R410A/R134a雙級耦合熱泵系統最優中間水溫實驗研究

王驛凱, 田艷龍, 金磊, 曹鋒

(1.西安交通大學能源與動力工程學院, 710049, 西安; 2.河北省黃壁莊水庫管理局, 050224, 石家莊;3.中國鐵道科學研究院, 100081, 北京)

近年來,霧霾等大氣污染問題嚴重影響空氣質量,引發了全國和世界范圍內的高度關注。相對于太陽能供暖和電加熱采暖等其他方式,熱泵采暖技術以其優越的特性,得到廣泛的應用[1]。采用空氣源熱泵機組與水源熱泵機組相結合的方式,可改善常規單級空氣源熱泵系統在低環境溫度下運行時系統性能系數P降低、壓縮機排氣溫度升高等性能惡化問題[2]。

雙級耦合熱泵系統研究的核心問題是尋找最優中間溫度,以使P達到最大值。Bansal等通過高低溫級不同制冷劑的選擇,對最優冷凝溫度進行估計[3];Lee等對CO2/NH3雙級耦合系統的最優冷凝溫度進行熱力分析[4];Bhattacharyya等建立了數學模型,為最優中間溫度的選取提供了參考[5];Jeong等通過熱力學分析指出最優中間溫度為冷凝溫度和蒸發溫度的幾何平均數[6];Kim等雖然對中間溫度變化進行實驗研究[7],但未提及最優中間溫度概念。Dopazo等通過實驗確定了耦合系統最優冷凝溫度的關聯式[8],王偉等通過仿真計算得到一定工況下中間環路水溫的變化范圍[9],Dong等通過理論計算確定了最優中間溫度的關聯式[10],但未對實際系統中的應用進行實驗驗證。

本文在對R410A/R134a雙級耦合熱泵系統中最優中間水溫Ti,opt理論分析的基礎上,對耦合系統在不同環境溫度和熱水供水溫度條件下進行了實驗研究,探討中間水溫對P變化的影響。根據冷凝溫度和蒸發溫度的變化情況,擬合得到R410A/R134a雙級耦合熱泵系統最優中間水溫的實驗關聯式。

1 系統描述

雙級耦合熱泵系統主要由空氣源熱泵(低溫級)、水源熱泵(高溫級)和中間水箱(提供中溫水)3部分組成?？諝庠礋岜脧目諝庵形諢崃?作為低溫級熱源來加熱中間水箱中的水,使水溫控制在15～35 ℃;中間水箱中的水經水泵進入水源熱泵的蒸發器中,水源熱泵系統以此為熱源,其制冷劑在蒸發器中吸熱,經壓縮機壓縮后進入冷凝器中,將末端回水加熱到更高的溫度。R410A/R134a雙級耦合熱泵系統典型壓焓圖如圖1所示。

(a)高溫級R134a循環壓焓圖

(b)低溫級R410A循環壓焓圖圖1 R410A/R134a雙級耦合熱泵系統典型壓焓圖

2 最優中間水溫分析

雙級耦合熱泵系統通過中間水箱耦合而成,水箱的存在優化了空氣源和水源熱泵的工作環境,而且作為水源熱泵熱源,將空氣源熱泵產生的熱量傳遞給水源熱泵。在系統各部件幾何參數確定的條件下,當環境溫度和水源熱泵冷凝器進出水溫度一定時,雙級耦合熱泵系統性能受中間水箱中水溫的影響。雙級耦合熱泵系統的循環流程如圖2所示。

由逆卡諾循環可知,對于理想循環,系統循環熱效率只取決于高溫熱源和低溫熱源溫度。在理想工況下,雙級耦合熱泵系統的性能系數可表示為

(1)

式中:Te為耦合系統低溫級蒸發溫度;Tc為高溫級冷凝溫度。

但是,由于實際循環為不可逆過程,空氣源熱泵與水源熱泵的性能系數為關于中間水溫的函數,系統性能受中間水溫影響,即

P1=f(Te,Ti)

(2)

P2=f(Tc,Ti)

(3)

式中:P1為空氣源熱泵性能系數;P2為水源熱泵性能系數;Ti為中間水溫。

圖2 雙級耦合熱泵循環流程圖

為了研究中間水溫變化對雙級耦合熱泵系統性能的影響,假定空氣源熱泵蒸發溫度為-35 ℃,水源熱泵冷凝溫度為75 ℃,當中間水溫為15～35 ℃時,研究兩個相對獨立系統性能參數的變化趨勢。本文采用經濟器補氣熱泵作為低溫級空氣源熱泵循環。

壓縮機性能參數隨中間水溫的變化規律如圖3所示。由圖3可知,隨中間水溫不斷升高,高低溫級壓縮機壓縮比ε呈相反的變化趨勢,水源熱泵壓縮機的壓縮比由6.8減小至3.6,空氣源熱泵壓縮機的壓縮比則由7.5升高至12.4,而空氣源熱泵和水源熱泵的耗功量W均逐漸增大。水源熱泵功耗增大主要是由于系統內制冷劑質量流量增大,而空氣源熱泵功耗增大的原因是:中間水溫升高導致壓縮機壓比增大,等熵效率降低;補氣路制冷劑流量增大,壓縮機內準二級壓縮過程功耗增加。

圖3 壓縮機性能參數隨中間水溫的變化

穩態工況下高、低溫級系統制熱量Qh、Ql和總性能系數P隨中間水溫的變化規律如圖4所示。隨中間水溫升高,高溫級水源熱泵蒸發溫度升高,制冷劑流量增大,系統制熱量增大。對于低溫級熱泵,水溫升高使得空氣源熱泵的冷凝溫度升高,壓縮機壓比增大,制熱量逐漸衰減。由于采用經濟器補氣系統,最優中間補氣壓力也逐漸升高,補氣路制冷劑流量增大,二者共同作用,使得空氣源熱泵的制熱量變化較為平緩?？紤]到隨中間水溫升高,高低溫級系統系數呈現相反的變化趨勢,當兩個系統性能系數接近相等時,系統總性能系數應為最大值。在系統最大性能系數對應的中間水溫下,高低溫級的壓縮機壓縮比接近1.3∶1,這說明為使耦合系統達到最佳P值,高溫級的P應該比低溫級的略大。

圖4 制熱量、P隨中間水溫的變化

3 實驗研究

R410A/R134a雙級耦合熱泵系統流程圖及主要的壓力、溫度測點示意圖如圖5所示。

圖5 R410A/R134a實驗系統示意圖

3.1 測試裝置

實驗系統采用T型熱電偶和PT-100熱電阻測溫,量程分別為-50～150 ℃、-30～150 ℃,測量精度為±0.5 ℃、±0.2 ℃;壓力測量采用壓力傳感器,量程分別為0～6 MPa和0～16 MPa,精度均為±0.2%;水側質量流量采用電磁流量計,量程為0～6 m3/h,精度為±0.5%。

3.2 實驗裝置

本實驗在余熱回收高溫熱泵系統實驗中心進行,實驗中心由環境室、空氣控制調節系統、水路控制調節系統、電氣控制系統以及數據采集系統5部分組成。環境室通過空氣控制調節系統對環境溫濕度進行控制,水路控制調節系統采用水量熱技法,通過變頻水泵的轉速調節水路熱水流量。電控系統和數采系統控制機組的運行和數據的采集。機組主要部件的詳細參數如下:高低溫級系統均采用渦旋壓縮機,壓縮機排氣量分別32.9、24.87 m3·h-1;系統高溫級采用殼管式換熱器,單根換熱管長為2 m,管徑Φ為19 mm×1.5 mm,管程/殼程為2/1,換熱管總數為54,低溫級為板式換熱器,板換片數為40,單片長×寬為519 mm×191 mm;高溫級采用干式蒸發器,單根換熱管長為2 m,管徑Φ為10 mm×1.0 mm,管程/殼程為4/1,換熱管總數為348;低溫級為翅片管式換熱器,單根換熱管長為1.6 m,管徑Φ為10 mm×0.7 mm,換熱器為2排,每排為40根管。

4 系統測試與分析

4.1 測試工況

通過控制外部參數環境溫度和水路供水溫度的變化,分別對雙級耦合系統在不同蒸發和冷凝溫度下的系統性能進行測試,具體測試工況為:保持高溫級R134a冷凝溫度不變,低溫級蒸發溫度分別為-30、-25、-20、-15、-10 ℃;保持低溫級R410A蒸發溫度不變,高溫級冷凝溫度分別為50、55、60、65、70、75 ℃。

4.2 系統參數和不確定度分析

制熱量、系統總耗功量和性能系數為

Q=mwCpΔTw

(4)

W=Wc,R410A+Wc,R134a+Wf+Wp

(5)

(6)

式中:mw為水側的質量流量;Cp為水的比定壓熱容;ΔTw為水側的進出水溫差;Wc,R410A為低溫級壓縮機功耗;Wc,R134a為高溫級壓縮機功耗;Wf為風機耗功量;Wp為水路側水泵耗功量。

實驗的不確定度分析是指對耦合系統P的分析,具體采用參考文獻[11-12]中的方法,不確定度的計算公式為

(7)

式中:R為獨立變量x的函數;wxi為每個獨立變量的不確定度。由式(7)計算得到P的實驗不確定度約為3%。

4.3 實驗結果

在不同低溫級R410A蒸發溫度下,中間水溫變化對耦合系統性能的影響如圖6所示。由圖6可知:在不同的蒸發溫度下,當未達到最優中間水溫時,系統P隨中間水溫的增加而增加;當中間水溫超過最優值時,P開始下降,即耦合系統P總會在某一個中間水溫下達到最大值。

圖6 不同蒸發溫度下中間水溫對P的影響

環境溫度改變與低溫級R410A蒸發溫度的變化有直接關系,在實驗過程中,當系統運行環境溫度升高時,低溫級蒸發溫度不斷增加,此時低溫級壓縮機壓比不斷減小,系統P整體呈現上升趨勢,即系統性能不斷提升,同時每條變化曲線的峰值右移。這說明當蒸發溫度增加時,耦合系統的最大性能系數Pmax和對應的最優中間水溫同時增加,蒸發溫度對最優中間水溫Ti,opt、Pmax的影響如圖7所示。由圖7可知,雙級耦合熱泵系統P的最大值與最優中間水溫關于蒸發溫度是一種近似線性的變化關系。

圖7 蒸發溫度對最優中間水溫、Pmax的影響

不同冷凝溫度下,中間水溫變化對P的影響如圖8所示。對于每條變化曲線,總存在一個最優中間水溫使耦合系統P在高溫級R134a冷凝溫度不變時達到最大值。這說明對于在一定工況下穩定運行的雙級耦合熱泵系統,最優中間水溫和高溫級冷凝溫度有關。

圖8 不同冷凝溫度下中間水溫對P的影響

當高溫級R134a冷凝溫度上升時,系統P下降。這是因為R134a冷凝溫度與熱水供水溫度有關,實驗過程中不斷增加高溫級冷凝器側供水溫度,會導致耦合系統高溫級壓縮比增加,系統P持續下降。當高溫級冷凝溫度升高時,不同P變化曲線的峰值所對應的最優中間水溫也會升高,隨高溫級R134a冷凝溫度的升高,系統最優中間水溫與最大P呈現相反的變化趨勢,但其與冷凝溫度是一種線性的變化關系,結果如圖9所示。

圖9 冷凝溫度對最優中間水溫、Pmax的影響

為分析低溫級蒸發溫度和高溫級冷凝溫度變化對最優中間水溫的影響,將圖7、9進行對比整合,結果如圖10所示。由圖10可知:在實驗過程中低溫級R410A蒸發溫度從-30 ℃增加至-10 ℃,系統蒸發溫度上升20 ℃,最優中間水溫增加了約15 ℃,變化率達到75%;當高溫級冷凝溫度從50 ℃增加至75 ℃時,最優中間水溫變化13 ℃,其變化率僅為52%,這說明低溫級R410A蒸發溫度的變化對耦合系統最優中間水溫的影響更大。

圖10 最優中間水溫的變化對比圖

4.4 最優中間水溫關聯式的確立與分析

根據雙級耦合熱泵系統P在不同工況下隨中間水溫的變化,可知系統最優中間水溫與低溫級蒸發溫度和高溫級冷凝溫度的變化有直接關系。在系統運行過程中,蒸發溫度或冷凝溫度的上升均會導致系統最優中間水溫的升高。實驗過程中,當低溫級蒸發溫度或高溫級冷凝溫度變化時,通過調節中間水溫可使得系統P達到最大值。雙級耦合熱泵系統在不同工況下對應的最優中間水溫三維分布圖如圖11所示。

圖11 不同工況下最優中間水溫三維分布圖

前人關于雙級耦合系統最優中間溫度的研究中,以低溫級蒸發和高溫級冷凝溫度作為自變量,以兩者的幾何平均值作為最優中間溫度,但并未通過實驗研究驗證其準確性,所以誤差相對較大、可信度較低。本文在確定的蒸發溫度(-30 ℃≤Te≤-10 ℃)和冷凝溫度(50 ℃≤Tc≤75 ℃)的情況下,通過大量的實驗數據分析,建立了中間水溫關于冷凝、蒸發溫度的三維示意圖,通過擬合方式,給出了R410A /R134a雙級耦合熱泵系統最優中間水溫的實驗函數關聯式

(8)

在雙級耦合熱泵系統實際運行過程中,機組通過傳感器實時采集并轉化成溫度信號,進而在冷暖型溫度控制器中求解當前工況下的最優中間水溫。機組通過隨動PID調節控制器,利用在中間水箱中預設的電加熱棒和補水閥對中間水溫進行調節,使其達到當前工況下的最優值。

5 結 論

本文在自行設計搭建的R410A/R134a雙級耦合熱泵系統實驗臺上,通過改變外部參數環境溫度和熱水供水溫度對最優中間水溫進行實驗研究,得到的主要結論如下。

(1)針對-30 ℃≤Te≤-10 ℃、50 ℃≤Tc≤75 ℃不同的運行工況,雙級耦合熱泵系統最優中間水溫存在且唯一。

(2)根據實驗結果,當低溫級蒸發溫度上升時,耦合系統最優中間水溫和最大P值均會增大;當高溫級冷凝溫度上升時,系統最大P值下降而最優中間水溫升高。

(3)通過實驗數據分析,確定低溫級蒸發溫度對系統最優中間水溫的影響更大。當蒸發溫度上升20 ℃時,最優中間水溫增加15 ℃,其變化率達到75%,明顯高于冷凝溫度上升導致的最優中間水溫變化率52%。

(4)通過大量實驗數據,擬合得到低溫級蒸發溫度-30 ℃≤Te≤-10 ℃、高溫級冷凝溫度50 ℃≤Tc≤75 ℃工況下,最優中間水溫關于低溫級蒸發溫度和高溫級冷凝溫度的實驗關聯式,對系統的實際運行具有一定的指導作用。