雙級(jí)壓縮變頻空氣源熱泵系統(tǒng)的優(yōu)化控制

雙級(jí)壓縮變頻空氣源熱泵系統(tǒng)的優(yōu)化控制

0空氣源熱泵在冷地過程中的應(yīng)用進(jìn)展空氣源熱泵能從空氣中吸收豐富的低質(zhì)量太陽能。它具有投資少、施工方便、環(huán)境影響小等優(yōu)點(diǎn)。因此，它是國內(nèi)寒冷能源市場上應(yīng)用最廣泛的設(shè)備之一。二十世紀(jì)九十年代以來,空氣源熱泵在我國長江中下游、華南及西南等傳統(tǒng)的非采暖區(qū)得到了廣泛地應(yīng)用,以較低的能量消耗很好地滿足了該地區(qū)全年空調(diào)的要求。而黃河流域、華北地區(qū)等寒冷地區(qū)一直是以燃煤加少量燃油或燃?xì)庾鳛槎竟┡闹饕侄?環(huán)境污染、一次能源利用效率低以及集中供熱管網(wǎng)發(fā)展滯后等問題使得人們企盼高效環(huán)保的新型供暖方式作為現(xiàn)有供暖方式的替代或補(bǔ)充。但是,寒冷地區(qū)室外氣溫低,傳統(tǒng)的空氣源熱泵會(huì)出現(xiàn)制熱量不足、制熱性能系數(shù)低、壓縮機(jī)排氣溫度過高無法正常運(yùn)行以及室外換熱器結(jié)霜等問題,制約了空氣源熱泵在寒冷地區(qū)的應(yīng)用。為解決空氣源熱泵在寒冷地區(qū)應(yīng)用問題,除了目前采用輔助熱源的方法外,國內(nèi)外許多學(xué)者進(jìn)行了大量的研究。日本學(xué)者HoriuchiN提出在室外低溫時(shí)采用煤油加熱器加熱輔助蒸發(fā)器來提高熱泵制熱量和制熱性能系數(shù);日本學(xué)者M(jìn)asajiYamagami提出采用變頻壓縮機(jī),當(dāng)環(huán)境溫度降低時(shí),通過提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速來增加系統(tǒng)制熱量,同時(shí)向壓縮機(jī)工作腔內(nèi)噴液來降低壓縮機(jī)排氣溫度;馬國遠(yuǎn)等人提出帶有經(jīng)濟(jì)器的渦旋壓縮機(jī)準(zhǔn)二級(jí)壓縮系統(tǒng),提高了系統(tǒng)的制熱量和制熱性能系數(shù);馬最良等人提出雙級(jí)耦合熱泵系統(tǒng),利用空氣源熱泵從室外空氣中吸取熱量,制取10～20℃的水作為水源熱泵的低位熱源,再制取較高溫?zé)崴蚪ㄖ锕┡?加拿大的S.M.Sami和PJ.Tulej提出使用非共沸制冷劑來改善熱泵在低溫環(huán)境下的制熱性能。以上研究從不同方面不同程度地提高了空氣源熱泵用于寒冷地區(qū)的適應(yīng)性,但是都沒有很好地解決這個(gè)問題。本文結(jié)合雙級(jí)壓縮和變頻技術(shù),提出適用于寒冷地區(qū)的雙級(jí)壓縮變頻空氣源熱泵(Two-stageCompressionVariableFrequencyAirSourceHeatPump,簡稱TV-ASHP)系統(tǒng),并以低壓級(jí)采用變頻渦旋式壓縮機(jī),高壓級(jí)采用定速渦旋式壓縮機(jī),標(biāo)準(zhǔn)制冷量為16kW的TV-ASHP機(jī)組為例,對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行理論分析和試驗(yàn)研究。1空氣源熱泵系統(tǒng)工作原理圖1為TV-ASHP系統(tǒng)原理圖,采用一次節(jié)流不完全冷卻雙級(jí)壓縮方式。系統(tǒng)主要由低壓級(jí)壓縮機(jī)、高壓級(jí)壓縮機(jī)、室外換熱器、室內(nèi)換熱器、節(jié)流裝置A、節(jié)流裝置B、四通閥、中間冷卻器及電磁閥等部件構(gòu)成,通過四通閥和電磁閥切換制冷劑流向可以實(shí)現(xiàn)制冷、單級(jí)壓縮制熱和雙級(jí)壓縮制熱功能。制冷工況和單級(jí)壓縮制熱工況同普通空氣源熱泵系統(tǒng)。高壓級(jí)壓縮機(jī)不工作,節(jié)流裝置B關(guān)閉,電磁閥開啟;制冷工況時(shí),四通閥斷電處于制冷位置,室內(nèi)換熱器為蒸發(fā)器,室外換熱器為冷凝器;單級(jí)壓縮制熱工況時(shí),四通閥通電處于制熱位置,室內(nèi)換熱器為冷凝器,室外換熱器為蒸發(fā)器。當(dāng)環(huán)境溫度較低單級(jí)壓縮制熱的效率低于雙級(jí)壓縮制熱效率時(shí),打開節(jié)流裝置B,關(guān)閉電磁閥,高壓級(jí)壓縮機(jī)投入運(yùn)行,熱泵系統(tǒng)開始按照雙級(jí)壓縮制熱工況工作。作為蒸發(fā)器的室外換熱器中的低壓制冷劑蒸汽首先被低壓級(jí)壓縮機(jī)吸入并被壓縮至中間壓力,與中間冷卻器出口的制冷劑蒸氣混合,被高壓級(jí)壓縮機(jī)吸入進(jìn)一步壓縮到冷凝壓力,然后進(jìn)入室內(nèi)換熱器放出熱量冷凝成制冷劑液體。由室內(nèi)換熱器出來的高壓液態(tài)制冷劑分兩路,一路經(jīng)過節(jié)流裝置B節(jié)流膨脹,進(jìn)入中間冷卻器蒸發(fā)吸熱后與低壓級(jí)壓縮機(jī)的排氣混合,進(jìn)入高壓級(jí)壓縮機(jī);另一路高壓液態(tài)制冷劑在中間冷卻器中進(jìn)一步過冷,經(jīng)過節(jié)流裝置A節(jié)流膨脹為低溫低壓制冷劑,然后進(jìn)入室外換熱器吸收熱量變?yōu)榈蜏氐蛪褐评鋭┱羝?被低壓級(jí)壓縮機(jī)吸入壓縮開始新的循環(huán)。冬季制熱工況時(shí)采用逆向除霜方式對(duì)室外換熱器進(jìn)行除霜;除霜時(shí)開啟除霜旁通閥,同時(shí)提高低壓級(jí)壓縮機(jī)頻率,從而可以縮短除霜時(shí)間。在低室外溫度條件下,采用空氣源熱泵制熱時(shí),雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)具有明顯的優(yōu)越性。但是由于室外溫度大范圍變化導(dǎo)致系統(tǒng)蒸發(fā)壓力也隨之變化,對(duì)于傳統(tǒng)的定容量壓縮機(jī)雙級(jí)壓縮系統(tǒng)無法保證系統(tǒng)工作在最佳中間壓力工況;另一方面,雖然定容量壓縮機(jī)雙級(jí)壓縮可提高系統(tǒng)制熱量,在室外溫度很低時(shí)其提高幅度仍然不能滿足用戶供暖需求。因此,本文提出采用雙級(jí)壓縮和變頻技術(shù)相結(jié)合的空氣源熱泵系統(tǒng)來解決寒冷地區(qū)供暖問題(考慮系統(tǒng)成本,低壓級(jí)壓縮機(jī)采用變頻壓縮機(jī),高壓級(jí)壓縮機(jī)采用定速壓縮機(jī))。為提高系統(tǒng)的運(yùn)行效率和制熱能力,提出在雙級(jí)壓縮工況采用效率優(yōu)先和制熱量優(yōu)先兩種控制模式;即當(dāng)熱泵系統(tǒng)制熱量滿足用戶供暖要求時(shí),采用效率優(yōu)先的控制方式,此時(shí)調(diào)節(jié)低壓級(jí)壓縮機(jī)供電頻率,使得系統(tǒng)中間壓力處于最佳壓力狀況;而當(dāng)熱泵系統(tǒng)制熱量不能滿足用戶供暖要求時(shí),采用制熱量優(yōu)先的控制方式,按照用戶需求的制熱量來調(diào)節(jié)低壓級(jí)壓縮機(jī)供電頻率。這樣利用雙級(jí)壓縮和增加低壓級(jí)壓縮機(jī)頻率的方法來提高系統(tǒng)制熱量,利用雙級(jí)壓縮加調(diào)節(jié)低壓級(jí)壓縮機(jī)頻率的方法提高系統(tǒng)制熱性能系數(shù),利用雙級(jí)壓縮降低壓縮機(jī)排氣溫度,來解決傳統(tǒng)的空氣源熱泵出現(xiàn)制熱量不足、制熱性能系數(shù)低以及壓縮機(jī)排氣溫度過高無法正常運(yùn)行的問題。2循環(huán)分析與最佳介質(zhì)壓力之間的關(guān)系2.1壓縮機(jī)排氣效率計(jì)算圖2為TV-ASHP循環(huán)壓焓圖。1～2為低壓級(jí)壓縮過程,3點(diǎn)為點(diǎn)2與點(diǎn)9混和后狀態(tài),3～4為高壓級(jí)壓縮過程,4～5為室內(nèi)換熱器中的冷凝過程,5～6為高壓液體制冷劑在中間冷卻器中的過冷卻過程,6～7為通過節(jié)流裝置A的節(jié)流過程,7～1為室外換熱器中的蒸發(fā)過程,5～8為通過節(jié)流裝置B的節(jié)流過程,8～9為中間冷卻器中的蒸發(fā)過程。該循環(huán)為一次節(jié)流中間不完全冷卻雙級(jí)壓縮熱泵循環(huán),高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣溫度T4將低于工作在相同工況下的單級(jí)壓縮時(shí)的壓縮機(jī)排氣溫度,且由于降低了各級(jí)壓縮機(jī)壓力比從而可以提高壓縮機(jī)效率。按照選用的渦旋壓縮機(jī)廠家樣本性能數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合,得出低壓級(jí)變頻壓縮機(jī)和高壓級(jí)定速壓縮機(jī)吸氣過熱度為10℃時(shí)實(shí)際排氣量和輸入功率與工況參數(shù)的函數(shù)關(guān)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(huán)=0.98+0.000886Τm+0.00064Τc+0.000044Τc2(4)式中,m˙m˙1,m˙m˙h——分別為低壓級(jí)和高壓級(jí)壓縮機(jī)排量,kg/s;Nl,Nh——分別為低壓級(jí)和高壓級(jí)壓縮機(jī)輸入功率,kW;Te,Tm,Tc——分別為系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度、中間溫度和冷凝溫度,℃;f——低壓級(jí)壓縮機(jī)運(yùn)行頻率,Hz。在實(shí)際循環(huán)中,使用上述公式需根據(jù)實(shí)際吸氣過熱度進(jìn)行修正。根據(jù)壓縮機(jī)壓縮過程能量方程可以計(jì)算出低壓級(jí)和高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣焓值:低壓級(jí)壓縮機(jī)排氣焓值:h2=h1+η1?N1/m˙1(5)h2=h1+η1?Ν1/m˙1(5)高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣焓值:h4=h3+ηh?Nh/m˙h(6)h4=h3+ηh?Νh(huán)/m˙h(6)式(5)、(6)中,η1、ηh分別為低壓級(jí)與高壓級(jí)壓縮機(jī)考慮壓縮機(jī)殼體散熱影響的效率。中間流量:m˙m=m˙h?m˙1m˙m=m˙h-m˙1(7)高壓級(jí)壓縮機(jī)吸入狀態(tài)3的焓值可由中間冷卻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)系統(tǒng)制熱量:Qc=m˙h(h4?h5)=(m˙m+m˙1)(h4?h5)(9)Qc=m˙h(h4-h5)=(m˙m+m˙1)(h4-h5)(9)系統(tǒng)制熱性能系數(shù):COP=Qc/(N1+Nh)(10)CΟΡ=Qc/(Ν1+Νh(huán))(10)在已知系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、中間溫度、冷凝溫度、冷凝過冷度、低壓級(jí)壓縮機(jī)吸氣過熱度和中間冷卻器高壓制冷劑出口狀態(tài)情況下,根據(jù)公式(1)～(10)可求出系統(tǒng)制熱量、制熱性能系數(shù)、中間流量和高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣溫度值。由公式(9)可知,向用戶提供熱量的冷凝器中的制冷劑流量由兩部分組成,一部分為中間流量m˙m˙m,另外一部分是低壓級(jí)壓縮機(jī)排氣量m˙m˙1。在低壓級(jí)壓縮機(jī)與單級(jí)壓縮系統(tǒng)壓縮機(jī)相同,且吸氣狀態(tài)相同情況下,低壓級(jí)壓縮機(jī)與單級(jí)壓縮系統(tǒng)壓縮機(jī)制冷劑流量基本相同(排氣壓力對(duì)渦旋壓縮機(jī)容積效率影響很小,可以忽略不計(jì)),因此雙級(jí)壓縮系統(tǒng)冷凝器中的制冷劑流量比單級(jí)壓縮系統(tǒng)增加m˙m˙m,這就是雙級(jí)壓縮系統(tǒng)比單級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱能力增大的原因。另一方面,通過提高低壓級(jí)壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)頻率增加m˙m˙1,從而可進(jìn)一步提高系統(tǒng)的制熱量。2.2壓力pe的影響TV-ASHP系統(tǒng)雙級(jí)制熱運(yùn)行時(shí),在滿足用戶供暖要求情況下以最佳中間壓力為控制目標(biāo)來調(diào)節(jié)低壓級(jí)壓縮機(jī)運(yùn)行頻率,以實(shí)現(xiàn)最佳能效控制,故對(duì)于給定熱泵系統(tǒng)必須確定出不同工況下的最佳中間壓力Pm。以給定工況下制熱性能系數(shù)為目標(biāo)求取最佳中間壓力。在已知系統(tǒng)冷凝壓力Pc和蒸發(fā)壓力Pe情況下,首先按照壓力的比例中項(xiàng)Pm=Pc?Pe??????√Ρm=Ρc?Ρe確定最佳中間壓力初值,然后在其附近以小壓力間隔增減得到不同的中間壓力,采用公式(1)～(10)得出相應(yīng)的制熱性能系數(shù),從中可以得出最大制熱性能系數(shù)所對(duì)應(yīng)的中間壓力,即為該工況下的最佳中間壓力。圖3給出了蒸發(fā)溫度在10～-25℃范圍,冷凝溫度等于45、50、55℃時(shí)渦旋壓縮機(jī)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的最佳中間壓力值。計(jì)算條件:冷凝過冷度為5℃,低壓級(jí)壓縮機(jī)吸氣過熱度為10℃,中間冷卻器高壓制冷劑出口溫度比中間溫度高5℃。根據(jù)計(jì)算數(shù)據(jù)擬合出最佳中間壓力: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的單位均為102kPa,該經(jīng)驗(yàn)公式可用于全封閉渦旋壓縮機(jī)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的設(shè)計(jì)選型和運(yùn)行控制。3低溫環(huán)境模擬圖4為TV-ASHP系統(tǒng)的試驗(yàn)裝置圖。試驗(yàn)裝置由熱泵機(jī)組、乙二醇溶液系統(tǒng)、室內(nèi)換熱器水系統(tǒng)和控制測量系統(tǒng)四部分組成,可以進(jìn)行制冷、單級(jí)制熱和雙級(jí)制熱工況試驗(yàn)(本文只研究制熱工況,故下面只對(duì)制熱工況進(jìn)行討論)。熱泵機(jī)組部分除室外換熱器采用乙二醇溶液來模擬低溫環(huán)境,其它部件均按照實(shí)際標(biāo)準(zhǔn)制冷量為16kW的TV-ASHP機(jī)組配置。在乙二醇溶液系統(tǒng)與室內(nèi)換熱器水系統(tǒng)的出口設(shè)置一板式換熱器換熱,以平衡部分冷、熱量,減少試驗(yàn)臺(tái)電耗。用變頻器控制低壓級(jí)壓縮機(jī)供電頻率;采用電加熱器控制乙二醇槽內(nèi)溫度,從而調(diào)節(jié)蒸發(fā)溫度;采用電加熱器與補(bǔ)充自來水方式控制室內(nèi)水箱中水溫,以調(diào)節(jié)冷凝溫度。試驗(yàn)臺(tái)采用Fluke功率儀測量壓縮機(jī)耗功;用經(jīng)過標(biāo)定的鉑電阻測量室內(nèi)換熱器和室外換熱器進(jìn)、出口水溫,測量誤差在0.1°C以內(nèi);室內(nèi)換熱器水流量采用浮子式流量計(jì)監(jiān)測、稱重法主測;制冷劑溫度采用經(jīng)過標(biāo)定的銅-康銅熱電偶測量,其測溫精度為±0.2°C;制冷劑壓力采用電壓輸出型壓力傳感器測量,其測壓精度為±0.1%;所有的傳感器產(chǎn)生的電信號(hào)全部傳送給數(shù)字巡檢儀,通過巡檢儀和與之連接的計(jì)算機(jī)采集處理數(shù)據(jù)。4系統(tǒng)性能分析利用循環(huán)分析模型和試驗(yàn)裝置,對(duì)TV-ASHP系統(tǒng)性能進(jìn)行模擬計(jì)算和試驗(yàn)研究,并與單級(jí)壓縮制熱系統(tǒng)性能進(jìn)行比較。4.1蒸發(fā)溫度對(duì)雙級(jí)壓縮系統(tǒng)cop的影響圖5為冷凝溫度50℃時(shí)雙級(jí)壓縮和單級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)制熱性能系數(shù)COP的計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果,其中雙級(jí)壓縮制熱方式按最佳中間壓力運(yùn)行。單級(jí)壓縮和雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的COP均隨蒸發(fā)溫度的降低而降低,但是雙級(jí)壓縮系統(tǒng)的COP衰減速度遠(yuǎn)小于單級(jí)壓縮系統(tǒng),且蒸發(fā)溫度越低越顯著。模擬計(jì)算結(jié)果表明,當(dāng)蒸發(fā)溫度為-10℃,雙級(jí)壓縮比單級(jí)壓縮COP提高5%,而當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25℃時(shí)提高35%,且此時(shí)雙級(jí)壓縮COP的試驗(yàn)值和計(jì)算值仍都高于2。當(dāng)蒸發(fā)溫度低于-5℃(試驗(yàn)值,計(jì)算值為-7℃)雙級(jí)壓縮COP就開始大于單級(jí)壓縮,故該蒸發(fā)溫度可以作為雙級(jí)壓縮變頻熱泵系統(tǒng)單級(jí)制熱與雙級(jí)制熱的轉(zhuǎn)換條件。圖5中試驗(yàn)數(shù)據(jù)均小于模擬計(jì)算數(shù)據(jù),這主要是在模擬計(jì)算中未考慮部件及管道的壓力損失和散熱損失造成的。上述結(jié)果表明,TV-ASHP系統(tǒng)在寒冷地區(qū)室外溫度低的情況下其制熱性能系數(shù)明顯高于普通單級(jí)壓縮熱泵,且室外溫度越低,節(jié)能效果越明顯。4.2蒸發(fā)溫度對(duì)壓縮機(jī)工作的影響圖6示出了冷凝溫度為50℃時(shí),單級(jí)壓縮和雙級(jí)壓縮系統(tǒng)壓縮機(jī)排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的變化情況。從圖中可以看出,單級(jí)壓縮系統(tǒng)壓縮機(jī)的排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的降低不斷升高,在蒸發(fā)溫度為-12℃時(shí)超過120℃,壓縮機(jī)將不能正常工作。而雙級(jí)壓縮系統(tǒng)高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣溫度隨蒸發(fā)溫度降低也逐漸升高,但其升高速度較慢,在蒸發(fā)溫度-25℃的條件下,模擬計(jì)算和試驗(yàn)測試得出的高壓級(jí)壓縮機(jī)排氣溫度均低于120℃,壓縮機(jī)可以正常工作。4.3不同低壓級(jí)壓縮機(jī)中制熱量qc的變化圖7為冷凝溫度50℃,TV-ASHP系統(tǒng)運(yùn)行于最佳工況(中間壓力為最佳中間壓力)時(shí)制熱量Qc隨蒸發(fā)溫度變化的模擬計(jì)算和試驗(yàn)測試值,可以看出模擬計(jì)算與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合得較好。雙級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱量隨著蒸發(fā)溫度的降低而降低,故雖然最佳工況運(yùn)行的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)制熱量有較大提高,但是在蒸發(fā)溫度低至-25℃(此時(shí)室外溫度在-18℃左右),制熱量在10kW左右,對(duì)于16kW標(biāo)準(zhǔn)制冷量的熱泵機(jī)組,認(rèn)為在寒冷地區(qū)最低制熱量不能低于12kW,所以只靠變頻實(shí)現(xiàn)最佳雙級(jí)壓縮工況仍然滿足不了