两种自然冷源过冷对热泵制热性能影响的对比

(1 北京工业大学环境与能源工程学院 北京 100124； 2 北京工业大学建筑工程学院 北京 100124)

能源问题是各个国家关注的热点，经济和社会的发展导致对能源的需求与日俱增。全球的学者努力研究新能源及如何节约能源。近年来，热泵技术作为新能源技术的一种，在全球范围内备受关注。采用热泵技术可以节约大量高品位能源，不同型式的热泵广泛应用于工商业，尤其家用供暖设备。

应用热泵技术实现家庭供暖主要面临两个问题：1)低温制热时制热量不足，稳定性差；2)制热COP有待提高。制热COP的水平直接决定其是否能够作为取代传统燃煤或燃气的技术方案。热泵在环境温度较低时制热性能差的主要原因是压比过大导致排气温度高和压缩机容积效率降低，排气量不足[1-3]。针对这些问题，国内外学者进行了广泛研究并提出相应的改进方法[4-7]。其中，较为有效的方法是对压缩机中间腔内补气及单级变双级压缩中间腔内补气(或称为带经济器补气热泵系统)[8]。从热力学上讲，采用自然冷源对热泵系统供液管过冷是提高制热性能的有效方法。过冷技术多应用于中低温领域的蒸气压缩制冷系统[9]。具体实现方法有：环境冷却过冷、吸气管道过冷及使用外部机械过冷[10-13]。

我国依据国情提出了采用R32的制冷剂替代方案[14-15]，但其缺点是排气温度过高[16]。本文针对以R32为工质的热泵系统，引入自然冷源主路过冷和辅助回路过冷提高其制热性能，并搭建了实验系统，从理论和实验的角度进行研究。

1 工作原理

利用自然冷源过冷的热泵系统工作原理如图1所示。图1(a)所示为主路过冷循环。方法是在冷凝器后增设过冷回路，从低温端引入一部分冷源对液体进行冷却，使阀前液体获得更大的过冷度，进而提高制热性能。图1(b)所示为辅助回路过冷循环。方法是在闪发器出口到压缩机的管路上增设过冷器，并引入低温环境的冷量对补入压缩机的气体进行过冷，进而降低压缩机排气温度，提高系统运行的稳定性。

图1 自然冷源过冷循环原理图和lg p-h图Fig.1 The principle of natural cooling source sub-cooling cycle and lg p-h diagram

2 计算模型

计算过程条件：1) 系统在稳态条件下运行；2) 冷凝温度为40 ℃，蒸发温度范围为-20～5 ℃；3) 过热度为0～10 ℃；4) 指示效率为0.8；5) 压缩机额定输入功率为2 HP(1.4 kW)。

(1)主路过冷系统

排气温度：

T2′=f(pk,h2′)

(1)

式中：pk为冷凝压力，MPa；h2′为2′点焓值，kJ/kg。

制热量：

Qk=qmqk-sub

(2)

式中：qm为制冷剂循环的质量流量，kg/s；qk-sub为冷凝器的单位热负荷，kJ/kg。

压缩机输入功率：

P=qmWi/(ηmηmot)

(3)

式中：Wi为指示功率，kJ/kg；ηm、ηmot分别为机械效率和电机效率。

制热COP：

(4)

单位质量过冷量：

Qgl=h3-h4

(5)

式中：h3、h4分别为进、出过冷器制冷剂焓值，kJ/kg。

过冷面积：

(6)

式中：K为传热系数，W/(m2·℃); Δt为对数平均温差，℃。

(2)辅助回路过冷系统

排气温度：

T4=f(pk,h4)

(7)

制热量：

Qk=qmqk-bq

(8)

式中：qk-bq为冷凝器热负荷，kJ/kg。

压缩机输入功率：

(9)

制热COP：

(10)

单位质量过冷量：

Qgl=h7-h8

(11)

式中：h7、h8分别为进、出过冷器的制冷剂焓值，kJ/kg。

过冷面积：

(12)

理论计算结果如图2所示，工质采用R32。工况选取：冷凝温度为40 ℃，蒸发温度为-15 ℃，补气系统的中间压力根据文献[3]的推荐取1.6 MPa。

图2(a)所示为排气温度随过冷体积流量的变化。由图2(a)可知，单级系统的排气温度最高，辅助回路过冷系统排气温度最低。主路过冷系统和辅助回路过冷系统的排气温度差别较大，过冷体积流量越大排气温度越低，过冷体积流量增加0.02 m3/h，主路过冷系统和辅助回路过冷系统的排气温度相应降低8.3 ℃和9.3 ℃。

图2 排气温度、制热量、制热COP随过冷体积流量的变化(理论值)Fig.2 The variation of discharge temperature, heating capacity, heating COP with sub-cooling volume flow(Theoretical value)

图2(b)所示为制热量随过冷体积流量的变化。由图2(b)可知，单级系统的制热量最大，辅助回路过冷系统的制热量最小。过冷体积流量越大制热量越低，过冷体积流量增加0.02 m3/h，主路过冷系统和辅助回路过冷系统的制热量相应降低2.9%和5%。

图2(c)所示为制热COP随过冷体积流量的变化。由图2(c)可知，单级系统和主路过冷系统的制热COP差别较小，在过冷体积流量为0.005 m3/h时，单级系统、主路过冷系统和辅助回路过冷系统的制热COP分别为2.41、2.42和3.52。主路过冷系统和辅助回路过冷系统的制热COP差别显著。过冷体积流量增加0.02 m3/h时, 主路过冷系统的制热COP增大0.57%，但辅助回路过冷系统的制热COP降低2.66%。

3 实验研究

为进一步研究单级过冷和辅助回路过冷系统的效果与区别，根据国家标准搭建了实验台，如图3所示。

1涡旋压缩机；2油分离器；3冷凝器；4视液镜；5干燥过滤器；6过冷器；7第一节流阀；7′第二节流阀；8闪发器；9蒸发器；10冷冻水箱；11、15电加热器； 12冷冻水泵；13冷冻水流量计；14冷却水箱；16冷却水泵；17冷却水流量计。图3 实验装置Fig.3 Experimental testing device

在图5中，打开阀门V1、V4、V5，关闭阀门V2、V3、V6～V8，系统按单级模式运行；打开阀门V1～V5，同时关闭阀门V6～V8，系统按主路过冷模式运行；打开阀门V1、V4～V8，关闭阀门V2、V3，系统按辅助回路过冷模式运行。需直接测量的参数有：吸气温度及压力、排气温度及压力、冷凝器进、出口温度及压力，冷却水进、出口温度、冷却水流量、过冷温度及压力、压缩机功率。需间接测量的量为：冷却水进出口温差Δt、制热量Q、制热COP。

单级模式制热量Q：

Q=cmΔt=cρvΔt

(13)

式中：c为水的比热容，kJ/(kg·℃)；ρ为水的密度，kg/m3；v为水体积流量，m3/s；Δt为冷却水进出口温差，℃。

制热COP：

(14)

主路过冷模式：

(15)

式中：qmf为冷凝器制冷剂质量流量，kg/s；m为冷却水质量流量，kg/s；；tlqs-in为冷凝器进水温度，℃；tlqs-out为冷凝器出水温度，℃。

辅助回路过冷模式：

制热量Q：

Q=qmf(h3-h5)

(16)

制热COP：

(17)

式中：P为压缩机输入功率，kW。

测试工况如下：冷凝温度tk=40 ℃，吸气过热度为5 ℃，蒸发温度to= -20～5 ℃。压缩机的输入功率由高精度电参数综合测量仪表直接测得。

4 结果与讨论

图4所示为排气温度、制冷量、制热COP随过冷体积流量变化的实验值。由图4(a)可知，单级系统的排气温度最高，辅助回路过冷系统的排气温度最低，随着过冷体积流量增加，主路过冷系统和辅助回路过冷系统的排气温度均降低。当过冷体积流量增加0.02 m3/h时，主路过冷系统与辅助回路过冷系统的排气温度分别降低6.8 ℃和8.2 ℃。

图4 排气温度、制热量、制热COP随过冷体积流量的变化(实验值)Fig.4 The variation of discharge temperature, heating capacity, heating COP with sub-cooling volume flow(experimental value)

图4(b)所示为制热量随过冷体积流量的变化。由图4(b)可知，辅助回路过冷系统的制热量最大，主路过冷系统最小。随着过冷体积流量的增加，二者制热量均降低。当过冷体积流量增加0.02 m3/h时，主路过冷系统与辅助回路过冷系统的制热量分别降低6.4%和10%。

图4(c)所示为制热COP随过冷流量过冷体积流量的变化。由图4(c)可知，辅助回路过冷系统的制热COP最大，主路过冷系统最小。随着过冷体积流量的增加，主路过冷系统和辅助回路过冷系统的制热COP均降低。当过冷体积流量增加0.02 m3/h时，主路过冷系统与辅助回路过冷系统的制热COP分别降低2.5%和5%。

5 结论

本文提出主路过冷和辅助回路过冷两种利用自然冷源过冷的循环原理，对其进行理论分析并搭建了一体化实验台，针对R32为工质的蒸气压缩式热泵进行了实验，在冷凝温度为40 ℃，蒸发温度为-20～5 ℃，吸气过热度为5 ℃的条件下，得出如下结论：

1)自然冷源过冷可有效降低热泵系统的排气温度，特别是低温环境下运行时排气温度高的R32系统效果显著。

2)与单级系统相比，主路过冷系统和辅助回路过冷系统均能获得较低的排气温度，但制热量也相应降低，辅助回路过冷系统的制热性能更好。

3)相同过冷体积流量下，主路过冷系统的排气温度高于辅助回路过冷系统。辅助回路过冷系统的制热COP略高于主路过冷系统。

4)主路过冷系统和辅助回路过冷系统排气温度、制热量均随过冷体积流量的增加而降低。