帶閃蒸器補氣的R134a準二級壓縮制冷/熱泵系統實驗研究

柴玉鵬 馬國遠 許樹學 丁若晨 俞麗華

(1北京工業大學環境與能源工程學院 北京 100124；2 中國計量科學研究院 北京 100013)

帶閃蒸器補氣的R134a準二級壓縮制冷/熱泵系統實驗研究

柴玉鵬1馬國遠1許樹學1丁若晨1俞麗華2

(1北京工業大學環境與能源工程學院 北京 100124；2 中國計量科學研究院 北京 100013)

為增加空氣源熱泵運行的穩定性及提高其性能系數，本文提出了以R134a為工質的渦旋壓縮機閃蒸器補氣制冷/熱泵系統。搭建了實驗臺對壓縮機排氣溫度、功耗、制冷量、制熱量及制冷、制熱性能系數進行研究。結果表明：當冷凝溫度為45 ℃，蒸發溫度為-20～0 ℃時，與采用相同工質的單級系統相比，補氣系統的排氣溫度降低了6.2 ℃，功耗增加1.4%～2.8%，制冷量和制冷COPc分別提高19.8%和17.6%，制熱量和制熱COPh分別提高15.3%和13.2%。

R134a；補氣；制熱性能；COP

近年來，我國北方地區出現了不同程度的霧霾天氣，尤其是京津冀地區最為嚴重，能源結構轉型迫在眉睫?？諝庠礋岜米鳛橛袧摿Φ?，環保節能的產品，需求量逐年增長。尤其在CO2減排協議、常規能源日漸緊張、大力倡導生態環保等外界環境的壓力下，從燃料切換到空氣源制冷/熱泵產品為主流趨勢，特別是目前城鎮化進度迅猛，而城市集中供暖發展短時間內跟不上的現狀，給熱泵特別是中低溫熱泵采暖快速發展提供了良好的條件。

目前，國內主要使用的傳統型壓縮機在低溫制熱、高溫制冷情況下，壓縮機的排氣溫度和排氣壓力非常高，甚至出現壓縮機過熱/過壓停機保護，低溫制熱時，壓縮機的吸氣量不足，導致壓縮機的壓縮比嚴重超標。長時間在此工況下運行，壓縮機的可靠性和壽命將大幅下降。為解決這一問題，國內外目前普遍采用的方法有兩種：一種是復疊式[1-3]，此方法多用于深冷及中低溫領域，并且由于此方法存在兩套系統間熱量多次傳遞，系統和控制都比較復雜，效率也相對較低；另一種是壓縮機中間補氣方式，低溫制熱時可以降低壓縮比，從而降低壓縮機排氣溫度，增加壓縮機排氣量，減少熱泵機組在低溫下制熱衰減量。第二種方式相對簡單，國內外對補氣技術的研究也較為成熟，孫超等[4]已經把此方法應用于螺桿壓縮機的研究，胡文舉等[5]也將閃發蒸氣冷卻技術應用于高溫空調器的研究，本實驗室[6-8]運用補氣技術在提升空氣源熱泵性能上也做了大量研究。國內外學者對R134a的研究領域主要為：管內流動沸騰換熱[9-11]，熱泵熱水器的系統性能[12-13]，太陽能噴射制冷系統性能[14]，以及含有R134a混合制冷劑的制冷系統性能及混合物的熱物性參數[15-19]，而有關R134a在準二級壓縮補氣方面的報道相對較少。因此，本實驗采用滾動渦旋壓縮機和閃蒸器的系統對R134a工質在冷凝溫度為45 ℃，蒸發溫度分別為-20 ℃、-15 ℃、-10 ℃、-5 ℃、0 ℃的中低溫工況下，對其進行制冷、制熱性能的實驗研究，為樣機的開發提供借鑒。

1 系統原理

帶閃蒸器補氣的制冷/熱泵系統原理如圖1所示。其工作過程如下：壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑氣體，經管殼式水冷冷凝器將熱量傳遞給水后變為制冷劑液體，升溫后的水可用于采暖或作為生活熱水使用。從冷凝器出來的高壓制冷劑，經一級節流閥節流到兩相狀態進入閃蒸器。在閃蒸器中氣液分離，處于上部的閃發蒸氣通過補氣管路上的節流閥節流后進入壓縮機腔內；上部蒸氣的不斷閃發，導致閃蒸器中下部制冷劑液體焓值降低，低焓值的制冷劑液體經二級節流閥節流到蒸發壓力后再進入蒸發器，此回路稱為主回路。在蒸發器內，主回路的制冷劑吸收低溫環境中的熱量后蒸發變為低壓制冷劑氣體，然后被壓縮機吸入，主回路和補氣輔路的制冷劑在壓縮機腔內混合，再由壓縮機壓縮至冷凝壓力排出，構成了一個封閉的工作循環。由圖1的p-h圖可以看出，整個壓縮過程的后半段，即補氣后的壓縮2′-3過程，明顯靠近p-h飽和線，并使壓縮結束時的3′點向內移動至3點。

圖1 閃蒸器系統Fig.1 Flash-tank system

2 實驗過程

采用第二制冷劑量熱器法對系統進行實驗研究，原理如圖2所示。該原型機具有以下幾個特點：

1)用兩個手動膨脹閥分別調節主回路的蒸發壓力和補氣壓力。

2)工作模式切換簡單。關閉補氣輔助回路的手閥，原型機按照不補氣的方式運行；全開主路的一個手動膨脹閥，原型機按普通單級節流的方式工作。

為了更好的評價系統的性能，本實驗對其主要部位的溫度傳感器、壓力傳感器及冷卻水流量計、壓縮機功率計、量熱器功率計等儀表進行了標定，主要測量儀器見表1。測量參數的實驗數值由數據采集器采集并通過電腦顯示。數據采集器的信號轉換電流范圍為0～100 mA，精度為±(0.03%讀數+0.000 5 mA)。

表1 主要實驗儀器

圖2 帶補氣的R134a熱泵系統實驗裝置Fig.2 Test system of R134a vapor injection heat pump

對機組的運行性能進行測試時需直接測量的量的參數包括：吸氣溫度及壓力、排氣溫度及壓力、冷凝器進出口溫度及壓力、冷卻水進出口溫度、冷卻水流量、過冷溫度及壓力、補氣溫度及壓力、壓縮機功率、量熱器出口溫度及出口壓力、量熱器功率。通過PID控制儀表進行控制，并保證各參數值恒定，測試數據由數據采集器進行采集。需間接測量的量為：冷卻水進出口溫差Δt、制熱量Qh、制熱COPh、制冷COPc。

冷卻水進出口溫差為：

Δt=tm,out-tm,in

(1)

式中：tm,in為冷卻水進口平均溫度，℃；tm,out為冷卻水出口平均溫度，℃。

制熱量計算公式為：

Qh=cmΔt=cρvΔt

(2)

式中：c為水的比熱容，kJ/(kg·℃)；ρ為水的密度，kg/m3；v為水單位時間內的體積流量，m3/s。

制熱COPh計算公式為：

(3)

式中：W為壓縮機功率，kW。

制冷COPc計算公式為：

(4)

式中：Qc為制冷量，即量熱器的功率，kW。

每一項實驗都存在一定程度的誤差，本文采用標準不確定度的B類評定方法[20]，經計算可知制熱量及性能系數COP的最大誤差分別為3.1%、1.4%。實驗工況為：冷凝溫度45 ℃，蒸發溫度-20～0 ℃，吸氣過熱度7 ℃，過冷度5 ℃，對單級系統及補氣系統進行測試。

3 實驗結果與分析

圖3所示為壓縮機的排氣溫度隨蒸發溫度的變化曲線。由圖3可知，在低溫工況下，壓縮機的排氣溫度隨著蒸發溫度的降低逐漸升高，并且在各相同參數點處，不補氣排氣溫度大于補氣排氣溫度。蒸發溫度較高時，兩種情況下的排氣溫度相差不大，當蒸發溫度逐漸降低時，兩種情況下的排氣溫度差值逐漸增大，尤其在-20 ℃蒸發溫度時，兩者的差值最大，而此時不補氣系統的排氣溫度為99.5 ℃，帶補氣系統的排氣溫度為93.3 ℃，相比降低6.2 ℃。

補氣系統壓縮機排氣溫度較低的原因是補氣系統壓縮機腔的吸氣是由低溫閃蒸器補氣與壓縮機吸氣組成，導致壓縮機總的吸氣溫度低于不補氣時吸氣的溫度，造成補氣系統壓縮機的排氣溫度低于不補氣時壓縮機的排氣溫度。

圖4所示為制冷/熱泵實驗系統壓縮機功耗隨蒸發溫度的變化曲線。由圖4可知，在低溫工況下，壓縮機的消耗功率隨著蒸發溫度的升高逐漸增大。雖然在各相同參數點處補氣時壓縮機消耗功率大于不補氣時壓縮機的消耗功率，但前者僅比后者大1.4%～2.8%。

補氣系統壓縮機消耗功率較大的原因是補氣系統壓縮機的吸氣量由閃蒸器補氣量與壓縮機低壓腔的排氣量構成，導致壓縮機吸氣量大于不補氣時壓縮機高壓腔吸氣量，造成補氣系統壓縮機的排氣量大于不補氣時壓縮機的排氣量。

圖3 排氣溫度隨蒸發溫度的變化Fig.3 The variation of discharge temperature with evaporating temperature

圖4 壓縮機功率隨蒸發溫度的變化Fig.4 The variation of power input with evaporating temperature

圖5～圖6所示為制冷/熱泵實驗系統的制冷量和制冷COPc隨蒸發溫度的變化曲線。由圖5～圖6可知，在低溫工況下，隨著蒸發溫度的逐漸升高，制冷/熱泵系統的制冷量和制冷COPc逐漸增大。在各相同參數點處補氣時，制冷/熱泵系統的制冷量和制冷COPc均大于不補氣時制冷/熱泵系統的制冷量和制冷COPc，蒸發溫度越低，兩者的制冷量和制冷COPc相差越大，前者的制冷量比后者大3.9%～19.8%，前者的制冷COPc比后者大2.5%～17.6%。

帶補氣的制冷/熱泵系統制冷量較大是由于制冷劑經過閃蒸器時，有較少部分制冷劑閃發為蒸氣，進一步冷卻未蒸發的制冷劑，增大主路制冷劑的過冷度，從而增大流經蒸發器的制冷劑與環境的換熱溫差，增大制冷量。由圖4、圖5可知，帶補氣的制冷/熱泵系統的制冷量增加的變化率大于其對應的壓縮機功率增加變化率，產生補氣提升制冷COPc的良好效果。

圖5 制冷量隨蒸發溫度的變化Fig.5 The variation of cooling capacity with evaporating temperature

圖6 制冷COPc隨蒸發溫度的變化Fig.6 The variation of COPc with evaporating temperature

圖7～圖8分別為制冷/熱泵實驗系統的制熱量和制熱COPh隨蒸發溫度的變化曲線。由圖7～圖8可知，在低溫工況下，隨著蒸發溫度的逐漸升高，制冷/熱泵系統的制熱量和制熱COPh逐漸增大。在各相同參數點處補氣時制冷/熱泵系統的制熱量和制熱COPh均大于不補氣時制冷/熱泵系統的制熱量和制熱COPh。蒸發溫度越低，兩者的制熱量和制熱COPh相差越大，前者的制熱量比后者大1.7%～15.3%，前者的制熱COPh比后者大0.3%～13.2%。

帶補氣的制冷/熱泵系統制熱量較大的原因是補氣系統壓縮機腔的吸氣量由閃蒸器補氣量與壓縮機低壓腔的排氣量構成，導致壓縮機高壓腔吸氣量大于不補氣時壓縮機高壓腔吸氣量，造成補氣系統壓縮機的排氣量大于不補氣時壓縮機的排氣量。壓縮機排氣量增大，增大了流經冷凝器時的制冷劑流量，從而增大制冷/熱泵系統的制熱量。由圖4、圖7可知，帶補氣的制冷/熱泵系統的制熱量增加的變化率大于與其對應的壓縮機功率增加的變化率，產生補氣提高制熱COPh的良好效果。

圖7 制熱量隨蒸發溫度的變化Fig.7 The variation of heating capacity with evaporating temperature

圖8 制熱COPh隨蒸發溫度的變化Fig.8 The variation of COPh with evaporating temperature

4 結論

本文通過對帶閃蒸器補氣的R134a制冷/熱泵系統在中低溫工況下進行實驗性能測試，研究此系統的制冷、制熱性能，得到如下結論：

1)隨著蒸發溫度的逐漸降低，壓縮機的排氣溫度逐漸升高，在-20 ℃蒸發溫度時，補氣時比不帶補氣時的系統排氣溫度降低6.2 ℃。說明低溫工況下，準二級壓縮補氣技術可以提高壓縮機的可靠性，并延長壓縮機的使用壽命。

2)隨著蒸發溫度的升高，壓縮機的消耗功率逐漸增大。補氣時壓縮機消耗功率比不補氣時壓縮機的消耗功率高約1.4%～2.8%。

3)隨著蒸發溫度的逐漸升高，制冷/熱泵系統的制冷量、制冷COPc及制熱量、制熱COPh均逐漸增大。在-20 ℃蒸發溫度時，補氣制冷/熱泵系統的制冷量和制冷COPc比不補氣制冷/熱泵系統的制冷量和制冷COPc分別高19.8%和17.6%，制熱量和制熱COPh分別高出15.3%和13.2%。

本文受北京市自然科學基金(3154032)項目資助。(The project was supported by the Natural Science Foundation of Beijing (No. 3154032).)

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About the corresponding author

Xu Shuxue, male, research assistant, graduates superviser, Lab of Refrigeration, Beijing University of Technology, +86 10-67391613, E-mail: xsx@bjut.edu.cn. Research fields: heat pump and its application, natural refrigerants, testing technology for refrigeration system.

Experimental Research on Quasi Two-stage Compression Heat Pump with Flash Tank Vapor-injection Using R134a

Chai Yupeng1Ma Guoyuan1Xu Shuxue1Ding Ruochen1Yu Lihua2

(1.College of Environmental and Energy Engineering, Beijing University of Technology, Beijing, 100124, China; 2.National Institute of Metrology, Beijing, 100013, China)

In order to improve the stability and coefficient of performance of the air source heat pump, a scroll compressor refrigeration/heat pump system with flash tank was proposed using R134a, and the experiment platform was built. The compressor′s discharge temperature, power input, cooling capacity, heating capacity, coefficient of performances of the refrigeration/heat pump system were studied. Results showed that, under the condition of condensing temperature 45 ℃ and evaporating temperature from -20 ℃ to 0 ℃, the discharge temperature of the vapor injection system was 6.2 ℃ lower than that of the single stage compression system, power input increased only 1.4% to 2.8%, the cooling capacity and cooling COPcare 19.8% and 17.6% higher than that of the single stage system, the heating capacity and heating COPhare 15.3% and 13.2% higher, respectively.

R134a; vapor injection; heating performance; COP

0253- 4339(2017) 02- 0011- 06

10.3969/j.issn.0253- 4339.2017.02.011

2016年7月6日

TB61+2；TQ051.5

A

許樹學，男，助理研究員，碩士生導師，北京工業大學制冷實驗室，(010)67391613，E-mail: xsx@bjut.edu.cn。研究方向：熱泵技術及其應用，自然工質，制冷系統測試技術。