双级压缩变频空气源热泵系统的优化控制

双级压缩变频空气源热泵系统的优化控制

0空气源热泵在冷地过程中的应用进展空气源热泵能从空气中吸收丰富的低质量太阳能。它具有投资少、施工方便、环境影响小等优点。因此，它是国内寒冷能源市场上应用最广泛的设备之一。二十世纪九十年代以来,空气源热泵在我国长江中下游、华南及西南等传统的非采暖区得到了广泛地应用,以较低的能量消耗很好地满足了该地区全年空调的要求。而黄河流域、华北地区等寒冷地区一直是以燃煤加少量燃油或燃气作为冬季供暖的主要手段,环境污染、一次能源利用效率低以及集中供热管网发展滞后等问题使得人们企盼高效环保的新型供暖方式作为现有供暖方式的替代或补充。但是,寒冷地区室外气温低,传统的空气源热泵会出现制热量不足、制热性能系数低、压缩机排气温度过高无法正常运行以及室外换热器结霜等问题,制约了空气源热泵在寒冷地区的应用。为解决空气源热泵在寒冷地区应用问题,除了目前采用辅助热源的方法外,国内外许多学者进行了大量的研究。日本学者HoriuchiN提出在室外低温时采用煤油加热器加热辅助蒸发器来提高热泵制热量和制热性能系数;日本学者MasajiYamagami提出采用变频压缩机,当环境温度降低时,通过提高压缩机转速来增加系统制热量,同时向压缩机工作腔内喷液来降低压缩机排气温度;马国远等人提出带有经济器的涡旋压缩机准二级压缩系统,提高了系统的制热量和制热性能系数;马最良等人提出双级耦合热泵系统,利用空气源热泵从室外空气中吸取热量,制取10～20℃的水作为水源热泵的低位热源,再制取较高温热水向建筑物供暖;加拿大的S.M.Sami和PJ.Tulej提出使用非共沸制冷剂来改善热泵在低温环境下的制热性能。以上研究从不同方面不同程度地提高了空气源热泵用于寒冷地区的适应性,但是都没有很好地解决这个问题。本文结合双级压缩和变频技术,提出适用于寒冷地区的双级压缩变频空气源热泵(Two-stageCompressionVariableFrequencyAirSourceHeatPump,简称TV-ASHP)系统,并以低压级采用变频涡旋式压缩机,高压级采用定速涡旋式压缩机,标准制冷量为16kW的TV-ASHP机组为例,对系统性能进行理论分析和试验研究。1空气源热泵系统工作原理图1为TV-ASHP系统原理图,采用一次节流不完全冷却双级压缩方式。系统主要由低压级压缩机、高压级压缩机、室外换热器、室内换热器、节流装置A、节流装置B、四通阀、中间冷却器及电磁阀等部件构成,通过四通阀和电磁阀切换制冷剂流向可以实现制冷、单级压缩制热和双级压缩制热功能。制冷工况和单级压缩制热工况同普通空气源热泵系统。高压级压缩机不工作,节流装置B关闭,电磁阀开启;制冷工况时,四通阀断电处于制冷位置,室内换热器为蒸发器,室外换热器为冷凝器;单级压缩制热工况时,四通阀通电处于制热位置,室内换热器为冷凝器,室外换热器为蒸发器。当环境温度较低单级压缩制热的效率低于双级压缩制热效率时,打开节流装置B,关闭电磁阀,高压级压缩机投入运行,热泵系统开始按照双级压缩制热工况工作。作为蒸发器的室外换热器中的低压制冷剂蒸汽首先被低压级压缩机吸入并被压缩至中间压力,与中间冷却器出口的制冷剂蒸气混合,被高压级压缩机吸入进一步压缩到冷凝压力,然后进入室内换热器放出热量冷凝成制冷剂液体。由室内换热器出来的高压液态制冷剂分两路,一路经过节流装置B节流膨胀,进入中间冷却器蒸发吸热后与低压级压缩机的排气混合,进入高压级压缩机;另一路高压液态制冷剂在中间冷却器中进一步过冷,经过节流装置A节流膨胀为低温低压制冷剂,然后进入室外换热器吸收热量变为低温低压制冷剂蒸汽,被低压级压缩机吸入压缩开始新的循环。冬季制热工况时采用逆向除霜方式对室外换热器进行除霜;除霜时开启除霜旁通阀,同时提高低压级压缩机频率,从而可以缩短除霜时间。在低室外温度条件下,采用空气源热泵制热时,双级压缩热泵系统具有明显的优越性。但是由于室外温度大范围变化导致系统蒸发压力也随之变化,对于传统的定容量压缩机双级压缩系统无法保证系统工作在最佳中间压力工况;另一方面,虽然定容量压缩机双级压缩可提高系统制热量,在室外温度很低时其提高幅度仍然不能满足用户供暖需求。因此,本文提出采用双级压缩和变频技术相结合的空气源热泵系统来解决寒冷地区供暖问题(考虑系统成本,低压级压缩机采用变频压缩机,高压级压缩机采用定速压缩机)。为提高系统的运行效率和制热能力,提出在双级压缩工况采用效率优先和制热量优先两种控制模式;即当热泵系统制热量满足用户供暖要求时,采用效率优先的控制方式,此时调节低压级压缩机供电频率,使得系统中间压力处于最佳压力状况;而当热泵系统制热量不能满足用户供暖要求时,采用制热量优先的控制方式,按照用户需求的制热量来调节低压级压缩机供电频率。这样利用双级压缩和增加低压级压缩机频率的方法来提高系统制热量,利用双级压缩加调节低压级压缩机频率的方法提高系统制热性能系数,利用双级压缩降低压缩机排气温度,来解决传统的空气源热泵出现制热量不足、制热性能系数低以及压缩机排气温度过高无法正常运行的问题。2循环分析与最佳介质压力之间的关系2.1压缩机排气效率计算图2为TV-ASHP循环压焓图。1～2为低压级压缩过程,3点为点2与点9混和后状态,3～4为高压级压缩过程,4～5为室内换热器中的冷凝过程,5～6为高压液体制冷剂在中间冷却器中的过冷却过程,6～7为通过节流装置A的节流过程,7～1为室外换热器中的蒸发过程,5～8为通过节流装置B的节流过程,8～9为中间冷却器中的蒸发过程。该循环为一次节流中间不完全冷却双级压缩热泵循环,高压级压缩机排气温度T4将低于工作在相同工况下的单级压缩时的压缩机排气温度,且由于降低了各级压缩机压力比从而可以提高压缩机效率。按照选用的涡旋压缩机厂家样本性能数据进行拟合,得出低压级变频压缩机和高压级定速压缩机吸气过热度为10℃时实际排气量和输入功率与工况参数的函数关系式如下:m˙1=(0.109+0.00305Te−0.000253Tm−0.00000194T2m)f−2.85760−2.857(1)N1=(2.13+0.02Te+0.013Tm+0.0009T2m)f+2.260+2.2(2)m˙h=0.045+0.00149Tm+0.000072Tc−0.000000208T2c(3)Nh=0.98+0.000886Tm+0.00064Tc+0.000044T2c(4)m˙1=(0.109+0.00305Τe-0.000253Τm-0.00000194Τm2)f-2.85760-2.857(1)Ν1=(2.13+0.02Τe+0.013Τm+0.0009Τm2)f+2.260+2.2(2)m˙h=0.045+0.00149Τm+0.000072Τc-0.000000208Τc2(3)Νh=0.98+0.000886Τm+0.00064Τc+0.000044Τc2(4)式中,m˙m˙1,m˙m˙h——分别为低压级和高压级压缩机排量,kg/s;Nl,Nh——分别为低压级和高压级压缩机输入功率,kW;Te,Tm,Tc——分别为系统的蒸发温度、中间温度和冷凝温度,℃;f——低压级压缩机运行频率,Hz。在实际循环中,使用上述公式需根据实际吸气过热度进行修正。根据压缩机压缩过程能量方程可以计算出低压级和高压级压缩机排气焓值:低压级压缩机排气焓值:h2=h1+η1⋅N1/m˙1(5)h2=h1+η1⋅Ν1/m˙1(5)高压级压缩机排气焓值:h4=h3+ηh⋅Nh/m˙h(6)h4=h3+ηh⋅Νh/m˙h(6)式(5)、(6)中,η1、ηh分别为低压级与高压级压缩机考虑压缩机壳体散热影响的效率。中间流量:m˙m=m˙h−m˙1m˙m=m˙h-m˙1(7)高压级压缩机吸入状态3的焓值可由中间冷却器能量守恒方程求得:h3=h5+m˙1m˙h(h2−h6)(8)h3=h5+m˙1m˙h(h2-h6)(8)系统制热量:Qc=m˙h(h4−h5)=(m˙m+m˙1)(h4−h5)(9)Qc=m˙h(h4-h5)=(m˙m+m˙1)(h4-h5)(9)系统制热性能系数:COP=Qc/(N1+Nh)(10)CΟΡ=Qc/(Ν1+Νh)(10)在已知系统蒸发温度、中间温度、冷凝温度、冷凝过冷度、低压级压缩机吸气过热度和中间冷却器高压制冷剂出口状态情况下,根据公式(1)～(10)可求出系统制热量、制热性能系数、中间流量和高压级压缩机排气温度值。由公式(9)可知,向用户提供热量的冷凝器中的制冷剂流量由两部分组成,一部分为中间流量m˙m˙m,另外一部分是低压级压缩机排气量m˙m˙1。在低压级压缩机与单级压缩系统压缩机相同,且吸气状态相同情况下,低压级压缩机与单级压缩系统压缩机制冷剂流量基本相同(排气压力对涡旋压缩机容积效率影响很小,可以忽略不计),因此双级压缩系统冷凝器中的制冷剂流量比单级压缩系统增加m˙m˙m,这就是双级压缩系统比单级压缩系统制热能力增大的原因。另一方面,通过提高低压级压缩机的运转频率增加m˙m˙1,从而可进一步提高系统的制热量。2.2压力pe的影响TV-ASHP系统双级制热运行时,在满足用户供暖要求情况下以最佳中间压力为控制目标来调节低压级压缩机运行频率,以实现最佳能效控制,故对于给定热泵系统必须确定出不同工况下的最佳中间压力Pm。以给定工况下制热性能系数为目标求取最佳中间压力。在已知系统冷凝压力Pc和蒸发压力Pe情况下,首先按照压力的比例中项Pm=Pc⋅Pe−−−−−−√Ρm=Ρc⋅Ρe确定最佳中间压力初值,然后在其附近以小压力间隔增减得到不同的中间压力,采用公式(1)～(10)得出相应的制热性能系数,从中可以得出最大制热性能系数所对应的中间压力,即为该工况下的最佳中间压力。图3给出了蒸发温度在10～-25℃范围,冷凝温度等于45、50、55℃时涡旋压缩机双级压缩热泵系统的最佳中间压力值。计算条件:冷凝过冷度为5℃,低压级压缩机吸气过热度为10℃,中间冷却器高压制冷剂出口温度比中间温度高5℃。根据计算数据拟合出最佳中间压力:Pm=0.957+1.99Pe−0.133P2e+0.197Pc(11)Ρm=0.957+1.99Ρe-0.133Ρe2+0.197Ρc(11)式中,Pc、Pm、Pe的单位均为102kPa,该经验公式可用于全封闭涡旋压缩机双级压缩热泵系统的设计选型和运行控制。3低温环境模拟图4为TV-ASHP系统的试验装置图。试验装置由热泵机组、乙二醇溶液系统、室内换热器水系统和控制测量系统四部分组成,可以进行制冷、单级制热和双级制热工况试验(本文只研究制热工况,故下面只对制热工况进行讨论)。热泵机组部分除室外换热器采用乙二醇溶液来模拟低温环境,其它部件均按照实际标准制冷量为16kW的TV-ASHP机组配置。在乙二醇溶液系统与室内换热器水系统的出口设置一板式换热器换热,以平衡部分冷、热量,减少试验台电耗。用变频器控制低压级压缩机供电频率;采用电加热器控制乙二醇槽内温度,从而调节蒸发温度;采用电加热器与补充自来水方式控制室内水箱中水温,以调节冷凝温度。试验台采用Fluke功率仪测量压缩机耗功;用经过标定的铂电阻测量室内换热器和室外换热器进、出口水温,测量误差在0.1°C以内;室内换热器水流量采用浮子式流量计监测、称重法主测;制冷剂温度采用经过标定的铜-康铜热电偶测量,其测温精度为±0.2°C;制冷剂压力采用电压输出型压力传感器测量,其测压精度为±0.1%;所有的传感器产生的电信号全部传送给数字巡检仪,通过巡检仪和与之连接的计算机采集处理数据。4系统性能分析利用循环分析模型和试验装置,对TV-ASHP系统性能进行模拟计算和试验研究,并与单级压缩制热系统性能进行比较。4.1蒸发温度对双级压缩系统cop的影响图5为冷凝温度50℃时双级压缩和单级压缩热泵系统制热性能系数COP的计算与试验结果,其中双级压缩制热方式按最佳中间压力运行。单级压缩和双级压缩热泵系统的COP均随蒸发温度的降低而降低,但是双级压缩系统的COP衰减速度远小于单级压缩系统,且蒸发温度越低越显著。模拟计算结果表明,当蒸发温度为-10℃,双级压缩比单级压缩COP提高5%,而当蒸发温度为-25℃时提高35%,且此时双级压缩COP的试验值和计算值仍都高于2。当蒸发温度低于-5℃(试验值,计算值为-7℃)双级压缩COP就开始大于单级压缩,故该蒸发温度可以作为双级压缩变频热泵系统单级制热与双级制热的转换条件。图5中试验数据均小于模拟计算数据,这主要是在模拟计算中未考虑部件及管道的压力损失和散热损失造成的。上述结果表明,TV-ASHP系统在寒冷地区室外温度低的情况下其制热性能系数明显高于普通单级压缩热泵,且室外温度越低,节能效果越明显。4.2蒸发温度对压缩机工作的影响图6示出了冷凝温度为50℃时,单级压缩和双级压缩系统压缩机排气温度随蒸发温度的变化情况。从图中可以看出,单级压缩系统压缩机的排气温度随蒸发温度的降低不断升高,在蒸发温度为-12℃时超过120℃,压缩机将不能正常工作。而双级压缩系统高压级压缩机排气温度随蒸发温度降低也逐渐升高,但其升高速度较慢,在蒸发温度-25℃的条件下,模拟计算和试验测试得出的高压级压缩机排气温度均低于120℃,压缩机可以正常工作。4.3不同低压级压缩机中制热量qc的变化图7为冷凝温度50℃,TV-ASHP系统运行于最佳工况(中间压力为最佳中间压力)时制热量Qc随蒸发温度变化的模拟计算和试验测试值,可以看出模拟计算与试验数据吻合得较好。双级压缩系统制热量随着蒸发温度的降低而降低,故虽然最佳工况运行的双级压缩系统制热量有较大提高,但是在蒸发温度低至-25℃(此时室外温度在-18℃左右),制热量在10kW左右,对于16kW标准制冷量的热泵机组,认为在寒冷地区最低制热量不能低于12kW,所以只靠变频实现最佳双级压缩工况仍然满足不了