变容量双级压缩热泵系统实验研究

赵剑领，冷志勇

［1.松下制冷(大连)有限公司，辽宁大连经济技术开发区 松岚街10号116600;2.大连冷冻机股份有限公司，辽宁大连沙河口西南路888号116033］

0 引言

空气源热泵作为一种比较成熟的高效环保型制冷供热装置，目前已在我国大量建筑节能工程中广泛应用。然而传统空气源热泵系统在寒冷地区冬季低温制热时，由于系统在较低的蒸发温度和蒸发压力下工作，造成压缩机吸气工质比容增大、系统工质循环量减少，系统压比过大、压缩机输气系数降低，导致系统制热量和制热性能系数(COP)显著衰减，不仅系统制热量不能满足建筑热负荷需求，而且压缩机排气温度过高、压缩机润滑油碳化现象较为严重，系统无法正常稳定运行;并且此工况还伴有蒸发器结霜或结冰现象［1-2］。面对此类问题，有关学者相继利用变速风机、变容量压缩机、制冷剂替代、加热蒸发器、压缩机喷油和喷液以及低压补气等技术措施对传统空气源热泵系统进行了局部优化完善［3］，使空气源热泵系统低温运行时的各项性能有所提高，但系统制热量显著衰减和制热性能系数低的问题并没有得到根本解决［4］。

随着压缩机技术的发展，对于长期局限于大型低温制冷装置应用的双级压缩循环(包括准双级压缩循环)与空气源热泵系统相结合成为可能，近年来逐渐被学者所关注。Park［5］和王宝龙［6］对应用于准双级压缩空气源热泵系统中具有蒸汽喷射特征的涡旋式压缩机分别进行了热力学分析和数值模拟，指出制冷剂喷射对压缩机性能的影响是压缩机频率、喷射条件和喷射几何形状的函数，其喷射过程的实质是一个连续变参数的“绝热节流+等压混合”的时变过程。赵会霞［7］对涡旋压缩机闪发器热泵系统进行了试验研究，指出此系统可有效地提高空气源热泵的低温制热性能，适宜应用于寒冷地区小型空气源热泵装置中。田长青［8］对寒冷地区双级压缩变频空气源热泵系统进行了理论循环分析，得出该系统最佳中间压力的表达式，提出效率优先和制热量优先的双控制模式，指出变频和双级压缩技术的结合可以有效提高系统制热量。Bertsch和Groll［9］对采用R410A工质的双级压缩空气源热泵系统进行了理论与实验研究。该系统具有加热空气和水两种模式，可制取50℃的热水，实验最低环境温度为 －30 ℃，此时 COP 可达到 2.1。Jaehyeok［10］对一个采用R410A工质的新型双级压缩热泵系统在寒冷地区供暖进行了实验研究。该系统由一台双转子压缩机构成双级压缩循环且系统具有变频特征和闪蒸罐蒸汽喷射回路。该系统与非喷射循环相比，在环境温度为－15℃时，其制冷剂质量流量增加了30% ～38%，CO P和制热量分别提高10%和25%。以上研究表明:变容量和双级压缩技术与空气源热泵系统相结合可有效降低系统压比，增加系统工质循环量，改善系统在低温运行的制热性能。但此种结合多是基于理论和模拟方面的报道。关于变容量特性对系统性能影响的实验研究，也多是针对由一台压缩机构成的(准)双级压缩循环进行分析，由于压缩机结构的限制，并没有充分体现变容量特性的优势。另外，文献［11-12］指出双级压缩空气源热泵系统的实验室测试性能与实地测试性能不相匹配，低温时系统COP实测值明显低于理论预期值，并存在压缩机烧毁，控制程序不稳定等可靠性问题。所以有必要对此系统进一步深入的研究。

本文基于变容量和双级压缩技术，通过改变压缩机的频率，实现低高压压缩机理论输气量不同的配比，实验研究不同低高压压缩机理论输气量比对热泵系统性能影响的变化规律。

1 变容量双级压缩热泵实验装置

图1是变容量双级压缩热泵实验装置图。本研究以两台R410A旋转式压缩机构成双级压缩循环，其中低压压缩机选用变频双转子压缩机，高压压缩机机选用定频单转子压缩机。不同的低高压压缩机理论输气量比(ε)，可通过改变低压压缩机频率实现。此装置具有R410A制冷剂，水和乙二醇三个循环回路。在制冷剂循环回路中存在一个截止阀，它的开、闭决定系统是否具有制冷剂中间蒸汽喷射循环，本研究中此截止阀关闭。在水循环回路中采用三台标准工况换热能力为5 kW的风机盘管且并联连接，通过风机盘管前后截止阀的开、关，可选择系统中风机盘管的数量。在乙二醇循环回路中存在一个乙二醇恒温箱，此装置主要采用不同的电加热量以平衡由系统产生的制冷量，恒定乙二醇恒温箱内的温度，提供模拟室外环境条件。同时为了恒定实验测试工况条件，在水和乙二醇循环回路中安装了流量调节阀，可根据实验负荷的变化，调节系统循环流量。

图1 变容量双级压缩热泵实验装置图Fig.1 The experimental setup diagram of a variable capacity two-stage heat pump

本实验装置中各测点的温度采用精度0.1%的四芯铂电阻进行测量;制冷剂的压力采用电压输出型压力传感器测量，其测压精度为0.5%;采用精度为0.2%科氏质量流量计测量制冷剂质量循环量;对于乙二醇和水的循环流量采用精度为0.2%转子流量计进行测量;对于高低压压缩机功耗采用精度为0.5%的智能功率测量仪进行测量;所有的传感器产生的电信号经过KEITHLEY2700型数据采集仪采集后传送到计算机中进行数据处理。

基于实验装置实测的温度、压力、水流量和压缩机输入功率数据可以计算系统的制热量(Q)和制热性能系数(COP)，具体公式如下:

式中，qw为水的循环流量，m3/s;Tw，out，Tw，in分别为水循环系统进入和离开板式换热冷凝器温度，℃;Pl，Ph分别为高低压压缩机的输入功率，kW;此值不包含低压压缩机变频器消耗的功率。

实验数据误差根据不确定性分析进行计算［13］，仪器直接测量值的误差包含仪器的系统误差和随机误差;仪器的系统误差由仪器的精度决定，随机误差可以用数据置信水平为95%的数据确定［14］。对于实验系统制热能力和COP的误差采用不确定性传播原理进行计算。本实验系统制热量和COP的误差分别在3%～7%和3%～8%之间。

2 实验结果和性能分析

为了分析低高压压缩机理论输气量比对双级压缩热泵系统性能的影响，本研究对实验装置分别在蒸发温度－30～0℃，冷凝温度40℃，频率在20～80 Hz进行了实验测试。为了保证实验系统安全稳定的运行，并没有对较低蒸发温度时低压压缩机采用过低频率运行的极限工况进行实验测试。

2.1 中间压力变化

图2示出了系统中间压力随低高压压缩机理论输气量比ε的变化情况。在蒸发温度和冷凝温度一定，系统的中间压力随ε的增加迅速增加;并且随着蒸发温度升高，中间压力随ε的变化率逐渐增大。中间压力介于蒸发压力和冷凝压力之间，在ε接近1时系统中间压力接近蒸发压力，如在蒸发温度－15℃，系统 ε为1.13时，系统蒸发压力为 0.48 MPa，中间压力为0.74 MPa。随着ε的增加，中间压力上升并逐渐接近冷凝压力(2.42 MPa)。随着蒸发温度的升高，接近冷凝压力时ε的值逐渐减小，在蒸发温度为0℃，ε为2.82时，中间压力和冷凝压力只相差0.2 MPa。此结果从一个侧面反映出:本系统如果具有中间蒸汽喷射过程，且系统采用ε为2.82时，系统将随着蒸发温度的升高，其补气增焓作用会逐渐减弱，当蒸发温度在0℃时，系统将完全失去中间喷射的补气增焓效果。因此，此结果对于具有中间蒸汽喷射的双级压缩系统在蒸发温度较高时，系统失去中间喷射补气增焓作用的结论提供可靠的理论依据。另外，还说明:本系统如果具有中间蒸汽喷射过程，当蒸发温度和冷凝温度一定，随着ε的降低，其中间蒸汽喷射压力、温度和喷射蒸汽质量等可控参数调节自由度增加，中间蒸汽喷射过程对系统性能的影响将逐渐变大。

图2 中间压力随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.2 Variation of intermediate pressure withε

2.2 中间温度变化

图3给出中间温度随低高压压缩机理论输气量比ε的变化曲线(图中为显示起见，将两部分取成了不同的纵坐标起始点)。随着ε的增加，中间温度显著升高，并且中间温度随ε的变化明显大于随蒸发温度变化。同时，当ε大于2.5以后，对于某一固定ε值，系统中间温度随着蒸发温度的升高而升高;当ε小于2.5时，对于某一固定ε值，中间温度随着蒸发温度的升高有先降低后升高的趋势。此结果主要原因是由于随着系统ε和蒸发温度的降低，系统制冷剂循环量逐渐减少，低压压缩机吸气加热、机械摩擦、电机散热等因素对中间温度的影响逐渐变大。例如在系统ε为2.26时，蒸发温度－30℃、－15℃、0℃，实测的系统制冷剂循环量分别为7.3、13.4、24.2 g/s，在蒸发温度 － 30 ℃，系统制冷剂循环量过小，各传热因素对中间温度的影响较大，造成此时的中间温度高于蒸发温度－15℃的中间温度，但随着制冷剂循环流量的增加，中间温度仍然随着蒸发温度的升高而升高。

图3 中间温度随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.3 Variation of intermediate gas temperature withε

2.3 高压压缩机排气温度变化

图4显示出系统高压压缩机排气温度随低高压压缩机理论输气量比ε的变化曲线。随着ε的增加，高压压缩机排气温度先降低后有略微上升的趋势，总体上ε对高压压缩机排气温度的影响并不大;此外，高压压缩机的排气温度随着蒸发温度的升高而明显升高，并且随蒸发温度的变化率明显大于随ε的变化率。

图4 高压压缩机排气温度随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.4 Variation of high compressor discharge temperature withε

2.4 制冷剂质量流量的变化

图5给出系统制冷剂质量流量随低高压压缩机理论输气量比ε的变化曲线。制冷剂质量流量随着ε的增加迅速增加，并且同样具有随着蒸发温度的升高，制冷剂质量流量随ε升高的变化率逐渐增大的特性。另外，随着蒸发温度的升高，制冷剂质量流量显著增加，并且在ε较高时，随蒸发温度的变化制冷剂质量流量具有较大的变化量。

图5 制冷剂循环流量随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.5 Variation of refrigerant mass flow withε

2.5 压缩机输入功率的变化

压缩机的输入功率不仅与压缩机工作区间的压力差有关，与压缩机的负荷也有着密切关系。对于本研究的双级压缩系统，两台压缩机分别工作在蒸发压力到中间压力和中间压力到冷凝压力区间，然而中间压力与系统的ε值有密切关系，所以压缩机的输入功率将随着ε的变化而变化。

图6 压缩机输入功率随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.6 Variation of the compressor input power withε

图6示出高低压压缩机输入功率随低高压压缩机理论输气量比ε的变化情况。低压压缩机输入功率随着ε的升高而升高，且随着蒸发温度的升高，低压压缩机输入功率随ε升高的变化率逐渐增大;高压压缩机输入功率随着ε的升高而降低，但此变化趋势随着蒸发温度的降低将发生略微的变化，在蒸发温度低于－25℃时，高压压缩机输入功率随着ε增加将先升高后降低。

2.6 系统制热量和制热性能系数的变化

图7和图8分别给出系统制热量和COP随低高压压缩机理论输气量比ε的变化曲线。由图7可见，系统制热量随着ε增加而增大，且在蒸发温度较高时，制热量随ε的变化率较大。在冷凝温度40℃，系统的ε取2.82时，系统在蒸发温度－30℃的制热量只是蒸发温度0℃时制热量的1/3。因此，双级压缩系统并不能改变随着蒸发温度的降低系统制热能力降低的趋势，但通过改变低高压压缩机理论输气量比ε可有效提高系统的制热量，如在蒸发温度－30℃时，ε从2.26增加到4.51，系统制热量从1.7 kW升高到3.2 kW。所以具有变容量特性的高低压两台压缩机构成的双级压缩系统可以有效提高系统低温制热能力，避免了系统压缩机的容量配置过大造成的资源浪费。

图7 制热量随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.7 Variation of the heating capacity withε

图8 制热性能系数COP随压缩机理论输气量比ε的变化Fig.8 Variation of the heating COP withε

从图8可见，系统制热COP随着ε升高具有先升高后降低的趋势，并且降低的趋势随着蒸发温度的降低逐渐减弱。因此，系统制热COP随ε的变化存在最优值，此最优值对应的ε值随着蒸发温度的升高而减小，例如在蒸发温度 －30℃、－20℃、－10℃和0℃时，制热COP最优值对应的ε值分别为3.38、2.82、2.26 和 1.69。另外，系统在蒸发温度 －30℃、冷凝温度 40℃，系统的 ε从 2.26增加到4.51，其系统制热 COP 在 1.65 ～1.8，其值变化不大。所以通过改变低高压压缩机理论输气量比并不能有效地提高系统的制热COP，但此时即使系统ε为4.51，中间压力也只有1.5 MPa，对于具有中间蒸汽喷射过程的双级压缩系统，其调节的自由度较大。因此，对于较低蒸发温度时系统可以利用中间蒸汽喷射的方法有效地提高系统制热性能。

3 结论

本文基于变容量和双级压缩技术，通过改变压缩机的频率，实现低高压压缩机理论输气量不同的配比，对变容量双级压缩热泵进行实验研究，分析不同低高压压缩机理论输气量比对热泵系统性能影响的变化规律，得出如下结论:

1.对于变容量双级压缩热泵系统，随着低高压压缩机理论输气量比ε的增加，系统中间压力、中间温度、制冷剂质量流量、低压压缩机功率和系统制热量均升高，并且随蒸发温度的升高其升高的变化率增大。但是随着低高压压缩机理论输气量比ε的增加，系统高压压缩机排气温度具有先降低后升高的趋势，而高压压缩机功率和制热COP有先升高后降低的趋势，且COP存在最优值。

2.在蒸发温度较低时，变容量双级压缩热泵系统通过增大低高压压缩机理论输气量比ε可有效提高系统制热能力，但系统的制热COP并没有得到改善。此运行工况的系统中间压力较低，中间蒸汽喷射压力具有自由度较大调节空间，可以采用中间蒸汽喷射的方法提高系统制热性能。另外，系统随蒸发温度的降低，制热COP最优值对应的低高压压缩机理论输气量比ε将增大，并且在蒸发温度较低时，系统采用较低的低高压压缩机理论输气量比ε，不仅系统COP过小，而且高低压压缩机均处于较为恶劣的极限工况，因此不宜在此工况下采用较低的低高压压缩机理论输气量比ε运行。

3.本研究系统在蒸发温度0℃、冷凝温度40℃、系统低高压压缩机理论输气量比ε为2.82时，系统中间压力已接近冷凝压力，此结果对于具有中间喷射的双级压缩系统当蒸发温度较高时，系统失去中间喷射的补气增焓效果的结论提供理论依据。

［1］DIEVKMANN J，ROTH K，BRODRICK J.Heat Pumps for Cold Climates［J］.ASHRAE Journal，2004，46(12):115-116.

［2］柴沁虎，马国远.空气源热泵低温适应性研究的现状及进展［J］.能源工程，2002(5):25-31.

［3］刘忠民.热泵空调器低温制热的探讨［J］.制冷与空调，2001，1(1):45-48.

［4］饶荣水，谷波，周泽，等.寒冷地区用空气源热泵技术进展［J］.建筑节能通风空调，2005，24(4):24-28.

［5］PARK Y C，KIM Y，CHO H.Thermodynamic analysis on the performance of a variable speed scroll compressor with refrigerant injection［J］.International Journal of Refrigeration，2002，25(8):1072-1082.

［6］WANG B，SHI W，LI X，Yan Q.Numerical research on the scroll compressor with refrigeration injection［J］.Applied Thermal Engineering，2008，28(5-6):440-449.

［7］赵会霞，刘思光，马国远，刘忠宝.涡旋压缩机闪发器热泵系统的试验研究［J］.太阳能学报，2006，27(4):377-381.

［8］田长青，石文星，王森.用于寒冷地区双级压缩变频空气源热泵的研究［J］.太阳能学报，2004，25(3):388-393.

［9］Bertsch SS，Groll EA.Two-stage air-source heat pump for residential heating and cooling applications in northern U.S.climates［J］.International Journal of Refrigeration，2008，31(7):1282-1292.

［10］JAEHYEOK H，MIN W J，YONGCHAN K.Effects of flash tank vapor injection on the heating performance of an inverter-driven heat pump for cold regions［J］.International Journal of Refrigeration，2010，33(4):848-855.

［11］ROTH K，DIECKMANN J，BRIDRICK J.Heat pumps for cold climates［J］.ASHRAE Journal，2009，51(2):69-72.

［12］HADLEY A，CALLAHAN J，STROH R.Without Strip Heat:In-Situ Monitoring of a Multi-Stage Air Source Heat Pump in the Pacific Northwest［A］∥2006 ACEEE Summer Study on Energy Efficiency in Buildings.California(USA):2006，94-105.

［13］TAYLOR J R.Introduction to error analysis［M］.2nd ed.California:University Science Books，1997.

［14］ANSI/ASHRAE Guideline 2-2005，Guide for Engineering Analysis for Experimental Data［S］.