張 勇，楊 雪，吳昌順

(珠海格力電器股份有限公司，珠海，519070)

前言

伴隨著全球經(jīng)濟的快速發(fā)展，使工業(yè)生產(chǎn)和能源消耗而產(chǎn)生的全球性惡劣氣候環(huán)境問題日趨嚴(yán)峻，如溫室效應(yīng)、酸雨、大氣污染等，迫使對高效、潔凈能源領(lǐng)域的探索上升到前所未有的高度，同時人們對居住環(huán)境及冷、熱舒適度的關(guān)注程度和要求也在日益提高。

空氣源熱泵熱水機作為一種新型熱水產(chǎn)品，以其節(jié)能、環(huán)保、健康、可持續(xù)大量供應(yīng)生活熱水等獨特優(yōu)勢，迎合新時代人民及國家政策發(fā)展的需求，已逐漸被人們所青睞。

而傳統(tǒng)的空氣源熱泵熱水機應(yīng)用于長江流域、華北等寒冷地區(qū)時制熱量衰減嚴(yán)重、高壓縮比、高排氣溫度、低性能系數(shù)COP值等問題，極大的抑制了可使用性［1，2］。針對此類情況，相關(guān)研究人員提出了最為經(jīng)濟有效的技術(shù)方案，即帶經(jīng)濟器的準(zhǔn)二級壓縮熱泵系統(tǒng)，而經(jīng)濟器又分為閃發(fā)器和過冷器兩種［3］。實驗研究表明過冷器準(zhǔn)二級熱泵系統(tǒng)可在－15℃低溫環(huán)境下可靠穩(wěn)定運行，補氣可以增加制熱量和壓縮機功率，而制熱量的增加速度較快，進而提高了制熱性能系數(shù)，而且還明顯降低了排氣溫度［4］。

鑒于常規(guī)空氣源熱泵熱水機產(chǎn)品低溫工況下的運行限制，本文研究了過冷器準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)在空氣源熱泵熱水機產(chǎn)品上的應(yīng)用，并與常規(guī)熱泵熱水機進行對比實驗研究，可為帶過冷器準(zhǔn)二級壓縮熱泵系統(tǒng)用于空氣源熱泵熱水機的設(shè)計和應(yīng)用提供參考。

1 試驗研究

1.1 試驗樣機系統(tǒng)

圖1所示為常規(guī)空氣源熱泵熱水系統(tǒng)及l(fā)gph圖，圖2所示為準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水系統(tǒng)及l(fā)gp－h(huán)圖。兩系統(tǒng)均采用同一款壓縮機——帶中間補氣的渦旋壓縮機，其中常規(guī)空氣源熱泵熱水機不使用補氣口。該壓縮機的主要技術(shù)參數(shù):制冷劑R22，額定制熱量20.24kW，額定功率4.95kW，吸氣容積82.6cm3/r，額定轉(zhuǎn)速2900r/min，額定電流8.5A。常規(guī)熱水系統(tǒng)主節(jié)流閥采用電子膨脹閥;準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)主節(jié)流閥采用熱力膨脹閥，只按靜態(tài)過熱度進行調(diào)節(jié)。

由以上兩系統(tǒng)可看出，與常規(guī)空氣源熱泵熱水系統(tǒng)相比，準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)增加了補氣支路，制冷劑經(jīng)過冷凝之后，分為兩路，主路為常規(guī)熱泵回路，輔路通過節(jié)流后形成中間壓力的氣液混合狀態(tài)。兩路同時進入過冷器進行熱交換，主路制冷劑過冷后經(jīng)膨脹閥節(jié)流后進入蒸發(fā)器吸熱，輔路制冷劑通過熱交換形成蒸汽進入壓縮機補氣口。通過中間壓力吸氣口吸入一部分中間壓力的氣體，與經(jīng)過部分壓縮的冷媒混合再壓縮，實現(xiàn)以單臺壓縮機實現(xiàn)準(zhǔn)兩級壓縮，增加了冷凝器中的制冷劑流量，加大了主循環(huán)回路的焓差，從而大大提高了壓縮機的效率及可靠性。

1.2 測試內(nèi)容

為全面的分析過冷器準(zhǔn)二級壓縮在空氣源熱泵熱水機上的應(yīng)用情況，特分別對不同進水溫度下的空氣源熱泵熱水機標(biāo)準(zhǔn)工況、最小運行及低溫工況進行對比測試。

圖1 常規(guī)空氣源熱泵熱水系統(tǒng)及l(fā)gp－h(huán)圖

主要測試的數(shù)據(jù)包括制熱量、功率、COP、排氣溫度、補氣壓力、排氣壓力、蒸發(fā)壓力等。

2 理論分析

2.1 常規(guī)空氣源熱泵熱水系統(tǒng)理論分析

主要性能指標(biāo):

制熱量:Qc=m(h2－h(huán)3)

壓縮做功:Wc=m(h2－h(huán)1)

性能系數(shù):COPc=Qc÷Wc

2.2 準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水系統(tǒng)理論分析

準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)的壓縮過程大致分為三個部分:預(yù)壓縮過程、中間補氣過程、補氣后壓縮過程［5］。

確定相對補氣量:α=i÷m;

確定各狀態(tài)點的焓值:

h7=h1+w1－7

h7＇=(αh8+h7+w7－7＇)÷ (1+ α)

圖2 準(zhǔn)二級壓縮空氣源熱泵熱水系統(tǒng)及l(fā)gp－h(huán)圖

h2＇=h7＇+w7＇－2＇

h5=(1+α)h3－αh8

主要性能指標(biāo):

制熱量:Qb=(m+i)(h2＇－ h3)

壓縮做功:

Wb=(m+i)(h2＇－ h7＇)+m(h7－ h1)+mW2－2＇

性能系數(shù):COPb=Qb÷Wb

3 實驗結(jié)果分析

基于上述吸氣容積82.6cm3/r的壓縮機補氣增焓系統(tǒng)，按照循環(huán)式空氣源熱泵熱水機5℃溫差進行測試，得出在不同環(huán)境溫度、進水溫度下對應(yīng)的制熱量、功率、性能系數(shù)、排氣、壓力等曲線。

圖3 制熱量隨進水溫度變化

圖4 功率隨進水溫度變化

從圖3中曲線可以看出，不同環(huán)境溫度下常規(guī)熱水機和準(zhǔn)二級壓縮熱水機呈現(xiàn)兩種完全不同的趨勢。常規(guī)熱水機制熱量隨著進水溫度的升高呈線性下降的趨勢;準(zhǔn)二級壓縮熱水機制熱量隨著進水溫度的升高呈線性上升的趨勢，并且進水溫度越高制熱量越高，高進水溫度時上升比較緩慢。這是因為準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)中，兩部分熱量的增加，一部分來自于補氣路冷媒量致使壓縮機功率的提高，另一部分來自于主路的過冷度增大，使從環(huán)境中吸收的熱量提高，保證了隨著進水溫度的升高制熱量趨于平穩(wěn)略帶上升。

從圖4中曲線可以看出，隨著進水溫度的升高，常規(guī)熱水機和準(zhǔn)二級壓縮熱水機的功率均呈現(xiàn)加速上升的趨勢，而準(zhǔn)二級壓縮熱水機功率上升的速度較普通熱水機更快。在進水溫度低于25℃之前，常規(guī)熱水機較準(zhǔn)二級壓縮熱水機的功率更高;進水溫度高于25℃之后，準(zhǔn)二級壓縮熱水機較常規(guī)熱水機功率更高。這里有三方面的原因，其一，隨著進水溫度的升高，冷凝溫度逐漸升高，使壓縮機功率不斷升高;其二，由于常規(guī)熱水機主節(jié)流閥采用電子膨脹閥，在低進水溫度時其冷媒循環(huán)量較準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)更多，同時準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)低進水溫度時補氣量非常小，致使常規(guī)熱水機功率會稍高于準(zhǔn)二級壓縮熱水機;其三，隨著進水溫度的升高，準(zhǔn)二級壓縮熱水機補氣量的增量將大幅上升，直接導(dǎo)致高進水溫度時準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)功率高于常規(guī)熱水機。

圖5 COP隨進水溫度變化

從圖5中曲線可以看出，隨著進水溫度的升高，兩系統(tǒng)均呈現(xiàn)線性下降的趨勢，而準(zhǔn)二級壓縮熱水機的COP均高于常規(guī)熱水機，并且隨著環(huán)境溫度的下降其COP值差值更大。這主要是因為準(zhǔn)二級壓縮熱水機制熱量的增加比高于功率的增加比，并且低溫工況下制熱量的增加比更多。另外，在環(huán)境20℃低水溫時，常規(guī)熱水機的COP高于準(zhǔn)二級壓縮熱水機，主要是因為常規(guī)熱水機采用電子膨脹閥的控制，在低水溫時其冷媒循環(huán)量更大，制熱量的增幅更大。

圖6 排氣溫度隨進水溫度的變化

圖7 準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)壓力隨進水溫度變化

從圖6中曲線可以看出，隨著進水溫度的升高，排氣溫度呈現(xiàn)上升的趨勢，且常規(guī)熱水機的排氣溫度高于準(zhǔn)二級壓縮熱水機，環(huán)境溫度越低，兩系統(tǒng)的排氣溫度差值越大;在進水溫度30℃以上時，常規(guī)熱水機的排氣溫度隨環(huán)境溫度的降低而增大，但是準(zhǔn)二級壓縮熱水機的排氣溫度隨環(huán)境溫度的降低而減小。這是因為低溫環(huán)境下的相對補氣量提高，使得補氣與預(yù)壓縮氣體混合之后溫度更低，排氣溫度降低更加明顯。

從圖7中曲線可以看出，隨著進水溫度的升高，排氣壓力呈現(xiàn)快速上升的趨勢，且隨環(huán)境溫度降低而稍有下降，但下降絕對值甚微;隨著進水溫度的升高，補氣壓力同樣呈現(xiàn)上升的趨勢，且隨環(huán)境溫度降低而減小，對于空氣源熱泵熱水機來說，最佳補氣壓力表面上看并不會局限于某一個值或某一個范圍，但是在冷凝壓力、蒸發(fā)壓力一定時其最佳值卻是相對固定的;隨著進水溫度的升高，吸氣壓力平緩上升，即蒸發(fā)溫度略有上升，但差值不大。另外，隨著環(huán)境溫度的降低，其補氣壓力與吸氣壓力的比值呈現(xiàn)增大的趨勢，即隨著環(huán)境溫度的降低，其相對補氣量增大，這也是準(zhǔn)二級壓縮系統(tǒng)的關(guān)鍵指標(biāo)。

4 結(jié)論

(1)準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)制熱量及功率均高于常規(guī)熱水系統(tǒng)，但是準(zhǔn)二級壓縮熱水機系統(tǒng)的制熱量增幅比高于其功率增幅比，致使其COP值高于常規(guī)熱水機，這點在低溫環(huán)境下更加明顯。

(2)準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)排氣溫度低于常規(guī)熱水系統(tǒng)，且環(huán)境溫度越低，兩系統(tǒng)的排氣溫度差值越大，低環(huán)境溫度、高進水溫度時，準(zhǔn)二級壓縮熱水系統(tǒng)更加穩(wěn)定可靠。

(3)隨著進水溫度的升高，補氣壓力呈現(xiàn)加速上升的趨勢。同時隨著環(huán)境溫度的降低，其補氣壓力減小，但是相對補氣量卻增大，是準(zhǔn)二級壓縮熱水機系統(tǒng)低溫環(huán)境下的制熱量及COP的增加的直接原因。在冷凝壓力和蒸發(fā)壓力一定時，其最佳補氣壓力在空氣源熱泵熱水機上仍具有特定的值或者范圍。

［1］Stefan S．Bertsch，Eckhard A．Groll．Review of Air－Source Heat Pumps for Low Temperature Climates［C］．8th International Energy Agency Heat Pump Conference，2005

［2］柴沁虎，馬國遠(yuǎn)．空氣源熱泵低溫適應(yīng)性研究的現(xiàn)狀及進展 ［J］．能源工程，2002(5):25－31

［3］俞麗華，馬國遠(yuǎn)，徐榮保．低溫空氣源熱泵的現(xiàn)狀與發(fā)展 ［J］．建筑節(jié)能，2007(3):54－57

［4］馬國遠(yuǎn)，彥啟森．渦旋壓縮機經(jīng)濟器系統(tǒng)的試驗研究［J］．制冷學(xué)報，2002，23(1):27－31

［5］譚希，舒水明，丁國忠，等．帶中間補氣渦旋式壓縮機的熱泵循環(huán)性能研究 ［J］．制冷與空調(diào)．2010(10):21－25