新型低温运行工况下空气源热泵机组稳态特性研究
简介：降低空气源热泵机组的供水温度，可改善机组的低温运行特性，扩展机组的低温运行范围。双级耦合热泵供暖系统正是基于此想法提出的，系统中空气源热泵作为一级侧机组，工作于一个全新的运行工况中。本文借助已建立并验证过的空气源热泵机组稳态仿真数学模型，对空气源热泵在新工况和常规工况下的低温稳态特性进行了计算机仿真。研究结果显示，新工况下，空气源热泵的低温供暖特性与运行特性均得到显著改善。双级耦合热泵供暖系统在低温环境下，可获得稳定、可靠、高效的低位热源。
0 引言
空气源热泵（Air Source Heat Pump，简称ASHP）机组在低温工况下运行，压缩比升高，容积效率降低，制冷剂质量流量减少，供热能力下降，压缩机排汽温度过高，这些问题限制了ASHP机组在北方地区的应用。文献[1]对ASHP机组在我国14个北方主要城市设计工况下的运行特性进行了理论分析，研究结果显示，ASHP机组在所选城市中运行，压缩比均超过极限值8.0，哈尔滨甚至超过20.0，说明ASHP机组在北方最寒冷的时候将无法正常运行。降低ASHP机组的供水温度，将有效降低机组的压缩比，文献[1]的研究结果显示，当供水温度由50℃降低到20℃后，ASHP机组在所选北方城市中，除哈尔滨和长春外，其余城市设计工况的压缩比均低于8.0，说明机组低温运行工况得以有效改善，从而使ASHP机组在北方地区应用具备一定的可行性。
双级耦合热泵供暖系统就是基于上述想法提出的，系统中ASHP机组作为一级侧机组向中间水环路提供10℃～20℃的温水，而二级侧机组水源热泵机组利用此低位热源向末端用户提供40℃～50℃的热水[2]。尽管文献[3]通过中试实验研究结果，验证了北京地区在室外温度-10℃以上温度条件下双级耦合热泵供暖系统以及ASHP机组的特性。但更低温度条件下，ASHP机组运行特性的试验与计算机仿真研究尚属空白。因此，本文利用已建立并验证过得ASHP机组计算机仿真数学模型，对新型低温运行工况下ASHP机组稳态特性进行了研究，所得结果可为ASHP机组以及双级耦合热泵供暖系统的应用范围进一步向北扩展提供一定的理论依据。
1 ASHP机组运行工况
通常情况下，ASHP机组的室外运行温度不应低于-5℃，蒸发温度在-10℃以上，供水温度在45℃左右，冷凝温度介于40℃～55℃之间。对于制冷剂R22而言，常用压缩比为4.88，排气温度为60℃[4]，偏离以上常用值，说明机组偏离最佳运行工况，而对于活塞式压缩机单级系统的压缩比一般不超过8.0，排气温度应控制在150℃以下，超过以上极限值，机组将无法正常运行。在双级耦合热泵供暖系统中，ASHP机组的运行工况与常规工况截然不同，蒸发温度降至-30℃，冷凝温度介于15℃～30℃之间，对此新型工况下ASHP机组的运行特性仍缺乏充分的认识。因此，为研究新型低温运行工况下ASHP机组特性的改善，本文选择机组蒸发温度范围是-30℃～10℃，这一温度基本涵盖了ASHP机组在我国北方城市冬季运行的所有工况，冷凝温度选择50℃和20℃，分别代表常规工况和新工况。
2 ASHP机组仿真模型
2.1 ASHP机组仿真数学模型
文献［5、6］建立了ASHP机组稳态仿真数学模型，包括各部件的数学模型、系统的仿真算法和流程、实验台模型以及仿真结果的验证。模型中对压缩机环节采用集中参数模型，考虑传统建模方法要么需要应用经验公式，要么需要建立非常复杂的数学模型，因此利用BP人工神经网络的非线性特征和学习与预测功能对半封闭往复式压缩机进行建模。冷凝器与蒸发器均采用分区集中参数模型，该模型的特点是可以根据制冷剂在不同相区内的换热特点，较准确的反映出换热器内不同区域的换热特性，从整体上较好的逼近换热器的实际特性，同时模型的复杂程度适中，计算量不大。由于热力膨胀阀属小惯性的动态环节，将其作为稳态部件处理。由于系统中制冷剂总充注量是未知的，补充蒸发器出口过热度作为已知条件，仿真算法降为两重迭代，迭代变量选取为蒸发压力和冷凝压力。
2.2 ASHP机组仿真物理模型
本文所选ASHP机组仿真物理模型的主要参数如下：压缩机为两台6F-50.2Y型活塞式压缩机，单台额定功率37kW，额定供热量118kW，制冷剂为R22。冷凝器为E2GZR26型壳管式冷凝器，制冷剂由两侧分别进入冷凝器内，每侧各有42根管，单管长8.4m，制冷剂管内流动，共4行程。换热管材为紫铜管，管径12.7mm×0.7mm，总换热面积26m2，壳径400mm×8mm。蒸发器为翅片管式换热器，共8组，其中每组换热器分液路数为20，每路管长为18m，管材为紫铜管，管径为10mm×0.5mm，管间距25.4mm，管排距22mm，翅片为波纹状铝翅片，片间距2 .0mm，片厚0.2mm。室外侧换热器总风量126000m3/h，共12台风机，单机额定功率为0.75kW。
3 ASHP机组低温稳态特性
ASHP机组低温稳态特性包括反映其稳态供暖特性的供热量、能耗量和机组能效比，以及反映其稳态运行特性的制冷剂质量流量、排气温度、压缩比等参数。
图1 ASHP机组供热能力仿真结果
Fig. 1 Simulation result of the heating capacity of the ASHP unit
图2 ASHP机组能耗量仿真结果
Fig. 2 Simulation result of the energy consumption of the ASHP unit
3.1 ASHP机组低温稳态供暖特性
从图1中可以看出，不论是常规工况还是新工况，ASHP机组供暖能力均随蒸发温度的降低而显著下降。但机组在新工况下运行，供暖能力较常规工况得以有效提升，全工况下平均升幅为17.8％，最高为22％，最低为14.2％。在低温工况下，供暖能力提高更为明显，蒸发温度在-30℃～-10℃范围内，ASHP机组供暖能力平均提高19.4％。
图2为ASHP机组不同工况下的能耗情况。ASHP机组的能耗量主要包括压缩机和室外风机的输入功率。从图中可以看出，不论是常规工况还是新工况，ASHP机组能耗量均随蒸发温度的上升而升高。在新况下，能耗量随蒸发温度上升的趋势较平缓，蒸发温度为-30℃时，ASHP机组能耗量为32.36kW，而蒸发温度为10℃时，能耗量为40.6kW，增幅达25.46％。与常规工况相比，新工况机组能耗量显著降低，平均降幅为27.57％，最高降幅达31.98％，当蒸发温度在-15℃以下时，平均降幅为21.24％。说明新工况较常规工况在低温环境下可节能20％以上。
图3 ASHP机组运行能效比仿真结果
Fig. 3 Simulation result of the energy efficiency ratio of the ASHP unit
图3为ASHP机组不同工况下运行能效比。从中可以看出，不论是常规工况还是新工况，机组运行能效比均随蒸发温度的上升而升高。常规工况下机组的能效比水平较低，最高值仅为3.57，平均值为2.42，最低值为1.76，当蒸发温度低于-15℃时，能效比均低于2.0，平均值为1.81。这一结果充分说明，ASHP机组在低温常规工况下运行，将不利于能源的合理利用。而在新型工况下，这一问题得以有效改善，从图中可以看出，新工况下机组运行能效比明显高于常规工况，平均值为4.0，最低值为2.39，最高值为6.01，当蒸发温度低于-15℃时，能效比平均值为2.77。总体而言，机组在新工况下运行时，能效比较常规工况平均提高63.68％，最小提高30％，当蒸发温度低于-15℃时，能效比平均提高52.83％。能效比达到3.0在工程中经常被用来衡量热泵装置是否达到合理的能源利用水平，常规工况时，该值所对应的蒸发温度为0℃时，而新工况运行时，该值所对应的蒸发温度已降低至-20℃左右，说明ASHP机组在新型低温工况下运行，具有良好的供暖特性，机组合理用能范围得以向北扩展。
3.2 ASHP机组低温稳态运行特性
图4 ASHP机组制冷剂质量流量仿真结果
Fig.4 Simulation result of the refrigerant mass flow rate of the ASHP unit
图5 ASHP机组压缩机排汽温度仿真结果
Fig. 5 Simulation result of the discharge temperature of the ASHP compressor
图4～图6反映了ASHP机组的稳态运行特性。图4是ASHP机组制冷剂质量流量的仿真结果，从中可以看出，其变化规律与机组供热能力非常相似，在两种工况下，ASHP机组制冷剂质量流量均随蒸发温度的降低而显著下降。常规工况下，蒸发温度为10℃时，ASHP机组制冷剂质量流量为1.1338kg/s，而蒸发温度为-30℃时，其值降低至0.31796kg/s，仅为10℃时的28.04％，可见，造成低温工况下ASHP机组供暖能力低下的直接原因就是压缩机供液不足。新工况下，制冷剂质量流量平均提高8.9%，最高可提高13.24%，当蒸发温度低于-15℃时，制冷剂质量流量平均提高10.66%。由此可见，新工况在一定程度上改善了压缩机供液不足的情况，尤以低温工况下效果更为明显。
图5是ASHP机组压缩机排汽温度的仿真结果。从中可以看出，ASHP机组在两种工况下运行，压缩机排汽温度均随蒸发 温度的降低而升高。常规工况下，蒸发温度为10℃时，压缩机排汽温度为83.62℃，而蒸发温度为-30℃时，压缩机排汽温度达到108.76℃，升幅达30%，而蒸发温度为-15℃以下时，压缩机排汽温度均超过100℃，过高的排汽温度容易引起润滑油性质的改变，从而增加压缩机的故障率，影响其使用寿命。而机组在新工况下运行时，压缩机最高排汽温度不超过70℃，与常规工况最高值相比，降低了37.36%。且在低温工况运行时，机组排气温度均在常用值60℃附近，说明新工况下ASHP机组压缩机的运行条件得到有力改善。
图6 ASHP机组运行压缩比仿真结果
Fig. 6 Simulation result of the compressionratio of the ASHP unit
图6是ASHP机组压缩比的仿真结果。从中可以看出，ASHP机组在两种工况下运行，压缩比均随蒸发温度的降低而升高。在常规工况下，蒸发温度为10℃时，ASHP机组压缩比为2.85，而当蒸发温度降至-30℃时，机组压缩比高达11.9，升幅达317.48％，当蒸发温度低于-20℃时，压缩比均超过极限压缩比。由此可见，在这一温度区域内，机组将无法正常工作。而机组在新工况下运行后，其压缩比显著降低，最高值仅为5.57，与常规工况相比，平均降幅达53.2％，即使在低温工况下，机组压缩比仍远离极限压缩比，运行条件改善效果尤为明显。
4 结论
与常规工况相比，工作于双级耦合热泵供暖系统中的空气源热泵机组，在新型低温工况下运行，低温特性可在以下几方面得以改善：
1）新型低温工况使空气源热泵机组供热能力有所提高，能耗水平有效降低，机组合理用能范围明显扩大，低温供暖特性得以有效改善。说明空气源热泵机组在双级耦合热泵供暖系统中，作为一级侧机组，将获得稳定、高效的供暖特性。
2）新型低温工况使空气源热泵机组压缩机供液量有效提高，排气温度显著降低，压缩比远离极限值。说明空气源热泵机组在双级耦合热泵供暖系统中，作为一级侧机组，故障率会大幅降低，工作条件明显改善，机组运行可靠性增强。
［参考文献］
1 马最良，杨自强，姚杨等. 空气源热泵冷热水机组在寒冷地区应用的分析[J]. 暖通空调. 2001. 31(3):28-31
2 王伟，马最良, 朱岳梅. 双级耦合热泵供暖系统换热器面积有限时间热力学优化[J]. 暖通空调. 2005，10(35):71-75
3 Wang Wei, Ma Zuiliang, Jiang Yiqiang, Yao Yang. Field test investigation of a double stage coupled heat pumps heating system for cold regions[J]. International Journal of Refrigeration. 2005，vol 28，8(5): 672-679.
4 陆亚俊，马最良，姚杨. 空调工程中的制冷技术[M]. 哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社. 1997:117-120
5 王伟，姚杨，马最良.基于BP算法的压缩机性能预测模型的建立与验证[J]. 流体机械. 2005，9(33):21-24.
6 王伟. 双级耦合热泵供暖系统在寒冷地区应用特性研究[D]. 哈尔滨：哈尔滨工业大学. 2005，54-97
