石 含 鄭文科 姜益強(qiáng) 王 菲

（1 哈爾濱工業(yè)大學(xué)建筑學(xué)院 哈爾濱 150090；2 寒地城鄉(xiāng)人居環(huán)境科學(xué)與技術(shù)工業(yè)和信息化部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 哈爾濱 150090；3 北控晉安新能源科技發(fā)展（北京）有限公司 北京 100084）

隨著能源結(jié)構(gòu)的調(diào)整以及全球范圍內(nèi)可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的提出，人們愈發(fā)重視能源的清潔、安全以及高效利用?？諝庠礋岜檬且噪娔転轵?qū)動，可利用室外空氣作為低溫?zé)嵩矗虮徽{(diào)節(jié)對象提供熱量的一種節(jié)能裝置，是國家支持并大力推行的高效能源系統(tǒng)之一?？諝庠礋岜镁哂腥菀撰@取熱源、安裝使用快捷、運(yùn)行管理簡單、無污染等諸多優(yōu)點(diǎn)[1-2]。與其他類型的熱泵相比，空氣源熱泵還具有使用成本低、易操作、采暖效果好、安全、干凈等多重優(yōu)勢?？諝庠礋岜脙H需少量電能驅(qū)動壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)移利用，無需配置繁瑣的構(gòu)件、回灌或土壤換熱系統(tǒng)、專門的房間，并可有效減少空氣中污染物的排放，與傳統(tǒng)取暖方式對比，實(shí)現(xiàn)了取暖與節(jié)能環(huán)保的雙重目的。

補(bǔ)氣增焓式空氣源熱泵通過增加補(bǔ)氣支路降低蒸發(fā)器入口焓值，提升制熱能力，相比于普通空氣源熱泵在低溫環(huán)境下具有更大優(yōu)勢。國內(nèi)外對補(bǔ)氣增焓式系統(tǒng)[3-4]研究較多。Wei Wenzhe等[5]通過實(shí)驗(yàn)證明了補(bǔ)氣支路的增加會將化霜時(shí)間減少7.75%，且機(jī)組融霜效率增加54.11%。陳朝波[6]總結(jié)了滾動轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)和渦旋壓縮機(jī)等不同壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓結(jié)構(gòu)及其各自優(yōu)缺點(diǎn)。蔣建江等[7]提出了補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)中最佳補(bǔ)氣壓力的確定方法、壓縮機(jī)補(bǔ)氣孔口開設(shè)的基本原則，為壓縮機(jī)補(bǔ)氣孔口的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。郭春雷等[8]通過建立補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)的熱力計(jì)算模型，計(jì)算出耦合噴氣增焓能夠顯著提升系統(tǒng)總能效，且部分除霜能耗是由子系統(tǒng)廢熱提供的。

影響機(jī)組運(yùn)行狀態(tài)的因素[9-12]與常見的空氣源熱泵影響因素基本類似，包括室外溫度、制冷劑種類、空氣流量等，同時(shí)，補(bǔ)氣增焓式機(jī)組補(bǔ)氣量對機(jī)組性能的影響也十分顯著[13]。冉小鵬等[14]通過建立數(shù)值仿真模型并搭建實(shí)驗(yàn)臺，發(fā)現(xiàn)存在最佳相對補(bǔ)氣量，使機(jī)組運(yùn)行最優(yōu)。文獻(xiàn)[15-17]同時(shí)表明，制冷劑充注量對熱泵機(jī)組運(yùn)行狀態(tài)的影響也十分顯著。王海峰等[18]利用ORNL熱泵設(shè)計(jì)模型對空調(diào)系統(tǒng)的制冷劑最佳充注量進(jìn)行了一系列計(jì)算及分析，結(jié)果表明，同一系統(tǒng)中，制冷和制熱兩種模式下的最佳充注量不相等。章偉等[16]通過對電動汽車的二次回路熱泵空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明，相比制冷模式，制冷劑充注量對制熱模式下的系統(tǒng)性能影響較大。施永康[19]等實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)，空氣源熱泵熱水器的COP隨制冷劑充注量的增加呈先增后減趨勢，存在最佳制冷劑充注量。

上述研究主要涉及補(bǔ)氣增焓式空氣源熱泵機(jī)組的特點(diǎn)及制冷劑充注量對熱泵空調(diào)系統(tǒng)的影響，缺少制冷劑充注量對補(bǔ)氣增焓式空氣源熱泵機(jī)組性能及運(yùn)行狀態(tài)影響的研究。因此本文改造了原有的風(fēng)冷式補(bǔ)氣增焓熱泵機(jī)組模塊，將機(jī)組內(nèi)兩個(gè)熱泵系統(tǒng)的翅片式換熱器并聯(lián)，使單系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)也能利用兩組翅片式換熱器吸收熱量，提升模塊單系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)的能效。在環(huán)境溫度為-12 ℃，殼管式換熱器回水溫度為38 ℃時(shí)，通過改變機(jī)組制冷劑充注量，研究制冷劑充注量對補(bǔ)氣增焓式熱泵機(jī)組的性能及運(yùn)行參數(shù)的影響。

1 補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)

補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)原理如圖1所示，該系統(tǒng)主要包括壓縮機(jī)、殼管式換熱器、板式換熱器（經(jīng)濟(jì)器）、電子膨脹閥、翅片式換熱器等。其中實(shí)驗(yàn)樣機(jī)采用HFR-130W/A2F模塊化風(fēng)冷式熱泵機(jī)組，為準(zhǔn)二級壓縮補(bǔ)氣增焓式熱泵機(jī)組，除霜方式為逆循環(huán)除霜，制冷劑為R410A。壓縮機(jī)采用PCH065（19.15 kW）補(bǔ)氣增焓式渦旋壓縮機(jī)；氣液分離器全容積為15 L，充裝系數(shù)為0.8；蒸發(fā)器為翅片式換熱器，一組翅片的內(nèi)容積約為3.74 L；主電子膨脹閥為DPF（TS1）2.4C，通過調(diào)節(jié)閥門開度維持壓縮機(jī)吸氣過熱度為4 ℃；輔電子膨脹閥為DPF（TS1）2.4C，通過調(diào)節(jié)閥門開度維持支路補(bǔ)氣過熱度為10 ℃；冷凝器為殼管式換熱器，傳熱面積為10.5 m2，全容積約為69 L。本實(shí)驗(yàn)樣機(jī)具有3個(gè)特點(diǎn)：1）使用并聯(lián)翅片式換熱器結(jié)構(gòu)，可提升機(jī)組蒸發(fā)溫度，緩解機(jī)器結(jié)霜現(xiàn)象，增加機(jī)組可靠性；2）增設(shè)單向閥支路，增大機(jī)組逆循環(huán)除霜過程中制冷劑的循環(huán)量，緩解室內(nèi)側(cè)溫度波動；3）設(shè)置經(jīng)濟(jì)器節(jié)流前過冷，通過補(bǔ)氣環(huán)路流回至壓縮機(jī)中間壓力吸入口，降低壓縮機(jī)排氣溫度。

圖1中左側(cè)為1#系統(tǒng)，右側(cè)為2#系統(tǒng)。機(jī)組運(yùn)行時(shí)，將關(guān)閉閥門F1與閥門F4，開啟左側(cè)1#壓縮機(jī)，通過1#四通閥實(shí)現(xiàn)制熱模式與除霜模式的切換。

制熱工況：從1#壓縮機(jī)出口排出的高溫高壓氣態(tài)制冷劑，通過1#四通閥進(jìn)入殼管式換熱器加熱來自用戶的回水，提供大量熱量。從殼管式換熱器出口流出的液態(tài)制冷劑將依次流經(jīng)1#干燥過濾器進(jìn)入1#經(jīng)濟(jì)器進(jìn)行換熱，后在出口處分流為主路與輔路。其中主路過冷液體經(jīng)過1#主電子膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器，輔路流體通過1#輔電子膨脹閥節(jié)流降溫后，進(jìn)入經(jīng)濟(jì)器提供冷量。流過1#主電子膨脹閥的低溫液態(tài)制冷劑，進(jìn)入1#翅片式換熱器和2#翅片式換熱器，通過兩組翅片進(jìn)行蒸發(fā)，翅片換熱器出口低壓氣態(tài)冷劑通過1#四通閥進(jìn)入1#氣液分離器后回到1#壓縮機(jī)。輔路制冷劑流出1#經(jīng)濟(jì)器后，吸收一定熱量后流回1#壓縮機(jī)中間壓力吸入口，提高壓縮機(jī)排氣溫度。

除霜工況：從1#壓縮機(jī)出口排除的高溫高壓氣態(tài)制冷劑，通過1#四通閥進(jìn)入1#翅片式換熱器和2#翅片式換熱器，融化翅片表面霜層，吸收冷量。從翅片式換熱器出口流出的液態(tài)制冷劑將流經(jīng)1#干燥過濾器分為兩條支路，大部分制冷劑將通過1#主電子膨脹閥流向1#經(jīng)濟(jì)器，部分制冷劑通過1#單向閥流向殼管式換熱器，緩解室內(nèi)側(cè)除霜期間供水溫度降低問題，增加制冷劑總循環(huán)量。通過1#主電子膨脹閥的制冷劑進(jìn)入經(jīng)濟(jì)器前分為主路和輔路，主路制冷劑直接流入1#經(jīng)濟(jì)器，輔路制冷劑通過1#輔電子膨脹閥節(jié)流降溫降壓進(jìn)入1#經(jīng)濟(jì)器，吸收部分熱量后流回1#壓縮機(jī)中間壓力吸入口。主路制冷劑通過1#經(jīng)濟(jì)器過冷后，與單向閥支路部分制冷劑混合，流經(jīng)1#干燥過濾器進(jìn)入殼管式換熱器吸收部分室內(nèi)側(cè)熱量，后通過1#四通閥及1#氣液分離器返回1#壓縮機(jī)。

圖1 補(bǔ)氣增焓熱泵系統(tǒng)原理Fig.1 Principle of air-source heat pump system with vapor injection

2 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

本文實(shí)驗(yàn)機(jī)組為節(jié)流前通過經(jīng)濟(jì)器（板式換熱器）過冷的補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)。從冷凝器出口流出的液體經(jīng)過經(jīng)濟(jì)器過冷后分流，主路大部分制冷劑經(jīng)過主電子膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器，輔路少量制冷劑經(jīng)過輔電子膨脹閥節(jié)流后吸收部分熱量，流回至壓縮機(jī)中間壓力吸入口。

質(zhì)量流量分流為：1）主路部分，設(shè)通過主電子膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量為m（kg/s），節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器進(jìn)行蒸發(fā)，最后流回壓縮機(jī)吸氣口；2）輔路部分，設(shè)通過輔電子膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量為i（kg/s），經(jīng)過節(jié)流降壓，流入經(jīng)濟(jì)器吸收部分熱量，換熱結(jié)束后流回至壓縮機(jī)中間壓力吸入口。在工質(zhì)混合過程中壓力變化微弱，可忽略不計(jì)，故將其視為等壓過程。

雙級壓縮補(bǔ)氣增焓系統(tǒng)的制熱量為冷凝器中高溫氣態(tài)制冷劑冷凝放出的熱量，圖2所示為系統(tǒng)壓焓圖，由圖2可知系統(tǒng)制熱量為：

Qc=（m+i）（h3-h4）=（m+i）（h3-h5）-

（m+i）（h4-h5）

（1）

式中：Qc為系統(tǒng)制熱量，kW；h為焓值，kJ/kg，下標(biāo)3、4、5為圖1中對應(yīng)的各狀態(tài)點(diǎn)。

圖2 系統(tǒng)壓焓圖Fig.2 lgp-h diagram of system

根據(jù)經(jīng)濟(jì)器能量傳遞關(guān)系：

（m+i）（h4-h5）=i（h7-h5）

（2）

系統(tǒng)制熱量換算為：

Qc=（m+i）（h3-h5）-i（h7-h5）=m（h3-h5）+i（h3-h7）=m（h1-h6）+（m+i）（h3-h2′）+

m（h2-h1）

（3）

式中：m（h1-h6）為蒸發(fā)器吸收熱量，kW；（m+i）（h3-h2′）、m（h2-h1）均為壓縮機(jī)功率，W；h為焓值，kJ/kg，1、2、2′、7為圖1中對應(yīng)的各狀態(tài)點(diǎn)。

綜上所述，補(bǔ)氣增焓式系統(tǒng)制熱量等于蒸發(fā)器吸熱量與壓縮機(jī)功率之和，與一般熱泵機(jī)組相似。結(jié)合壓焓圖可知，補(bǔ)氣支路通過經(jīng)濟(jì)器換熱，降低了進(jìn)入蒸發(fā)器的制冷劑焓值h6，增加機(jī)組制熱量，提升機(jī)組能效。同時(shí)，補(bǔ)氣支路的增加降低了壓縮機(jī)排氣溫度，保障了機(jī)組低溫環(huán)境下工作的穩(wěn)定性。

由于被測機(jī)組存在動態(tài)的波動過程，因此測試的結(jié)果數(shù)據(jù)處理為累計(jì)平均值后進(jìn)行分析：

（4）

（5）

（6）

式中：Qave為系統(tǒng)累計(jì)平均制熱量，kW；Qe為冷凝器制熱量，kW；τ為熱泵運(yùn)行時(shí)間，s；Wave為系統(tǒng)累計(jì)平均功（率）耗，kW；Wsys為熱泵機(jī)組功（率）耗，此處主要指壓縮機(jī)功（率）耗，kW；COPave系統(tǒng)累計(jì)平均COP。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

在環(huán)境溫度為-12 ℃、用戶側(cè)回水溫度為38 ℃、出水溫度為41 ℃工況下系統(tǒng)進(jìn)行制熱運(yùn)行，調(diào)整機(jī)組制冷劑充注量，研究制冷劑充注量對系統(tǒng)參數(shù)及運(yùn)行能效的影響，并根據(jù)最高能效確定機(jī)組最佳的制冷劑充注量。

3.1 充注量對吸氣參數(shù)的影響

增加制冷劑充注量，對壓縮機(jī)吸氣參數(shù)的影響如圖3、圖4所示，具體測試結(jié)果如表1所示。

圖3 充注量對吸氣溫度的影響Fig.3 Influence of charging quantity on suction temperature

圖4 充注量對吸氣壓力的影響Fig.4 Influence of charging quantity on suction pressure

表1 壓縮機(jī)吸氣參數(shù)Tab.1 Suction parameters of compressor

由圖3可知，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機(jī)吸氣溫度在-13.7～-11.0 ℃范圍內(nèi)緩慢下降。制冷劑充注量為28 kg時(shí)，壓縮機(jī)吸氣溫度比充注量為19 kg時(shí)下降5.06%。由圖4可知，隨著制冷劑充注量增加，壓縮機(jī)吸氣壓力在0.295～0.320 MPa范圍內(nèi)緩慢下降。其中，制冷劑充注量由19 kg增至25 kg時(shí)，吸氣壓力在0.305～0.320 MPa范圍內(nèi)緩慢下降，制冷劑充注量超過25 kg后，壓縮機(jī)吸氣壓力降至約0.3 MPa。充注量為28 kg時(shí)壓縮機(jī)吸氣壓力比充注量為19 kg時(shí)降低8.22%。

綜上所述，在給定工況下，隨著制冷劑充注量增加，吸氣溫度緩慢下降，最低吸氣溫度出現(xiàn)在制冷劑充注量為24 kg時(shí)，相比19 kg充注量時(shí)的吸氣溫度降低14.95%，溫差為2.6 ℃。吸氣壓力整體呈下降趨勢，最低吸氣壓力出現(xiàn)在制冷劑充注量為26 kg時(shí)，相比19 kg充注量時(shí)的吸氣壓力降低6.12%。結(jié)果同時(shí)表明，壓縮機(jī)吸氣參數(shù)與最佳制冷劑充注量的相關(guān)性不顯著。

3.2 充注量對排氣參數(shù)的影響

增加制冷劑充注量，對壓縮機(jī)排氣參數(shù)的影響如圖5、圖6所示, 具體測試結(jié)果如表2所示。

圖5 充注量對排氣溫度的影響Fig.5 Influence of charging quantity on exhaust temperature

圖6 充注量對排氣壓力的影響Fig.6 Influence of charging quantity on exhaust pressure

表2 壓縮機(jī)排氣參數(shù)Tab.2 Exhaust parameters of compressor

由圖5可知，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機(jī)排氣溫度總體呈上升趨勢，制冷劑充注量超25 kg后，排氣溫度隨充注量的增加顯著上升。制冷劑充注量在19～25 kg之間時(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度在76.0～78.9 ℃范圍內(nèi)呈上升趨勢，且隨制冷劑充注量的增加，壓縮機(jī)排氣溫度僅升高2.5%，增幅較小。當(dāng)制冷劑充注量在25～28 kg之間時(shí)，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機(jī)排氣溫度大幅上升，由77.6 ℃升至86.4 ℃，增加11%，壓縮機(jī)排氣溫度上升速率顯著降低，但仍保持升溫趨勢。

由圖6可知，制冷劑充注量在19～25 kg之間時(shí)，壓縮機(jī)排氣壓力為2.48～2.62 MPa，上升5.6%，增勢緩慢；制冷劑充注量超過25 kg時(shí)，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機(jī)排氣壓力由2.60 MPa增至2.96 MPa，上升13.6%，壓力增幅較大。

綜上所述，在制冷劑充注量大于25 kg后，壓縮機(jī)排氣溫度與排氣壓力均急劇上升，說明此時(shí)壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)隨制冷劑充注量的增加逐漸變差。

3.3 充注量對系統(tǒng)能效的影響

圖7所示為熱泵機(jī)組制熱量隨制冷劑充注量增加的變化。由圖7可知，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，熱泵機(jī)組的制熱量逐漸增加，充注量為28 kg時(shí)的制熱量相比19 kg時(shí)增加15.3%，因此在一定范圍內(nèi)增加制冷劑充注量有利于機(jī)組制熱量的增加。

圖7 充注量對制熱量的影響Fig.7 Influence of charging quantity on heat production

圖8所示為壓縮機(jī)功率隨制冷劑充注量增加的變化。由圖8可知，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機(jī)功率呈先緩慢下降，后逐漸增加趨勢，轉(zhuǎn)折點(diǎn)出現(xiàn)在充注量為24 kg。當(dāng)制冷劑充注量在19～24 kg之間時(shí)，隨著制冷劑充注量的逐漸增加，壓縮機(jī)功率緩慢減小，下降1.4%，但穩(wěn)定在22.67～22.84 kW范圍內(nèi)；當(dāng)制冷劑充注量在24～28 kg之間時(shí)，壓縮機(jī)功率先緩慢增大，當(dāng)充注量超過26 kg后，壓縮機(jī)功率顯著上升，由22.95 kW升至24.50 kW。結(jié)果表明，制冷劑充注量超過26 kg會顯著增加壓縮機(jī)功率，而小于26 kg時(shí)，制冷劑充注量變化對壓縮機(jī)功率影響較小。

圖8 充注量對壓縮機(jī)功率的影響Fig.8 Influence of charging quantity on compressor power

圖9所示為系統(tǒng)COP隨制冷劑充注量增加的變化。由圖9可知，系統(tǒng)COP呈先增后減的趨勢，制冷劑充注量為26 kg時(shí)COP取得最大值為2.12。因此確定本機(jī)組制冷劑最佳充注量在26 kg附近，并指定制冷劑最佳充注量為26 kg。當(dāng)充注量在19～26 kg之間時(shí)系統(tǒng)COP增加14.6%。當(dāng)制冷劑充注量超過26 kg后，系統(tǒng)COP降至2.0以下，且降幅較大。

圖9 充注量對系統(tǒng)性能系數(shù)的影響Fig.9 Impact of charging quantity on system COP

由實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析可知，熱泵機(jī)組能效與制冷劑充注量有關(guān)。隨著制冷劑充注量的增加，系統(tǒng)能效先增后減，存在最佳制冷劑充注量。確定最佳制冷劑有利于提升機(jī)組能效，且根據(jù)能效變化趨勢可知，實(shí)際制冷劑充注量可略小于該最佳值。

4 結(jié)論

本文通過實(shí)驗(yàn)研究了補(bǔ)氣增焓式空氣源熱泵機(jī)組在環(huán)境溫度為-12 ℃、回水溫度為36 ℃、保持主電子膨脹閥控制吸氣過熱度為4 ℃、輔電子膨脹閥控制補(bǔ)氣過熱度為10 ℃工況下，制冷劑充注量對機(jī)組性能及運(yùn)行參數(shù)的影響，得到如下結(jié)論：

1）該熱泵機(jī)組在低溫環(huán)境下，隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機(jī)吸氣壓力在0.295～0.320 MPa范圍內(nèi)緩慢下降，充注量為28 kg時(shí)壓縮機(jī)吸氣壓力比19 kg時(shí)下降8.22%。吸氣溫度由-11.0 ℃降至-13.7 ℃，且與最佳制冷劑充注量不具有顯著相關(guān)性。

2）隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，壓縮機(jī)排氣溫度及壓力均呈上升趨勢。充注量為19～25 kg時(shí)，排氣參數(shù)變化不顯著，排氣溫度上升2.5%，排氣壓力上升5.6%。充注量為25～28 kg時(shí)，排氣溫度上升11%，排氣壓力上升13.6%，排氣參數(shù)變化更顯著。

3）隨著制冷劑充注量由19 kg增至28 kg，機(jī)組制熱量由42.10 kW增至48.56 kW；壓縮機(jī)功率由22.67 kW增至24.50 kW,增加1.83 kW。系統(tǒng)COP呈先增后減的趨勢，存在最佳COP為2.12，此時(shí)對應(yīng)最佳制冷劑充注量為26 kg。

4）該機(jī)組存在最高能效對應(yīng)的最佳制冷劑充注量。超過最佳充注量26 kg后，壓縮機(jī)功率大幅增加，機(jī)組能效急劇下降。同時(shí)根據(jù)壓縮機(jī)排氣參數(shù)確定壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)發(fā)生顯著變化時(shí)的制冷劑充注量為25 kg。因此，同時(shí)考慮機(jī)組能效及壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)確定制冷劑充注量，能夠既保證機(jī)組擁有較高能效又維持相對穩(wěn)定的運(yùn)行狀態(tài)。