从而达到增加压缩机制冷剂循环流量的目的，同时补入气缸内的中间压力制冷剂的焓值较低，因此可降低压缩机的排气温度。但由于涡旋压缩机容易出现过压缩、欠压缩等现象，特别是应用于房间空调系统后，在大范围运转条件下运行效率较低[11]，且制作成本较高。因此，将中间补气技术应用于滚动转子式压缩机同样是一种研究方案。

滚动转子式压缩机主要包括单缸滚动转子式压缩机与双缸滚动转子式压缩机，其中，针对将中间补气技术应用于双缸滚动转子式压缩机，国内学者马国远等[12]研究了其应用于空气源热泵系统后制冷工况、制热工况的系统性能均有较大的提升；国外学者Heo J等[13－14]研究了不同的高、低压缸容积比对系统性能的影响，以及在不同室外温度、不同运行频率下空气源热泵系统的性能特性；国外学者Jang Y等[15]研究带闪发器、经济器等不同型式的空气源热泵系统在不同工况下的性能特性。图2为带中间补气的双缸滚动转子式压缩系统循环图。

如图2所示，双缸滚动转子式压缩机包含高、低压气缸和一个混合气缸，低压缸从气液分离器吸入气态制冷剂进行第一级压缩，后排至中间混合气缸；此时，闪发器分离出中间压力的气态制冷剂同时进入中间混合气缸，两者混合后进入高压缸进行第二级压缩，后经排气阀排出。双缸滚动转子式压缩机的主要设计点为高、低压气缸容积比的大小，其值决定系统中间补气压力及中间补气量的大小，文献[12]中理论计算得出高、低压腔容积比的适宜值范围为3/4～4/5。

图2 双缸滚动转子式压缩系统循环图Fig·2 CycliCgraph of dual-cylinder rotary compression system

目前，国内外针对将中间补气技术应用于单缸滚动转子式压缩机的研究较少，本文研制出带中间补气的单缸滚动转子式压缩机，将其应用于空气源热泵系统，实验测试带中间补气的单缸滚动转子式压缩系统(单缸系统)与单级压缩系统、双缸滚动转子式压缩系统(双缸系统)在不同制热工况下的性能特性。

1 带中间补气的单缸滚动转子式压缩机的研制

本文在研制中间补气的单缸滚动转子式压缩机时，采用压缩机原型机的型号为DA108M1C-27FZ，其主要结构参数如下表1所示。

表1 压缩机原型机结构参数Tab·1 Structural parameters of compressor prototype

带中间补气的单缸滚动转子式压缩机是在原型机的气缸排气口附近开设一个直径为4 mm的圆形补气口，并加设舌簧阀，该舌簧阀为有一定刚度的钢片，其升程被限位器控制在0～0.8 mm之间。图3为带中间补气的单缸滚动转子式压缩机结构简图。如图3所示，排气阀所处角度为15°，补气舌簧阀所处角度为30°，将补气口开设在排气口附近，其原因是为了最大程度缩短补气口同吸气口串通时间，使空调器运行各工况补气量最大化。

图3 带中间补气的单缸滚动转子式压缩机结构图Fig·3 Structure diagramof single-cylinder rotary compression systemwith vapor injection

压缩过程可分为三个阶段，其原理图如图4所示:1)吸气结束后，进入压缩初始阶段，此时压缩腔内的气体压力低于补气压力，内外压差远大于舌簧阀弹力，补气舌簧阀打开，向压缩腔内补入气态制冷剂；2)随着压缩的进行，气缸内压力逐步升高，当气缸压缩腔内压力接近补气压力时，补气舌簧阀在自身弹力的作用下关闭，补气过程结束；3)气缸压缩腔内的压力进一步提高至排气压力后，压缩机进行排气，压缩过程结束。

图4 带中间补气的单缸滚动转子式压缩机补气原理图Fig·4 PrinciPle diagramof single-cylinder rotary compression systemwith vapor injection

由上述原理可知:单缸滚动转子式压缩机在吸气结束后便可开始补气，可通过控制中间补气压力进一步控制补气时间以及补气量。与涡旋压缩机和双缸滚动转子式压缩机相比较，其主要优点为:结构简单、容易实现；采用的补气舌簧阀有止回阀作用，可以防止制冷剂从压缩机气缸经补气口回流至闪发器；在相同补气量的情况下，中间补气压力低，第一级节流程度大，进入蒸发器内制冷剂干度低，蒸发器换热效率、换热量大；主要缺点在于开设补气口与加设舌簧阀增加了压缩机余隙容积，使得在高压比工况下压缩机性能衰减。

2 实验装置与测试工况

2·1 实验测试装置

本文中的实验均在国家标准焓差室中进行，实验室分为工况调节系统、温度采样系统、风量测量系统等主要设备以及其它辅助测试设备，测试参数主要包括温度参数、电参数、压力参数等。所有参数均可通过控制台控制，采样集成到计算机，通过计算机界面可以观察到所有的测试结果，图5为实验室主要设备布置图。

图5 实验室设备图Fig·5 The equipment figure of experimentation

2·2 测试机组

本文测试三组热泵系统机组，分别为单级压缩热泵系统、单缸系统、双缸系统，三组系统的压缩机气缸容积分别为10.8 cm3/rev、10.8 cm3/rev、高压缸7.5 cm3/rev与低压缸9.8 cm3/rev，制冷剂采用R410A。三组测试热泵机组采用相同的室内机与室外机，其型号分别为KFR-35G/BP3N1-CE、KFR-35W-190，测试中主要记录不同制热工况下三组热泵系统的制热量、功率、COP等主要参数。其中，对于单缸系统与双缸系统而言，系统制热量、COP随着中间补气压力的变化而变化，在测试过程中，两组系统分别调试出多组不同补气压力下的系统性能，并分别选择其中最佳的系统性能进行比较。

2·3 测试工况

本文主要研究制热工况下系统性能，机组测试工况如表2所示。

如图7所示，室外温度高于－15℃时，单缸系统的功率持续高于单级压缩系统的功率，同时，两组系统功率的变化趋势与制热量的变化趋势相近。其原因是将部分中间压力的气态制冷剂补入到压缩机气缸内，使得压缩机压缩过程质量流量增大，压缩机功耗增大。

如图8所示，测试中两组系统的COP随着室外温度的降低均在逐渐的降低，但是在温度高于－15℃时两组系统的COP相差不大，说明单缸系统在补

表2 空调器测试工况Tab·2 Testing conditions

3 结果与讨论

3·1 不同制热工况下单缸系统与单级压缩系统的性能对比分析

图6～图9所示为单缸系统与单级压缩系统在不同制热工况下系统制热量、功率以及COP。实验测试中，当室外温度低于－15℃时，单级压缩系统为防止室内侧吹出冷风，运行频率持续升高，使得排气温度过高，压缩机停机保护，无法得到测试数据。

图6 不同制热工况下单缸系统与单级压缩系统制热量Fig·6 Heating capacities of the single-cylinder systemand the single stage comPression systemin different heating conditions

如图6所示，随着室外温度的逐渐降低，单缸系统与单级压缩系统的制热量均线性的降低。室外温度高于－15℃时，在两组系统运行频率相等的条件下，随着室外温度的降低，单缸系统相对于单级压缩系统，其制热量均有一定的提升，且提升幅度逐渐增大，如在额定制热工况，其制热量提升530.78 W，提升幅度为12.9%；在额定低温制热工况，制热量提升488.86 W，提升幅度为13.42%；在－10℃的超低温工况，制热量提升458.82W，提升幅度为14.48%；在－15℃的超低温工况，制热量提升414 W，提升幅度为15.72%。其原因是随着室外温度的降低，压缩机吸气流量急剧降低，单级压缩系统的制热量衰减程度较大，而补气回路的制冷剂流量降低速率缓慢，使得单缸系统相对于单级压缩系统制热量提升值有所降低，但其提升幅度逐渐增大。入的气态制冷剂时不仅增大了系统制热量而且增大了系统功率，使得两组系统COP相近。

图7 不同制热工况下单缸系统与单级压缩系统的功率Fig·7 Power capacities of the single-cylinder systemand the single stage compression systemin different heating conditions

图8 不同制热工况下单缸系统与单级压缩系统的COPFig·8 COPs of the single-cylinder systemand the single stage compression systemin different heating conditions

综上所述，单缸滚动转子式压缩机开设补气口是可行的，其应用于空气源热泵系统后可有效解决低温工况下空调器制热量不足或者无法正常运行等问题。

3·2 不同制热工况下单缸系统与双缸系统的性能对比分析

图9～图11所示为单缸系统与双缸系统在不同制热工况下的系统制热量、功率以及COP。

图9 不同制热工况下单缸系统与双缸系统的制热量Fig·9 Heating capacities of the single-cylinder systemand the dual-cylinder systemin different heating conditions

图10 不同制热工况下单缸系统与双缸系统的功率Fig·10 Power capacities of the single-cylinder systemand the dual-cylinder systemin different heating conditions

如图9所示，随着室外温度的逐渐降低，两组系统的制热量变化规律相似，说明两组系统的制热量相对于单级循环系统而言均有较大的提升。当室外温度高于－15℃时

，单缸系统的制热量均大于双缸系统，四个工况下单缸系统较双缸系统制热量提升幅度的平均值为2.29%；当室外温度低于－15℃时，双缸系统制热量高于单缸系统，两个超低温工况下双缸系统较单缸系统制热量提升幅度的平均值为4.5%。其原因是:1)双缸系统在不同工况下对应的最佳的补气量、最佳中间补气压力不同，而补气量与补气压力由高、低压缸容积比决定[12]，即双缸系统在不同工况下所需的高、低压缸容积比不同，因此，在本文系统的高、低压缸容积比根据室外温度低于－15℃的工况确定后，当室外温度高于－15℃时，双缸系统的补气量受到影响，而单缸滚动转子式压缩系统可通过调节中间补气压力增加补气时间以提高补气量，因此当室外温度高于－15℃时，双缸系统补气量相对于单缸系统较小，进一步使得制热量偏低；2)随着室外温度的持续降低，单缸系统压缩机压比增大幅度远大于双缸系统，造成单缸系统压缩机效率降低；同时单缸系统压缩机因开设补气口后余隙容积随着压比的增大而逐渐增大，在超低温工况下，余隙容积的影响使得单缸系统制热量衰减幅度增大，因此在－15℃以下工况单缸系统的性能差于双缸系统。

图11 不同制热工况下单缸系统与双缸系统COP对比Fig·11 COPs of the single-cylinder systemand the dual-cylinder systemin different heating conditions

如图10所示，两组系统相比较，当室外温度高于－10℃时，单缸系统的功率稍大，在室外温度约为－15℃时，双缸系统的功率稍大，后随着室外温度的持续降低，单缸系统的功率明显大于双缸系统。其原因是，在室外温度高于－10℃时，单缸系统补气量较双缸系统大，压缩机循环制冷剂流量较大，因此单缸系统功率稍大于双缸系统；随着室外温度的降低至－15℃以下，双缸系统的中间补气压力达到较佳值，使得双缸系统补入的制冷剂流量增大，进而双缸系统制热量与功率均大于单缸系统；当室外温度降低至－30℃左右，随着压缩机压比的迅速增大，单缸系统压缩机余隙容积的影响增大、压缩效率衰减，单缸系统中无用功增多，使其总功率远大于双缸系统。

如图11所示，在室外温度高于－15℃时，单缸系统COP较双缸系统稍大，四个工况下单缸系统COP较双缸系统提升幅度的平均值为1.94%；在室外温度低于－15℃时，双缸系统COP大于单缸系统，在两个超低温工况下双缸系统COP较单缸系统提升幅度的平均值为9.42%。

由此验证，单缸系统更适用于室外温度高于－15℃的工况，而双缸系统更适用于室外温度低于－15℃的工况。

4 结论

本文针对空气源热泵系统在低温工况下出现制热量不足、能效较低的现象，提出将中间补气技术应用于单缸滚动转子式压缩机，利用标准焓差室测试单缸系统与单级压缩系统、双缸系统在不同制热工况下的系统主要性能，得出以下结论:

1)单缸系统相对于单级压缩系统，当室外温度高于－15℃时，随着室外温度的降低，系统制热量的提升幅度逐渐增大，其值均在12%以上；当室外温度低于－15℃时，单级压缩系统因排气温度过高无法正常运行，而单缸系统可正常安全运行；从而验证了将中间补气技术应用于单缸滚动转子式压缩机是可行的。

2)单缸系统与双缸系统相比，在室外温度高于－15℃时，单缸系统制热量与COP均大于双缸系统，其提升幅度的平均值分别为2.29%、1.94%；在室外温度低于－15℃时，双缸系统制热量与COP均大于单缸系统，其提升幅度的平均值分别为4.5%、9.42%；从而验证了单缸系统更适用于室外温度高于－15℃的工况，而双缸系统更适用于室外温度低于－15℃的工况。

[1] 王芳，范晓伟.我国空气源热泵的技术进展[J].能源工程，2002(4):1-5.(Wang Fang，Fan Xiaowei.The state of art aboutair source heat pumPin China[J].Energy Engineering，2002(4):1-5.)

[2] 俞丽华，马国远，徐荣保.低温空气源热泵的现状与发展[J].建筑节能，2007，35(3):54-57.(Yu Lihua，Ma Guoyuan，Xu Rongbao.Current status and development of low temperature air-source heat pump[J].Building Energy Efficiency，2007，35(3):54-57.

[3] Wang X，Hwang Y，Radermacher R.Two-stage heatpumPsystemwith vapor-injected scroll compressor using R410A asArefrigerant[J].International Journal of Refrigeration，2009，32(6):1442-1451.

[4] Wang X，Hwang Y，Radermacher R.Performance investigation of refrigerantvapor-injection technique for residential heat pumPsystems[C]//International Refrigeration and Air Conditioning Conference.Purdue，2008:901-908.

[5] 赵会霞，刘思光，马国远，等.涡旋压缩机闪发器热泵系统的试验研究[J].太阳能学报，2006，27(4):377-381.(Zhao Huixia，Liu Siguang，Ma Guoyuan，etal.Experimental study of scroll compressor heat pumPsystemwith flash tank[J].Acta Energiae Solaris Sinica，2006，27(4):377-381.)

[6] Ma G，Chai Q.Characteristics of an improved heat-pumPcycle for cold regions[J].Applied Energy，2004，77(3): 235-247.

[7] 陶锴，晏刚，张敏，等.具有中间压力调节功能的新型自复叠热泵[J].西安交通大学学报，2010，44(9): 43-47.(Tao Kai，Yan Gang，Zhang Min，et al.A novel auto-cascade heat pumPwith intermediate pressure adjustment[J].Journal of Xi’an Jiaotong University，2010，44 (9):43-47.)

[8] 喻银平，马最良.双级耦合式热泵供热系统在寒冷地区应用的可行性分析[J].电力需求侧管理，2002，4 (2):39-42.(Yu Yinping，Ma Zuiliang.The feasibility analysis of double stage coupling heat pumPapplying in the cold field[J].Power Demand Side Management，2002，4 (2):39-42.)

[9] Beeton W L，PhamH M.Vapor-injected scroll compressors[J].ASHRAE Journal，2003，45(4):22-27.

[10]张立毅，胡浩，李勇健，等.美国艾默生公司压缩机应用技术讲座第二十一讲 谷轮 “低温强热涡旋”在热泵式空调器中的应用(1)[J].制冷技术，2007(1):47-49.(Zhang Liyi，Hu Hao，Li Yongjian，et al.Emerson compressor application engineering(21)-Application of copeland“scroll heating”in the air-conditioners(1)[J]. Journal of Refrigeration Technology，2007(1):47-49.)

[11]张海锋.R410A直流变频旋转压缩机年度运行效率及可靠性研究[D].西安:西安交通大学，2013.

[12]刘琦，马国远，许树学.单机双级滚动活塞压缩机热泵系统的性能特性[J].化工学报，2013，64(10):3599-3605.(Liu Qi，Ma Guoyuan，Xu Shuxue.Performance characteristics of two-stage compression heat pumPsystemcoupled with dual-cylinder rolling piston compressor[J]. CIESCJournal，2013，64(10):3599-3605.)

[13]Heo J，Yun R，KimY.Simulations on the performance ofAvapor-injection heat pumPfor different cylinder volume ratios ofAtwin rotary compressor[J].International Journal of Refrigeration，2013，36(3):730-744.

[14]Heo J，Jeong mW，KimY.Effects of flash tank vapor injection on the heating performance of an inverter-driven heatpumPfor cold regions[J].International Journal of Refrigeration，2010，33(4):848-855.

[15]Jang Y，Lee E，Chin S，et al.Effects of flash and vapor injection on the air-to-air heat pumPsystem[C]//International Refrigeration and Air Conditioning Conference. 2010:1-8.

About the corresponding author

Yan Gang，male，Ph.D.，deputy director of Department of Refrigeration＆CryogeniCEngineering.Xi’an Jiaotong University，＋86 29-82668738，E-mail:gyan＠mail.xjtu.edu.cn.Research fields:research for physical process of refrigeration and cryogeniCsystems and energy-saving of refrigeration and cryogeniCdevices.

Experimental Research on Heating Performance of Rotary Compression Syste mwith Vapor Injection

Jia Qinglei1Feng Liwei1，2Yan Gang1

(1.Xi’an Jiaotong University，Xi’an，710049，China；2.Guangdong Meizhi Compressor Co.，Ltd.，Foshan，528333，China)

In this paper，the single-cylinder rotary compression systemwith vapor injection is applied in heat pumPsystemto solve the problems of insufficient heating capacity and lower efficiency during lower ambient conditions.The systemperformances of single-cylinder rotary compression systemwith vapor injection(called single-cylinder system)，dual-cylinder rotary compression systemwith vapor injection(called dual-cylinder system)and single stage compression systemwere comparatively tested under the different heating conditions in psychrometriCroom.The results show that the single-cylinder systemhasAhigher heating capacity compared with single stage compression systemwhen the outdoor temperature is above－15℃，and the rates of increase is above 12%.The rate of increase is increased along with the decrease of ambient air temperature.The heating capacity and COPof single-cylinder systemare higher than thatof the dual-cylinder system，and the increasing ranges are 2.29%，1.94%respectively.When the outdoor temperature is below－15℃，single stage compression systemwould not operate normally due to the higher discharge temperature.The heating capacity and COPof dual-cylinder systemare higher than that of the single-cylinder system，and the increasing ranges are 4.5%，9.42%respectively.Therefore，the single-cylinder systemis suitable for the conditions of outdoor temperature above－15℃，while the dual-cylinder systemis suitable for the conditions of outdoor temperature below－15℃.

heat pumPsystem；vapor injection；rotary compressor；heating performance

TB657.2；TQ051.5

A

0253－4339(2015)02－0065－07

10.3969/j.issn.0253－4339.2015.02.065

简介

晏刚，男，博士，西安交通大学制冷与低温工程系副系主任，(029)82668738，E-mail:gyan＠mail.xjtu.edu.cn。研究方向:制冷与低温系统的热物理过程、制冷与低温装置的节能。

2014年7月3日