制冷剂充注量对补气增焓热泵系统的影响

石 含 郑文科 姜益强 王 菲

（1 哈尔滨工业大学建筑学院 哈尔滨 150090；2 寒地城乡人居环境科学与技术工业和信息化部重点实验室 哈尔滨 150090；3 北控晋安新能源科技发展（北京）有限公司 北京 100084）

随着能源结构的调整以及全球范围内可持续发展战略的提出，人们愈发重视能源的清洁、安全以及高效利用。空气源热泵是以电能为驱动，可利用室外空气作为低温热源，向被调节对象提供热量的一种节能装置，是国家支持并大力推行的高效能源系统之一。空气源热泵具有容易获取热源、安装使用快捷、运行管理简单、无污染等诸多优点[1-2]。与其他类型的热泵相比，空气源热泵还具有使用成本低、易操作、采暖效果好、安全、干净等多重优势。空气源热泵仅需少量电能驱动压缩机运转，实现能量的转移利用，无需配置繁琐的构件、回灌或土壤换热系统、专门的房间，并可有效减少空气中污染物的排放，与传统取暖方式对比，实现了取暖与节能环保的双重目的。

补气增焓式空气源热泵通过增加补气支路降低蒸发器入口焓值，提升制热能力，相比于普通空气源热泵在低温环境下具有更大优势。国内外对补气增焓式系统[3-4]研究较多。Wei Wenzhe等[5]通过实验证明了补气支路的增加会将化霜时间减少7.75%，且机组融霜效率增加54.11%。陈朝波[6]总结了滚动转子压缩机和涡旋压缩机等不同压缩机补气增焓结构及其各自优缺点。蒋建江等[7]提出了补气增焓系统中最佳补气压力的确定方法、压缩机补气孔口开设的基本原则，为压缩机补气孔口的设计提供了理论依据。郭春雷等[8]通过建立补气增焓系统的热力计算模型，计算出耦合喷气增焓能够显著提升系统总能效，且部分除霜能耗是由子系统废热提供的。

影响机组运行状态的因素[9-12]与常见的空气源热泵影响因素基本类似，包括室外温度、制冷剂种类、空气流量等，同时，补气增焓式机组补气量对机组性能的影响也十分显著[13]。冉小鹏等[14]通过建立数值仿真模型并搭建实验台，发现存在最佳相对补气量，使机组运行最优。文献[15-17]同时表明，制冷剂充注量对热泵机组运行状态的影响也十分显著。王海峰等[18]利用ORNL热泵设计模型对空调系统的制冷剂最佳充注量进行了一系列计算及分析，结果表明，同一系统中，制冷和制热两种模式下的最佳充注量不相等。章伟等[16]通过对电动汽车的二次回路热泵空调系统进行实验，结果表明，相比制冷模式，制冷剂充注量对制热模式下的系统性能影响较大。施永康[19]等实验研究发现，空气源热泵热水器的COP随制冷剂充注量的增加呈先增后减趋势，存在最佳制冷剂充注量。

上述研究主要涉及补气增焓式空气源热泵机组的特点及制冷剂充注量对热泵空调系统的影响，缺少制冷剂充注量对补气增焓式空气源热泵机组性能及运行状态影响的研究。因此本文改造了原有的风冷式补气增焓热泵机组模块，将机组内两个热泵系统的翅片式换热器并联，使单系统运行时也能利用两组翅片式换热器吸收热量，提升模块单系统运行时的能效。在环境温度为-12 ℃，壳管式换热器回水温度为38 ℃时，通过改变机组制冷剂充注量，研究制冷剂充注量对补气增焓式热泵机组的性能及运行参数的影响。

1 补气增焓系统

补气增焓系统原理如图1所示，该系统主要包括压缩机、壳管式换热器、板式换热器（经济器）、电子膨胀阀、翅片式换热器等。其中实验样机采用HFR-130W/A2F模块化风冷式热泵机组，为准二级压缩补气增焓式热泵机组，除霜方式为逆循环除霜，制冷剂为R410A。压缩机采用PCH065（19.15 kW）补气增焓式涡旋压缩机；气液分离器全容积为15 L，充装系数为0.8；蒸发器为翅片式换热器，一组翅片的内容积约为3.74 L；主电子膨胀阀为DPF（TS1）2.4C，通过调节阀门开度维持压缩机吸气过热度为4 ℃；辅电子膨胀阀为DPF（TS1）2.4C，通过调节阀门开度维持支路补气过热度为10 ℃；冷凝器为壳管式换热器，传热面积为10.5 m2，全容积约为69 L。本实验样机具有3个特点：1）使用并联翅片式换热器结构，可提升机组蒸发温度，缓解机器结霜现象，增加机组可靠性；2）增设单向阀支路，增大机组逆循环除霜过程中制冷剂的循环量，缓解室内侧温度波动；3）设置经济器节流前过冷，通过补气环路流回至压缩机中间压力吸入口，降低压缩机排气温度。

图1中左侧为1#系统，右侧为2#系统。机组运行时，将关闭阀门F1与阀门F4，开启左侧1#压缩机，通过1#四通阀实现制热模式与除霜模式的切换。

制热工况：从1#压缩机出口排出的高温高压气态制冷剂，通过1#四通阀进入壳管式换热器加热来自用户的回水，提供大量热量。从壳管式换热器出口流出的液态制冷剂将依次流经1#干燥过滤器进入1#经济器进行换热，后在出口处分流为主路与辅路。其中主路过冷液体经过1#主电子膨胀阀节流后进入蒸发器，辅路流体通过1#辅电子膨胀阀节流降温后，进入经济器提供冷量。流过1#主电子膨胀阀的低温液态制冷剂，进入1#翅片式换热器和2#翅片式换热器，通过两组翅片进行蒸发，翅片换热器出口低压气态冷剂通过1#四通阀进入1#气液分离器后回到1#压缩机。辅路制冷剂流出1#经济器后，吸收一定热量后流回1#压缩机中间压力吸入口，提高压缩机排气温度。

除霜工况：从1#压缩机出口排除的高温高压气态制冷剂，通过1#四通阀进入1#翅片式换热器和2#翅片式换热器，融化翅片表面霜层，吸收冷量。从翅片式换热器出口流出的液态制冷剂将流经1#干燥过滤器分为两条支路，大部分制冷剂将通过1#主电子膨胀阀流向1#经济器，部分制冷剂通过1#单向阀流向壳管式换热器，缓解室内侧除霜期间供水温度降低问题，增加制冷剂总循环量。通过1#主电子膨胀阀的制冷剂进入经济器前分为主路和辅路，主路制冷剂直接流入1#经济器，辅路制冷剂通过1#辅电子膨胀阀节流降温降压进入1#经济器，吸收部分热量后流回1#压缩机中间压力吸入口。主路制冷剂通过1#经济器过冷后，与单向阀支路部分制冷剂混合，流经1#干燥过滤器进入壳管式换热器吸收部分室内侧热量，后通过1#四通阀及1#气液分离器返回1#压缩机。

图1 补气增焓热泵系统原理Fig.1 Principle of air-source heat pump system with vapor injection

2 系统数学模型

本文实验机组为节流前通过经济器（板式换热器）过冷的补气增焓系统。从冷凝器出口流出的液体经过经济器过冷后分流，主路大部分制冷剂经过主电子膨胀阀节流后进入蒸发器，辅路少量制冷剂经过辅电子膨胀阀节流后吸收部分热量，流回至压缩机中间压力吸入口。

质量流量分流为：1）主路部分，设通过主电子膨胀阀的制冷剂质量流量为m（kg/s），节流后进入蒸发器进行蒸发，最后流回压缩机吸气口；2）辅路部分，设通过辅电子膨胀阀的制冷剂质量流量为i（kg/s），经过节流降压，流入经济器吸收部分热量，换热结束后流回至压缩机中间压力吸入口。在工质混合过程中压力变化微弱，可忽略不计，故将其视为等压过程。

双级压缩补气增焓系统的制热量为冷凝器中高温气态制冷剂冷凝放出的热量，图2所示为系统压焓图，由图2可知系统制热量为：

Qc=（m+i）（h3-h4）=（m+i）（h3-h5）-

（m+i）（h4-h5）

（1）

式中：Qc为系统制热量，kW；h为焓值，kJ/kg，下标3、4、5为图1中对应的各状态点。

图2 系统压焓图Fig.2 lgp-h diagram of system

根据经济器能量传递关系：

（m+i）（h4-h5）=i（h7-h5）

（2）

系统制热量换算为：

Qc=（m+i）（h3-h5）-i（h7-h5）=m（h3-h5）+i（h3-h7）=m（h1-h6）+（m+i）（h3-h2′）+

m（h2-h1）

（3）

式中：m（h1-h6）为蒸发器吸收热量，kW；（m+i）（h3-h2′）、m（h2-h1）均为压缩机功率，W；h为焓值，kJ/kg，1、2、2′、7为图1中对应的各状态点。

综上所述，补气增焓式系统制热量等于蒸发器吸热量与压缩机功率之和，与一般热泵机组相似。结合压焓图可知，补气支路通过经济器换热，降低了进入蒸发器的制冷剂焓值h6，增加机组制热量，提升机组能效。同时，补气支路的增加降低了压缩机排气温度，保障了机组低温环境下工作的稳定性。

由于被测机组存在动态的波动过程，因此测试的结果数据处理为累计平均值后进行分析：

（4）

（5）

（6）

式中：Qave为系统累计平均制热量，kW；Qe为冷凝器制热量，kW；τ为热泵运行时间，s；Wave为系统累计平均功（率）耗，kW；Wsys为热泵机组功（率）耗，此处主要指压缩机功（率）耗，kW；COPave系统累计平均COP。

3 实验结果及分析

在环境温度为-12 ℃、用户侧回水温度为38 ℃、出水温度为41 ℃工况下系统进行制热运行，调整机组制冷剂充注量，研究制冷剂充注量对系统参数及运行能效的影响，并根据最高能效确定机组最佳的制冷剂充注量。

3.1 充注量对吸气参数的影响

增加制冷剂充注量，对压缩机吸气参数的影响如图3、图4所示，具体测试结果如表1所示。

图3 充注量对吸气温度的影响Fig.3 Influence of charging quantity on suction temperature

图4 充注量对吸气压力的影响Fig.4 Influence of charging quantity on suction pressure

表1 压缩机吸气参数Tab.1 Suction parameters of compressor

由图3可知，随着制冷剂充注量由19 kg增至28 kg，压缩机吸气温度在-13.7～-11.0 ℃范围内缓慢下降。制冷剂充注量为28 kg时，压缩机吸气温度比充注量为19 kg时下降5.06%。由图4可知，随着制冷剂充注量增加，压缩机吸气压力在0.295～0.320 MPa范围内缓慢下降。其中，制冷剂充注量由19 kg增至25 kg时，吸气压力在0.305～0.320 MPa范围内缓慢下降，制冷剂充注量超过25 kg后，压缩机吸气压力降至约0.3 MPa。充注量为28 kg时压缩机吸气压力比充注量为19 kg时降低8.22%。

综上所述，在给定工况下，随着制冷剂充注量增加，吸气温度缓慢下降，最低吸气温度出现在制冷剂充注量为24 kg时，相比19 kg充注量时的吸气温度降低14.95%，温差为2.6 ℃。吸气压力整体呈下降趋势，最低吸气压力出现在制冷剂充注量为26 kg时，相比19 kg充注量时的吸气压力降低6.12%。结果同时表明，压缩机吸气参数与最佳制冷剂充注量的相关性不显著。

3.2 充注量对排气参数的影响

增加制冷剂充注量，对压缩机排气参数的影响如图5、图6所示, 具体测试结果如表2所示。

图5 充注量对排气温度的影响Fig.5 Influence of charging quantity on exhaust temperature

图6 充注量对排气压力的影响Fig.6 Influence of charging quantity on exhaust pressure

表2 压缩机排气参数Tab.2 Exhaust parameters of compressor

由图5可知，随着制冷剂充注量的增加，压缩机排气温度总体呈上升趋势，制冷剂充注量超25 kg后，排气温度随充注量的增加显著上升。制冷剂充注量在19～25 kg之间时，压缩机排气温度在76.0～78.9 ℃范围内呈上升趋势，且随制冷剂充注量的增加，压缩机排气温度仅升高2.5%，增幅较小。当制冷剂充注量在25～28 kg之间时，随着制冷剂充注量的增加，压缩机排气温度大幅上升，由77.6 ℃升至86.4 ℃，增加11%，压缩机排气温度上升速率显著降低，但仍保持升温趋势。

由图6可知，制冷剂充注量在19～25 kg之间时，压缩机排气压力为2.48～2.62 MPa，上升5.6%，增势缓慢；制冷剂充注量超过25 kg时，随着制冷剂充注量的增加，压缩机排气压力由2.60 MPa增至2.96 MPa，上升13.6%，压力增幅较大。

综上所述，在制冷剂充注量大于25 kg后，压缩机排气温度与排气压力均急剧上升，说明此时压缩机运行状态随制冷剂充注量的增加逐渐变差。

3.3 充注量对系统能效的影响

图7所示为热泵机组制热量随制冷剂充注量增加的变化。由图7可知，随着制冷剂充注量由19 kg增至28 kg，热泵机组的制热量逐渐增加，充注量为28 kg时的制热量相比19 kg时增加15.3%，因此在一定范围内增加制冷剂充注量有利于机组制热量的增加。

图7 充注量对制热量的影响Fig.7 Influence of charging quantity on heat production

图8所示为压缩机功率随制冷剂充注量增加的变化。由图8可知，随着制冷剂充注量的增加，压缩机功率呈先缓慢下降，后逐渐增加趋势，转折点出现在充注量为24 kg。当制冷剂充注量在19～24 kg之间时，随着制冷剂充注量的逐渐增加，压缩机功率缓慢减小，下降1.4%，但稳定在22.67～22.84 kW范围内；当制冷剂充注量在24～28 kg之间时，压缩机功率先缓慢增大，当充注量超过26 kg后，压缩机功率显著上升，由22.95 kW升至24.50 kW。结果表明，制冷剂充注量超过26 kg会显著增加压缩机功率，而小于26 kg时，制冷剂充注量变化对压缩机功率影响较小。

图8 充注量对压缩机功率的影响Fig.8 Influence of charging quantity on compressor power

图9所示为系统COP随制冷剂充注量增加的变化。由图9可知，系统COP呈先增后减的趋势，制冷剂充注量为26 kg时COP取得最大值为2.12。因此确定本机组制冷剂最佳充注量在26 kg附近，并指定制冷剂最佳充注量为26 kg。当充注量在19～26 kg之间时系统COP增加14.6%。当制冷剂充注量超过26 kg后，系统COP降至2.0以下，且降幅较大。

图9 充注量对系统性能系数的影响Fig.9 Impact of charging quantity on system COP

由实验结果分析可知，热泵机组能效与制冷剂充注量有关。随着制冷剂充注量的增加，系统能效先增后减，存在最佳制冷剂充注量。确定最佳制冷剂有利于提升机组能效，且根据能效变化趋势可知，实际制冷剂充注量可略小于该最佳值。

4 结论

本文通过实验研究了补气增焓式空气源热泵机组在环境温度为-12 ℃、回水温度为36 ℃、保持主电子膨胀阀控制吸气过热度为4 ℃、辅电子膨胀阀控制补气过热度为10 ℃工况下，制冷剂充注量对机组性能及运行参数的影响，得到如下结论：

1）该热泵机组在低温环境下，随着制冷剂充注量由19 kg增至28 kg，压缩机吸气压力在0.295～0.320 MPa范围内缓慢下降，充注量为28 kg时压缩机吸气压力比19 kg时下降8.22%。吸气温度由-11.0 ℃降至-13.7 ℃，且与最佳制冷剂充注量不具有显著相关性。

2）随着制冷剂充注量由19 kg增至28 kg，压缩机排气温度及压力均呈上升趋势。充注量为19～25 kg时，排气参数变化不显著，排气温度上升2.5%，排气压力上升5.6%。充注量为25～28 kg时，排气温度上升11%，排气压力上升13.6%，排气参数变化更显著。

3）随着制冷剂充注量由19 kg增至28 kg，机组制热量由42.10 kW增至48.56 kW；压缩机功率由22.67 kW增至24.50 kW,增加1.83 kW。系统COP呈先增后减的趋势，存在最佳COP为2.12，此时对应最佳制冷剂充注量为26 kg。

4）该机组存在最高能效对应的最佳制冷剂充注量。超过最佳充注量26 kg后，压缩机功率大幅增加，机组能效急剧下降。同时根据压缩机排气参数确定压缩机运行状态发生显著变化时的制冷剂充注量为25 kg。因此，同时考虑机组能效及压缩机运行状态确定制冷剂充注量，能够既保证机组拥有较高能效又维持相对稳定的运行状态。