太阳能级间辅助两级压缩空气源热泵热水器的性能研究

朱 颖 苏诗蕊 许振飞 邵乃珩 邱国栋△

(1.中南建筑设计院股份有限公司,武汉;2.东北电力大学,吉林)

0 引言

近年来,随着“煤改电”政策的推行,我国北方等严寒地区需要大量具有超低温运行功能的空气源热泵。超低温空气源热泵技术成为研究热点[1]。空气源热泵在低温下会产生压缩比大、排气温度高、循环性能差、制热量不足、容易结霜等问题[2]。将太阳能集热器系统与空气源热泵系统有机融合为一体,既能解决空气源热泵低温性能差等问题,又能解决太阳能的能流低且不稳定等问题,适合在北方寒冷地区推广使用[3]。

现有的太阳能与空气源热泵集成系统形式很多,大致可分为两类。一类是直接集热太阳能到用户所需的温度,如太阳能集热器与冷凝器并联的制热水系统等。武晓伟等人[4]、鄂闯等人[5]设计了一种太阳能与空气源热泵并联供暖系统,并通过分析该系统在严寒地区的运行情况,对系统控制策略进行了优化。Vega等人研究了太阳能热水系统与空气源热泵冷凝器并联制热的性能,该系统可同时满足用户的供暖和生活热水需求[6]。Chen等人[7]、Li等人[8]和Yan等人[9]研究了新型直膨式太阳能辅助喷射式热泵系统,制冷剂在太阳能集热器中吸收热量后进入喷射器,有效改善了循环的性能系数和制热能力,在所有运行条件下都能保持较高的效率。另一类集成系统是太阳能作为热泵的低温热源,集热温度较低,略高于蒸发温度,如太阳能直膨式热泵系统、太阳能集热器与蒸发器并联的系统等。马坤茹等人将太阳能集热器和热泵蒸发器合为一体,提出了新型太阳能/空气能直膨式热泵系统,对比实验表明其全天总制热量较传统空气源热泵提高约12%,且新系统在低温状态下的COP仍可达到3.46[10]。Chen等人提出了一种新型直膨式太阳能辅助喷气增焓热泵系统,将太阳能集热器置于再冷却器前,并以太阳辐照度作为控制信号提出了2种运行模式,研究表明新系统在制热能力与系统性能方面较传统系统分别提高了42.9%和14.6%[11]。Chaturvedi等人将太阳能集热器和蒸发器并联,设计了一种新型太阳能辅助热泵系统,根据太阳辐照度控制进入太阳能集热器的制冷剂流量,结果表明,与传统热泵相比,新系统在冬季的性能改善较为明显[12]。

然而,现有的集成系统均有自己的适用范围,如上所述的第一类系统在室外温度高、太阳辐照度高的工况下具有优势,第二类系统在室外温度低、太阳辐照度低的工况下具有优势。但是,它们均无法保证在较宽的室外温度和太阳辐照度范围内均高效运行,而实际的气象条件是在很宽的范围内变化的,因此现有的集成系统并非最佳的集成方式。为此,笔者所在课题组提出了太阳能级间辅助两级压缩空气源热泵系统,该系统对于中等太阳辐照度或中等室外温度具有极佳的适用性,由于实际条件下中等太阳辐照度和中等室外温度占多数,因此新系统具有显著的优势[13]。但是文献[13]仅对该系统在恒定条件下的制热性能进行了研究。本文在此基础上,针对制取生活热水这一非稳定工况进行研究,为新系统在热泵热水制取方面的应用提供理论和技术支持。

1 系统原理

太阳能级间辅助两级压缩空气源热泵热水器系统(以下简称太阳能级间辅助系统)原理如图1所示,集热器置于两级压缩的中间支路上,集热温度处于蒸发温度和冷凝温度之间。冷凝器出口的制冷剂液体分为两路:1) 主蒸发路,流入经济器释放热量给中间喷射支路,由膨胀阀2控制进入主蒸发器的制冷剂流量,节流降压至蒸发压力后流入蒸发器,吸热蒸发后进入低压级压缩机;2) 中间喷射支路,由膨胀阀1根据喷射过热度控制中间喷射支路的制冷剂喷射量,节流降压至中间喷射压力后进入经济器,吸收主蒸发路制冷剂释放的热量后部分蒸发,然后流入太阳能集热器继续吸热蒸发为饱和气体,并与低压级压缩机排出的过热蒸气在经济器中进行混合,混合后的气体被高压级压缩机吸收,压缩至冷凝压力后排入冷凝器,完成一次循环。

图1 太阳能级间辅助系统原理图

太阳能集热器置于中间喷射支路,可以使更多的喷射制冷剂蒸发,所以中间喷射支路的膨胀阀开度大于传统两级压缩系统,中间压力也高于传统两级压缩系统。由于进入经济器的制冷剂的比焓低于低压级压缩机排气的比焓,故该系统对排气温度的冷却作用也大于传统系统,且喷射制冷剂质量流量越大,排气冷却效果越好。因此,太阳能级间辅助系统不仅比现有系统有更宽的适用范围,还可以拓宽压缩机运行范围,使之在更低的室外温度下能安全高效地运行。

2 系统模型建立

2.1 压缩机模型

压缩机制冷剂质量流量m为

(1)

式中ηv为压缩机输气系数;f为压缩机运行频率,Hz;s为压缩机运行时的转差率;V为理论输气量,m3/r;vs为压缩机吸气比体积,m3/kg。

压缩机输入功率Wi为

(2)

式中wt为压缩机的理论比功,kW/kg;ηe为压缩机在任意频率下的综合电效率。

将压缩机的实际压缩过程看作一个多变过程,则排气温度计算式为

(3)

式中Td、Ts分别为压缩机排气、吸气温度,K;pd、ps分别为压缩机排气、吸气压力,MPa;n为多变指数,根据实验数据拟合得到。

2.2 蒸发器模型

从制冷剂侧来看,蒸发器吸热量Qer可由制冷剂的比焓差来表示:

Qer=mcL(h1-h7)

(4)

式中mcL为低压级压缩机制冷剂质量流量,kg/s;h1、h7分别为蒸发器出口、入口制冷剂比焓,J/kg。

从空气侧来看,其放热量Qea可由空气温差来表示:

Qea=macpa(tai-tao)

(5)

式中ma为空气的质量流量,kg/s;cpa为空气的比定压热容,J/(kg·℃);tai、tao分别为空气侧进口处、出口处的空气温度,℃。

2.3 冷凝器模型

冷凝器内制冷剂侧存在过热区、两相区和过冷区。制冷剂侧的放热量Qcr可由比焓差来表示:

Qcr=mcH(h4-h5)

(6)

式中mcH为高压级压缩机质量流量,kg/s;h4、h5分别为冷凝器出口、入口制冷剂比焓,J/kg。

热水侧的得热量Qcw可表示为

(7)

式中mw为热水的质量,kg;cpw为热水的比定压热容,J/(kg·℃);tw为热水平均温度,℃;τ为时间,s;ULt为水箱的传热系数,W/(m2·℃);At为水箱的表面积,m2;ta为室外温度,℃。

以冷凝盘管的外表面积为基准,制冷剂和热水的总传热量Qc可表示为

Qc=UcAcoΔtmc

(8)

式中Uc为冷凝盘管总换热系数,W/(m2·℃);Aco为冷凝盘管外表面积,m2;Δtmc为制冷剂和热水的对数平均温差,℃。

2.4 经济器模型

从热流体和冷流体侧来看,其放热量Qrh、Qrc分别可由制冷剂的比焓差来表示:

Qrh=mcL(h5-h6)

(9)

Qrc=mij(h9-h8)

(10)

式(9)、(10)中h5和h6、h8和h9分别为经济器中热流体、冷流体侧的入口和出口制冷剂比焓,J/kg;mij为中间喷射支路制冷剂质量流量,kg/s。

冷热流体的总传热量Qi可表示为

Qi=UiAiΔtmi

(11)

式中Ui为经济器总换热系数,W/(m2·℃);Ai为经济器换热面积,m2;Δtmi为冷热流体的对数平均温差,℃。

2.5 太阳能集热器模型

集热器为平板型太阳能集热器,其可获取的有效能Qu表达式为

Qu=AaF′[Irα-ULc(tf-ta)]

(12)

式中Aa为集热面积,m2;F′为忽略管壁热阻后的集热器效率因子;I为太阳辐照度,W/m2;r为集热器盖板的透光率;α为吸热板的吸收率;ULc为集热器总热损失系数,W/(m2·℃);tf为集热工质温度,℃。

2.6 节流阀模型

节流阀的进出口比焓不发生变化,质量流量mE和流量系数ζE可用式(13)和式(14)表示:

(13)

(14)

式(13)、(14)中AE为电子膨胀阀的流通面积,m2;ρi为制冷剂密度,kg/m3;pin、po分别为节流阀进口、出口制冷剂压力,Pa;vo为节流阀出口制冷剂比体积,m3/kg。

2.7 控制策略

主循环回路的控制策略为调节电子膨胀阀2的开度将压缩机吸气过热度控制在5 ℃左右,具体措施为:当室外温度升高时,增大电子膨胀阀2开度,蒸发温度升高,主循环回路的制冷剂流量增大;反之则减小电子膨胀阀2开度,蒸发温度降低,主循环回路的制冷剂流量减小。吸气过热度始终控制在5 ℃左右可保证主循环回路高效运行。

喷射循环回路的控制策略为调节电子膨胀阀1的开度将喷射过热度控制在5 ℃左右,具体措施为:当太阳辐照度增大时,增大电子膨胀阀1的开度,喷射压力和喷射制冷剂流量均增大;反之则减小电子膨胀阀1开度,喷射压力和喷射制冷剂流量均减小。喷气支路的喷射过热度始终控制在5 ℃左右可保证喷射循环回路高效运行。

3 模拟结果分析与讨论

模拟参数如表1所示。基于上述数学模型,利用MATLAB软件模拟不同太阳辐照度和室外温度下将150 L水从20 ℃加热到50 ℃的系统运行特性。

表1 模拟参数

3.1 压缩机排气温度的变化

压缩机排气温度过高会影响压缩机的可靠性。图2、3显示了不同太阳辐照度和室外温度下高、低压级压缩机排气温度(以下简称高压级、低压级排气温度)和高压级压缩机吸气温度(以下简称高压级吸气温度)随加热时间的变化。可以看出,整个加热过程中的高、低压级排气温度和高压级吸气温度都随着加热时间而升高。由于中间支路喷射的制冷剂的比焓小于低压级压缩机的排气比焓,所以中间补气能起到降低低压级排气温度的作用,高压级吸气口的温度即为降低后的温度。如图2所示,高压级吸气口的温度明显低于低压级排气口温度,并且可降低的温度值随着太阳辐照度的增大而增大。当太阳辐照度I为0 W/m2时,能够降低3～8 ℃;当I为400 W/m2时,能够降低10～17 ℃。这主要是因为太阳辐照度增大时,喷射支路的过热度会增大,根据恒定过热度的控制策略,此时电子膨胀阀1的开度会增大,从而增大了中间喷射支路的制冷剂质量流量,增强了对排气的冷却效果。需要说明的是,电子膨胀阀1开度增大在增大补气流量的同时也会增大补气压力,从而使喷射温度有所提高,但流量的增大远大于温度升高的影响,因此综合效果仍然以强化冷却排气为主。

图2 室外温度为-20 ℃时太阳辐照度对压缩机排气、吸气温度的影响

图3 太阳辐照度为300 W/m2时室外温度对压缩机排气、吸气温度的影响

3.2 系统运行压力的变化

分级耦合系统存在3个不同等级的压力:低压(pe)、中压(pi)和高压(pc)。图4、5显示了3种压力随加热时间的变化。可以看出,整个加热过程中pc和pi都随加热时间的延长而增大。蒸发压力随着室外温度的升高而增大,但几乎不受加热时间的影响。

图4 太阳辐照度为300 W/m2时室外温度对系统运行压力的影响

图5 室外温度为-20 ℃时太阳辐照度对系统运行压力的影响

3.3 系统制热量和热水平均温度的变化

图6、7显示了热泵热水器系统制热量(Qg)和热水平均温度(tw)随加热时间的变化。

图6 室外温度为-20 ℃时太阳辐照度对热水平均温度和制热量的影响

图7 太阳辐照度为300 W/m2时室外温度对热水平均温度和制热量的影响

可以看出,整个加热过程中Qg和tw都随着加热时间的延长近似呈线性增大,增大速率较为稳定,这是因为热水平均温度升高导致压缩机功耗增加,排气温度升高,供热能力增大。

当I分别为200、400 W/m2时,tw由20 ℃升高到50 ℃所需的时间分别为213、187 min,分别较传统两级压缩热泵(I=0 W/m2)缩短了11.62%、22.41%,平均每增大100 W/m2的太阳辐照度,大约可缩短13 min的加热时间。如图7所示,当室外温度为-10 ℃时,所需加热时间为164 min,比室外温度为-15 ℃时的181 min缩短了9.4%,室外温度每升高1 ℃,加热时间平均缩短3.6 min。

3.4 COP变化

图8、9显示了不同太阳辐照度和室外温度下,热泵热水器系统COP随加热时间的变化。可以看出,整个加热过程中COP都随着加热时间的延长而降低。这是因为随着热水平均温度的升高,冷凝温度升高,系统的COP会随着冷凝温度的升高而降低。

图8 室外温度为-20 ℃时太阳辐照度对COP的影响

图9 太阳辐照度为300 W/m2时室外温度对COP的影响

如图8所示,当太阳辐照度分别为0、200、400 W/m2时,整个热水加热过程中COP的平均值分别为2.97、3.15、3.41。由此可见,太阳能的引入显著提高了系统的COP,辐照度越大,系统COP提高的幅度越大。如图9所示,当室外温度分别为-10、-15、-20 ℃时,热水加热过程中系统COP的平均值分别为3.86、3.53、3.26。可见,室外温度对COP的影响非常明显。

3.5 系统运行最优容积比

上文的分析是基于高、低压级压缩机容积比ε=0.6的模拟结果来开展的,并非最优容积比,对于两级压缩热泵系统而言,最优容积比随工况变化而变化。最优容积比一般按照最大COP来确定。图10给出了室外温度为-20 ℃、太阳辐照度为200 W/m2和热水平均温度(tw)分别为20.0、27.5、35.0、42.5、50.0 ℃时热泵热水系统COP随容积比ε的变化规律。可以看出,随着ε的增大,COP先增大后减小,每种工况下都有一个最优COP,并且最优COP所对应的容积比不同。tw分别为20.0、27.5、35.0、42.5、50.0 ℃时,最优容积比分别为0.6、0.6、0.5、0.5、0.4。这表明,随着tw的升高,最优容积比逐渐减小。但是,只有当tw升高到一定程度时,最优COP所对应的容积比才会发生改变。另外,当tw较低时,COP受容积比的影响较大,如tw=20 ℃时,最大COP较最小COP可提高12.77%;反之,当tw较高时,容积比对COP的影响则相对较小,如tw=50 ℃时COP最大能提升4.62%。

图10 COP随压缩机容积比的变化

根据以上分析可知,为了使热泵热水器的COP时刻保持最优,需要随着tw的升高而适当地降低容积比。因此本文提出使用变频调速技术来驱动太阳能级间辅助热泵热水器中的高压级压缩机,通过调节高压级压缩机的工作频率实现容积比的动态调整。

最优高压级压缩机运行频率与最优容积比的对应关系式如下:

(15)

式中fHo、fLo分别为高压级、低压级压缩机的最优运行频率,Hz;εo为压缩机最优容积比;VcL、VcH分别为低压级、高压级压缩机的理论输气量,cm3/r。

由式(15)可通过最优压缩机容积比间接得到某一水温下高压级压缩机的最优运行频率。在本文研究工况下,热水平均温度、最优容积比和高压级压缩机最优运行频率的对应关系见表2。

表2 不同水温下的最优容积比和最优频率

本文所提出的新型系统旨在提升空气源热泵在寒冷或极寒地区运行时的制热能力和效率,研究表明,该系统潜在的适用范围为最冷月平均温度在-20 ℃以上的寒冷及严寒地区。

4 结论

本文将太阳能级间辅助系统应用于热泵热水器,采用仿真方法研究了150 L水从20 ℃加热到50 ℃时热泵热水器的系统运行特性,并以系统COP最大为目标,提出了热水加热过程中的性能优化方法。主要结论如下:

1) 太阳辐照度的增大和室外温度的升高都会导致中间喷射压力提高,中间喷射支路制冷剂质量流量及系统的制热量和COP均增大。压缩机排气温度随着室外温度的升高及太阳辐照度的增大而降低。

2) 随着高、低压级压缩机容积比ε的增大,COP先增大后减小,存在最优COP,且最优COP所对应的容积比不同。随着tw的升高,最优容积比逐渐减小。但是,只有当tw升高到一定程度时,最优COP所对应的容积比才会发生改变。

3) 高压级压缩机变频调速可实现容积比ε的动态调节,使系统COP时刻保持最优。当热水平均温度较低时,压缩机容积比对热泵性能的影响更显著,最优容积比对应的最佳COP比最小COP提高了12.77%。