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 馬龍 劉澤華 張小紅 張超

 南華大學(xué)城市建設(shè)學(xué)院

摘要：本文設(shè)計(jì)一套噴氣增焓技術(shù)與水源熱泵技術(shù)相耦合的低溫?zé)岜霉┡�系統(tǒng)，介紹其冬夏季供暖供冷與供生活熱水三位一體的工作流程，并以系統(tǒng)能效比為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)進(jìn)行熱力學(xué)分析，確定出在不同工況下，系統(tǒng)最佳中間水箱供水溫度和單、雙級(jí)運(yùn)行切換溫度，并通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)排氣溫度與壓縮比的分析，得出系統(tǒng)可在低溫工況下可靠運(yùn)行的結(jié)論。

關(guān)鍵詞：雙級(jí)耦合熱泵噴氣增焓熱力學(xué)分析制熱能效比優(yōu)化設(shè)計(jì)

0  引言

  雙級(jí)耦合熱泵供暖系統(tǒng)是一種適應(yīng)嚴(yán)寒地區(qū)的新型低溫供暖系統(tǒng)，其將空氣源熱泵機(jī)組與水源熱泵機(jī)組通過(guò)中間水環(huán)路耦合在一起，空氣源熱泵機(jī)組從原來(lái)供45℃熱水降低為供10～20℃熱水，水源熱泵再以10～20℃熱水為熱源，供應(yīng)45℃熱水。通過(guò)降低第一級(jí)空氣源熱泵機(jī)組冷凝溫度，來(lái)改善系統(tǒng)在低溫工況下的運(yùn)行性能。

  但雙級(jí)耦合熱泵供暖系統(tǒng)只是降低第一級(jí)空氣源熱泵機(jī)組冷凝溫度，并未針對(duì)低溫工況，對(duì)空氣源熱泵機(jī)組進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的優(yōu)化。本文將具有良好低溫適應(yīng)性的噴氣增焓技術(shù)引入第一級(jí)空氣源熱泵機(jī)組，進(jìn)一步提高了雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)的低溫適應(yīng)性，并在系統(tǒng)中加入制生活熱水模塊，實(shí)現(xiàn)了冬季同時(shí)供熱、供生活熱水的功能，增加了系統(tǒng)的實(shí)用性。通過(guò)熱力學(xué)分析，研究在不同工況下，系統(tǒng)能效比與單、雙級(jí)切換溫度和中間水箱供水溫度的關(guān)系，并分析系統(tǒng)在低溫工況下運(yùn)行的可靠性。

1  系統(tǒng)的形式

 噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)由第一級(jí)噴氣增焓空氣源熱泵和第二級(jí)水源熱泵通過(guò)中間水箱耦合而成，如圖1。冬季工況下，系統(tǒng)采用單、雙級(jí)切換運(yùn)行，開啟噴氣增焓回路。當(dāng)?shù)谝患?jí)蒸發(fā)溫度低于切換溫度，機(jī)組采用雙級(jí)運(yùn)行，電磁閥c、d關(guān)閉，電磁閥a、b、e打開，由三套管式換熱器加熱生活熱水水箱，當(dāng)環(huán)境溫度高于切換溫度，機(jī)組采用單級(jí)運(yùn)行，電磁閥a、b關(guān)閉，電磁閥c、d、e打開，由套管式換熱器加熱生活熱水水箱。夏季工況下，系統(tǒng)采用單級(jí)運(yùn)行，關(guān)閉噴氣增焓回路。電磁閥c、d打開，電磁閥a、b、e關(guān)閉，由套管式換熱器加熱生活熱水水箱。

2  熱力學(xué)分析

 圖2為噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)壓焓圖。制冷劑在第一級(jí)殼管式換熱器中冷凝放熱至狀態(tài)點(diǎn)5，隨后進(jìn)入套管式換熱器冷凝放熱至狀態(tài)點(diǎn)6，隨后分為兩路，主路制冷劑直接進(jìn)入板式換熱器，輔助回路制冷劑節(jié)流后進(jìn)入板式換熱器，兩路制冷劑在板式換熱器中熱交換，使得主路制冷劑過(guò)冷達(dá)到狀態(tài)點(diǎn)9。主路制冷劑隨后節(jié)流到狀態(tài)點(diǎn)10，進(jìn)入翅片管式換熱器中蒸發(fā)吸熱到達(dá)狀態(tài)點(diǎn)1，最后進(jìn)入壓縮機(jī)下部吸氣口被壓縮完成整個(gè)循環(huán)。輔助回路制冷劑吸熱到達(dá)狀態(tài)點(diǎn)8后進(jìn)入壓縮機(jī)中間吸氣口被壓縮完成整個(gè)循環(huán)。第二級(jí)水源熱泵制熱循環(huán)為11-12-13 -14。

1. 翅片管式換熱器吸熱量

式中：a為制冷劑流量隨蒸發(fā)溫度的下降系數(shù)，根據(jù)廠商提供樣本擬合得出；m1為第一級(jí)主路制冷劑質(zhì)量流量；h1為第一級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑焓值；h10為翅片管式換熱器進(jìn)口制冷劑焓值；Te為第一級(jí)機(jī)組蒸發(fā)溫度,a1、a2、a3均為擬合系數(shù)，其數(shù)值見表1。

1. 第一級(jí)壓縮機(jī)做功

式中：h6為第一級(jí)套管式換熱器出口制冷劑焓值；h7為第一級(jí)輔助回路制冷劑節(jié)流后焓值；h8為第一級(jí)壓縮機(jī)中間吸氣口制冷劑焓值；h9為板式換熱器出口主路制冷劑焓值。

  假設(shè)制冷劑總流量為單位1，且h6=h7可得：

5)三套管式換熱器制熱量

式中：m2為水源熱泵機(jī)組制冷劑流量，在雙級(jí)耦合系統(tǒng)中水源側(cè)制冷劑流量一般為空氣源側(cè)制冷劑流量的0.7~0.9，本文取0.9；h12為第二級(jí)壓縮機(jī)出口制冷劑實(shí)際焓值；h13為三套管式換熱器出口制冷劑焓值。

  由于第二級(jí)水源熱泵蒸發(fā)溫度較高，故不考慮制冷劑流量下降系數(shù)。

  6)第-級(jí)壓縮機(jī)做功

式中：h11為第二級(jí)壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑焓值；h12s為第二級(jí)壓縮機(jī)絕熱壓縮出口制冷劑焓值。

  7)系統(tǒng)雙級(jí)運(yùn)行制熱性能系數(shù)

  8)壓縮機(jī)排氣溫度

  本文選用不具備吸、排氣閥的渦旋式壓縮機(jī)，屬固定內(nèi)容積比的壓縮機(jī)，其壓縮機(jī)排氣溫度按下式計(jì)算：

3  系統(tǒng)循環(huán)性能計(jì)算與分析

3.1計(jì)算邊界條件

 1)空氣源側(cè)冷凝溫度比中間水箱熱水溫度高6~14℃，本文取6℃；

 2)水源側(cè)蒸發(fā)溫度比中間水箱熱水溫度低7℃～10℃，本文取7℃；

 3)壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度一般取3～8℃，本文取6℃；

 4)噴氣增焓主路制冷劑過(guò)冷度一般取10～25℃，本文取20℃；

 5)普通系統(tǒng)冷凝過(guò)冷度取5～15℃，本文水源測(cè)制冷劑過(guò)冷度取10℃；

 6)第一級(jí)套管式換熱器出口制冷劑為飽和狀態(tài)；

 7)制冷劑選擇R22。

312計(jì)算結(jié)果分析

 在相同工況下，中間水箱溫度的變化對(duì)系統(tǒng)一、二級(jí)側(cè)運(yùn)行特性有著較大影響。本文以第一級(jí)蒸發(fā)溫度-10℃，末端環(huán)路供水溫度45℃、50℃、55℃為例，得到系統(tǒng)雙級(jí)運(yùn)行COP2值隨中間水箱溫度的變化曲線，如圖3。從圖3可以看出，系統(tǒng)能效比值隨中間水箱溫度的升高而呈拋物線變化。末端環(huán)路供45℃熱水時(shí)，系統(tǒng)能效比在中間水箱溫度為12℃時(shí)達(dá)到最大值2.80，比最低值2.63（中間水箱溫度30℃時(shí)）高6.46%，末端環(huán)路供50℃、55℃熱水時(shí)，系統(tǒng)能效比均在13℃達(dá)到最大值，分別為2.57與2.36，相對(duì)于其最低值，分別提高5.91%、5.24%。由上可知隨室外計(jì)算參數(shù)的變化，及時(shí)調(diào)整中間水箱溫度從而確保其在最佳值附近，這對(duì)于提高系統(tǒng)能效比有較大幫助。

 隨系統(tǒng)第一級(jí)蒸發(fā)溫度的變化，末端環(huán)路供應(yīng)45℃、50℃、55℃的熱水時(shí)，最佳中間水箱溫度的變化值如圖4。從圖4可以看出，隨著第一級(jí)蒸發(fā)溫度的下降，三條曲線均呈現(xiàn)先下降再上升的趨勢(shì)，同時(shí)隨著系統(tǒng)末端供水溫度的上升，最佳中間水箱溫度隨之上升，當(dāng)?shù)谝患?jí)蒸發(fā)溫度低于-20℃后，三條曲線開始部分重合。

系統(tǒng)雙級(jí)運(yùn)行時(shí)，輸入功一定大于單級(jí)運(yùn)行，故選擇合適的單、雙級(jí)運(yùn)行切換溫度對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)的能效比至關(guān)重要。本文以單、雙級(jí)運(yùn)行能效比相等時(shí)為切換溫度( Ts)，Te> Ts時(shí)采用單級(jí)運(yùn)行，Te≤Ts時(shí)采用雙級(jí)運(yùn)行。本文對(duì)系統(tǒng)單、雙級(jí)運(yùn)行工況下的制熱能效比進(jìn)行了比較，見表2。

 從表2可得系統(tǒng)能效比隨第一級(jí)蒸發(fā)溫度的變化規(guī)律，見圖5～7。從圖5～7可以看出，機(jī)組單、雙級(jí)運(yùn)行切換溫度在-7～-9℃之間。

 低溫工況下，由于制冷劑吸氣比容增加，制冷劑質(zhì)量流量下降，會(huì)造成壓縮機(jī)吸氣量不足、壓縮比增大、排氣溫度過(guò)高、壓縮機(jī)頻繁啟動(dòng)高溫保護(hù)，使得機(jī)組不能正常運(yùn)行。正常工況下，渦旋壓縮機(jī)排氣溫度一般不超過(guò)135℃，壓縮比不超過(guò)8。

 圖8～10是噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)的壓縮機(jī)排氣溫度計(jì)算結(jié)果。從圖8～10可以看出，末端環(huán)路供45℃熱水時(shí)，單級(jí)運(yùn)行時(shí)空氣源壓縮機(jī)排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的降低而升高，在蒸發(fā)溫度降至．9℃時(shí)達(dá)到最大值83.52℃，雙級(jí)運(yùn)行時(shí)，水源壓縮機(jī)排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的降低而先升高后降低，在蒸發(fā)溫度為-20℃時(shí)達(dá)到最大值79.22℃，空氣源壓縮機(jī)排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的降低而先降低后升高，在蒸發(fā)溫度為-30℃時(shí)達(dá)到最大值41.34℃。末端環(huán)路供50 ℃、55℃熱水時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度同樣遠(yuǎn)低于允許排氣溫度。

供應(yīng)45℃、50℃、55℃熱水時(shí)壓縮機(jī)壓縮比計(jì)算結(jié)果。從圖11可以看出，末端環(huán)路供應(yīng)45℃熱水時(shí)，單級(jí)運(yùn)行時(shí)空氣源壓縮機(jī)壓縮比隨蒸發(fā)溫度的降低而升高，在蒸發(fā)溫度為．9℃達(dá)到最大值5.53，系統(tǒng)雙級(jí)運(yùn)行時(shí)，水源壓縮機(jī)壓縮比隨蒸發(fā)溫度的下降而先升高再降低，在蒸發(fā)溫度為-20℃時(shí)達(dá)到最大值4.82，空氣源壓縮機(jī)壓縮比隨蒸發(fā)溫度的下降而上升，在蒸發(fā)溫度為-30℃時(shí)達(dá)到最大值4.30。末端環(huán)路供應(yīng)50℃、55℃熱水時(shí)，壓縮比同樣低于允許壓縮比。

  以上結(jié)果說(shuō)明，在低溫工況下，噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)各項(xiàng)指標(biāo)遠(yuǎn)低于允許值，可以可靠的運(yùn)行。

  從圖14可以看出，噴氣增焓雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)末端環(huán)路供應(yīng)45℃、50℃、55℃熱水時(shí)，分別在蒸發(fā)溫度高于-27℃、-24℃、-20℃時(shí)系統(tǒng)能效比大于2.0，其與中型鍋爐房供暖系統(tǒng)能效比相當(dāng)，比電采暖能效比高。

4  結(jié)論

  1)通過(guò)引入噴氣增焓技術(shù)可進(jìn)一步提高雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng)的低溫適應(yīng)性；

  2)系統(tǒng)在最佳中間水箱供水溫度下運(yùn)行，較最不利工況下運(yùn)行能效比提高5%以上，因此控制中間水箱供水溫度使其在最佳值附近，對(duì)于提高系統(tǒng)能效比具有一定意義；

 3)以系統(tǒng)第一級(jí)蒸發(fā)溫度Te= -7～-9℃為系統(tǒng)單、雙級(jí)運(yùn)行切換溫度。當(dāng)Te≥-7～-9℃，系統(tǒng)采用單級(jí)運(yùn)行，當(dāng)Te< -7～-9℃，系統(tǒng)采用雙級(jí)運(yùn)行；

  4)在低溫工況下，系統(tǒng)空氣源與水源壓縮機(jī)排氣溫度與壓縮比均遠(yuǎn)低于允許值，系統(tǒng)能以較高能效比可靠運(yùn)行。