張曉萌 魏文哲 倪 龍

(1.哈爾濱工業(yè)大學,哈爾濱;2.寒地城鄉(xiāng)人居環(huán)境科學與技術(shù)工業(yè)和信息化部重點實驗室,哈爾濱;3.北京工業(yè)大學綠色建筑環(huán)境與節(jié)能技術(shù)北京市重點實驗室,北京)

0 引言

由于具有部分負荷性能好、各區(qū)域獨立控制、投資低和易于維修等特點,多聯(lián)機近年來在我國的應用得到了快速發(fā)展,廣泛應用于辦公、酒店及學校等公共建筑,并逐漸應用于民用建筑中[1-4]。自2017年起,其市場規(guī)模達到集中空調(diào)總產(chǎn)值的50%以上,并保持持續(xù)上漲的勢頭[5-6]。隨著低溫供暖技術(shù)的發(fā)展,多聯(lián)機開始在寒冷地區(qū)快速發(fā)展,并逐漸向嚴寒地區(qū)擴展。多聯(lián)機的末端多為風機盤管,與加熱循環(huán)水的空氣-水熱泵相比,由于壓縮比和排氣溫度較低,所以具有更好的低溫性能,但當室外溫度降低到-20 ℃以下時,由于室外機換熱能力減弱和吸氣壓力降低等原因,導致多聯(lián)機出現(xiàn)制熱量和性能系數(shù)(COP)快速衰減、排氣溫度快速上升等問題。

近年來,隨著補氣技術(shù)的發(fā)展,準二級壓縮技術(shù)已經(jīng)廣泛應用于低溫型空氣源熱泵,并取得了良好的節(jié)能效果[7]。為了提升多聯(lián)機的低溫性能,準二級壓縮技術(shù)開始逐漸應用于多聯(lián)機[6]。準二級壓縮多聯(lián)機通過將部分中間壓力的制冷劑噴入壓縮機中,與經(jīng)過一定壓縮的吸氣進行混合,降低制冷劑的溫度,從而降低壓縮機的排氣溫度;同時,由于補入中間壓力的制冷劑,壓縮機的排氣質(zhì)量流量增大,從而使流入室內(nèi)機的制冷劑流量增大,機組的制熱能力增強;此外,補氣還可以提升機組的COP。Cho等人測量了不同室外溫度下采用R410A和R32的補氣多聯(lián)機的性能,與沒有補氣時相比,多聯(lián)機制熱量分別提升了7.5%～13.3%和7.8%～13.9%,而COP提升了2.6%～7.0%和1.1%～4.7%[8]。Kang等人在室外溫度為-20～20 ℃時對采用雙補氣渦旋壓縮機的多聯(lián)機進行了實驗研究,與單級補氣機組相比,采用雙級補氣多聯(lián)機的制熱量和COP分別提高了8.9%～18.9%和5.8%～9.8%[9]。Min等人在室外溫度為-17.7～16.7 ℃時模擬研究了補氣多聯(lián)機的制熱性能,并指出由于排氣質(zhì)量流量的增大和蒸發(fā)器的熱回收,使補氣多聯(lián)機的性能得到了有效提升[10]。除了制熱性能提升外,劉曉慶等人通過實驗研究發(fā)現(xiàn),補氣使多聯(lián)機的制冷能力提升了10%～15%[6]。

盡管學者們對補氣多聯(lián)機的供暖性能進行了研究,但文獻中的最低室外溫度只有-20 ℃,這遠不能滿足嚴寒地區(qū)的供暖需求;此外,目前鮮有關(guān)于補氣多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)應用的報道。為了推進多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)的應用,在哈爾濱搭建了準二級壓縮多聯(lián)機實驗臺,并進行了91天的連續(xù)測試,對其性能進行了研究。

1 實驗方案

1.1 實驗原理

實驗所用的準二級壓縮多聯(lián)機系統(tǒng)如圖1所示。多聯(lián)機采用的制冷劑為R410A,在7 ℃工況下,機組的額定制熱量和耗功分別為18.0 kW和4.5 kW,壓縮機的轉(zhuǎn)速變化范圍為20～120 r/s。于2021年1月10日到4月10日期間,在哈爾濱對機組的制熱性能進行了連續(xù)測試。

圖1 系統(tǒng)原理圖

該實驗系統(tǒng)用來向5個面積為29.1 m2的實驗室供暖,供暖期間每個房間的設定溫度為21 ℃,當房間溫度達到設定值時,室內(nèi)風機的轉(zhuǎn)速會降低一擋,一旦達到24 ℃,室內(nèi)風機就停止運行,當房間溫度降低到18 ℃時,風機自動重啟,重新開始供暖。

1.2 新型控制策略

為了適應哈爾濱的超低環(huán)境溫度,采用了一種基于室外環(huán)境溫度分段控制多聯(lián)機壓縮機吸氣狀態(tài)的控制策略來降低壓縮機的排氣溫度。該控制策略適用于低壓腔壓縮機,主要包含兩部分:1) 隨著環(huán)境溫度的降低,增大壓縮機的補氣量;2) 當環(huán)境溫度低于-15 ℃時,壓縮機的吸氣狀態(tài)由過熱態(tài)變?yōu)闅庖簝上鄳B(tài)(兩相吸氣)。盡管Yang等人通過模擬發(fā)現(xiàn)兩相吸氣可有效降低壓縮機的排氣溫度[11],但目前公開的文獻中卻未見報道過如何在實驗過程中控制含液量以避免壓縮機內(nèi)潤滑油黏度過大及發(fā)生液擊。

該控制方法的調(diào)節(jié)流程如圖2所示。當機組在較高的室外溫度工作時,通過調(diào)節(jié)主電子膨脹閥EEV1和補氣電子膨脹閥EEV2的開度,對壓縮機進行補氣來降低排氣溫度和提升制熱量,但壓縮機的吸氣是過熱的。在環(huán)境溫度低于-15 ℃時,開始采用兩相吸氣,為了控制吸氣中的含液量,本文采用壓縮機油池中最低允許溫度對其進行控制。當制冷劑進入壓縮機殼體后,首先流經(jīng)電動機,由于壓縮機中電動機的發(fā)熱量占壓縮機總輸入功率的10%～30%,吸氣中的液態(tài)成分會在電動機表面吸熱并氣化,此時由于電動機表面和壓縮機殼體表面溫度的降低,導致油池內(nèi)的油溫下降。當吸氣中液態(tài)成分過多而不能完全氣化時,殘留的液態(tài)制冷劑會因為重力和慣性力掉入壓縮機油池中,并在油池內(nèi)進一步氣化,從而導致油池內(nèi)油溫的進一步降低。因此,多聯(lián)機機組在兩相吸氣時可以穩(wěn)定地運行。然而,由于液態(tài)制冷劑導致油池內(nèi)油溫的降低,油的黏度增加;為了使油池內(nèi)油的黏度保持在合理范圍內(nèi),油池內(nèi)的油溫不能太低。因此,油池內(nèi)油溫可以在一定程度上反映吸氣中的含液量。當油池內(nèi)油溫和補氣過熱度達到允許值時,就可以確定主電子膨脹閥EEV1和補氣電子膨脹閥EEV2的開度,也就意味著在該工況下機組的吸氣量和補氣量會被自動確定。實驗結(jié)果表明,盡管此時兩相吸氣可以有效地提高機組的性能,但是由于主電子膨脹閥EEV1開度較小,不易控制壓縮機吸氣的帶液量,從而對機組的穩(wěn)定性產(chǎn)生影響;另一方面環(huán)境溫度較高時通過補氣就可以使機組穩(wěn)定地運行,所以在室外溫度較高時不宜采用兩相吸氣。

注:to為室外溫度;Δtx為吸氣過熱度;tp為排氣溫度;Δtb為補氣過熱度;ty為油池內(nèi)油溫;ty,d為油池內(nèi)允許的最低油溫。圖2 新型控制策略流程圖

當壓縮機進行兩相吸氣時,由于制冷劑流入壓縮機殼體前沒有過熱度,所以吸氣溫度較低;此外,在壓縮機殼體內(nèi),由于部分電動機發(fā)熱用來氣化液態(tài)制冷劑,而不是提升吸氣的過熱度,所以吸氣在殼體內(nèi)的溫升降低。因此,吸氣腔內(nèi)的制冷劑溫度會降低,這有助于降低壓縮機的排氣溫度。

為了檢驗該控制策略的可行性及穩(wěn)定性,在本研究的連續(xù)測試過程中,始終采用該控制策略對補氣電子膨脹的開度進行調(diào)控。

1.3 制熱量計算

在實際供暖過程中,由于空氣在室內(nèi)機加熱過程中含水量保持恒定,機組的制熱量可通過式(1)計算得到,其中空氣的密度ρ和比熱容c可根據(jù)空氣的溫度得到,但實時空氣流量q會發(fā)生變化,且不是均勻分布的,導致其很難測量。為了準確計算制熱量,在實驗室中對室內(nèi)機的額定流量及額定輸入功率進行了測量,在實際運行時,由于電壓往往會發(fā)生輕微的變化,因此采用室內(nèi)機的實時功率與額定功率的比值對其送風量進行修正,如式(2)所示。

Q=ρqc(tout-ti)

(1)

(2)

式(1)、(2)中Q為制熱量,kW;q1為額定風量,m3/s;ti、tout分別為室內(nèi)機進、出風溫度,℃;P、P1分別為實時輸入功率與額定輸入功率,W。

除了以上參數(shù),室內(nèi)機的送回風溫度也需要進行測量。根據(jù)現(xiàn)場測試結(jié)果,室內(nèi)機的回風溫度可以視為均勻的,因此在每個室內(nèi)機的進風口安裝2個熱電偶,用其測量平均值代表進風溫度。但是室內(nèi)機出風口不同位置的風溫卻有較大的差異,為了確定典型位置,在室內(nèi)機出風口均勻布置了30個熱電偶,如圖3所示。由于當測溫點足夠多時,可以用測點的溫度代表相應區(qū)域的送風溫度,因此出風溫度可通過式(3)計算得到。在實際測試過程中,測點過多會改變室內(nèi)機的流場,從而影響送風量。為了盡可能地減小對流場的影響,本文采用風機盤管送風口典型位置的平均溫度代表送風溫度。結(jié)果表明,圖3中被虛線圈出來的3個測點的平均溫度與式(3)計算得到的結(jié)果吻合度較好,對比結(jié)果如圖4所示,在高、中、低3種送風量下,它們的最大差值只有0.14 ℃,意味著這3個測點的平均溫度可以用來代表室內(nèi)機的出風溫度。

圖3 室內(nèi)機出風口測點

圖4 3個測點的平均溫度與出風溫度對比

(3)

式中Aij為第i行第j列測點對應的面積,m2;vij為第i行第j列測點的風速,m/s;tij為第i行第j列測點的溫度,℃;A為室內(nèi)機出風口面積,m2;v為室內(nèi)機平均出風速度,m/s。

2 實驗結(jié)果及分析

2.1 測試期間室內(nèi)外環(huán)境分析

圖5顯示了測試期間室內(nèi)外的逐時溫濕度?？梢钥闯?室外逐時平均溫度為-28.4～19.1 ℃,而相對濕度為23%～99%,其中-28.4 ℃也是整個供暖季中的最低溫度,因此測試期間的數(shù)據(jù)可用來研究準二級壓縮多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)應用的可行性。5個測試房間中,房間1的室內(nèi)機離室外機最近,且在朝南房間,是最有利的末端;而房間5的室內(nèi)機離室外機最遠,且在朝北房間,是最不利末端。因此,只對房間1和房間5的溫濕度進行分析。由圖5c可以看出,房間1的溫度在整個測試期間始終高于18 ℃,但房間5在最冷時間段內(nèi)出現(xiàn)短時間低于18 ℃的情況,這說明在最冷時段內(nèi)機組的制熱量是不足的。由于室內(nèi)外的巨大溫差,導致室內(nèi)相對濕度都非常低,主要在5%～15%之間。

圖5 測試期間室內(nèi)外溫濕度

2.2 制冷劑參數(shù)分析

工質(zhì)運行參數(shù)能夠反映實驗機組的運行狀態(tài),因此在整個測試期間對工質(zhì)的壓力和溫度進行了測量,結(jié)果如圖6所示,其時間間隔為1 min。由圖6可以看出:在整個測試期間,排氣壓力變化不大,大部分時間在1.5～2.4 MPa之間,但由于誤除霜時壓縮機產(chǎn)生的熱量不能通過室外盤管及時散去,導致排氣壓力快速升高,如圖6a中上方虛線框所示,測試期間的最大排氣壓力3.932 MPa就是由誤除霜引起的;制熱時,吸氣壓力和溫度隨著室外溫度的降低明顯下降,最低值均出現(xiàn)在1月24日07:40,分別為0.142 MPa和-33.84 ℃,此時室外溫度為整個測試期間的最低值;由于吸氣壓力和溫度在除霜和誤除霜期間會明顯降低,如圖6a、b中下方的虛線框所示,因此在整個測試階段它們的最低值均出現(xiàn)在3月3日21:49的一次除霜時,分別為0.076 MPa和-39.2 ℃。由于室外溫度越低時吸氣壓力也越低,導致壓縮機的壓縮比增大,從而使排氣溫度升高,測試期間壓縮比的最大值為8.57。但由于本文中提出的控制策略可有效降低排氣溫度,因此排氣溫度的最高值只有90.6 ℃。這說明采用本文提出的控制策略,準二級壓縮多聯(lián)機可以在嚴寒地區(qū)穩(wěn)定運行。

圖6 制冷劑參數(shù)的測量值

由于補氣壓力受吸氣壓力的影響較大,其變化趨勢與吸氣壓力的基本相同。在3月20日之前,補氣壓力主要為0.4～1.0 MPa,此后由于吸氣壓力的升高,提升到了0.8～1.4 MPa。補氣溫度為補氣的飽和溫度與補氣過熱度之和,而補氣的飽和溫度由補氣壓力決定,因此補氣溫度與補氣壓力具有大致相同的變化趨勢,也隨著室外溫度的降低而降低,且在制熱模式時主要集中在-5～30 ℃。

2.3 供暖性能分析

測試期間實驗機組的逐時制熱量和室外機耗功如圖7所示,制熱量通過式(2)計算得到,室外機耗功由智能電表直接測量得到。整體上,兩者均隨著室外溫度的降低而上升,它們的值分別為0.08～9.53 kW和0.012～6.350 kW。但在低溫發(fā)生除霜或誤除霜時,兩者均會明顯降低,如在1月25日07:00,由于發(fā)生了誤除霜,機組的制熱量和耗功只有7.02 kW和4.84 kW,與正常供熱相比,它們分別降低了約2.17 kW和1.25 kW。因此,最大制熱量和耗功均不是出現(xiàn)在最低室外溫度時,而是出現(xiàn)在1月24日05:00,此時的室外溫度為-26.47 ℃,正是由于誤除霜和機組制熱量在低室外溫度時的衰減共同引起的。由測量的制熱量和室外機耗功可得到機組的逐時COP,如圖7b所示,COP的變化趨勢與室外環(huán)境溫度基本相同,其值為1.39～6.88。

圖7 測試期間逐時制熱量、耗功和COP

為了分析多聯(lián)機機組的供暖品質(zhì),圖8a顯示了不同室外溫度下建筑的理論熱負荷和多聯(lián)機實際制熱量的分布。逐時制熱量整體上與由式(4)計算得到的熱負荷相匹配,在環(huán)境溫度高于-20 ℃時,確定系數(shù)為0.944,說明熱指標的取值是正確的。在-6 ℃以下時,有一些測量值明顯低于熱負荷,并且偏差隨著溫度的降低而逐漸增大,這主要是由誤除霜引起的,少部分是由正常結(jié)除霜或制熱量不足引起的。

圖8 測試期間供熱效果分析

(4)

式中Qhl為逐時熱負荷,kW;qd為熱指標,W/m2;S為建筑面積,m2;tin為室內(nèi)溫度,℃;to,d為供暖室外設計溫度,℃。

為進一步研究不同環(huán)境溫度下的供暖效果,由式(5)計算逐時制熱量的偏差率,結(jié)果如圖8b所示。在室外溫度低于7.50 ℃時,最大負偏差率隨著室外溫度的升高逐漸減小,而最大正偏差率逐漸增大。最大負偏差率為-24.31%,是由誤除霜引起的。此外,偏差率的平均值隨著室外溫度的升高逐漸增大,且都在0附近。值得注意的是,在環(huán)境溫度低于-22.5 ℃時,偏差率的平均值小于0,說明此時制熱量整體是不足的。由于為了滿足超低溫環(huán)境下建筑的供熱量,嚴寒地區(qū)多聯(lián)機機組的選型更大一些,在室外溫度高于7.5 ℃時,即使在最低轉(zhuǎn)速時,多聯(lián)機機組的制熱量仍然高于熱負荷,其制熱量不能再通過轉(zhuǎn)速進行調(diào)節(jié),而是通過啟停調(diào)節(jié),機組的頻繁啟停導致其制熱量偏差率隨著溫度的升高而快速增大。

(5)

式中γ為制熱量相對偏差率;Qh為逐時制熱量,kW。

為了獲得機組在整個供暖季的平均性能系數(shù),對測試期間機組的逐日制熱量和耗電量進行了擬合,結(jié)果如圖9a所示。采用擬合公式和整個供暖季的室外溫度測量值,可計算出該供暖季中非測試階段實驗機組的逐日制熱量和耗電量,如圖9b所示。并可進一步計算得到機組在整個供暖季的總制熱量和耗電量,如表1所示,機組的季節(jié)能效系數(shù)(SCOP)為2.41。

表1 整個供暖季的計算結(jié)果

圖9 整個供暖季機組的制熱量和耗電量

2.4 超低室外溫度環(huán)境下制熱性能分析

測試期間,1月24日的室外溫度最低,當日室外瞬時溫度為-28.7～-22.2 ℃,相對濕度為46%～77%,日平均溫度為-25.4 ℃,全天的測量結(jié)果如圖10所示。盡管室外溫度很低,室內(nèi)機的送風溫度大部分時間仍然在31.0 ℃以上,同時,空氣在風機盤管內(nèi)的溫升(送回風溫差)在6.6 ℃左右,如圖10a所示。從05:20開始,送風溫度逐漸降低,這是由于室外溫度快速降低到了-27.0 ℃以下,但室外溫度在-26.7 ℃以下時機組的制熱量開始不足,如圖10b所示;08:00以后,隨著室外溫度的升高,送風溫度開始逐漸恢復。

圖10 超低溫環(huán)境下實驗機組的供暖性能

除了室外低溫引起的制熱量不足,圖10a中送風溫度還經(jīng)歷了4次突然降低,這是由機組的誤除霜引起的,每次誤除霜會導致實驗機組非正常供熱31～34 min,包括約8 min的停止供熱。因此,有誤除霜發(fā)生時的逐時制熱量明顯低于熱負荷,如圖10c所示。對于第2次誤除霜(06:54—07:02),同時影響了06:00和07:00的制熱量,但是這2 h的制熱量不足并不是完全由誤除霜引起的,因為如圖10b所示,即使沒有誤除霜,機組的制熱量因為超低室外溫度仍然有約0.73 kW的不足。由圖10c可知,當日有5 h存在制熱量不足,表2對引起制熱量不足的因素進行了定量分析,5 h的總制熱量不足Q2為1.47～2.09 kW。通過積分,可進一步得出由誤除霜引起的制熱量不足Q1和超低室外溫度引起的制熱量不足Q3,它們與熱負荷Qhl的比值即為各因素引起的制熱量不足率。由表2可知,06:00和07:00由室外低溫環(huán)境引起的制熱量不足率分別為6.62%和7.74%,這也是整個供暖季中由室外低溫引起的最大制熱量不足;誤除霜引起的制熱量不足率為10.04%～22.23%,遠高于室外低溫引起的制熱量不足率,但這仍低于測試期間誤除霜引起的最大制熱量不足率24.31%(見2.3節(jié))。在室外溫度為-26.7 ℃時,制熱量仍可達到9.5 kW,機組全天逐時COP為1.39～1.82。盡管機組存在制熱量不足,但全天內(nèi)房間1的溫度始終高于18 ℃,而房間5的最低溫度為17.0 ℃,如圖10d所示。

表2 超低溫環(huán)境下制熱量不足分析

從前文分析可知,誤除霜是引起多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)制熱量不足的主要因素,因此應設計合理的除霜控制方法,避免誤除霜事故的發(fā)生。

3 結(jié)論

為了探索多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)供暖的可行性,本文搭建了準二級壓縮多聯(lián)機實驗臺,并采用了一種提高機組在低室外溫度下性能的控制策略,在哈爾濱進行了91天的連續(xù)測試,得到如下結(jié)論:

1) 采用提出的控制策略,準二級壓縮多聯(lián)機在哈爾濱地區(qū)可以穩(wěn)定運行,即使是在-28.7 ℃的低溫環(huán)境下。測試期間,壓縮機的最高排氣溫度為90.6 ℃,在哈爾濱的季節(jié)性能系數(shù)為2.40,且室內(nèi)溫度能夠滿足供暖需要。

2) 實驗機組的供暖效果在不同室外溫度時相差明顯。室外溫度在-22.5～7.5 ℃時,機組的供熱效果較好;低于-22.5 ℃時,制熱量整體不足;高于7.5 ℃時,由于嚴寒地區(qū)機組選型較大,逐時制熱量與熱負荷的偏差較大。

3) 準二級壓縮多聯(lián)機在嚴寒地區(qū)運行時,引起制熱量不足的主要因素是誤除霜,而不是室外低溫環(huán)境。在測試期間,誤除霜引起的最大逐時制熱量不足率為24.31%,而室外低溫環(huán)境引起的最大逐時制熱量不足率只有7.74%。