一种用于低温环境下新型空气源热泵循环研究

  1  引言

 

  空气源热泵具有利用大气中低品位能、冷热共用同一系统利用效率高以及无污染等优点。这正是空气源热泵作为重要的节能性供热空调设备能在长江中下游地区、中南地区、西南地区以及华南地区能得到广泛使用的主要原因之一。长期以来, 我国北方冬季气温低、气温变化范围大、采暖周期长, 所以集中供热在过去还是比较适合北方地区的供热特点的。但是, 随着城市规模迅速扩大, 众多新建的建筑物将难以依赖传统的集中供热;由于人们生活质量的提高, 对居住环境也提出新的要求, 比如夏季人们要求供冷, 冬季一些用户要求提前供热, 一些用户却要求推迟供热, 甚至在春秋两季人们对供冷供热也提出了不同程度的要求, 这些都是传统的供热方式无法实现的;同时这种以燃煤为基础的供暖方式所带来的日益严重的环境污染问题也正面临严峻的挑战。尽管空气源热泵兼有制冷制热、无污染、节能等优点, 能较大程度满足用户对冷热要求, 尤其在我国北方水资源缺乏条件下, 作为传统供热的替代方式具有广阔的前景, 但是, 在冬季因气温下降所引起的压缩比增加, 效率急剧下降等问题尚待解决。基于此, 提出一种新型空气源热泵解决传统的空气源热泵在北方冬季供热所遇到的一系列问题, 并对其工作过程、性能指标和最佳节能控制条件进行分析讨论。

 

  2  新型空气源热泵循环流程结构

 

  图1 是为了实现能在我国北方冬季寒冷天气条件下供热的新型空气源热泵系统图。该系统图由高温环路(带H 字母)和低温环路(带L 字母)组成。

 

  这里的低温环路和高温环路是根据系统按复叠循环运行时冷凝温度高的环路定义为高温环路, 冷凝温度低的环路定义为低温环路。其中:H1 和L1 是压缩机,H2 和L2 是四通换向阀, H4 和L4 是膨胀装置,HL 是板式换热器。在供热条件下,H3 和L3 是冷凝器, 向用户提供热量,H5 和L5 是蒸发器向室外空气中吸收热量。

 

  2 .1  制冷工作过程

 

  夏季室外气温较低时, 仅高温环路参与制冷循环, 高温环路的阀门H6 和H8 打开,H7 关闭。从压缩机H1 排出的制冷剂过热气体经四通换向阀H2流向冷凝器H5 , 与室外空气进行热交换后制冷剂液体经膨胀装置H4 节流后流向蒸发器H3 向用户供冷, 制冷剂蒸气经四通阀H2 流向压缩机以完成一个循环过程。

 

  随着室外气温升高, 冷凝压力增加, 压缩比增大, 输气量减少, 高温环路所提供制冷量减少, 同时由于室外气温升高, 用户侧所需冷负荷也会增加, 此时, 可启动低温环路来提供不足部分制冷量。低温环路的阀门L7 和L8 打开,H6 关闭。从压缩机L1排出的制冷剂过热气体经四通换向阀L2 流向冷凝器L5 , 与室外空气进行热交换后制冷剂液体经膨胀装置L4 节流后流向蒸发器L3 供冷后变成蒸气流向压缩机, 从而完成一个低温环路循环。

 

  2 .2  供热工作过程

 

  在冬季室外气温较高条件下, 仅通过高温环路即可提供用户所需热负荷。高温环路的阀门H6 和H8 打开,H7 关闭。从压缩机H1 排出的制冷剂过热气体经四通换向阀H2 流向冷凝器H3 , 向用户侧供热后的制冷剂液体经膨胀装置H4 节流后流向蒸发器H5 , 在蒸发器中的制冷剂液体在蒸发过程中不断向室外空气吸收热量后变成蒸气经四通换向阀H2流向压缩机以完成一个供热循环过程。

 

  随着环境温度的降低, 室外空气侧蒸发温度降低, 压缩比增加, 输气量显著减少, 热泵制热量减少,同时因气温降低也会使用户侧所需热负荷增加, 显然仅通过高温环路已不足以提供用户所需热负荷,此时需启动低温环路来补充不足部分供热量。与夏季不同的时, 低温环路启动后, 关闭阀门H8 , L8 , 板式换热器HL 参与换热。来自高温环路室外蒸发器H5 的制冷剂蒸气和来自低温环路用户侧冷凝器L3的制冷剂液体在板式换热器中进行热交换后, 高温环路的制冷剂蒸气的过热度增加, 这对防止压缩机湿压缩是有益的, 而低温环路过冷度增加必将增加其制热量。

 

  随着环境温度继续降低, 热泵供热量会急剧下降, 系统COP 值显著减少, 系统由单级循环转向复叠循环运行。此时H5 和L3 已不参与系统热交换,应关闭阀门H6 和L7 , 打开阀门H7 和L6 。低温环路蒸发器L5 从外界环境中吸收热量通过板式换热器HL 进行热交换后再通过H3 向用户提供热负荷。

 

  这样就实现了在较低温环境温度条件下, 热泵系统仍然能保持较高的供热效率, 甚至在极低环境温度条件下仍能继续工作来提供用户所需要的热负荷。

 

  由于环路的相对独立性, 整个系统控制简单易行, 比如可通过断续的启停低温环路压缩机来达到用户侧所需冷负荷目的。同时在供热条件下, 为了尽可能节能, 必须设定从单级循环转向复叠循环的最佳控制条件。在冬季供热条件下, 室外蒸发器会产生结霜问题, 这不但会削弱空气侧换热, 而且增加空气的流动阻力。选择正确的除霜方法对系统节能具有重要意义。测试表明, 在冬季因除霜所耗能量占总能耗的10 %, 而且有近30 %的动作是多余的。目前在热泵中常用的除霜方法是逆向循环法。该法对单级循环还是适用的, 却不适用于复叠制热循环, 应该研究适合于该循环的除霜方式。

 

  3  新型空气源热泵制冷制热循环性能模拟分析图2 是新型空气源热泵制冷制热循压焓示意图。高温环路的循环过程为H5 ※H1 ※H2 ※H3 ※H5 , 低温环路的循环过程L5 ※L1 ※L2 ※L3 ※L5 , ■T表示系统以复叠循环方式运行时冷凝蒸发器中低温环路的冷凝温度(又称中间温度)和高温环路的蒸发温度之差。冷凝蒸发器两侧制冷剂的传热温差为5～ 8 ℃。中间温度(Tm)依据高温环路和低温环路压缩比大致相等的原则来确定。

 

  3 .2  模拟分析

 

  高温环路压缩机输入功率3 .675kW, 压缩机指示效率取0 .75 , 机械效率取0 .8 。低温环路压缩机输入功率根据冬季用户侧最大热负荷确定。制冷剂为R22 。根据前面的讨论, 热泵在制冷工况下在南方和北方都是普遍适用的, 而且因北方夏季气温低于南方, 相同热泵在北方运行的制冷量和COP 值比南方偏大, 压缩比偏小;在此仅计算在夏季标准工况下热泵的性能指标;由于冬季南北气温差异较大, 这导致热泵的性能指标存在显著不同, 因此选择我国冬季气温呈梯度分布的5 个城市广州、武汉、济南、太原和哈尔滨来进行分析。

 

  夏季热泵标准制冷工况参数:蒸发温度7 .2 ℃,冷凝温度54 .4 ℃, 压缩机吸气温度18 .3 ℃, 过冷温度46 .1℃;夏季室外空气干球温度35 .0 ℃, 湿球温度24.01 ℃。经计算可得:热泵在标准工况下的制冷量为10 .00kW, 热泵在标准工况下的COP 值为2.72。

 

  在冷凝温度为55 ℃, 过冷度为5 ℃条件下, 根据以下6 个城市的冬季供热计算温度, 分别模拟计算了单级热泵和新型热泵的COP 值, 结果如表1 。

 

  从表1 可知, 在冷凝温度不变条件下, 随室外气温降低, 单级热泵循环制热量不断减少,COP 值不断降低。这是因为随着蒸发温度降低, 压缩比不断增大, 输气量减少, 还因蒸发温度降低制冷剂蒸发所吸收气化潜热减少的缘故;同时, 压缩比增加, 排气温度升高, 使压缩机长时间在高温下运行, 对压缩机是非常不利的。当室外温度低于-10 ℃后, 压缩比已接近8 限制, 室外温度低于-15 ℃后, 排气温度已超过130 ℃限制。

 

  在室外气温较低时, 热泵由单级转向复叠循环模式运行, 热泵的压缩比和排气温度大大减少, 而且随气温降低, 效果越明显, 甚至在气温为-29 ℃时,压缩比仅为4 .5 左右, 约为单级1 4 , 排气温度也只有114 ℃, 低于130 ℃限制。

 

  可见, 新型热泵对解决单级热泵所遇到的压缩比过大、排气温度过高是十分有利的。

 

  新型热泵不但可解决供热不足问题, 而且比单级热泵更节能。随气温降低, 随高温环路冷凝温度增加, 节能效果越显著。比如, 在气温为-29 ℃、压缩机输入功率均为7 .53kW 条件下, 冷凝温度为55 ℃时, 前者比后者节能15 .3 %左右, 冷凝温度为65 ℃时, 前者比后者节能17 .4 %。从表1 还可知, 在冷凝温度一定的条件下, 随气温下降, 低温环路压缩机输入功率较为稳定, 这不但增加系统运行的稳定性, 而且压缩机控制也变得容易。

 

  4  新型热泵由单级转向复叠循环方式运行最佳条件从模拟结果已知, 低温环境下热泵以复叠方式运行更节能, 为了使热泵的运行处于总最佳节能状态, 故应分析热泵由单级运行转向复叠运行的最佳控制点。随着随室外气温降低, 热泵供热量会急剧下降, 系统COP 值显著减少。在这种情况下, 尽管高低温环路所提供的总制热量还足以提供用户所需热负荷, 但此时应考虑能量利用效率问题, 因为复叠循环COP 值可能已大于了单级压缩循环COP 值, 显然, 如果继续采用单级循环是不利于节能的。也就是说, 当热泵COP 值尚未降低到图3 所示的性能曲线交点值时, 热泵应以单级热泵方式运行, 之后应以复叠循环热泵方式运行。不难得出, 当高温环路COP 值小于或等于复叠循环COP 值时, 即可启动复叠循环来提供用户热负荷。在提供相同热负荷条件下, 单级热泵的性能系数.

 

  在压缩机输入功率(指高低温环路压缩机输入功率总和)一定的条件下, 对高温环路的每一冷凝温度值, 总有唯一确定的最佳节能室外气温值以实现系统节能最大。也就是说, 最佳节能室外气温值是单级循环和复叠循环的分界点, 当室外气温高于该值时以单级循环运行, 反之, 以复叠循环运行。反过来, 对于每一确定室外温度, 总有唯一确定的最佳节能冷凝温度值(高温环路)。如图反映了高温环路的每一冷凝温度和最佳节能室外气温值的变化关系。

 

  比如, 在输入总功率为条件下, 高温环路冷凝温度为40 ℃时, 最佳节能室外气温值为-2 ℃, 可控制系统当气温高于-2 ℃以单级热泵运行, 低于-2 ℃以复叠循环方式运行。

 

  5  结论

 

  提出采用单级循环与复叠循环相结合的空气源热泵。在室外气温很低条件下, 按复叠循环方式制热仍能达到压缩比小, 排气温度低, 制热量高要求。

 

  在低温条件下, 以复叠循环方式运行比单级运行的能量利用效率更高。热泵在在最佳节能控制条件下运行可实现最大限度节能。

 

  该系统不但使用于中小型热泵, 如热泵空调器或户式中央空调, 而且适用于大型的空气源热泵机组, 特别是大型热泵机组通常设有备用机组, 这将大大减少初投资。

 

  新型热泵不但能满足在正常工况下用户对冷热的要求, 而且还能满足夏季酷热冬季严寒条件下对冷热要求, 能实现在环境温度为40 ℃～ -30 ℃范围内对冷热的要求, 温度适用范围宽, 工作性能稳定,控制调节简单方便;能够随环境温度的变化, 使系统COP 值总趋于较大值, 系统总是朝最有利于节能的趋势工作。对解决我国北方寒冷地区的低温适用和节能等问题具有重要指导意义。