(上海電力學(xué)院能源與機(jī)械工程學(xué)院 上海 200090)

空調(diào)水系統(tǒng)輸送能耗約占整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)能耗的25%[1]，降低輸水系統(tǒng)能耗對(duì)空調(diào)節(jié)能具有重要意義。大量研究表明，大溫差冷凍水空調(diào)運(yùn)行具有可靠性和經(jīng)濟(jì)性[2-5]，但大溫差冷卻水技術(shù)仍在探索之中。對(duì)于常規(guī)空調(diào)而言，大溫差冷卻水技術(shù)在冷卻水供回水溫差不大于10 ℃時(shí)是可行的[6]。文獻(xiàn)[7-9]介紹了大溫差冷卻水技術(shù)在系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)的節(jié)能優(yōu)勢(shì)。劉雪峰[10]研究了冷卻水溫差控制對(duì)離心式冷水機(jī)組性能的影響，雖然大溫差運(yùn)行增大了機(jī)組能耗，但相對(duì)于冷卻水泵的節(jié)能要小得多。廖丹[11]對(duì)冷卻水溫差與熱泵系統(tǒng)各部件的經(jīng)濟(jì)模型進(jìn)行了分析，當(dāng)電價(jià)不大于16 元/(kW5h)時(shí)，冷卻水溫差越大越好。當(dāng)冷卻水溫差比常規(guī)溫差高2 ℃時(shí)，可減少運(yùn)行和投資費(fèi)用分別為3%～7%和10%～20%[12]。冷卻水大溫差設(shè)計(jì)由于節(jié)約了水系統(tǒng)循環(huán)水量，相應(yīng)減小了水系統(tǒng)的輸送能耗，但也造成冷凝壓力升高、功耗增大等問題。因此本文研究了空調(diào)冷凝器參數(shù)、壓縮機(jī)功耗及進(jìn)出口壓力、冷卻水泵功耗隨冷卻水溫差的變化規(guī)律，并深入分析在冷卻水大溫差運(yùn)行時(shí)，單位制冷量壓縮機(jī)、冷卻水泵和熱泵空調(diào)系統(tǒng)的功耗情況及空調(diào)機(jī)組性能系數(shù)和系統(tǒng)性能系數(shù)的變化規(guī)律，從而得出空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能效果最好的運(yùn)行溫差。

1 研究方法

熱泵實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖1所示，由循環(huán)水系統(tǒng)、熱泵系統(tǒng)和用戶系統(tǒng)3部分組成。水源熱泵機(jī)組選用水-水整體式MSR-J036，其額定工況參數(shù)如表1所示。

圖1 熱泵機(jī)組實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.1 Heat pump experiment system

制冷劑制冷劑充注量/kg名義制冷(熱)量/kW額定輸入功率/kW最大工作壓力/MPa制冷 制熱制冷 制熱排氣側(cè) 吸氣側(cè)R221.15108.32.12.82.800.95

1)循環(huán)水系統(tǒng)包括A、B水箱所在回路。機(jī)組運(yùn)行時(shí)，打開閥門A、D，關(guān)閉閥門B、C，A水箱里的水經(jīng)過A閥門由水泵輸送到熱泵機(jī)組中，循環(huán)冷卻水在冷凝器中吸收制冷劑從室內(nèi)帶來的熱量，升溫的冷卻水經(jīng)閥門D回到B水箱中，完成循環(huán)。其中A、B水箱內(nèi)各安裝有一組5 kW的溫控加熱器且外部包覆一層3 cm厚的橡塑保溫海綿。當(dāng)冷卻水溫度低于設(shè)置溫度時(shí)，加熱器自動(dòng)啟動(dòng)；反之，加熱器自動(dòng)斷電。保溫海綿能夠阻止冷卻水與外界的換熱，保持冷卻水處于實(shí)驗(yàn)溫度。

2)熱泵系統(tǒng)，該系統(tǒng)中用戶側(cè)是蒸發(fā)器，液態(tài)制冷劑吸熱蒸發(fā)變成氣態(tài)制冷劑，使用戶側(cè)冷凍水溫度降低，制冷劑經(jīng)過壓縮機(jī)升溫升壓作用后進(jìn)入冷凝器，由循環(huán)冷卻水帶走熱量重新變成較高溫度和壓力的液態(tài)制冷劑，經(jīng)過節(jié)流閥變成低溫低壓的液體，回到蒸發(fā)器，完成循環(huán)。

3)用戶側(cè)系統(tǒng)包括C水箱回路系統(tǒng)和風(fēng)機(jī)，系統(tǒng)運(yùn)行前C水箱中充滿水，循環(huán)水在蒸發(fā)器中被制冷劑吸收熱量，溫度降低的冷凍水進(jìn)入C水箱中，然后經(jīng)過給水泵輸送到用戶，通過風(fēng)機(jī)與室內(nèi)熱空氣換熱，降低室內(nèi)溫度。

2 理論計(jì)算

本實(shí)驗(yàn)以夏季熱泵機(jī)組制冷模式為例，主要研究在用戶水源側(cè)冷卻水進(jìn)口溫度一定時(shí)，冷卻水進(jìn)出口溫差對(duì)熱泵性能及能耗的影響。用戶側(cè)供回水溫度保持7/12 ℃不變，供回水流量為1.47 m3/h，根據(jù)分析確定熱泵進(jìn)口水溫為26 ℃，初始進(jìn)口體積流量為1.2 m3/h，常規(guī)熱泵空調(diào)冷卻水進(jìn)出口溫差為5 ℃。通過改變冷卻水流量，使冷卻水進(jìn)出口溫差在6～10 ℃變化，熱泵處于大溫差運(yùn)行狀態(tài)，每次實(shí)驗(yàn)時(shí)間約為25～30 min。通過實(shí)驗(yàn)，研究不同溫差運(yùn)行熱泵機(jī)組和系統(tǒng)工況的影響。

蒸發(fā)器制冷量[13]：

Q0=KAΔtm=cpGΔt

(1)

(2)

式中：Δtm為蒸發(fā)器冷卻水與制冷劑的對(duì)數(shù)平均數(shù)；K為冷凝器傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；A為冷凝器傳熱面積，m2；t0為冷凝溫度，℃；G為冷卻水的質(zhì)量流量，kg/s；Δt為冷卻水進(jìn)出口溫差，℃。

同一機(jī)組當(dāng)冷凝器側(cè)換熱量一定時(shí)，隨著水源側(cè)溫差的增大，冷卻水流量隨之降低。凝汽器的傳熱系數(shù)也隨流量的變化而改變[14]，故：

則

(3)

式中：R、R′為不同流量時(shí)冷凝器的總傳熱熱組，K/W。

冷凝器傳熱熱阻R包括制冷劑側(cè)熱阻、管壁熱阻、污垢熱阻、冷卻水熱阻等[15-16]。在冷卻水流量發(fā)生變化時(shí)，對(duì)于確定的換熱器，只有水側(cè)熱阻發(fā)生變化，制冷劑側(cè)和管壁的熱阻基本保持不變。水側(cè)換熱系數(shù)與水流速度的0.8次冪成正比[17-18]，即α∝υ0.8。

由式(1)可知，當(dāng)制冷量不變時(shí)，冷卻水流量與其進(jìn)出口溫差之間成反比；對(duì)于相同管路，水流量與流速成正比，三者關(guān)系可用式(4)表示：

(4)

聯(lián)立式(3)式(4)可知水側(cè)熱阻與溫差的關(guān)系：

(5)

對(duì)殼管式冷凝器而言，在冷卻水進(jìn)出口溫差改變的情況下，制冷劑熱阻、冷凝管管壁熱阻及污垢熱阻基本不變，主要改變的是冷卻水側(cè)熱阻，這一熱阻一般約占整個(gè)冷凝器熱阻的35%～40%[19]，計(jì)算時(shí)取其所占比例為40%。因此，大溫差冷卻水下冷凝器的總傳熱熱阻為：

(6)

整理上式，可得：

(7)

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

在制冷模式下，隨著水源側(cè)冷卻水流量的降低，流經(jīng)凝汽器的冷卻水溫差不斷增大，根據(jù)前文的推倒公式可計(jì)算出凝汽器的冷凝溫度，根據(jù)制冷劑R22的特性利用refprop軟件計(jì)算制冷劑的參數(shù)。在水源側(cè)進(jìn)水溫度不變時(shí)，隨著進(jìn)出冷凝器的冷卻水溫差的增大，制冷劑的冷凝壓力如圖2所示。

由圖2可知，在冷卻水進(jìn)口溫度一定時(shí)，冷凝溫度和冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而不斷增大。由于蒸發(fā)器參數(shù)基本保持不變，冷凝器的冷凝壓力與冷卻水溫差成正比，為了滿足制冷劑蒸氣能夠在凝汽器中充分放熱，使壓縮機(jī)做功增加，壓縮機(jī)排氣壓力增大，因?yàn)檎舭l(fā)參數(shù)不變，壓縮機(jī)吸氣壓力基本保持不變，壓縮機(jī)排氣和吸氣壓力隨循環(huán)冷卻水溫差的變化如圖3所示。

圖3 壓縮機(jī)排氣和吸氣壓力隨循環(huán)冷卻水溫差的變化Fig.3 Variations of compressor exhaust and suction pressure with temperature difference of circulating cooling water

圖4 節(jié)流閥進(jìn)氣和出氣壓力變化Fig.4 Variation of inlet and outlet pressure of throttle valve

因?yàn)檎舭l(fā)器的參數(shù)基本保持不變，蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑壓力基本不變，又由圖2可知，冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而不斷增大，使節(jié)流閥的進(jìn)口壓力不斷增大，節(jié)流閥損失增大，節(jié)流閥進(jìn)氣和出氣壓力變化如圖4所示。

制冷熱泵機(jī)組單位制冷量的能耗q1(kW)為：

(8)

式中：Q為熱泵供給用戶的制冷量，kW；W為熱泵循環(huán)水泵功耗，kW。

熱泵空調(diào)機(jī)組壓縮機(jī)的軸功率隨冷卻水溫差的變化如圖5所示。以溫差為5 ℃的冷卻水為基準(zhǔn)，不同冷卻水溫差壓縮機(jī)單位制冷量能耗變化如表2所示。由表2可知，空調(diào)制冷量一定時(shí)，空調(diào)單位制冷量能耗隨著冷卻水溫差的增大而增大，結(jié)合圖2和圖4可知，冷凝壓力隨著冷卻水溫差的增大而增大，蒸發(fā)器的參數(shù)基本不變，導(dǎo)致節(jié)流損失不斷增大，空調(diào)效率減小。當(dāng)冷卻水溫差小于8 ℃時(shí)，空調(diào)單位制冷量能耗增量變化較為平緩；當(dāng)冷卻水溫差大于8 ℃時(shí)，熱泵空調(diào)機(jī)組單位制冷量能耗增量變化較為劇烈。分析可知，熱泵空調(diào)機(jī)組不能無止境的增大冷卻水溫差，隨著冷卻水溫差的增大，機(jī)組制冷量在不斷降低，熱泵空調(diào)的單位能耗越大，反而造成熱泵有效能源利用率降低。

3.1 給水泵能耗分析

實(shí)驗(yàn)采用的給水泵為MS輕型不銹鋼臥式變頻單級(jí)離心泵，根據(jù)水泵定律[20]可知，對(duì)同一臺(tái)冷卻水泵，由于水泵轉(zhuǎn)速不同引起水泵流量的變化，在理論情況下，水泵功率與冷卻水流量的關(guān)系可表示為：

(9)

圖5 壓縮機(jī)軸功率隨循環(huán)冷卻水溫差的變化Fig.5 Variation of compressor shaft power with temperature difference of circulating cooling water

溫差/℃單位制冷量/W壓縮機(jī)能耗增量/W5222.2206224.121.907225.733.518228.316.099234.1911.9710243.9021.68

但實(shí)際運(yùn)行中給水泵的功率與流量不符合三次方的關(guān)系。本實(shí)驗(yàn)主要研究冷卻水大溫差運(yùn)行對(duì)熱泵機(jī)組性能的影響，由電量感應(yīng)器和電流表測(cè)得水泵功率隨流量變化的關(guān)系，在制冷量一定時(shí)，隨著冷卻水溫差的增大，流量不斷減小，水泵的能耗必然降低。該實(shí)驗(yàn)水泵功率的變化如表3所示。

由表3可知，當(dāng)蒸發(fā)器吸熱量一定時(shí)，流經(jīng)冷凝器冷卻水的流量與溫差成反比，即隨著冷卻水溫差的不斷增大，冷卻水流量持續(xù)減少，水泵的能耗逐漸降低，給水泵的單位制冷量能耗逐漸降低。當(dāng)冷卻水體積流量從24.45 L/min減小至17.51 L/min時(shí)，即冷卻水溫差從5 ℃增至7 ℃時(shí)，給水泵的單位制冷量能耗變化較為劇烈；冷卻水流量從17.51 L/min減小至12.44 L/min時(shí)，給水泵單位制冷量能耗變化較為平緩。以5 ℃循環(huán)水溫差水泵為基準(zhǔn)，隨著溫差不斷增大，水泵單位制冷量能耗不斷降低，水泵的節(jié)能效果增加。雖然冷卻水溫差的增大使冷卻水流量減小，降低了循環(huán)水泵的能耗，但同時(shí)增大了熱泵機(jī)組的能耗，節(jié)能效果還需要具體分析。

表3 不同體積流量下冷卻水泵單位制冷量能耗Tab.3 Energy consumption of unit refrigerating capacity of cooling water pump in different volume flow rate

3.2 大溫差熱泵空調(diào)運(yùn)行的節(jié)能分析

圖6 熱泵空調(diào)單位制冷量能耗變化Fig.6 Variation of energy consumption of unit refrigerating capacity of air conditioning

以常規(guī)熱泵空調(diào)單位制冷量能耗為基準(zhǔn)，大溫差運(yùn)行熱泵空調(diào)系統(tǒng)單位制冷量能耗關(guān)系如圖6所示，其中x軸上方表示相對(duì)能耗增加量，x軸下方表示相對(duì)能耗減少量，即節(jié)能量。由圖6可知，以常規(guī)熱泵空調(diào)為基準(zhǔn)時(shí)，隨著循環(huán)水溫差的增大，空調(diào)機(jī)組的單位制冷量能耗增量不斷增大，在冷卻水溫差為8 ℃時(shí)，空調(diào)單位制冷量能耗突然變大；由水泵能耗曲線可知，給水泵的相對(duì)能耗減少量也隨著溫差的增大而不斷增大，當(dāng)溫差在5～8 ℃時(shí)，單位制冷水泵的節(jié)能速率不斷增大；而溫差在8～10 ℃變化時(shí)，雖然給水泵的節(jié)能量也不斷增大，但其變化率減小。從系統(tǒng)節(jié)能曲線可知，空調(diào)系統(tǒng)大溫差運(yùn)行時(shí)，系統(tǒng)節(jié)能效果先增大，隨后逐漸減小。分析圖6可知，雖然大溫差熱泵空調(diào)具有一定的節(jié)能作用，但節(jié)能效果隨循環(huán)水溫差的增大而先增大后減小。在溫差為8 ℃時(shí)，熱泵系統(tǒng)的節(jié)能效果最佳。

圖7所示為熱泵空調(diào)機(jī)組及其系統(tǒng)能效比的變化。熱泵機(jī)組能效比隨著冷卻水溫差的增大而不斷減小；但熱泵系統(tǒng)能效比隨著冷卻水溫差的增大，先增大后逐漸減小。在循環(huán)水溫差為8 ℃時(shí)，熱泵系統(tǒng)能效比最大。結(jié)合圖6和圖7可知，雖然隨著冷卻水溫差增大給水泵的節(jié)能效果不斷增強(qiáng)，但整個(gè)系統(tǒng)的節(jié)能量先增大后緩慢減小，熱泵系統(tǒng)能效比也先增大后減小。從第1部分及上述分析可知，冷卻水溫差增大，制冷劑的冷凝壓力增大，蒸發(fā)器各參數(shù)不變，壓縮機(jī)的出口壓比增大，壓縮機(jī)功耗急劇增大且增大速率比給水泵能耗降低速率快，導(dǎo)致熱泵系統(tǒng)能效比在冷卻水溫差不斷增大時(shí)呈先增大后逐漸減小的趨勢(shì)。所以冷卻水大溫差運(yùn)行熱泵并非溫差越大越好，冷卻水溫差在7～9 ℃時(shí)，空調(diào)運(yùn)行最為節(jié)能。

圖7 熱泵機(jī)組及其系統(tǒng)能效比變化Fig.7 The energy efficiency ratio variation of heat pump air conditioner and its system

4 結(jié)論

在循環(huán)冷卻水進(jìn)口溫度保持26 ℃不變時(shí)，改變循環(huán)冷卻水流量，研究了不同冷卻水溫差下常規(guī)熱泵空調(diào)與常規(guī)溫差熱泵空調(diào)單位制冷量能耗的關(guān)系。結(jié)果表明：雖然大溫差熱泵主機(jī)的單位制冷量能耗高于常規(guī)熱泵，但大溫差冷卻水給水泵的單位制冷量的能耗低于常規(guī)熱泵空調(diào)給水泵的單位能耗，且其能耗減少量大于熱泵主機(jī)耗能增量。總體而言，大溫差熱泵系統(tǒng)的單位能耗是降低的，具有一定的節(jié)能效果。

隨著循環(huán)冷卻水溫差的增大，熱泵空調(diào)機(jī)組的能效比逐漸減??；但其系統(tǒng)能效比隨著循環(huán)水溫差的增大而先增大后減小。在冷卻水溫差為8 ℃時(shí)，系統(tǒng)能效比達(dá)到最大，為3.173。因此，熱泵空調(diào)在大溫差運(yùn)行時(shí)并非溫差越大越好，而是有一定的溫差限制。分析可知，循環(huán)水溫差在7～9 ℃時(shí)，大溫差熱泵空調(diào)運(yùn)行能夠有效降低能耗。

本文受上海市科技委能力建設(shè)計(jì)劃項(xiàng)目(15110501000)資助。(The project was supported by the Shanghai Science and Technology Commission′s Capacity Construction Project (No.15110501000).)