空氣源熱泵機(jī)組內(nèi)并聯(lián)渦旋壓縮機(jī)性能的實(shí)驗(yàn)分析

司 化 馮士偉 申道明 夏錦紅 薛松濤

(1 新鄉(xiāng)學(xué)院土木工程與建筑學(xué)院 新鄉(xiāng) 45300)

(2 同濟(jì)大學(xué)結(jié)構(gòu)工程與防災(zāi)研究所 上海 200092)

(3 日本東北工業(yè)大學(xué)建筑學(xué)科 日本仙臺(tái) 9 828577)

1 引 言

由于熱泵空調(diào)系統(tǒng)可同時(shí)滿足工業(yè)、生活中的供暖、制冷需求,而壓縮機(jī)的選型對(duì)系統(tǒng)的性能至關(guān)重要,因此,諸多學(xué)者對(duì)壓縮機(jī)的研究涉及較廣。并且在空氣源熱泵機(jī)組中,多并聯(lián)壓縮機(jī)組的應(yīng)用較為常見(jiàn),而壓縮機(jī)油槽內(nèi)油位的保持對(duì)壓縮機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)的有效潤(rùn)滑更為重要。涂虬等[1]從蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、系統(tǒng)運(yùn)行模式等方面對(duì)壓縮機(jī)貯油量受壓縮機(jī)排油量、系統(tǒng)回油的影響進(jìn)行了理論分析和實(shí)驗(yàn)研究。劉群生等[2]從產(chǎn)品設(shè)計(jì)的角度出發(fā),基于不同類型壓縮機(jī)的潤(rùn)滑油控制要求,對(duì)渦旋并聯(lián)機(jī)組、螺桿并聯(lián)機(jī)組、活塞并聯(lián)機(jī)組分別提出相應(yīng)的回油方案。針對(duì)多壓縮機(jī)并聯(lián)制冷系統(tǒng),宗露香等[3]運(yùn)用計(jì)算流體技術(shù)(CFD),對(duì)新型均油裝置的均勻回油效果進(jìn)行了模擬分析,并證實(shí)該裝置的有效性。

此外,為提高設(shè)備性能、檢測(cè)設(shè)備運(yùn)行的安全性,除對(duì)風(fēng)量因素(通風(fēng)量、干球溫度、濕球溫度、含濕量等參數(shù))、水源因素(水流量、進(jìn)水溫度、出水溫度等)等工況環(huán)境對(duì)機(jī)組性能進(jìn)行分析研究外[4-6],諸多學(xué)者還以壓縮機(jī)為研究焦點(diǎn)從壓縮機(jī)功耗、容積效率、等熵效率等角度對(duì)設(shè)備性能(壓縮機(jī)排氣溫度、功率、系統(tǒng)制熱量/制冷量、系統(tǒng)COP等指標(biāo))的改變提供了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證和理論依據(jù)。例如,楊永安等[7]以壓縮機(jī)頻率為焦點(diǎn)變量對(duì)高溫壓縮機(jī)復(fù)疊熱泵系統(tǒng)的性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究;胡鵬榮等[8]針對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)所具有的抗?jié)駢嚎s特性,把壓縮機(jī)吸氣口制冷劑由過(guò)熱態(tài)變?yōu)閮上鄳B(tài)時(shí),進(jìn)而對(duì)熱泵機(jī)組的性能進(jìn)行分析;陳子丹等[9]采用壓縮機(jī)變頻、設(shè)置回?zé)崞髋c氣液分離器輔助加熱等技術(shù)途徑設(shè)計(jì)搭建了CO2空氣源熱泵的性能,并基于響應(yīng)曲面法對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)行頻率進(jìn)行優(yōu)化。此外,為實(shí)現(xiàn)大功率壓縮機(jī)組的高效運(yùn)行,方興等[10]對(duì)多級(jí)離心式壓縮機(jī)的并機(jī)運(yùn)行能耗及各級(jí)能耗進(jìn)行了仿真模擬,進(jìn)而提出了一種多級(jí)離心式壓縮機(jī)優(yōu)化并聯(lián)啟停方法;余健亭等[11]基于熱力學(xué)模擬及熱力經(jīng)濟(jì)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,對(duì)太陽(yáng)能吸收-過(guò)冷壓縮式復(fù)合制冷系統(tǒng)和單獨(dú)壓縮制冷系統(tǒng)的性能進(jìn)行了理論對(duì)比,進(jìn)而為系統(tǒng)性能的改進(jìn)程度提供了理論支持。

以空氣源熱泵機(jī)組內(nèi)并聯(lián)渦旋壓縮機(jī)為研究對(duì)象,通過(guò)運(yùn)行實(shí)驗(yàn)對(duì)壓縮機(jī)油槽內(nèi)相對(duì)油位、設(shè)備制冷量/制熱量、EER/COP等受各環(huán)境變量的影響進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析,進(jìn)而在確保設(shè)備穩(wěn)定、可靠運(yùn)行的前提下,為渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)、設(shè)備性能的改進(jìn)提供實(shí)驗(yàn)依據(jù)。

2 系統(tǒng)介紹

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置

空氣源熱泵機(jī)組系統(tǒng)原理圖如圖1 所示,為提高裝置負(fù)荷,選用雙并聯(lián)定頻渦旋壓縮機(jī)組為制冷劑提供循環(huán)動(dòng)力。由壓縮機(jī)組排出的高溫高壓制冷劑氣體流向油分離器,混在制冷劑氣體中的潤(rùn)滑油在油分離器內(nèi)被分離出來(lái),分離出的潤(rùn)滑油經(jīng)油毛細(xì)管重新注入壓縮機(jī)吸氣。此外,為進(jìn)一步平衡壓縮機(jī)油槽間的油位,在壓縮機(jī)組中特別設(shè)置油平衡管。機(jī)組使用四通換向閥調(diào)節(jié)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑流向,進(jìn)而改變不同換熱器所起到的作用:制冷過(guò)程中,鋁翅片管換熱器為蒸發(fā)器,微通道換熱器和板式換熱器為冷凝器,制熱過(guò)程中,鋁翅片管換熱器為冷凝器,微通道換熱器和板式換熱器為蒸發(fā)器。根據(jù)室內(nèi)環(huán)境需求,通過(guò)球閥調(diào)節(jié)板式換熱器(熱水回收需求)和微通道換熱器(高溫空氣環(huán)境)內(nèi)制冷劑流量和方向。經(jīng)過(guò)冷器冷凝的制冷劑流向質(zhì)量流量計(jì),以實(shí)現(xiàn)制冷劑循環(huán)流量的實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)。而后過(guò)冷制冷劑經(jīng)EXV 調(diào)節(jié)進(jìn)行降壓處理,達(dá)到蒸發(fā)壓力后的制冷劑在鋁翅片管換熱器內(nèi)換熱后進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣口,與油毛細(xì)管內(nèi)潤(rùn)滑油混合后共同進(jìn)入壓縮機(jī),完成循環(huán)過(guò)程。

圖1 空氣源熱泵機(jī)組系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of air source heat pump unit system

實(shí)驗(yàn)中,為實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)性能的詳細(xì)分析,某些關(guān)鍵位置點(diǎn)上的制冷劑溫度、壓力、流量等參數(shù)需進(jìn)行精確測(cè)量。如使用科里奧利質(zhì)量流量計(jì)對(duì)制冷劑循環(huán)流量進(jìn)行測(cè)量,使用電磁流量計(jì)測(cè)量板式換熱器中水循環(huán)流量,使用Pt100 鉑電阻對(duì)系統(tǒng)內(nèi)制冷劑溫度、板式換熱器內(nèi)水進(jìn)出口溫度進(jìn)行測(cè)量,而壓縮機(jī)吸排氣壓力及各換熱器/EXV 進(jìn)出口壓力使用壓力變送器進(jìn)行測(cè)量。此外,實(shí)驗(yàn)選用西門(mén)子采集模塊對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè),用于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析,各儀器儀表性能參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 實(shí)驗(yàn)儀器儀表參數(shù)Table 1 Parameters of experimental instruments

2.2 實(shí)驗(yàn)方案和數(shù)據(jù)處理

實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理前,首先使用板式換熱器水側(cè)換熱量對(duì)制冷劑循環(huán)流量進(jìn)行校核,而后根據(jù)制冷劑溫度/壓力測(cè)量值對(duì)焓值進(jìn)行計(jì)算,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)微通道換熱器、鋁翅片管換熱器的計(jì)算。

板式換熱器水側(cè)換熱量Qp,w

板式換熱器制冷劑側(cè)換熱量Qp,r

換熱校核率η

式中:mw為板式換熱器水側(cè)質(zhì)量流量,kg/s;Cp為定壓比熱容,kJ/(kg·℃);Tw,in/Tw,out為進(jìn)出口溫度,℃;mr為制冷劑循環(huán)流量、hp,in/hp,out為板式換熱器制冷劑側(cè)進(jìn)出口焓值,kJ/kg;由所測(cè)壓力、溫度等參數(shù)計(jì)算獲得。

實(shí)驗(yàn)規(guī)定,當(dāng)η＜0.03 時(shí),說(shuō)明實(shí)驗(yàn)參數(shù)測(cè)量較高,可以用以進(jìn)行實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析。對(duì)于熱泵機(jī)組,鋁翅片管換熱器為室外機(jī),板式換熱器和微通道換熱器為室內(nèi)換熱器,可根據(jù)室內(nèi)環(huán)境需求對(duì)制冷劑在板式換熱器和微通道換熱器內(nèi)的流量進(jìn)行調(diào)節(jié)。

微通道內(nèi)換熱器Qm,r為:

鋁翅片管換熱器Qa,r為:

式中:hm,in/hm,out為微通道換熱器制冷劑側(cè)進(jìn)出口焓值,kJ/kg;ha,in/ha,out為鋁翅片管換熱器制冷劑側(cè)進(jìn)出口焓值,kJ/kg;相應(yīng)焓值同樣由所測(cè)壓力、溫度等參數(shù)計(jì)算獲得。

制冷工況下,鋁翅片管換熱器作為冷凝器,設(shè)備性能指標(biāo)EER為:

制熱工況下,鋁翅片管換熱器為蒸發(fā)器,設(shè)備性能指標(biāo)COP為:

式中:Pcom為壓縮機(jī)功耗,kW;主要由輸入電壓/電流計(jì)算得到。

3 渦旋壓縮機(jī)

壓縮機(jī)作為制冷系統(tǒng)中的核心元件,為工質(zhì)的循環(huán)提供動(dòng)力。根據(jù)壓縮機(jī)殼體內(nèi)壓力的不同,渦旋壓縮機(jī)可分為高壓腔壓縮機(jī)和低壓腔壓縮機(jī)兩種,其中高壓腔壓縮機(jī)殼體內(nèi)處于排氣壓力,屬于高壓區(qū),低壓腔壓縮機(jī)殼體內(nèi)處于吸氣壓力,為低壓區(qū)。本研究渦旋壓縮機(jī)屬于高壓腔壓縮機(jī),其結(jié)構(gòu)示意圖如圖2a 所示。

圖2 渦旋壓縮機(jī)[12]Fig.2 Scroll compressor

在渦旋壓縮機(jī)內(nèi),由動(dòng)渦旋盤(pán)和靜渦旋盤(pán)組成的渦旋體是其核心部件,緊密嚙合的動(dòng)靜渦旋盤(pán)的相對(duì)運(yùn)行共同完成制冷劑的壓縮過(guò)程,如圖2b 所示。其中動(dòng)靜渦旋盤(pán)之間形成的月牙形空間稱之為基元容積,當(dāng)動(dòng)渦旋盤(pán)以靜渦旋盤(pán)中心為旋轉(zhuǎn)中心作無(wú)自傳的回轉(zhuǎn)平動(dòng)時(shí),外圈月牙形空間被壓縮而不斷向中心移動(dòng),基元容積隨之縮小,與此同時(shí),外圈未封閉的基元容積不斷擴(kuò)大。在每個(gè)基元容積隨動(dòng)渦旋盤(pán)的運(yùn)行做周期性擴(kuò)大和縮小運(yùn)行的同時(shí)實(shí)現(xiàn)制冷劑氣體的吸氣、壓縮和排出過(guò)程,這也是制冷劑狀態(tài)變化的實(shí)質(zhì)過(guò)程。

制冷劑壓縮過(guò)程中,低壓制冷劑吸氣由吸氣管直接進(jìn)入渦旋體,其中,占據(jù)最外圈月牙形空間的制冷劑氣體隨動(dòng)渦旋盤(pán)的回轉(zhuǎn)平動(dòng)被壓縮,使其壓力逐漸升高,壓縮結(jié)束后,高壓制冷劑氣體由靜渦旋盤(pán)的排氣孔進(jìn)入排氣腔,而后通過(guò)排氣管道進(jìn)入機(jī)殼下部對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行冷卻。同時(shí),背壓腔內(nèi)高壓制冷劑氣體流動(dòng)方向的改變使其攜帶的潤(rùn)滑油撞擊到元件壁面上,最終在重力作用下流進(jìn)油池內(nèi)。最后,分離出潤(rùn)滑油的高壓制冷劑氣體由排氣管排出,完成壓縮過(guò)程。此外,壓縮機(jī)使用排氣對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行冷卻,可有效降低吸氣過(guò)熱度,以提高壓縮機(jī)效率。

對(duì)于高壓腔渦旋壓縮機(jī),壓縮機(jī)采用差壓供油方式為油池內(nèi)潤(rùn)滑油提供流動(dòng)動(dòng)力,實(shí)現(xiàn)潤(rùn)滑油由油池向渦旋盤(pán)的遷移,潤(rùn)滑油經(jīng)過(guò)濾器從曲軸中心油道進(jìn)入中間壓縮腔,在對(duì)制冷劑壓縮的過(guò)程中實(shí)現(xiàn)對(duì)渦旋型面的潤(rùn)滑。

4 油分離器

油分離器主要安裝在壓縮機(jī)排氣口,主要用于防止壓縮機(jī)在缺油狀態(tài)下長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn),進(jìn)而對(duì)壓縮機(jī)內(nèi)部元件產(chǎn)生較大磨損。裝置中,使用油毛細(xì)管連接油分離器內(nèi)儲(chǔ)油箱和壓縮機(jī)油池。

常規(guī)旋流油分離器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原理如圖3a 所示,主要由位于頂部的氣態(tài)制冷劑出氣管、位于側(cè)面的油氣混合物入口管、回油管、椎體、導(dǎo)流葉片、筒體、蝶形反射屏、油加熱箱等部件組成[13-14]。其中,筒體外導(dǎo)流葉片俯視圖如圖3b 所示,導(dǎo)流葉片整體高約240 mm,主要分為垂直段和傾斜段兩部分,其中垂直段葉片高度為75 mm,寬度為65 mm,從垂直段下端開(kāi)始,葉片以與管壁呈30°切線角、20°螺旋角的形式傾斜。

圖3 油分離器Fig.3 Oil separator

當(dāng)油氣混合物流進(jìn)油分離器后,在導(dǎo)流葉片壁面的作用下,混合物由直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)為圓周運(yùn)動(dòng),進(jìn)而使油滴在離心力的作用下被分離到筒壁上,與筒壁的碰撞使其自身能量完全喪失,在重力作用下分離出的油滴聚集成較大油滴流入油分離器底部的儲(chǔ)油區(qū)。分離出油滴的制冷劑氣體到達(dá)筒體下部的低壓區(qū)時(shí),向中心集中,以相同的旋轉(zhuǎn)方向向上做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),最終經(jīng)氣體制冷機(jī)出氣管進(jìn)入系統(tǒng)內(nèi)。此外,椎體主要用于對(duì)油分離器底部的油氣混合物進(jìn)行再次加速,以實(shí)現(xiàn)小顆粒油滴的分離。而筒體下部安裝的蝶形反射屏,主要用于隔絕油收集區(qū),以防制冷劑氣體流速較大時(shí)油收集區(qū)內(nèi)的由被帶走進(jìn)入系統(tǒng)內(nèi)。

當(dāng)壓縮機(jī)停止工作時(shí),油加熱箱開(kāi)始對(duì)潤(rùn)滑油進(jìn)行加熱,以防潤(rùn)滑油的沉積和凝固,當(dāng)壓縮機(jī)開(kāi)始工作時(shí),油加熱器停止工作。

5 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

潤(rùn)滑油對(duì)壓縮機(jī)內(nèi)渦旋盤(pán)、驅(qū)動(dòng)軸承等處實(shí)現(xiàn)較好的潤(rùn)滑效果對(duì)壓縮機(jī)的穩(wěn)定、可靠運(yùn)行至關(guān)重要,因此在實(shí)驗(yàn)運(yùn)行中需對(duì)壓縮機(jī)油槽內(nèi)油位進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè),本研究選用相對(duì)油位對(duì)各實(shí)驗(yàn)變量的影響進(jìn)行分析,由壓縮機(jī)說(shuō)明書(shū)可知:相對(duì)油位在0.65 以上時(shí)方可滿足壓縮機(jī)內(nèi)各部件的潤(rùn)滑要求。實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示:在實(shí)驗(yàn)運(yùn)行范圍內(nèi),油槽內(nèi)油位完全達(dá)到壓縮機(jī)運(yùn)行要求,即相對(duì)油位均在0.65 以上,此外,相對(duì)油位隨著蒸發(fā)溫度的升高、冷凝溫度的降低而增大,即相對(duì)油位隨著壓縮機(jī)高低壓比的減小而增大,具體結(jié)果可見(jiàn)表2。

表2 壓縮機(jī)油槽內(nèi)相對(duì)油位分析表Table 2 Analysis of relative oil level in compressor oil tank

為保證壓縮機(jī)穩(wěn)定、可靠運(yùn)行,除需對(duì)油槽內(nèi)油位進(jìn)行檢測(cè)外,還需對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行嚴(yán)格控制。工業(yè)應(yīng)用中,主要對(duì)壓縮機(jī)吸排氣壓力溫度等參數(shù)進(jìn)行了設(shè)定,其中,壓縮機(jī)吸氣需處在過(guò)熱狀態(tài),以避免液滴對(duì)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行液擊、對(duì)油槽內(nèi)潤(rùn)滑油進(jìn)行稀釋;壓縮機(jī)排氣溫度不宜過(guò)高,過(guò)高的溫度將使?jié)櫥吞蓟冑|(zhì)、降低潤(rùn)滑油粘度,進(jìn)而降低摩擦副之間的潤(rùn)滑效果,對(duì)壓縮機(jī)渦盤(pán)、驅(qū)動(dòng)軸承、內(nèi)部密封等造成永久性破壞;吸氣飽和壓力不易過(guò)低,過(guò)低的飽和吸氣將提高載冷劑的應(yīng)用要求,極易造成管路的凍結(jié)等設(shè)備故障;排氣飽和壓力不易過(guò)高,過(guò)高的飽和排氣不僅使壓縮機(jī)壓比增大、壓縮有效容積減小,進(jìn)而使使壓縮機(jī)容積效率降低,還增加了壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、材質(zhì)特性等要求。

在壓縮機(jī)合理運(yùn)行范圍內(nèi),高低壓比對(duì)壓縮機(jī)容積效率和等熵效率的影響直接關(guān)系到設(shè)備的性能,因此,各工況變量對(duì)設(shè)備性能的影響可通過(guò)其對(duì)壓縮機(jī)吸排氣狀態(tài)的影響進(jìn)行解釋,但由于不同變量的影響機(jī)制不同,使實(shí)驗(yàn)結(jié)果表現(xiàn)出不同的變化趨勢(shì)。在對(duì)壓縮機(jī)吸排氣壓力對(duì)其性能進(jìn)行研究時(shí),使用板式換熱器為冷凝器,以便通過(guò)載冷劑換熱量的計(jì)算對(duì)質(zhì)量流量計(jì)測(cè)量精度的校核,進(jìn)而確保系統(tǒng)制冷量的計(jì)算精度。蒸發(fā)溫度對(duì)設(shè)備性能的影響分析可見(jiàn)圖4,由圖可知:設(shè)備制冷量、制熱量、COP、EER等均隨蒸發(fā)溫度的升高而增大,即換熱器換熱量與設(shè)備性能隨蒸發(fā)溫度表現(xiàn)出相同的趨勢(shì),這是因?yàn)閴嚎s機(jī)為定頻壓縮機(jī)(壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率保持恒定),且實(shí)驗(yàn)工況對(duì)壓縮機(jī)功耗運(yùn)行較小。冷凝溫度、過(guò)冷度、過(guò)熱度保持恒定時(shí),單位質(zhì)量制冷量隨蒸發(fā)溫度升高而增大,此外,蒸發(fā)溫度的升高致使壓縮機(jī)壓比降低,進(jìn)而使壓縮機(jī)容積效率升高,即表征制冷劑循環(huán)流量增大,兩者均可使制冷量隨著蒸發(fā)溫度的升高而增大。理想狀態(tài)下,冷凝器換熱量(制熱量)為壓縮機(jī)功耗與蒸發(fā)器換熱量(制冷量)之和,因此蒸發(fā)溫度對(duì)制熱量的影響在機(jī)制上與其對(duì)制冷量的影響相同。

圖4 蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.4 Effect of evaporation temperature on system performance

不同于蒸發(fā)溫度,冷凝溫度的變化不會(huì)對(duì)單位質(zhì)量制冷量產(chǎn)生影響,但冷凝溫度的升高致使壓縮機(jī)壓比增大、壓縮機(jī)容積效率降低,進(jìn)而使制冷劑循環(huán)流量減小,因此制冷量隨著冷凝溫度的升高而降低。此外,壓縮機(jī)功耗同樣受冷凝溫度影響較小,可解釋為制熱量(冷凝器換熱量)與制冷量(蒸發(fā)器換熱量)受冷凝溫度的影響趨勢(shì)相近;冷凝溫度對(duì)設(shè)備性能影響與其對(duì)換熱量的影響效果相同,如圖5 所示。

圖5 冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.5 Effect of condensation temperature on system performance

對(duì)設(shè)備性能受工作環(huán)境的影響進(jìn)行分析時(shí),主要選用進(jìn)水溫度、室內(nèi)環(huán)溫為實(shí)驗(yàn)變量,即主要以制熱工況下板式換熱器、微通道換熱器做冷凝器時(shí),工作環(huán)境對(duì)設(shè)備性能的影響為研究焦點(diǎn)。本質(zhì)而言,制冷系統(tǒng)中蒸發(fā)器與冷凝器的換熱特性直接關(guān)系到系統(tǒng)高低壓,而板式換熱器內(nèi)進(jìn)水溫度和微通道換熱器內(nèi)空氣溫度直接對(duì)系統(tǒng)冷凝壓力產(chǎn)生影響,進(jìn)而影響系統(tǒng)性能。經(jīng)分析:冷凝壓力與進(jìn)水溫度、室內(nèi)環(huán)溫呈正比,因此,進(jìn)水溫度和室內(nèi)環(huán)溫的降低同樣通過(guò)升高壓縮機(jī)容積效率來(lái)提高制冷劑循環(huán)流量,進(jìn)而引起設(shè)備制熱量的增加,與此同時(shí),進(jìn)水溫度、室內(nèi)環(huán)溫對(duì)壓縮機(jī)功耗的影響較小,使實(shí)驗(yàn)變量對(duì)設(shè)備COP與制熱量的影響效果相同。雖然兩者在影響效果上具有相似性,但其影響程度不同,即進(jìn)水溫度對(duì)冷凝壓力的影響效果更為顯著,如圖6、圖7 所示。

圖6 進(jìn)水溫度對(duì)制熱性能的影響Fig.6 Effect of inlet water temperature on heating performance

圖7 室內(nèi)環(huán)溫對(duì)制熱性能的影響Fig.7 Effect of indoor ambient temperature on heating performance

6 結(jié) 論

為分析基于并聯(lián)渦旋壓縮機(jī)的空氣源熱泵機(jī)組的工作特性,首先對(duì)壓縮機(jī)、油分離器內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹,而后以相對(duì)油位、制熱量、制冷量、COP、EER為指標(biāo)對(duì)設(shè)備性能進(jìn)行了分析,實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示:

實(shí)驗(yàn)范圍內(nèi),壓縮機(jī)油槽內(nèi)相對(duì)油位均在0.65以上,完全滿足潤(rùn)滑要求;此外,相對(duì)油位隨著壓縮機(jī)高低壓壓比的減小而增大,即潤(rùn)滑油在低壓比工況下潤(rùn)滑效果更好。

蒸發(fā)溫度、冷凝溫度對(duì)壓縮機(jī)功耗影響較小,進(jìn)而使各實(shí)驗(yàn)變量對(duì)設(shè)備性能、換熱量的影響效果相同,即制冷量、制熱量、COP、EER均隨蒸發(fā)溫度的升高而增大,隨冷凝溫度的升高而減小。不同于冷凝溫度的降低僅有利于壓縮機(jī)容積效率的升高、制冷劑循環(huán)流量的增大,蒸發(fā)溫度的升高不僅可使壓縮機(jī)容積效率增大、制冷劑循環(huán)流量升高,還可使單位質(zhì)量制冷量增大,在兩者的綜合作用下,蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響效果更為顯著。

與冷凝溫度影響機(jī)制相似,進(jìn)水溫度、室內(nèi)環(huán)溫主要通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)容積效率的影響來(lái)影響設(shè)備性能,即進(jìn)水溫度、室內(nèi)環(huán)溫同樣對(duì)壓縮機(jī)功耗的影響較小,使制熱量和COP隨進(jìn)水溫度的升高、室內(nèi)環(huán)溫的增大而減小。