补气参数对喷气增焓热泵系统的性能研究

张童 王冠 徐国强

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

0 引言

喷气增焓热泵系统就是在普通的热泵系统中利用制冷剂喷入技术，添加中间喷气回路，将冷凝器出口的一小部分液态制冷剂通过膨胀阀节流并过冷，喷入到压缩机中间的压缩腔中，虽然压缩机的吸气容积不变，但通过喷入气态制冷剂增大制冷剂的循环量，进而达到增加系统制热量及制热性能。1979 年房间空调领域就出现了喷气增焓技术应逐渐应用于市场[1]。Xu dong Wang 等人[2]以采用R410A 的喷气增焓热泵系统为研究对象，实验研究表明改变喷气增焓系统的中间压力和中间喷气量可获得更加广泛的补气范围。M.J.Huang[3]以采用R407C 的喷气增焓热泵系统为对象，实验研究表明：能有效解决空气源热泵，低温环境温度下系统运行排气温度过高、制热量不足等问题可以得到有效解决。Heo[4]将联合闪蒸器与过冷器引入准二级压缩热泵系统中，利用电子膨胀阀来调控系统中制冷剂的流量，可提高系统的能效比。Chul Woo Roh 等[5]通过实验对比分析了单独使用喷气增焓技术以及在复叠式系统的低压循环及高压循环中同时使用对系统总体性能的影响，结果表明喷气可提高低压级或高压级循环的制热、制冷性能，但对COP 影响并不明显。Xianting Li 等[6]采用人工神经网络方法和自适应神经模糊推断的方法建模，模拟了喷气增焓涡旋压缩机的性能。

目前实验研究已得到较多开展，但所涉及的工况仍较少，而从系统仿真模拟角度通过大量仿真计算进行分析的研究尚不多见。因此，本文针对一套以R32为制冷剂、采用涡旋压缩机的喷气增焓经济器空气源热泵系统建立了数学仿真模型，利用MATLAB 编程求解，定量分析了中间喷气压力、准一级压缩内容积比对系统性能的影响，为补气控制策略的优化研究提供了参考。

1 模型建立

1.1 喷气增焓系统原理

本文所采用的喷气增焓热泵系统的基本工作原理如图1 所示，与普通的热泵系统相比，增加了喷气回路，其系统的循环过程也发生了变化。中间喷气辅助回路的开设，使得系统流经冷凝器的制冷剂流量增大，从而增加了系统的制热量，进而提高了热泵系统的制热性能。

图1 喷气增焓空气源热泵系统原理图

1.2 压缩机模型

整个系统采用增设喷气口的涡旋压缩机，补气回路制冷剂经经济器后喷入其中，即增加中间喷气环节。压缩过程为准二级压缩，即初级压缩和二级压缩。

1）初级压缩 压缩机吸入蒸发器出口的低压制冷剂蒸气（状态1），等熵压缩为中低压制冷剂（状态2）。

压缩机吸气量

准一级压缩内容积比

准一级压缩压力比

式中：min,com为压缩机吸气质量流量，kg/s；fv为容积效率，涡旋压缩机高于0.95[7]，取0.965；Vth为压缩机理论吸气容积，m3/r；n 为压缩机转速，r/min；ρ1为压缩机吸气口处制冷剂密度，kg/m3；k 为等熵指数，对于R32，k=1.4[8]；p1、v1为吸气刚结束时制冷剂的压力、比容，kPa、m3/kg；p2、v2、V2为准一级压缩结束时的制冷剂压力、比容以及压缩腔的体积，kPa、m3/kg 和m3；

2）中间补气压缩环节 可视为变质量、变容积、变温度的非稳态流动过程。来自经济器辅助回路的制冷剂经过补气口进入压缩机内部的工作腔内，与初级压缩后的气体混合，动涡旋盘转动，边混合边压缩，直到工作腔与补气口分离，这时初级压缩后的气体（2 点）与中间补气（6 点）混合达到状态（3 点），3 点的压力取决于补气口的形状和位置。

定义相对喷气量

定义相对喷气压力

喷气过程内容积比

考虑补气过程中的压力损失，混合后制冷剂的压力为，

根据热力学第一定律

式中：p6、T6为压缩机的中间喷气压力和温度，kPa、K；R 为制冷剂气体常数，对R32 取162.7 J/(kg·K)；p1和p5分别为蒸发压力和冷凝压力，kPa；p3、u3、v3、V3为喷气与压缩机内制冷剂混合后的压力、热力学能、比容、压缩腔的容积，kPa、kJ/kg、m3/kg、m3；lp为压力损失系数，取0.2～0.4[9]；

3）补气后的准二级压缩 压缩机补气口与工作腔脱离后，工作腔内的制冷剂依靠基元容积的缩小进一步被压缩，直至工作腔与排气腔相连接，混合后的制冷剂（状态3）被等熵压缩至状态4 后排入冷凝器。

容积比

压力比

压缩机固定容积比

式中：p4、V4、v4为准二级压缩结束时的压力、比容和压缩腔容积，kPa、m3/kg、m3；εv为压缩机固定容积比，依样机样本取值为3.34。

2 喷气增焓系统与普通热泵系统性能对比

因普通的空气源热泵在过低的环境温度下无法正常运行，故取计算工况环境温度为-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，而喷气增焓系统的工况为-20 ℃、-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃，分析带喷气增焓系统和普通热泵在低环境温度工况下的制热运行特性，以便为R32 热泵在低温工况下应用的优化设计提供参考依据。计算两个系统的主要性能，并将二者性能进行比较，结果如图2。

如图2 所示模拟计算了不同工况下的喷气增焓热泵的制热情况，得出了喷气增焓热泵系统制热量、压缩机耗功、系统制热COP 均随着环境温度的降低而降低。通过性能对比，说明喷气增哈系统相比于普通热泵系统有着明显的优势。例如，在室外环境温度为-10 ℃时，系统制热量为7.91 kW，相较于传统单级系统的9.52 kW，提升了约20.35%。同时，对于排气温度而言，在环境温度低于-15 ℃时，传统单级系统排气温度高于120 ℃，超出压缩机稳定运行范围；而闪发器补气系统在环境温度更低（-10 ℃）情况下，排气温度仅为105.44 ℃，仍属于压缩机安全运行范围内。对于制热COP 而言，在环境温度较低时，喷气增焓系统制热COP 高于传统单级系统。在低温工况下，喷气增焓系统优势更明显，喷气系统更利于在低温工况下使用。

图2 普通空气源热泵与喷气增焓热泵系统各性能参数对比

3 中间参数对热泵系统性能的影响规律

研究多个工况下准一级压缩内容积比、喷气压力对系统性能的影响规律，综合分析可得系统性能最优下的参数最佳范围。

3.1 准一级压缩内容积比对系统性能的影响

系统性能的大小还与压缩机腔内补气起始位置有关，而不同的起始补气位置决定不同的准一级内容积比。因此选择合适的准一级压缩内容积比具有十分重要的意义。图3（a）-（d）显示了环境温度为-20 ℃时，五种不同的准一级压缩内容积比下，系统性能随喷气压力近似呈线性增大。由图可知，在准一级压缩内容积比为1.1 时，系统的性能参数无论是制热量、COP 值还是排气温度都最佳。

图3 不同准一级压缩内容积比下热泵各性能指标随喷气压力而变化曲线

3.2 中间喷气压力对系统性能的影响

图4（a）～（d）给出了准一级压缩内容积比为1.1时，不同室外环境温度下系统制热量，耗功量，制热COP 以及排气温度随喷气压力而变化的曲线。可见，各环境温度下，制热量均随着喷气压力的增加而增加，系统的耗功量也增大，制热COP 略有所提高，而排气温度明显降低。即使在-20 ℃的低温环境下，合理的补气也可保证排气温度不会高于120 ℃，符合涡旋压缩机安全运行的要求。且喷气压力增加，会导致喷气量的增加，进而明显改善制热CO。由图4（c）可知，喷气压力越大越好，当达到1000 kPa 以上，系统的制热COP 值上升变缓，系统性能达到最佳。

图4 不同环境温度下热泵各性能指标随喷气压力而变化曲线

4 结论

建立了喷气增焓空气源热泵系统的数学仿真模型，模拟研究了喷气增焓系统的运行特性，主要结论如下：

1）与普通空气源热泵相比，补气能有效降低压缩机排气温度，提高制热量，在低温工况下，喷气增焓系统优势更明显，喷气系统更利于在低温工况下使用。

2）在模拟范围内，准一级压缩内容积比为1.1 时，系统的性能参数无论是制热量、COP 值还是排气温度都相对最佳。

3）喷气可使制冷剂的循环流量增加，提高制热量，但同时压缩机的功耗也会增加，随着喷气压力达到增大，压缩机的制热量明显提高、排气温度显著降低，因此热泵系统在低温工况下运行的可靠性会提高。在喷气增焓热泵系统中，环境温度越低，所设定的喷气压力应越大，在喷气压力为1000kPa 以上时，系统性能较好。