压缩机中间补气热泵技术在内蒙古严寒地区供暖中的理论与应用

引用本文

李晓雁. 压缩机中间补气热泵技术在内蒙古严寒地区供暖中的理论与应用[J]. 北京交通大学学报, 2018,42(6): 131-136.
LI Xiaoyan. Theory and application on using heat pump of compressor with internal vapor injection for warm supply in servere cold area at Inner Mongolia[J]. JOURNAL OF BEIJING JIAOTONG UNIVERSITY, 2018,42(6): 131-136.
Doi:10.11860/j.issn.1673-0291.2018.06.019 复制到剪切板

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压缩机中间补气热泵技术在内蒙古严寒地区供暖中的理论与应用

李晓雁

中国铁路呼和浩特局集团有限公司,呼和浩特 010050

第一作者:李晓雁(1967—),男,山西大同人,高级工程师,硕士. 研究方向为铁路节能与环保.email:shouguo.w@qq.com.

收稿日期: 2018-06-06

基金: 中国铁路总公司科技研究开发计划课题(2017Z003-C)

摘要

通过建立补气过程的刚性容器绝热理论模型,对采用压缩机中间补气技术的低环境温度空气源热泵机组的基础能效进行了计算分析.同时,对采用压缩机中间补气技术的低环境温度空气源热泵在内蒙古严寒地区供暖中的实际应用情况进行了描述和分析,并对不同热源在节能、环保和经济效益等方面的特点进行了对比.结果表明:采用压缩机中间补气技术,可以有效解决低温条件下空气源热泵排气温度升高、制热量减少和能效比降低的问题,其可以应用于类似内蒙古严寒地区的冬季供暖.

关键词: 低环境温度空气源热泵; 能效比; 排气温度; 中间补气技术; 严寒地区

中图分类号:TB69 文献标志码:A 文章编号:1673-0291(2018)06-0131-06

Theory and application on using heat pump of compressor with internal vapor injection for warm supply in servere cold area at Inner Mongolia

LI Xiaoyan

China Railway Hohhot Administration Group Co., Ltd., Hohhot 010050, China

Fund:Science and Technology Research and Development Program of China Railway Corporation (2017Z003-C)

Abstract

This paper analyzes the basic energy efficiency of the internal vapor injection Air Source Heat Pump(ASHP) through establishing theoretical model of heat insulation rigid containers in the vapor injection process.Furthermore, this paper analyzes the actual application of low ambient temperature ASHP with internal vapor injection on the heating of servere cold area at Inner Mongolia and compares the characteristics of different heat sources in environmental protection, energy saving and cost effectiveness.The results show that the application of the internal vapor injection technique in the low ambient temperature ASHP can solve the problems as mentioned above, and it can be applied in the heating of servere cold area at Inner Mongolia.

Keyword: low ambient temperature air source heat pump; coefficient of performance; discharge temperature; internal vapor injection; severe cold area

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随着环境温度的降低, 常规空气源热泵会出现排气温度升高、制热量减少和能效比降低的问题.为解决上述问题, 国内外学者近年来进行了深入研究^{[1, 2, 3, 4]}, 其中, 带有经济器的压缩机中间补气技术是主要研究内容之一.

通过向压缩机压缩过程中间补气, 形成吸气和排气之间的类二次压缩, 改善由于较低环境温度下压缩比大而造成的排气温度过高问题, 同时增加了系统制冷剂流量, 进而提高了系统制热量, 解决了低环境温度下空气源热泵排气温度过高和制热量过小的问题.马国远等^{[5, 6, 7]}通过对蒸发温度和冷凝温度的控制, 模拟空气源热泵运行的工况, 结果显示在压缩机中间补气情况下, 系统能效比和制热量都得到了显著提高, 机组运行环境温度范围得到了扩展.王文毅等^[8]通过补气量和补气压力对系统制热量、输入功率和能效比的影响进行了实验研究, 研究结果表明随着补气压力的增加, 系统制热量和压缩机输入功率也在相应增加, 在此过程中, 能效比有1个中间最优值.对压缩机中间补气的研究, 国外相对要早, 主要进行了系统理论和实验研究, 对中间补气压缩机结构的研究是其重点^{[9, 10, 11]}, 包括补气口设置、补气口位置和尺寸, 同时分析了中间补气压力对压缩机能效的影响, 研究结果对压缩机结构设计提供了宝贵的指导意见.但是较少研究对低环境温度下压缩机中间补气如何有效控制排气温度、提高制热量和能效比等方面进行阐述和分析, 同时, 在严寒地区的应用研究也相对较少.

本文作者对带经济器压缩机中间补气空气源热泵系统的运行机理进行了阐述说明, 从理论上解释了低环境温度下, 带经济器压缩机中间补气的空气源热泵系统排气温度降低和制热量升高的原因; 通过对实验数据的对比分析, 验证了理论结果, 指出采用带经济器压缩机中间补气技术的空气源热泵可以有效提高能效比和制热量, 同时能够将压缩机排气温度控制在安全范围之内; 最后对采用该系统供暖的内蒙古乌兰察布某铁路站点全年运行状况进行了分析, 指出带经济器压缩机中间补气技术在类似地区应用具有较好的适用性.

1 系统理论分析

1.1 系统运行流程

压缩机中间补气空气源热泵运行流程与常规空气源热泵运行流程存在一定的差异, 在压缩机中间补气空气源热泵系统中, 压缩机出口高温高压排气进入冷凝器冷凝后, 在冷凝器底部进一步过冷, 在此, 过冷后的制冷剂在经济器前分为2个支路, 一路制冷剂通过补气节流阀进入经济器, 另一路制冷剂直接进入经济器, 经过补气节流阀后的制冷剂在经济器内蒸发将另一路制冷剂过冷, 蒸发过热后的蒸气经电磁阀补气进入压缩机.过冷后的另一路制冷剂经过主热力膨胀阀进入蒸发器换热, 回到压缩机, 在压缩机完成吸气后的瞬间, 混合相对吸气温度、压力较高的补气制冷剂进入压缩腔, 完成压缩过程, 形成一个循环系统运行流程, 如图1所示.

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	图1 系统运行图Fig.1 Diagram of system operation process

1.2 系统理论计算

常规空气源热泵系统压缩-冷凝-节流-蒸发过程由图2压焓 $P - H$ 图中的1-2'-3-4-1所示, 而压缩机中间补气空气源热泵系统除了在压焓 $P - H$ 图中增加了3'-4'的部分制冷剂节流过程外, 主要还增加了4'-1'的压缩机中间补气前的蒸发换热过程.图2, P为制冷剂压力; H为制冷剂焓值; $T_{2'} 、 T_{2} 、 T_{3} 和 T_{3'}$ 代表了状态点 $2' 、 2 、 3 和 3'$ 的温度; m为制冷剂流量; $\dot{m}$ 为压缩机中间补气制冷剂流量.因此, 可以直观地看出, 在采用带经济器压缩机中间补气之后, 排气温度从T₂'降到了T₂ $,$ 排气温度得到了有效控制.在常规空气源热泵系统中, 1-2'为压缩做功过程, 压缩机输入功率为

$W_{o} = m (h_{2'} - h_{1}) (1)$

式中: $h_{2^{'}}$ 为制冷剂压缩结束时比焓值; $h_{1}$ 为制冷剂吸气状态点比焓值.

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	图2 压缩机中间补气空气源热泵系统P-H图Fig.2 Pressure-Enthalpy diagram of airsource heat pump with internal vapor inject

2'-3为冷凝制热过程, 制热量为

$Q = m (h_{2'} - h_{3}) (2)$

式中: $h_{3}$ 为冷凝结束点制冷剂比焓值.

常规空气源热泵系统制热能效比 $COP$ 为制热量与压缩机输入功率的比值

$COP = \frac{h_{2'} - h_{3'}}{h_{2'} - h_{1}} (3)$

但是, 在压缩机中间补气空气源热泵系统中, 由于压缩机中间补充制冷剂的流入, 系统制热量为

$Q = (m + \dot{m}) (h_{2} - h_{3'}) (4)$

式中: $h_{2}$ 为压缩机中间补气空气源热泵系统压缩机排气出口制冷剂比焓值.相应地

$W_{o} = (m + \dot{m}) (h_{2} - h_{1'}) + m (h_{1'} - h_{1}) (5)$

式中: $h_{1'}$ 为压缩机中间补气结束后制冷剂比焓值.

因此, 系统制热能效比为

$COP = \frac{h_{2} - h_{3'}}{(h_{2} - h_{1}) - \frac{\dot{m}}{m + \dot{m}} (h_{1'} - h_{1})} (6)$

压缩机中间补气造成系统制冷剂流量的增加, 同时导致排气状态点焓值由2'到2的减少.对比式(3)和式(6), 可以看出, 在相同运行工况下, 制热量的变化取决于制冷剂增加量与排气状态点焓值减少量之间比例关系.实际上, 制冷剂增加量远高于排气状态点焓值减少量, 从而使系统制热量和系统能效比 $COP$ 得到了较为明显的提高.

1.3 系统排气温度理论模型

由于压缩机中间压缩过程中补气制冷剂的介入, 排气温度得到了降低.理论上, 在微时间段内完成的补气过程, 可以视为一次刚性容器绝热充气过程.因此, 为定性说明排气温度、补气温度和补气压力的关系, 采用充气理论模型^[12]和理想气体状态方程来描述该混合制冷剂的状态变化, 将一次吸气完成后的压缩腔作为刚性容器, 视其为控制容积, 假定补气制冷剂在进入控制容积前的状态是恒定的, 穿越界面后参与控制容积内物质的变化.其中, 设定比热容为定值, 补气初、终状态均为平衡态.

在充气理论模型中, 控制容积系在微单位时间内的能量平衡方程为

$\begin{array}{l} δQ = d E_{sy} + [(h + \frac{1}{2} c^{2} {+ gz) δm]}_{out} - \\ [(h + \frac{1}{2} c^{2} {+ gz) δm]}_{in} + W_{A} (7) \end{array}$

式中: $E_{sy}$ 为储存能; h为比焓值; c为速度; g为重力加速度; z为高度; $W_{A}$ 为有用功.

由于气态制冷剂携带动能.相对于其焓值较小, 可假定速度 $c$ 为0, 无气体流出控制容积在刚性绝热条件下, 热量差和有用功为0, 基于刚性绝热充气过程模型, 得到了充气完毕后控制体积内混合后制冷剂温度

$T_{1'} = T_{s} \frac{κ}{\frac{T_{s}}{T_{M}} + (κ - \frac{T_{s}}{T_{M}}) \frac{p_{s}}{p_{1'}}} (8)$

式中: $T_{s}$ 为吸气温度; $κ$ 为定熵指数; $T_{M} 为补气温度; p_{s} 为压缩机吸气压力; p_{1'}$ 为补气完结后压力.

对于涡旋压缩机, 排气温度为^[13]

$T_{d} = T_{s} τ^{\frac{n - 1}{n}} (9)$

式中: $τ$ 为排气压力和吸气压力比; $n$ 为过程多方指数.

因此将式(8)带入式(9), 整理得

$T_{d} = T_{s} \frac{κ}{\frac{T_{s}}{T_{M}} + (κ - \frac{T_{s}}{T_{M}}) \frac{p_{s}}{p_{1'}}} {(\frac{p_{d}}{p_{1'}})}^{\frac{n - 1}{n}} (10)$

式中: $p_{d}$ 为排气压力.在确定的运行工况下, 吸排气压力、吸气温度均为确定数值, 因此通过调整中间补气温度和中间补气压力, 将使排气温度控制在一个相对稳定可靠的范围内.

2 实验与理论计算对比分析

2.1 实验平台和实验机组说明

实验室为50 HP热泵综合性能试验, 该实验室由环境室、空气调节系统、电控系统及测量系统4部分组成, 以水量热计法作为基本测量手段, 可对空气源热泵冷热水机组等进行综合性能测试, 实验记录数据包含系统关键点参数、制热(冷)量、电参数和系统能效等数据.环境室温度控制范围为干球温度-30 ℃~43 ℃, 湿球温度控制范围为2 ℃~45 ℃.被测机输入功率范围为3~50 HP.

实验机组由2个相同带有经济器压缩机中间补气的系统组成, 并联使用一套翅片式蒸发器和一套套管式冷凝器, 其他配件配置保持一致.实验机组采用环保制冷剂R410A冷媒.

2.2 实验与理论计算结果对比

2.2.1 制热量和能效比实验结果

实验机组在实验室内测试的环境温度工况见表1, 在所有环境温度工况下, 实验机组进、出水温度均为40 ℃、45 ℃; 环境干球温度低于0 ℃时, 湿球温度不做要求; 环境干球温度5 ℃、10 ℃和15 ℃时, 对应湿球温度分别为4 ℃、8 ℃和12 ℃.排气温度、制热量、输入功率和 $COP$ 均作为主要测试数据.特别指出的是, 当环境温度低于或等于2 ℃时, 补气电磁阀打开, 压缩机开始中间补气, 实际测试数据以目标数据± 0.2 ℃并稳定15 min后读取得到.

表1 实验工况 Tab.1 Experiment condition℃

图3给出了实验机组压缩机中间补气空气源热泵制热量随环境温度的变化情况.与常规空气源热泵机组类似, 随着环境温度的降低, 机组制热量也在逐步降低.带经济器压缩机中间补气空气源热泵不同于常规空气源热泵:机组在压缩机中间补气开启后, 制热量随环境温度降低的比例减小.

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	图3 低环境温度空气源热泵实验机组在不同环境温度下的制热量Fig.3 Heating capacity of low ambient temperature air source heat pump under different ambient temperatures

图4描述了实验机组制热能效比 $COP$ 随环境温度降低而降低的变化情况.

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	图4 低环境温度空气源热泵试验机组在不同环境温度下的能效比Fig.4 Coefficient of performance of low ambient temperature air source heat pump under different ambient temperatures

由图4可知, 随环境温度的降低, 系统制热量和能效比 $COP$ 持续降低, 但相对于没有经济器补气的热泵系统而言, 制热量和 $COP$ 均能保持较为理想的结果, 以环境温度-20 ℃为例, 在机组进、出水温度为40 ℃、45 ℃工况下, 制热量为37.5 kW, 系统制热能效比仍能高达1.72.

2.2.2 排气温度理论计算与实验结果对比

排气温度的理论计算由式(10)计算得到.其中, 以二级压缩中间压力作为中间补气压力 $p_{1'}$ ^[14]

$p_{1'} = \sqrt[]{p_{s} p_{d}} (11)$

设吸气温度 $T_{s}$ 为蒸发温度过热3 ℃后的温度, 补气温度 $T_{M}$ 为经济器蒸发温度过热3 ℃后温度, 定熵指数 $κ$ 为1.33, 压缩过程多方指数 $n 取 1.1 . 排气压力 p_{d} 和吸气压力 p_{s}$ 均取值于实验数据.表2给出了在不同环境干球温度下, 理论计算得到的排气温度和实验排气温度.

表2 不同环境温度下理论计算排气温度和实验排气温度对比 Tab.2 Comparison between theoretical and laboratorial discharge temperatures under different ambient temperatures℃

从表2可以看出, 在相同的运行工况下, 实验机组排气温度变化趋势和理论计算是相符合的.在理论计算中, 由于压缩过程多方指数 $n$ 的取值与实际存在差异, 故数据要略低于实验测试数据.

3 机组应用分析

3.1 工程概况、设计参数和机组选型

在内蒙古乌兰察布市集宁区铁路某货运站点, 设计采用了带经济器压缩机中间补气空气源热泵替代原有的燃煤锅炉采暖.应用实验站点由两处独立建筑构成, 其中一处为平房, 建筑面积约为180 m², 采暖末端为明装风机盘管; 另外一处为两层楼房, 建筑面积约为420 m², 末端为地板辐射.两处建筑外围护结构均作了节能保温处理.

应用站点所处地区, 冬季室外最低环境温度为-30 ℃, 室外空调设计温度为-24.3 ℃^[15], 供暖期为6个月.室内设计温度为20 ℃, 平房单位面积设计热负荷为75 W/m², 楼房单位面积设计热负荷为50 W/m², 因此供暖平均热负荷为34.5 kW.日总耗能为2.98× 10⁶ kJ; 供、回水温度设计为45 ℃、40 ℃.基于供暖平均负荷为34.5 kW和冬季室外空调设计温度, 选用了一台与实验样机配置完全相同机组, 机组名义制热量为50 kW, 名义工况下额定输入功率为21.5 kW.

3.2 实际运行情况

一般情况下, 考核机组性能能否达标, 大多采用某工况下机组能效比能否达到国标要求的最低限制.而在实际应用中, 环境温度在整个冬季以至每天都是动态值, 室内供暖实际需求温度也不是恒定值.因此, 仅仅依靠国标名义工况下热泵机组性能是否达标来衡量热泵机组性能, 以及用以评判能否适合内蒙古严寒地区供暖应用是不足够的.基于此, 提出了单位面积日综合耗电量 $w$ 作为衡量热泵机组能效的补充条件

$w = \frac{pADy}{E_{COP} AD} = \frac{py}{E_{COP}} (12)$

式中: p为单位面积设计热负荷; A为建筑供暖面积; D为年供暖天数; y为机组每天运行时间; $E_{COP}$ 为年综合能效比.

在式(12)中, 不仅考核了机组在不同工况下的综合能效比, 同时也将整个冬季运行的所有相关因素进行了关联考虑, 因此, 可以将其作为考核热泵在不同地区应用的有力补充.

该实验站点至今已运行了2个供暖季, 依据机组电能表记录的数据、机组运行天数和建筑面积的乘积的比值, 计算得到单位面积日综合耗电量为0.6 kW· h/d.由工况概况知, 该实验站点供暖面积为600 m², 可得该实验站点日耗电能为360 kW· h, 即1.296× 10⁶ kJ.空气源热泵制热能效比为制热量与热泵输入功率的比值, 即该试验站点日总耗能与日耗电能的比值, 计算得到综合能效比为2.3.表3给出了不同热源型式效率、环境影响和年总费用等的对比情况, 对于实验机组空气源热泵, 效率即为机组制热能效比.从表3可以看出, 实验空气源热泵机组与其他2种热源型式相比较, 无论在节能环保, 还是在经济效益方面具有较大优势.

表3 实验空气源热泵机组与其他热源型式的对比 Tab.3 Comparison between low ambient temperature air source heat pump and other forms of heat source

4 结论

通过建立补气过程的刚性容器绝热理论模型和基础能效计算, 并对采用压缩机中间补气技术的低环境温度空气源热泵机组进行试验研究和案例分析, 同时将该热泵机组用于内蒙古严寒地区的建筑供暖中, 得到如下结论:

1)建立的刚性容积绝热理论模型, 给出了采用压缩机中间补气技术在压缩比较大时, 压缩机排气温度可以控制在适度范围之内的理论依据.

2)空气源热泵在采用了压缩机中间补气技术后, 在一定程度上解决了低环境温度空气源热泵在环境温度较低时, 制热量下降明显、排气温度高和能效比低的问题.

3)采用压缩机中间补气技术的低环境温度空气源热泵, 适用于在内蒙古严寒地区的供暖领域, 相比电锅炉, 能耗显著降低, 经济效益显著.

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