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低温空气能热泵试验装置、仪器选择、实验过程及结论

低温空气能热泵试验装置、仪器选择、实验过程及结论

为了突破室外低温气候对空气源热泵应用的限制,已有学者采用多机并联和变频技术加大压缩机容量;也有学者采用带中间补气的(准)双级压缩系统,增加系统制热量。王旭东等人研究了应用定频涡旋压缩机的准双级压缩热泵系 统,王 伟 和 郑 宗 和 等 人 研 究 了采用两台定频压缩机的 双级压缩系统,均 实现定频(准)双级 压 缩 过 程,改 善 了 系 统 的 制 热 性能。Heo和 田 长 青 等 人 分 别 研 究 了 与 变 频 技 术相结合的准双级 压 缩 和 双 级 压 缩 系 统,实 现 了 变频技术与双级压缩系统的有机结合。应 用 变频技术能使热泵系统的供热 量和建筑内的动态热负荷 相 适 应。但 采 用 单 压 缩 机 的 准 双 级 压缩系统与变频技 术 相 结 合 后,高 压 级 和 低 压 级 的输气量 比 恒 定。此 时 压 缩 机 的 耦 合 过 程 将 会 形
成不同的中间压 力,不 可 控 的 中 间 压 力 将 会 直 接影响系 统 的 性 能。对 于 两 台 压 缩 机 的 双 级 压 缩系统,若低压级采用变 频压缩机,高 压 级 采 用 定频压缩机,可以通 过 调 节 低 压 级 压 缩 机 的 频 率 来改变低压级的输 气 量,由 此 可 形 成 不 同 的 输 气 量比和不同的中间 压 力,这 样 可 以 观 测 中 间 压 力 对系统性能的影响。另 一 方 面,目 前 对 中 间 补 气 过程的研究大多集 中 在 涡 旋 压 缩 机,但 重 新 设 计 涡旋压缩 机 补 气 口 难 度 大。因 此 本 文 拟 搭 建 含有两台转子压缩 机 的 低 温 空 气 源 热 泵 实 验 台,拓展空气源热泵的室外低温适用性。

1 实验台及测试装置
1.1 实验台结构
实验台如图1所示。首先从产品样本、经济性与节能角度出发,选择高压级压缩机,具体型号及性能见表1。在最不利环路下,即冷凝温度40 ℃,

图1 低温空气源热泵实验台

1变频双转子压缩 机———低 压 级 压 缩 机 2 定 频 单 转 子 压缩机———高压级压缩机 3冷凝器 4电子膨胀阀 5蒸发器 6 电磁阀(用来控制回油) 7 液位仪 8 质量流量计

蒸发温度-30 ℃时,根据双级压缩制冷系 统 中 间压力计算公式[8],以及 R410A 在最优中间压力下的物性,选择低压级变 频压缩机,其 排 气 量 达 到高压级压 缩 机 的3倍。变 频 器 频 率 范 围 为20~100Hz。假设循环的过冷 度 和 过 热 度 均 为5 ℃,压缩过程的容积效率和指示效率分 别 取 0.9 和0.8[9],参考以 R22 为制冷剂的带有补气 循环的最佳中间 压 力[10],在 最 优 环 路 下,即 蒸 发 温 度 0℃,冷凝温度30 ℃时,算 得 制 冷 剂 的 质 量 流 量 为22g/s,最大制热量为4.6kW,最大制冷量为3.8kW,选取富 余 系 数1.2,冷 凝 器 板 式 换 热 器 的 换热量为5.5kW,蒸发器板式换热器 的换热量为4.6kW,中间换热 器 换 热 量 为0.5kW 左 右。根据 板 式 换 热 器 样 本,在 冷 凝 器 两 侧 温 度40 ℃左右时,换热系 数 处 于 1500~1700 W/(m2 ·K)之间;当 两 侧 温 度 30 ℃ 左 右 时,换 热 系 数 在900~1100 W/(m2·K)之 间。按 换 热 温 差5 ℃计算,冷凝 器、中 间 换 热 器 和 蒸 发 器 的 换 热 面 积依次为0.70,0.11,0.95m2,参 考 理 论 计 算 和 厂家推荐,板式换热 器 的 选 型 如 表2所 示。在 最 不利以及最优环路 下,主 回 路 节 流 阀 的 压 降 范 围 是1084.9~2145.8kPa,初 步 计 算 流 量 大 约 为10.6~22g/s,补 气 回 路 的 压 降 范 围 为657~1607.9kPa,相应的流量为0~5g/s。选用2000步电子膨胀阀,使控制更为精确。选取主回路和补气回路的节流阀型号均为 DPF(O)1.3。实验装置的结 构 见 图2,它 由3部 分 组 成,分别为热泵机组和室内、室外环境模拟系统。室内环境采用板式换热器加风 机盘管循环回路模拟。当冷凝温度达到测试工况时,利用可控的风机盘管来增大或减小散热量,维持冷凝温度恒定。室外环境采用板式换热器加乙二醇恒温箱循环回路来模拟,其中乙二醇恒温箱中装有加热电阻丝,维持乙二醇恒温箱的温 度 恒 定,从 而 模 拟 不 同 的 低 温 环 境 温。通过对温度、压力、流量和功率的测量,获得各部件及系统的性能参数。进而得到系统在不同工况下的最优运行策略。图2中粗实线表示中间无补气双级压缩过程。

当含有补气回路时,离开压缩机的高温高压制冷剂经过四通阀后,首先进入冷凝器放热,再流入中间换热器进行过冷却,离开中间换热器后分成两路,其中一路经过电子膨胀阀节流后进入中间换热器冷却主回路制冷剂,此后与低压级压缩机的排气混合再被高压级压缩机吸入;主回路制冷剂液体经过电子膨胀阀节流后,在蒸发器中吸热汽化,之后流向低压级压缩机吸入口,经低压级压缩机增压与补气混合后,被高压级压缩机吸入,进行第二级压缩,完成一次制热循环。对于无补气回路只要关闭补气回路的阀门即可。

图2 低温空气源热泵实验台结构

1.2 仪器选型
1.2.1 误差分析
热泵机组的制热量和COP 是利用流量、温度和功率等直接测量量,通过函数关系计算得到,见式(1),(2),因此直接测量量的精度会影响间接测
量量的精度。所以在最终结果满足精度等级下,对直接测量量的误差进行合理分配,对于实验台的经济合理配置是极其必要的。

式(1),(2)中 Q 为 系 统 制 热 量,W;W 为 热 泵 机组功耗,W;下标 L,H 分别为低压级和高压级压缩机;c为水的 平 均 比 热 容,J/(kg·℃);ρ为 水 的 密度,kg/m3;V 为系统体积流量,m3/h;tin,tout分别为冷凝器水侧的进口和出口温度,℃。热泵机组制热量和COP 的误差取决于各分项误差,因此需要根据总误差来进行误差分析,并确定具体的各分项误差及测试方案[11-12]。热泵机 组制热COP 的最大绝对误差为

式中 δV ,δtin ,δtout,δWL 和δW H 分别为水流量最大绝对误差,冷凝器进、出口水温最大绝对误差和低压级、高压级压缩机功率的最大绝对误差。于是,热泵COP 的最大相对误差为

公式4

由式(4)可知,热泵机组制热COP 的最大相对
误差由体积流量误差、温度测试误差和电功率测试
误差组 成。各 分 项 误 差δV/V,δtin/(tout-tin),δtout/(tout-tin),δWL/(WL +WH )和δW H/(WL +WH )具有一定的任意性,只要最大极限误差满足要求即可。设 热 泵 机 组 制 热 COP 最 大 相 对 误 差 满 足E(δCOP/COP)≤ε,首先根据等作用原则分配误差,在不能满足要求的条件下,再根据测试的难易程度在一定范围内调整误差分配。由式(4)可知,各分项误差满足式(5)(9):

式(5)~(9)中 δ′V为体积流量计的最大允许误差,m3/h;δ′t为温 度 传 感 器 的 最 大 允 许 误 差,℃;δ′W 为功率表的最大 允 许 误 差,W。当 取ε=0.05时,ε/槡5=2.2%,分析式(5)~(9)可进行仪表选择。

1.2.2 仪器选型

由初步 估 算 的 制 热 量 计 算 出 最 小 水 流 量 为0.24m3/h左右。选 用 LWGY 型 涡 轮 流 量 计,先预选仪表口径 DN10mm,流量范围0.2~1.2m3/h,扩 充 流 量 范 围 0.15~1.5 m3/h,精 度 可 达 到0.2%。即仪表 的 最 大 绝 对 误 差 为 0.2% ×1.2m3/h=0.0024 m3/h。根 据 式 (5)得,δ′V/Vmin =0.0024m3/h÷0.24m3/h=1%<2.2%。故按等作用原则分配,采用该仪表能满足要求。

电功率测量采用ZW1600系列单相单参数电量表,精度为0.5级,低、高压级压缩机功率的最大偏差分别 为 ΔWL = ±0.5% ×1800 W= ±9 W 和ΔWH=±0.5%×800W=±4W。估算低压级与高压级压缩机同时运行时的最小功率为650 W。根据
式(8)和(9)分 别 得 到,δ′WL/(WL +WH )=9 W/650W=1.4%<2.2%和δ′W H/(WL +WH )=4 W/650W=0.6%<2.2%。因此选择该仪表可满足要求。

温度测量采用Pt100铂电阻,精度等级为 A级,测温范围是-20~600 ℃,温度的偏差计算公式为Δt=±(0.15+0.002×|t|)。其 中|t|为 示 值 温 度(℃)。冷凝器水侧进、出口温度范围分别是30~35℃和35~40℃,平均温差按5℃计算。当冷凝器进口和出口温度分别取最大值,即35℃和40℃时,相应的最大偏差为 Δtin=0.22℃,Δtout=0.23℃,由式(7)得,δ′tin/Δt=0.23℃/5℃=4.6%>2.2%。所以不能按等作用分配原则分配误差。

对于精度的等作用分配原则,温度测量不能满足精度要求,所以要重新调整式(4)中各项的误差分配,需调整各量的测量范围,使总误差控制在一定范围内。

由式(5)~(7)可知,增大流量或温差均可以降低COP 相对误差。但δV 与流量的比值很小,而δt与温差的比值相对较大,因此温差对于测量精度的影响大于流量对精度的影响。故可通过适当降低流量、增大温差的办法来提高结果的精度。

为了定量观察各因素对测量结果的影响,假设制热量为1.5kW,根据式(4)分别计算换热器进、出口温差为3~10 ℃时的COP 总误差、温度误差分项和流量误差分项。由图3可知,在温差较小阶段,随着温差增大,温度误差分项和总误差降低显著,但温差越大,这种变化越小。流量误差分项随温差的增大而增加,但是增加的幅度很小。所以在测量时,可以通过适当增大温差、降低流量来减小系统总误差。例如:制热量为1.5kW 时,当 温 差由4 ℃ 增 加 到 6 ℃,流 量 由 0.323 m3/h 降 低 到0.215m3/h,相应的 温 度 误 差 分 项 由7.96%降 低到 5.30%,而流量误差分项由 0.74% 升 高 到1.12%,COP 总误差由8.12%降低到5.61%。

涡轮流量计仪表口径为 DN10,在较小热负荷测试时,流量不得低于0.19m3/h,相 对 流 量 误 差小于1.3%。功率测量采用 ZW1607有功电能表,低压级压缩机最大测量值为1800 W,相对误差小于1.4%,高压 级 压 缩 机 最 大 测 量 值 为800 W,相对误差小于0.6%;温度测量采用精度等级为 A 级的Pt100铂电阻,最小温差控制在6.85℃以上时,冷凝器入口与 出 口 温 度 误 差 分 项 分 别 为3.2%和3.3%。此时 E(δCOP/COP)≤5%,热 泵 机 组 制 热COP 满足精度要求。实验台所选用的主要仪表见表3。温度 与 流 量 信 号 通 过 KEITHLEY-2700数据采集仪传输到电脑中,电参数通过 RS-485接口传输到电脑中实现数据采集自动化。

2 实验台验证
测试时频率取50Hz,蒸发和冷凝温度分别为-10 ℃和40 ℃,观察热泵 机 组 的 制 热 量、功 率 和COP 的 变 化 情 况。测 试 6 组 数 据,每 组 间 隔 5min,冷凝器 水 侧 进 出 口 温 度、水 流 量 以 及 压 缩 机总功率等测试数据如表4所示。

入口温度、出口温度、流量和总功率的平均值分 别 为 30.27 ℃,39.29 ℃,0.369 m3/h 和1386.83 W,误差分别为0.6%,0.71%,0.86%和1.03%,最终机组制热量和 COP 的总误差分别是3.65%和3.79%。误差满足精度要求,表明实验台
设计合理。热泵机组的制热量、功率和COP 变化趋势如图4所示。

研制了可模拟寒冷地区气候的低温空气源热泵实验台。该实验台由热泵机组和室内、外环境模拟系统组成。在实验误差分析原理基础上,分析影响热泵COP 的关键因素。首先根据等作用分配原则进行误差分配,但温度相对误差不能满足误差要 求,进一步分析得知增大流量或温差均可降低COP 的相对误差,但增大温差对总误差的影响大于减小流量对总误差的影响,所以采用减小流量、增大温差的方法,使总误差满足了精度要求。实际测试期间,在频率为50Hz,蒸发和冷凝温度分别为-10℃和40℃时,入口温度、出口温度、流量和总功率误差分别为0.6%,0.71%,0.86%和1.03%,最终机组 制 热 量 和 COP 的 总 误 差 分 别 是 3.65% 和3.79%,控制在10%以内,满足精度要求。