补气技术应用于高温热泵的实验研究

何永宁,杨东方,曹锋,邢子文

(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)



补气技术应用于高温热泵的实验研究

何永宁,杨东方,曹锋,邢子文

(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)

为了提高高温热泵运行经济性及稳定性,优化高温系统流程,通过在热泵系统中设置换热器型经济器,实验验证双螺杆压缩机补气技术在高温热泵中应用的可行性。实验研究表明:将补气技术应用于高温热泵是可行的,冷凝器出口水温在88 ℃下通过经济器补气可有效增加高温热泵的制热量,当相对补气量由9.88%增加至22.61%时,系统总制热量增加9.28 kW,改善了其制热性能;在压缩机补气孔口已定条件下,存在最优补气压力,使该系统制热能效比最大;经济器的设置同时为冷凝器出口制冷剂提供较大的过冷度,保证了系统节流机构的安全运行。

补气;经济器;高温热泵

高温热泵可提供工业加热级别的热水(温度为80～120 ℃),区别于家用及商用热泵,其可利用的热源及需提供的热水温度较高,系统具有较高的蒸发温度及冷凝温度。随着冷凝温度的升高,热泵系统压比增加,压缩机功耗增加,排气温度升高;压比增加引起的压缩机容积效率降低的同时导致系统制冷剂流量降低,系统能效下降。工业用热泵冷凝器侧水路多为循环使用[1],冷凝器进水温度较高,出口制冷剂过冷度小,通常需设定额外的冷却水路来保证冷凝器出口制冷剂获得足够过冷度。补气技术通过向运行中的压缩机补气,使其压缩过程接近于两级压缩,可在单台压缩机上实现准二级压缩。由于补入压缩机中制冷剂的温度低于压缩机压缩腔中制冷剂的温度,等同于两级压缩级间冷却过程,降低了压缩机的排气温度。通过补气增加冷凝器中制冷剂质量流量,增加热泵系统的制热量。

高温热泵存在的问题与低环境温度下热泵问题相似,为改善高温热泵在高冷凝温度工况下的性能,通过设置换热器型经济器,将补气技术应用于大容量高温热泵系统,研究不同补气参数下压缩机制热量、能效及排气温度的变化,寻求增加高温热泵系统制热量及能效的控制方法,对高温热泵系统优化设计具有重要意义。

1 补气及高温热泵

压缩机补气技术在低温空气源热泵应用中使用广泛,对增加系统制热量、提高系统能效及降低压缩机排气温度有着积极作用。文献[2]针对5种常用压缩机形式,归纳了其补气过程和系统循环特性及各自的使用范围。文献[3-4]阐述了补气技术在低环境温度加热、高环境温度制冷及热泵系统中的应用,同时通过实验对比了R410A及R32等不同制冷剂应用于补气过程中的性能。文献[5]验证了在蒸发温度为-35 ℃、冷凝温度为40 ℃,采用R717时,制冷系统增设经济器,制冷量增加24.1%,制冷系数提高19.5%。文献[6]通过实测补气双螺杆制冷压缩机的P-V图,分析了不同补气压力下压缩机的热力过程特征,研究了补气压力对系统制冷性能及COP的影响。文献[7]对比了采用闪蒸器、换热器型经济器等4种不同补气形式对空气源热泵系统性能的影响。文献[8-9]研究了中间补气压力对R410A热泵系统制热性能的影响,同时研究了补气技术在复叠系统中的应用。

目前,关于补气技术的研究主要集中于不同制冷剂热泵系统低环境温度下的制热性能,研究多采用涡旋压缩机补气,带补气热泵系统可满足家用及商用供暖需求但总制热量较小。对于排气量较大的螺杆压缩机,补气技术的研究多集中于冷水机组制冷性能研究,在高温热泵领域研究较少。本文针对工业余热利用场合,基于88 ℃出水高温热泵系统,研究了中间换热器型经济器补气技术与大容量双螺杆高温热泵系统结合提高系统性能的可行性。

对于高温热泵系统,本文采用带补气孔口的半封闭式双螺杆压缩机,为满足大补气量补气过程的需求,基于压缩机结构增大了补气孔口面积,补气孔口位于压缩机转子与机壳形成封闭容积腔后,该处处于制冷剂压力建立初期,其值约为进气压力的1.1倍。采用单级单机循环满足热泵系统在工业加热中应用性能稳定且操作简单的需求,选用纯质制冷剂而不是混合工质制冷剂作为热泵工质,防止了因运行过程中制冷剂泄漏造成混合工质成分发生变化引起热泵系统性能的恶化。冷凝器及蒸发器均采用壳管式换热器,以满足工业加热需求[10],补气路电磁阀采用针型阀调节补气压力,主路节流阀采用电子膨胀阀以满足制冷剂流量自动调节。热泵系统循环如图1所示。

图1 经济器补气高温热泵系统流程图

2 补气过程分析

冷凝器出口制冷剂质量流量(Mdis)流经经济器被冷却后分为两部分:一部分制冷剂质量流量(Minj)通过补气路节流阀节流后返回经济器,在经济器中吸热蒸发后通过压缩机上的补气孔口补入压缩机中;另一部分制冷剂质量流量(Msuc)通过主路电磁阀节流后进入蒸发器中蒸发吸热,并经由吸气管路进入压缩机吸气口。

补气过程压力(P)-焓值(h)变化如图2所示,在经济器中存在的热平衡方程

Minj(h3-h6)=(Minj+Msuc)(h5-h7)

(1)

由于经济器的设置,冷凝器出口制冷剂焓值由h5降低至h7,使得进入蒸发器的制冷剂焓值(h8)降低,通过设置换热器型经济器回收了冷凝器出口制冷剂热量(h5-h7)。

热泵系统制热量为

Qc=(Minj+Msuc)(h4′-h5)

(2)

由于补气过程的增加,压缩机工作过程中制冷剂由原来的P1压缩至P4的单一过程,改变为预压缩(1-2)、混合(2,3-2′)、再压缩(2′-4′)3个过程。该过程中补气制冷剂的状态改变了压缩机的工作过程,使其接近于两级压缩,改善压缩机工作效率的同时改变了压缩机出口制冷剂状态(h4′)。

压缩机功耗为

W=Msuc(h2-h1)+(Minj+Msuc)(h4′-h2′)

(3)

系统制热能效比为

(4)

在补气管路节流过程中,通过补气路节流阀,制冷剂流量与节流前后压力及节流阀结构的关系为[11]

Minj=CDAD(2ρ7(Pc-Pinj))0.5

(5)

式中:CD为流量系数,取决于节流阀具体结构参数;AD为节流阀流通通道横截面积,m2;ρ7为节流前制冷剂密度,kg·m-3;Pc为节流前制冷剂压力,Pa;Pinj为节流后制冷剂压力,Pa。

热泵系统在确定的冷凝温度及蒸发温度下运行,在压缩机补气孔口结构及面积已定的情况下,系统制热量、功耗及系统制热能效(COP)随补气压力的改变而改变。在经济器补气管路中,随着节流阀开度的增加,补气压力由P6增加至P6′时,补气节流阀流通通道横截面积AD增大,通过补气节流阀的制冷剂质量流量增加,由补气管路进入压缩机补气口的制冷剂质量流量增加。因补气压力增加引起的系统参数变化如图2中虚线所示。

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补气压力的变化改变了压缩机补气口制冷剂状态(h3)及在压缩机封闭容积腔内制冷剂混合后状态(h2′),最终改变了压缩机出口制冷剂状态(h4′)及压缩机功耗。

补气压力的不同造成相对补气量的变化及压缩机压缩过程的改变,由于通过补气过程增加了冷凝器中制冷剂质量流量,热泵系统制热量及压缩机功耗随之增加。由于制热量及压缩机功耗增加程度的不同,在稳定工作状况下,存在着最优补气压力使系统制热能效最高。

图2 补气过程的P-h图

相对补气量α定义为压缩机补气口制冷剂质量流量与吸气口制冷剂质量流量之比,其数学表达式如下

α=Minj/Msuc=Minj/(Mdis-Minj)

(6)

为便于不同工况下补气参数对比,文中同时引入相对补气压力概念。相对补气压力为实际补气压力与中间压力Pm的比值(i),其定义如下

i=Pinj/Pm

(7)

Pm=(PcPe)1/2

(8)

式中:Pc为冷凝压力;Pe为蒸发压力。

3 高温热泵样机及实验

3.1 实验台架

针对高温热泵应用环境,本热泵系统设计为提供90 ℃高温热水,高温热泵系统样机如图3所示,热泵系统部件明细如表1所示,样机数据采集点如图4所示。

表1 高温热泵系统部件明细

测量经济器板式换热器4个进出口制冷剂压力及温度,获得制冷剂的焓值(h),由式(1)计算系统相对补气量。

图4 样机数据采集点

3.2 测试工况

在原油加热实际应用工况下,当冷凝器进、出水温度分别为82、88 ℃,蒸发器进、出水温度分别为46、43 ℃时,测试了高温热泵系统性能。热泵运行工况及补气压力如表2所示。由于热泵系统中对冷凝器出口制冷剂未设置冷却过程,在高冷凝温度时,为保证机组安全,经济器处于工作状态,补气过程持续进行。实验过程中没有测量未补气状态下热泵系统性能。

表2 热泵运行工况及补气压力调节范围

3.3 测试设备及误差分析

采用铂电阻温度传感器(精度为±0.1 ℃)测试温度;采用压力传感器(精度为±1%、量程为4 MPa)测量压力;采用电磁流量传感器(精度为±0.01 m3)测量水的流量;采用数字功率计(精度为±(0.1%～0.05%))测量机组功率;使用数据采集系统和显示系统记录数据。测试时,数据采集系统记录数据5次为一组。

采用Kline and McClintock方法进行实验的系统误差分析,具体公式如下

(9)

式中:wR为系统误差;w1,…,wn为每个独立变量的误差;R为x的函数。根据式(9)进行计算,可以得到相关测试的制热量和COP的最大误差分别为2.89%和3.12%。

4 结果与讨论

4.1 相对补气量

在实验过程中,为限制电子膨胀阀前温度,经济器补气过程持续进行,补气压力调整范围为0.84～0.98 MPa,相对补气压力介于0.88～1.02之间。在实验调节的补气范围内,随着补气路节流阀开度的增加,补气压力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,系统相对补气量α从9.88%增加至22.61%,如图5所示。对于给定补气面积的补气孔口,在一定的补气压力区间内,相对补气量随着补气压力的增加而增加。

图5 相对补气量与补气压力的关系曲线

图6 系统制热量与压缩机功耗随补气压力变化

4.2 热泵性能

系统制热量及功耗在不同补气压力下的关系如图6所示。随着相对补气量的增加,参与循环的制冷剂质量增加,压缩机与冷凝器中制冷剂质量流量增加,制热量与压缩机功耗随之增加。在补气压力由0.84 MPa增加至0.98 MPa时,即其相对补气量由9.88%增加至22.61%时,系统总制热量增加9.28 kW,压缩机功耗增加7.18 kW。由于制热量及压缩机功耗增加幅度的差异,系统制热COP随相对补气量的变化呈现出先增加后减小的状况,如图7所示。以制热COP达到最大作为最优压力判定准则,该实验系统最优补气量位于0.84～0.98 MPa之间,相对补气压力处于0.88～0.98之间,相对补气量处于9.88%～17.27%之间。

图7 系统制热能效随补气压力的变化

4.3 排气温度

压缩机排气温度及电子膨胀阀前温度(即图2中点7的温度)随补气压力的变化如图8所示。在补气压力调节范围内,不同补气压力下压缩机排气温度保持基本不变。随着补气压力的升高,节流阀前制冷剂温度降低明显,当相对补气量由9.88%增加至22.61%时,节流阀前温度由70 ℃降低至60 ℃,制冷剂获得较大的过冷度,保证了电子膨胀阀的安全运行。

图8 排气温度及电子膨胀阀前温度随补气压力的变化

5 结 论

将中间换热器型经济器引入高温热泵系统,研究了补气技术对高温热泵系统性能的影响,结果表明:在实验补气工况下,随着补气压力的增加,热泵系统制热量增加,当补气压力由0.84 MPa增加至0.98 MPa,即其相对补气量由9.88%增加至22.61%时,系统制热量增加9.28 kW;在稳定工况、定补气孔口面积时,补气过程存在一个最优补气压力,使该工况系统制热能效最大,本文中最优相对补气压力处于0.88～0.98之间,最优相对补气量范围处于9.88%～17.27%之间。高温热泵系统采用经济器形式补气最大的优势在于使冷凝器出口获得较大的过冷度,降低了电子膨胀阀前温度,同时由于该部分热量通过补气的形式带入热泵系统,增加了系统的能效比,提升了高温热泵系统性能。

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(编辑 杜秀杰)

Experimental Investigation on Vapor Injection in High Temperature Heat Pump

HE Yongning, YANG Dongfang, CAO Feng, XING Ziwen

(School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

To improve heating performance and running stability of high temperature heat pump, the structure of the heat pump should be rebuilt and optimized.Setting an internal heating exchanger economizer into the heat pump system, the experiments are conducted to validate the function of vapor injection technique in twin screw high temperature heat pump system.It is indicated that vapor injection facilitates increasing the total heating capacity of the heat pump with condenser outlet water temperature of 88 ℃, and the heating capacity increases up to 9.28 kW while vapor injection ratio rises from 9.88% to 22.61%.There exists an optimal vapor injection pressure or vapor injection ratio, with which the heating COP gets the maximum in running process.The economizer also provides higher degree of supercooling for the refrigerant from the condenser to ensure working safety of the throttling structure of high temperature heat pump.

vapor injection; economizer; high temperature heat pump

2014-07-24。 作者简介:何永宁(1988—),男,博士生;曹锋(通信作者),男,教授,博士生导师.

时间:2015-04-21

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20150421.1711.003.html

10.7652/xjtuxb201506017

TB66

A

0253-987X(2015)06-0103-06