结霜工况下热泵空调器动态特性的理论与实验研究

1、一种新型空气源热泵除霜方式的实验研究天津市应用基础研究计划基金资助项目（批准号：06YFJMJC05500）付文成，郭宪民，陶祥成，汪伟华（天津商业大学天津市制冷技术重点实验室，300134，天津）（TelEmail：xmguo）摘 要：提出了一种新型空气源热泵除霜方式，其基本原理是在热汽旁通除霜循环的基础上将室外换热器分为前后两排，中间用毛细管节流，前后排换热管在除霜过程中分别作为蒸发器和冷凝器，利用四通阀换向分别对其进行除霜。对新循环除霜性能进行了实验研究，并与逆循环除霜方式进行了比较。实验结果表明，新型分组节流除霜方式合理地利用了除霜能量，因此除霜时间及除霜损

2、失小于传统逆循环除霜方式，而且在除霜过程中不从室内吸收热量，对其温度波动影响较小。在除霜过程中，新除霜方式的四通阀换向次数与逆循环除霜方式相同，但系统压力的波动幅度远远小于逆循环除霜方式，因此对系统的机械冲击要小得多。关键词：热工学；新除霜方法；除霜特性；空气源热泵0 前言空气源热泵系统将室外环境空气作为热源向空调空间提供热量，是环保、高效的供热方式之一，但在室外环境温度在0左右且相对湿度较大的工况下制热运行时，室外换热器表面结霜比较严重1，造成供热能力及机组平均COP的下降，需要对其进行周期性除霜，带来的损失超过10%，因此如何提高除霜效率具有重要意义。目前广泛应用的除霜方式为逆循环除霜和热

3、汽旁通除霜。逆循环除霜速度较快，但除霜过程中需要从室内侧吸收热量，同时四通阀频繁换向会影响其可靠性及寿命；热汽旁通除霜过程中不吸收室内侧热量，除霜能量主要来自压缩机耗功，因此除霜速度较慢，且容易造成除霜过程中压缩机吸气带液2。为了提高除霜效率，一些学者在除霜循环方式上进行了改进，提出了一些新的除霜循环方法。Krakow K I 和 Lin S 3（1996）提出在热汽旁通除霜循环中增加一个辅助蒸发器，其能量来自于压缩机排汽。实验结果表明，热泵系统可以稳定工作，避免了除霜过程中压缩机吸气带液。Mei V C4（2002）等人提出在低压汽液分离器内增加电加热器，有效地提高了除霜效率。梁彩华 5（2

4、005）等人提出了一种新型的显热除霜方式，并进行了实验研究，结果表明该除霜方式所需的热量较少，可以较大程度缩短除霜时间。这些新型的除霜方式打开了提高除霜效率的新思路，但尚需更细致的研究，以发现可能存在的问题，并经受应用的考验。本文在热气旁通除霜循环的基础上提出了一种新型除霜方式，可以更有效地利用除霜能量以减少除霜损失；同时，有效地解决热气旁通除霜压缩机吸汽带液问题，减小除霜过程中系统的压力波动幅度，提高机组的运行可靠性。1 分组节流除霜循环及实验样机新除霜循环系统如图1所示，在四通阀后和室外换热器进口间用旁通管连接，并用电磁阀1控制其通断；室外换热器前后排换热管被分为两部分，中间用并联的毛细管

5、和电磁阀2联通。在正常制冷或制热运行时，电磁阀1关闭，电磁阀2开启；除霜时电磁阀1开启，电磁阀2关闭，制冷剂通过旁通管及前后排之间的毛细管，室外换热器前后排管分别充当冷凝器和蒸发器，构成一个完整的循环系统；通过四通阀改变制冷剂流向，可以对前后排进行顺序除霜。本文将该除霜方法称为分组节流除霜方式，对其除霜特性进行了实验研究。图1 分组节流除霜循环系统原理图实验样机由一台分体挂壁式热泵空调器改装而成，其压缩机为滚动转子式，额定输入功率为710。室外换热器风机在恒定转速下运转，无霜工况下的流量为610，室内机风机转速分为高、中、低三档，高转速运转时空气流量为500。室内外换热器均采用波纹翅片管式，室

6、外换热器几何参数如表1所示。表1 热泵空调器室外换热器参数管外径/mm排间距/mm翅间距/mm翅片厚/mm管长/mm管排数/管列数9.5225.41.560.176020 / 22 实验装置及实验步骤2.1 实验装置实验在由室内外环境室组成的焓差法空调器性能实验台上进行，实验系统如图2所示。在内外侧环境室内分别配置了空气处理机组，通过降温除湿（由压缩冷凝机组提供冷源）、加热（由电加热管提供热源）和加湿（电加湿器提供蒸汽）实现对环境室内温、湿度的调节和控制。图2 热泵测量系统示意图通过测量喷嘴前后压差及换热器进出口干、湿球温度，可计算出室内机换热量，制冷系统的压力由压力变送器（精度±0

7、.25%）测量，室外换热器壁面温度采用经过标定的T型铜康铜热电偶（精度±0.1）测量，实验样机耗功由多功能综合电量变送器（精度±0.5%）测量，霜层厚度采用放大倍数90倍的显微镜测量。使用两部500万像素摄像头记录换热器前后排翅片表面霜层生长和融化过程，利用计算机内部时钟记录除霜时间。2.2 实验工况及步骤郭宪民1等人前期的实验研究工作证实，在室外环境温度为0左右时，空气源热泵室外换热器表面结霜速度最快，结霜对热泵系统性能影响最大。所以在本文的实验中室外环境温度分别设置为2、0、-3、-7，室外环境相对湿度分别为60%、70%、80%和90%。除霜实验是在上述各工况下的结霜

8、实验后进行，在同一个工况条件下分别对逆循环除霜和分组节流除霜特性进行了实验。实验过程中控制相同工况下两种循环的环境参数一致。除霜开始时，室外机风扇停止运转，室内机风扇以低速模式运转；对于传统逆循环除霜，如图1所示，电磁阀2始终保持开启状态；除霜开始时，电磁阀1关闭，四通阀换向；除霜结束后关闭电磁阀1，切换四通阀，开始下一个制热循环。对于分组节流除霜方式，除霜开始时，电磁阀1开启，电磁阀2关闭，高温高压蒸汽进入室外换热器的前排换热管冷凝，经毛细管节流后进入后排换热管；经过一段时间后四通阀换向，高温高压蒸汽进入室外换热器的后排换热管融化霜层；除霜结束后，关闭电磁阀1，开启电磁阀2，同时四通阀切换回

9、制热状态，开始下一个制热循环。采用人工启动除霜控制方式，除霜判据为相邻两翅片上霜层间距为一个显微刻度（约0.2mm）时开始除霜，这样可以保证除霜开始时的霜层厚度基本一致，同时按参考文献1采用的方法测量了室外换热器结霜量，结果表明相同工况下两种循环除霜开始时的结霜量也基本一致。除霜结束判据采用观察到霜层融尽后继续2分钟以蒸干表层水份。3 实验结果及分析对于室外环境温度为2、相对湿度为80%的典型工况条件，从以下几个方面比较逆循环除霜和分组节流除霜方式的除霜性能。3.1 压缩机吸排气压力比较图3为典型工况条件下两种除霜方式压缩机吸排气压力曲线，从图中可以看出，逆循环除霜时间约为440秒，分组节流除

10、霜时间约为430秒，其中前排换热管除霜时间约为330秒，后排换热管除霜时间约为100秒，新循环方式除霜时间比逆循环除霜方式略小。需要指出的是，由于除霜结束时刻是人为判断确定的，实验中存在逆循环除霜提前结束的问题，实际上逆循环除霜方式所需除霜时间要大于上述的440秒，因此两种除霜方式所需除霜时间的差别要大于10秒，此问题将在下文结合霜层图片进一步讨论。图3 除霜过程中压缩机的吸、排气压力对于逆循环除霜方案，在除霜开始时四通阀换向，压缩机吸排气压力在短时间内迅速达到平衡，然后吸气压力迅速下降。随着除霜过程的进行，约50秒后压缩机吸排气压力开始缓慢回升。在约第150秒压缩机排气压力开始迅速升高，而吸

11、气压力升高幅度较小。在除霜过程结束时四通阀再次换向进入正常制热循环，引起压缩机吸排气压力的剧烈波动，特别是吸气压力波动幅度更大。对于分组节流除霜方案，除霜开始后压缩机吸气压力变化幅度很小，而排气压力迅速下降达到稳定状态；约在第330秒四通阀换向，室外换热器中制冷剂流向改变，压缩机吸排气压力均下降，但几乎没有发生波动；在除霜过程结束时四通阀再次换向进入正常制热循环，压缩机排气压力迅速上升，而吸气压力发生了较大的波动。从图3中可以发现，两种除霜方式在除霜过程中压缩机的吸排气压力变化存在很大区别：（1）采用逆循环方式除霜时，在两次四通阀换向过程中压缩机吸气压力均发生了大幅波动，压力变化幅度约为555

12、和490，而且在第二次四通阀换向过程中压缩机排气压力也发生了大幅波动，压力变化幅度约为200。而采用分组节流方式除霜时，仅在第二次四通阀换向过程中压缩机吸气压力发生了波动，波动幅度约为252，远远低于逆循环除霜过程中压缩机吸气压力波动幅度，这对减少除霜对压缩机的机械冲击是有利的。（2）采用分组节流除霜方式时，在除霜的第一阶段压缩机吸排气压力比较平稳，且吸排气压差要小于逆循环除霜方式，特别是在除霜过程后期，二者相差达22.8倍，这将对压缩机耗功率产生影响。图4 除霜过程中热泵机组耗功率3.2 除霜耗功率的比较图4所示为在环境温度2、相对湿度80%工况下传统逆循环除霜和分组节流除霜过程中热泵机组耗

13、功率比较。其它工况下两种除霜方式的耗功率曲线变化趋势其本相同。从图4可见，在分组节流除霜过程的开始阶段（0100秒），压缩机耗功率大于逆循环除霜过程中的耗功率，而在100300秒时段，分组节流除霜耗功率小于逆循环除霜方式；其原因是在开始阶段，分组节流除霜方式压缩机压比较大（图3），而在100300秒时段其压缩比明显低于逆循环除霜方式。在分组节流除霜过程的第二阶段，除霜耗功率略大于逆循环除霜过程中的耗功率。两种方案在除霜过程中的总耗能相差不大，分别为200.7 和191.1，分组节流除霜方式除霜耗能减少了约5。 图5 除霜过程中室内换热器热交换量3.3 供热性能比较图5为热泵机组在不同环境温度工

14、况下，两种除霜方式在除霜过程中室内换热器热交换量比较，其中规定“”表示向室内环境供热。从图中可以看出，对于传统逆循环除霜方式，在环境温度2、相对湿度80%工况下，除霜过程中从空调房间中吸收的总热量约为112.9。这一部分热量需由热泵系统在下一个制热循环中重新加入室内，造成附加除霜损失，同时对室内环境的热舒适性也是不利的。采用分组节流除霜方式时室内换热器热交换量一直保持正值，不产生附加除霜损失，因此除霜过程中室内温度波动比较小。比较不同环境温度工况下的吸热量，如图5所示，可以发现，环境温度为0工况下，逆循环除霜过程中从室内环境吸收的热量最大，约为187.9，其原因是当室外环境温度为0时，换热器表

15、面结霜最为严重1。分组节流除霜方式与传统逆循环除霜方式除霜特性的另一个明显差别在于除霜过程结束后制热量的恢复速度。从图5可以看出，对于逆循环除霜方式，由于在除霜过程中室内换热器作为蒸发器使用，因此其换热管、翅片等处于较低温度，恢复制热循环后一部分热量首先蓄存在这些金属材料中，因此向室内环境供热量减少；而分组节流除霜方式在除霜过程中流过室内换热器的制冷剂量很小，因此其壁面温度变化不大，恢复制热循环后可以迅速恢复供热。图6 除霜过程中室外换热器壁面温度3.4 换热管壁面温度及除霜效果比较实验结果显示，前排管各弯头处壁面温度变化曲线基本重合，而后排管各弯头处壁面温度也有类似的趋势。因此取靠近换热器进

16、出口处的实验数据分别代表前、后排管壁面温度，如图1所示的和，两种除霜方式室外换热器壁面温度比较如图6所示。对于传统逆循环除霜方式，高温蒸汽首先进入室外换热器后排管，其表面薄霜层很快融化，由图6可见，经过约150秒，其壁面温度开始迅速升高，而结霜严重的前排管壁温升高较慢。对于分组节流除霜方案，首先对前排管进行除霜，从图6中可以看到，在前排管除霜过程中其壁面温度一直比较平稳，未出现过热现象；在除霜第二阶段，高温制冷剂首先进入后排管，壁面温度迅速升高，由于后排管融霜时间较短，其壁面温度也未出现大的过热现象。表2为环境温度2、相对湿度80%工况下，两种除霜方式室外换热器前排霜层融化过程照片。从图中可以

17、明显的看出，对于分组节流除霜方式，除霜开始后前排管及翅片表面霜层迅速融化，至第180秒霜层基本全部融化，此后进入翅片表面水份蒸干阶段；在第330秒四通阀换向，高温蒸汽进入室外换热器后排管除霜，而前排管作为蒸发器使用，在此阶段从图中未见前排管融化水再结霜现象。对于传统逆循环除霜方案，从除霜开始至105秒时段内前排管翅片表面霜层未见明显的融化，至第120秒个别翅片表面霜层才开始融化，至第420秒前排管翅片表面霜层基本全部融化，此后进入表面水份蒸干阶段。表2 环境温度2、相对湿度80工况下室外换热器前排翅片上霜层照片时间 / s0306090120150180240300360420逆循环除霜分组节

18、流除霜如前所述，实验中逆循环除霜过程在440秒结束，因此留给表面水分蒸发的时间不足120秒，这主要是由于实验中靠人为观察确定霜层全部融化状态带来的误差造成的。如果按霜层全部融化后增加两分钟表面水分蒸发的时间计算，逆循环除霜时间应为约540秒，比分组节流除霜时间长约110秒，因此其除霜耗功率及从空调环境中的吸热量也相应比图4、图5所示值要大，但两种除霜循环方式比较得出的结论是不变的。从能量守恒的角度来讲，逆循环除霜方式的能量来自压缩机耗功和换热器从室内环境中吸收的热量，而分组节流除霜的能量主要来自压缩机耗功和部分室外换热器，其数值比传统逆循环除霜方式除霜能量小。采用逆循环方式除霜时，从压缩机排出

19、的过热蒸汽首先进入结霜量较小的后排管，能量主要用于加热管壁及翅片，造成管壁过热，浪费了除霜能量。分组节流除霜方式充分利用了除霜能量，使得前后排均衡除霜，前后排管壁温度均未出现大的过热现象，从图6所示的管壁温度比较及表2 中的霜层融化过程照片可以明显地看到这种现象。4 结论：本文在热汽旁通除霜方式的基础上提出了一种新型分组节流除霜方式，对其除霜性能进行了实验研究，并与传统逆循环除霜方式进行了比较，得到如下结论：（1）新型分组节流除霜方式的除霜时间、除霜耗功略小于逆循环除霜方式，而且除霜过程中不从空调空间吸收热量，恢复制热运行时供热恢复速度快，因此对空调房间温度波动的影响较小。（2）在除霜过程中，

20、新型分组节流除霜方式的四通阀换向次数与逆循环除霜方式相同，但其系统压力的波动幅度远远小于逆循环除霜方式，因此对系统的机械冲击要小得多。（3）实验发现，分组节流除霜方式合理地利用了除霜能量，除霜过程中换热管未出现严重过热现象；而逆循环除霜式室外换热管出现了严重过热，造成能量的浪费。参考文献1 郭宪民，陈轶光，汪伟华等室外环境参数对空气源热泵翅片管蒸发器动态结霜性能的影响制冷学报，2006，27(6)： 29-332 黄东，袁秀玲风冷热泵冷热水机组热气旁通除霜与逆循环除霜性能对比西安交通大学学报，2006，40(5)：5433 Krakow K I, Lin S,Hot gas defrostin

21、g of evaporators utilizing a vaporizer. ASHRAE Trans, 1996, 102(1)：385-394.4 Mei V C, Domitrovic R E, Chen F C, et al. A frost-less heat pump. ASHRAE Trans, 2002, 108(1)：452-459.5 梁彩华，张小松，巢龙兆等显热除霜方式与逆向除霜方式的对比试验研究制冷学报，2005, 26(4)：20-24Experimental Study on a Novel Defrost Cycle for Air Source Heat Pu

22、mpFu Wencheng Guo Xianmin Tao Xiaocheng Wang WeihuaTianjin University of Commerce, Tianjin Key Laboratory of Refrigeration Technology, Tianjin, 300134Abstract: On the basis of the hot gas bypass defrost cycle, a new defrost method for air - source heat pump is proposed. In the new defrost cycle the

23、outdoor heat exchanger is divided into two parts which are connected by a capillary tube. The front and rear parts of the heat exchanger are used as the evaporator and condenser respectively during defrost process, and can be defrosted orderly by using the four-way valve. The defrost performance of

24、the new cycle is investigated experimentally and the results are compared with that of the reverse-cycle defrost system. Experimental results indicate that the energy is used more efficiently in the new defrost cycle, therefore, the defrost time and the defrost losses of the new cycle are less than

25、these of the reverse-cycle defrost system, and it does not extract heat from the indoor space during defrost process in terms of the new frost cycle. Compared with the reverse-cycle defrost system, it is found that the switching times of the four-way valve in the new defrost system are the same, and the fluctuation of the discharge and suction pressures during the defrost process is mu