制冷剂迁移和气液分离器对热泵性能的影响
压缩机液击现象及其原因
压缩机液击现象及其原因制冷剂或润滑油随气体吸入压缩机气缸时损坏吸气阀片的现象，以及进入气缸后没有在排气过程迅速排出，在活塞接近上止点时被压缩而产生的瞬间高液压的现象通常被称为液击。
液击可以在很短时间内造成压缩受力件，如：排气阀片、阀板、阀板垫、活塞（顶部）、活塞销、连杆、曲轴、轴瓦等损坏。
制冷压缩机液击通常会有一下现象：●吸气阀片断裂；●制冷压缩机连杆断裂；●连杆不同于抱轴；●活塞咬缸；●电机会超负荷运转；●电机发热严重，热保护器会动作。
一、液击原因分析能引起压缩机液击的液体不外乎如下几种来源：1.回液（液态制冷剂或润滑油）；2.带液启动时的泡沫；3.压缩机内的润滑油太多。
下面将对这几种原因逐一分析。
回液原因指压缩机运行时蒸发器中的液态制冷剂通过吸气管路回到压缩机的现象或过程。
使用膨胀阀的制冷系统，回液与膨胀阀选型和使用不当密切相关。
膨胀阀选型过大、过热度设定太小、感温包安装方法不正确或绝热包扎破损、膨胀阀失灵都可能造成回液。
对于使用毛细管的小制冷系统而言，加液量过大会引起回液。
利用热气融霜的系统容易发生回液，无论采用四通阀进行热泵运行，还是采用热气旁通阀时的制冷运行，热气融霜后会在蒸发器内形成大量液体，这些液体在随后的制冷运行开始时既有可能回到压缩机。
此外，蒸发器结霜严重或风扇故障时传热变差，未蒸发的液体会引起回液。
冷库温度频繁波动也会引起膨胀阀反应失灵而引起回液。
回液引起的液击事故大多发生在压缩机的气缸与回气管是直接相通的压缩机结构上，一旦回液，就很容易引发液击事故。
即使没有引起液击，回液进入汽缸将稀释或冲刷掉活塞及汽缸壁上的润滑油，加剧活塞磨损。
对于回气冷却型半封闭和全封闭压缩机，少量的回液吸收电机发热量难引起液击。
但会稀释曲轴箱内的润滑油。
含有大量液态制冷剂的润滑油粘度低，在摩擦面不能形成足够的油膜，导致运动件的快速磨损。
显然，回液不仅会引起液击，还会稀释润滑油造成磨损。
磨损时电机的负荷和电流会大大增加，久而久之将引起电机故障。
制冷剂的迁移现象
制冷剂的迁移现象：
1．油气迁移：这是最常见的一种冷剂迁移现象，可能导致润滑油和机油分离器中的油被冷剂带走，到达不应该存在的部位，例如蒸发器、冷凝器等。
这种情况通常是由于蒸发器温度不到位或负荷超过设计值导致的。
为了解决这个问题，需要提高蒸发器和冷凝器的温度、调节机组运行负荷、增加油分离器和过滤器的效用等措施。
1
2．相变迁移：指冷凝器中的液体冷剂由于过热蒸发，变成气体冷剂，并通过压缩机的压缩作用重新变回液体冷剂，但原本的润滑油和机油分离器中的油却被带走了。
这种情况可能是由于过热度太高或压缩机的问题引起的。
可以通过检查制冷机的液体过热量和化油器或油分离器来防止这种现象发生。
3．液态制冷剂迁移：当压缩机停机时，液态制冷剂会在压缩机曲轴箱内积累。
只要压缩机内温度比蒸发器内的温度低，压缩机和蒸发器之间的压差将驱使制冷剂向更冷的地方迁移。
在寒冷的冬天，这种现象最容易发生。
此外，即使在系统停机后，由于曲轴箱内冷冻油对制冷剂的吸引，迁移现象也可能发生。
如果过量的液态制冷剂迁移进入压缩机的曲轴箱，可能会导致严重的液击现象，甚至导致压缩机损坏。
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4．液击：当液态制冷剂迁移进入曲轴箱，再开机时可能会发生液击现象。
在某些情况下，由于管道结构或部件位置的关系，液态制冷剂可能在停机期间积聚在吸气管或蒸发器内，并在开机时以纯液体
的形式高速进入压缩机，这可能导致液击现象。
制冷剂对空气源热泵性能的影响
制冷剂对空气源热泵性能的影响摘要：随着科技的进步，人们的生活水平逐渐提高，也随着不可再生资源一点点被消耗，人们的环保意识也在提高。
在供暖方面，我们希望有一种新型且节能的供暖方式来代替传统的供暖方式以减少资源的消耗。
空气源热泵作为一种无污染且安装方便的供暖方式近几年得到广泛应用。
但在低温下此供暖方式却存在着制热效率低下，排气温度过高，严重时热泵无法运行等诸多问题。
本文针对上述所涉及到的问题，通过阅读文献查找资料，对低温空气源热泵进行性能研究，分析影响低温空气源热泵性能的因素并指出改进方法以及总结与低温空气源热泵相关的研究成果，本文具体比较了部分制冷剂在不同循环方式下的性能，分析了结霜问题对热泵性能的影响并提出了除霜措施以及适合低温工况下热泵运行的循环方式，寻求低温工况下更好的解决方案。
关键词：低温空气源热泵；改进方法；解决方案一、引言中国的能源需求仍在增加，过去十年我国能源消耗增长54.6%，目前以煤炭为主的能源结构无法改变。
我国在2017年的能源消耗中，煤炭占60%，石油占19%，可再生能源占12%，天然气占7%，核能占2%。
我国的能源结构存在一定问题，煤炭使用率过高，导致环境问题突出。
因此我国能源结构需要进一步提高清洁能源的比重。
目前我国北方供暖以燃煤为主，散煤因价格较低成为冬季供暖的重要燃料。
其中生活用煤占总用煤的九成以上。
据炉具行业不完全统计，2015年制造的炉具有七成以上是劣质低效率的，这使人们供暖所需燃煤量越来越多。
散煤的不充分燃烧会生成对大气环境有害的气体，如氮氧化物，硫氧化物等，因为没有控制污染物排放的装置，在污染物排放方面，民用燃煤污染物排放量远远高于工业和电厂锅炉的污染物排放量，造成冬季严重的大气污染。
二、制冷剂的性质不同的制冷剂有着不同的热力性质，并且同种制冷剂在不同的热力循环下性能也有所不同。
在进行各种制冷剂热力循环分析前，先简单介绍一下几种常见的制冷剂。
2.1 R22R22属HCFC类物质，也是目前使用最广泛的中低温制冷剂。
多种制冷剂热泵循环性能的对比分析
多种制冷剂热泵循环性能的对比分析热泵是一种利用制冷剂循环工作原理实现供暖和制热的设备。
制冷剂在热泵循环中扮演着重要角色，其性能直接影响到热泵的循环效率和能耗。
目前市场上常用的制冷剂有多种，包括氨、二氧化碳、氯氟烃等。
本文将对这些制冷剂在热泵循环中的性能进行对比分析。
首先，我们来看氨制冷剂。
氨在热泵循环中具有较高的制冷性能，具有较高的制冷系数。
相比之下，氨具有较低的温度极限，通常在-50℃到5℃之间使用。
此外，氨具有较高的蒸发潜热，对于低温应用非常适合。
但是，氨的毒性较大，使用过程中需要严格控制泄露，以免对环境和人体造成危害。
其次，二氧化碳制冷剂是一种环保型的选择。
二氧化碳在热泵循环中具有较高的制冷效能，并可以在比较宽的温度范围内工作，通常在-50℃到80℃之间使用。
此外，二氧化碳制冷剂具有较高的热导率和较低的黏度，能够有效提高热交换效果。
但是，二氧化碳制冷剂的工作压力较高，对于设备的设计和安全性要求较高。
再次，氯氟烃是一类常用于家用热泵的制冷剂。
氯氟烃在热泵循环中具有较好的制冷性能，通常在-50℃到110℃之间使用。
氯氟烃制冷剂具有较低的毒性，对环境较为友好，但是会对臭氧层产生破坏。
因此，国际上已经禁止使用一些含有氯氟烃的制冷剂，逐步向使用替代品转变。
此外，还有一些其他的制冷剂，如烃类制冷剂（如丙烷、异丁烷等）和氟烷制冷剂（如R134a、R410a等）。
烃类制冷剂具有较低的全球变暖潜势和较低的毒性，但易燃、易爆且不稳定，需要严格的安全措施。
氟烷制冷剂具有较高的制冷效能和可靠性，但对环境的影响仍需要关注。
综上所述，不同制冷剂在热泵循环中具有各自的优势和适用范围。
在选择制冷剂时，需要考虑制冷性能、安全性、环保性以及使用的温度范围等因素。
未来，随着对环境友好型制冷剂的需求增加，热泵中环保制冷剂的使用将逐渐普及，并得到进一步优化和发展。
风冷热泵的优劣势分析及风冷热泵的除霜方法和原理
除霜方法及其原理
NO. 04
热敷除霜的改进—热气除霜法
使用了一个气液分离器，分离出的液体就保 存在分离器中，气体经过压缩机再加热后用来融 霜。这样随着除霜的进行，液态制冷剂连续不断 地返回到气液分离器中，贮存在室外换热器盘管 内的制冷剂质量逐渐减少，使制冷剂的温度逐渐 上升，强化了除霜效果。
除霜方法及其原理Biblioteka 除霜方法及其原理NO. 01
电加热除霜 除霜阶段：当除霜时间到达时，单刀双掷开关
使供液电磁阀线圈失电断开，压缩机吸汽压力下 降，当降至压力控制器的下限时，压力控制器触 点跳开，制热循环停止运行。而由于交流接触器 线圈的得电，使其触点闭合电加热丝通电加热对 蒸发器进行除霜霜。 恢复制热阶段：融霜结束时，供液电磁阀线 圈得电，恢复正常的制热循环。 三个阶段在融霜时间控制器的作用下进行循环。
风冷热泵除霜方式及原理
小组成员：** *** ** **
风冷热泵的优劣
风冷热泵冷热水机组作 为中央空调的冷热源，其 优点是一机二用，在机组 内部至少增加了一个四通 换向阀，能做到制冷和制 热工况的切换，提高了机 组的利用率。 制冷时，冷凝器采用风 冷，省去了水冷冷水机组 所需的冷却水系统； 制热时，采用热泵运行 方式，节能且无使用锅炉 造成的对环境的污染。
除霜方法及其原理
NO. 01
电加热除霜
缺点：增加自控元件，故障率较高 压缩机停开频繁，能耗大
除霜方法及其原理
NO. 02
换向法 当室外换热器有霜产生，影响正常的 换热效果时，利用热泵双向制冷制热，可 以通过四通换向阀将制热过程转换成制冷 过程，这样热泵从室内吸热排到室外换热 器，以融化室外换热器上的积霜。这种方 法不需要附加任何设备，只需在需要除霜 时让四通换向阀动作即可。
R290 空气源热泵机组的实验研究与对比
四通阀
压 缩 机
风机 气液分离器
管束式套 管换热器
进水 出水
表 3 名义制冷工况下 R290 和 R22 的理论循环性能
制冷剂
R290
R22
单位质量制冷量 kJ/kg
单位质量制热量 kJ/kg
单位理论压缩功 kJ/kg
吸气比容
m3/kg
蒸发器负荷
kW
冷凝器负荷
kW
压缩机理论功率 kW
排气温度
℃
冷凝压力
4247.10
5782.00
临界密度 / kg/m3
218.50
424.00
空气中燃烧体积浓度 / %
2.1~9.5[9]
14~31[10]
注：临界参数来源于 NIST REFPROP VERSION 7.1
CHF2Cl
86.47 0.055 1600 −40.81 96.15 4990.00 523.84 /
制冷剂
表 1 R290 与其它常见制冷剂的基本特性对比
R290
R32
R22
R134a
分子式
C3H8
CH2F2
分子量
44.09
52.02
ODP 值（R11=1）
0
0
GWP 值（100 年 R744=1） <20
680
标准沸点 / ℃
−42.09
−51.65
临界温度 / ℃
96.68
78.11
临界压力 / kPa
kPa
蒸发压力
kPa
压缩比
能效比 EER
272.50 327.44 49.50 0.0913 2984.1 VR290 3585.8 VR290 542.09 VR290 49.7 1447.0 508.1 2.848 5.50
R290分体式空调器中制冷剂分布与安全性
R290分体式空调器中制冷剂分布与安全性钟志锋;唐唯尔;周晓芳;何国庚;蔡德华;朱奕豪【摘要】采用实验研究的方法,针对R290分体式空调器的结构特点,将分体式空调器分成6个单独的部件,分别对不同充灌量条件下的1P和1.5P R290分体式空调器各个部件的制冷剂分布规律进行研究.实验结果表明开机状态下虽然制冷剂在冷凝器中的分布最多,但整个低压侧的制冷剂量占整个系统充灌量的50％-60％,但在关机后1.5小时,低压侧的制冷剂量占整个系统充灌量的85％-92％.【期刊名称】《低温工程》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】7页(P38-43,62)【关键词】R290;分体式空调器;制冷剂分布;安全性【作者】钟志锋;唐唯尔;周晓芳;何国庚;蔡德华;朱奕豪【作者单位】环境保护部对外合作中心项目三处北京 100035;华中科技大学能源与动力工程学院武汉430074;环境保护部对外合作中心项目三处北京 100035;华中科技大学能源与动力工程学院武汉430074;华中科技大学能源与动力工程学院武汉430074;华中科技大学能源与动力工程学院武汉430074【正文语种】中文【中图分类】TB612;TB6641 引言由于对臭氧层的破坏作用和全球气候变暖趋势的日益严重，国际社会相继签订的《蒙特利尔议定书》和《京都议定书》开始了对作为常用制冷剂的CFCs和HCFCs物质的禁用进程，以及对高GWP的HFCs的限制减排进程尤其是2007年召开的第19届蒙特利尔缔约国会议达成了加速淘汰HCFCs物质的决议，作为房间空调器制冷剂的HCFC22的应用因而受到极大冲击，HCFC22的替代已经成为制冷空调界的迫切任务。
碳氢化合物作为制冷剂曾经在制冷空调行业发展初期得到应用，由于其强可燃性的特点，在安全性更为优越的CFCs和HCFCs出现后拒绝逐渐被取代。
但由于碳氢化合物是天然存在的物质，与自然的亲和性已经延续了数百万年，其ODP和GWP值均为0，不会对环境造成任何危害［1］。
新能源电动汽车低温热泵型空调系统研究
新能源电动汽车低温热泵型空调系统研究作者：***来源：《专用汽车》2024年第07期摘要：随着电动化技术的快速发展，新能源汽车已经逐渐取代传统的燃油汽车，并且成为当今社会发展的主流。
但是新能源电动车在冬天使用电热采暖技术消耗能量很大，直接影响其经济性能，且会减小其续航里程。
为保障电动汽车能源的经济性，可以采用热泵空调系统进行采暖，不仅能有效减少低温制热性能衰减的问题，而且可以达到延长汽车续航里程的效果，因此该类系统成为降低新能源电动汽车能耗的关键手段。
据此，主要聚焦新能源电动汽车低温热泵型空调系统，通过实验和模拟分析，探讨其工作原理、性能优化及关键部件设计。
结果表明，该系统能有效提升低温环境下的空调效果，降低能源消耗，有利于推动新能源汽车技术发展。
关键词：新能源；电动汽车；低温热泵；空调系统中图分类号：U469.7 收稿日期：2024-05-14DOI：1019999/jcnki1004-02262024070201 新能源电动汽车低温热泵型空调系统性能新能源电动汽车低温热泵型空调系统，一般是建立在热泵原理的基础上而研发的，它能促进电动汽车外部低品位热能的转化，使其成为高品位热能的形式，再将其传输到车体的内部，能够实现对车体内部温度的合理调节。
此类系统可以帮助新能源电动汽车减少对能源的损耗，充分发挥其能效，有利于提高产品的续航能力。
对新能源电动汽车低温热泵型空调系统性能进行研究时，可以模拟电动汽车环境实验舱，并借助一台热泵型电动汽车空调系统，在调整实验舱内部温度和湿度时，利用不同的设定值，再将热泵型电动汽车空调系统启动，对其制热、制冷、除湿等多方面的性能表现予以观察[1]。
结果显示，在制热和制冷两种模式下，新能源电动汽车低温热泵型空调系统的性能良好。
以制冷模式为例，随着实验舱温度的下降，从35 ℃降至25 ℃，此时系统的能效比为2.1；在制热模式下，随着实验舱温度的上升，从15 ℃升到达25 ℃，此时系统的能效比为2.3。
新能源汽车热泵空调系统概述
新能源汽车热泵空调系统概述发布时间：2021-06-15T16:01:29.130Z 来源：《基层建设》2021年第7期作者：牟士龙[导读] 摘要：近年来，我国的汽车行业有了很大进展，新能源汽车越来越受到重视。
曼德电子电器有限公司保定热系统分公司河北省保定市 071000摘要：近年来，我国的汽车行业有了很大进展，新能源汽车越来越受到重视。
新能源汽车是未来发展趋势。
本文介绍新能源热泵空调系统现行的设计思路，及相关零部件的应用，总体布置热点等。
关键词：热泵空调；总布置设计；纯电动汽车引言热泵空调系统，目前主流研发方向分为直接式热泵系统和间接式热泵系统，热泵系统目前主要应用零部件包含室内换热器、室外换热器、板式换热器、过冷器、电磁阀SOV、电子膨胀阀EXV、干燥罐、气液分离器、电动压缩机、高压加热器、水路比例阀、电子水泵和同轴管等部件。
1直接热泵系统概述直接热泵系统在原常规系统基础上增加室内换热器集成在空调器总成内，在热泵模式下，有压缩机排出的高温高压气体直接进入室内换热器，以此来进行对成员驾舱的采暖，此种模式无需经水源转换热量，直接将空气施加于室内换热器芯体上进行换热，换热效率高，COP较普通高压PTC采暖效率增加2-3倍，能满足大部分地区冬季取暖需求，在部分严寒地区冬季采暖可增加PTC加热器来补足所需采暖量，此系统更适用于小型EV车型，系统简单，整车布置所需空间易满足。
因空调器内增加室内换热器，故空调器与常规系统存在结构上的不同，从电动车和燃油车车辆平台化方面考虑存在一定的弊端。
2 间接热泵系统概述间接热泵系统整体架构相较于直接热泵系统更加复杂，相对应功能模式更加多样化，应用零部件类型多，管路布置复杂，对整车热管理及整车布置提出了较高的要求；间接热泵系统应用水冷冷凝器为热源对驾驶员舱提供热量，故而相较于常规系统车内空调器总成主要换热芯体仍旧是蒸发器和暖风芯体，对于整车及零部件而言可以尽可能的减少零部件开发的投入及后期配置的划分；间接热泵系统目前在研项目热泵模式下最低工作温度可达-18℃，譬如华为刚刚发布的热管理架构中热泵最低工作温度为-18℃，间接热泵系统相较直接式热泵系统适用新能源车型更加宽泛，常规EV车型、PHEV车型、HEV等车型均可配置，两种热泵系统架构目前各大空调厂商正在争相研发。
气液分离器
气液分离器气液分离器在热泵或制冷系统中的基本作用是分离出并保存回气管里的液体以防止压缩机液击。
因此，它可以暂时储存多余的制冷剂液体，并且也防止了多余制冷剂流到压缩机曲轴箱造成油的稀释。
因为在分离过程中，冷冻油也会被分离出来并积存在底部，所以在气液分离器出口管和底部会有一个油孔，保证冷冻油可以回到压缩，从而避免压缩机缺油。
气液分离器的基本结构见图,主要分为立式，卧式和带回热装置，在一些小系统如冰箱，会用一些铜管做一个简单的气液分离器，如图右下角。
气液分离器的工作原理是带液制冷剂进入到气液分器时由于膨胀速度下降使液体分离或打在一块挡板上，从而分离出液体。
气液分离器的设计和使用必须遵循以下原则：1．气液分离器必须有足够的容量来储存多余的液态制冷剂。
特别是热泵系统，最好不要少于充注量的50%，如果有条件最好做试验验证一下，因为用节流孔板或毛细管在制热时节流，可能会有70%的液态制冷剂回到气液分离器。
还有高排气压力，低吸气压力也会让更多的液态制冷剂进入气液分离器。
用热力膨胀阀会少一些，但也可能会有50%流到气液分离器，主要是在除霜开始后，外平衡感温包还是热的，所以制冷剂会大量流过蒸发器而不蒸发从而进入气液分离器。
在停机时，气液分离器是系统中最冷的部件，所以制冷剂会迁移到这里，所以要保证气分有足够的容量来储存这些液态制冷剂。
2．适当的回油孔及过滤网保证冷冻油和制冷剂回到压缩机。
回油孔的尺寸要尽量保证没液态制冷剂回流到压缩机，但也要保证冷冻油尽量可以回到压缩机。
如果是运行中气液分离器中存有的液态制冷剂，推荐使用直径0.040 in (1.02mm),，如果是因为停机制冷剂迁移到气液分离器推荐使用0.055 in (1.4mm)（谷轮的应用工程手册是直接给出-0.050 in -1.3 mm，并给出一般气液分离器是-3.2mm。
当然如果有条件也可能用试验优化这个尺寸，以达到最好效果。
还有过滤网，谷轮推荐使用不小于30X30目（0.6mm孔径），这里推荐使用50X60 目，这里好象有点矛盾，不过考虑到在中国空调安装的水平，特别是分体式的安装，经常会有杂质进入系统，所以用大点孔径会稳妥些。
热泵低温衰减的原因,八种超低温热泵原理讲解
热泵低温衰减的原因在热泵系统中，低温衰减是一种常见的现象，特别是在超低温环境下。
这种现象通常会导致热泵的性能下降，甚至无法正常工作。
造成热泵低温衰减的原因有很多，主要包括以下几点：1. 热泵制冷剂的选择和性质：在低温环境下，一些常见的制冷剂如R22、R134a等性能会受到影响，导致热泵的制冷效果变差。
选择适合低温环境的制冷剂对于热泵的性能至关重要。
2. 热泵系统的设计：一些热泵系统在设计上并未考虑到低温环境对于系统性能的影响，导致在低温环境下性能大幅下降。
热泵系统的换热器和膨胀阀等组件在低温环境下可能会出现结冰等问题，进而影响系统的正常工作。
3. 低温环境对热泵压缩机的影响：低温环境会影响压缩机内部的润滑油和密封件的性能，导致热泵压缩机在低温环境下工作不稳定，甚至出现故障。
4. 热泵系统的控制策略：一些热泵系统的控制策略并未考虑到低温环境对系统性能的影响，导致在低温环境下无法有效调节和控制系统的工作状态，进而影响系统的性能。
5. 组件的耐低温性能：低温环境下，热泵系统的各个组件如换热器、压缩机、膨胀阀等需要具备较强的耐低温性能，否则会影响系统的正常工作。
6. 低温环境下的除霜问题：在低温环境下，热泵系统易出现结霜问题，需要采取有效的除霜措施来保证系统的正常工作。
7. 低温环境下的循环效率：低温环境下，热泵系统的循环效率会受到影响，需要采用特殊设计的循环方式来提高系统在低温环境下的性能。
8. 低温环境下的传热问题：在低温环境下，热泵系统的传热效率会受到影响，需要采用特殊的传热技术来提高系统在低温环境下的性能。
八种超低温热泵原理讲解1. 压缩机制冷原理：利用压缩机将低温低压的制冷剂压缩成高温高压气体，然后通过冷凝器将其散热成高压液体，再由节流装置将高压液体放大，形成低温低压的制冷效果。
2. 等温膨胀原理：通过控制压力差形成制冷效果，在等温条件下进行节流过程，使高压制冷剂膨胀成低温低压气体，从而实现制冷目的。
热泵补气增焓技术探讨
1、冬季外部环境气温较低，而空气源热泵的制热效率与环境气温关系很大，同时热泵压缩机在低温工况下，压缩比加大，冷冻润滑油变稠，回油困难，造成压缩机运动部件润滑状态恶化，不能正常运行。
如果环境温度过低，除霜不彻底热泵机组蒸发器里的制冷剂得不到充分的蒸发，被吸入压缩机，产生液击事故，会导致机件磨损和老化造成压机损坏。
2、补气增焓技术(准二级压缩)技术交流补气增焓技术介绍空气源热泵采暖是一种新型的满足可持续发展的采暖方式。
传统空气源热泵的应用范围受到环境因素的制约：当环境温度过低时，机组会出现制热量不足、性能系数下降、排气温度过高等现象，长期运行必然会损坏压缩机。
目前，国内国外的低温空气源热泵技术主要有采用非共沸工质、采用变频技术、采用辅助压缩机、采用双级压缩机、采用经济器系统5种。
从技术成熟的程度和热泵机组经济性的角度出发，经济器系统是目前比较合适的选择。
经济器系统的核心是补气增焓技术，即在压缩机的压缩过程中创立第2个吸气口，使流入压缩机的制冷剂气体1被压缩到中间压力Pm(2点)后与Pm下的饱和制冷剂气体6混合，达到2’以后继续被压缩到排气状态3。
从图中可以看出，增加了补气通道以后，压缩机的排气状态3比无补气时的排气状态3’靠左，这说明了补气可以使压缩机的排气温度降低。
另一方面，补气增大了冷凝器内的制冷剂流量，也就相应增大了热泵机组的制热量。
同时，理论计算与大量实验都证明了补气增焓可以提高系统的制热性能系数。
根据中间压力Pm下压缩机补气的来源不同，经济器系统主要有2种形式：过冷器系统和闪发器前节流系统。
过冷器是一种表面式换热器，冷凝器出口的主路制冷剂与经过节流阀降温降压的补气回路制冷剂在过冷器内进行热交换，补气回路制冷剂吸热变成Pm下的饱和气之后进入压缩机补气通道;闪发器则相当于一个储液器，冷凝器出口的制冷剂节流降压到中间压力Pm后变成气液混合状态流入闪发器，上部的闪发蒸汽进入压缩机的补气通道。
大量的计算数据和实验数据表明：同常规的热泵循环相比，经济器系统在低温环境下能够增大制热量、提高制热性能系数、降低压缩机的排气温度，使系统的低温制热性能和可靠性都得到明显的提高。
压缩机常见现象-液击
压缩机常见故障分析——液击液态制冷剂和／或润滑油随气体吸入压缩机气缸时损坏吸气阀片的现象，以及进入气缸后没有在排气过程迅速排出，在活塞接近上止点时被压缩而产生的瞬间高液压的现象通常被称为液击。
液击可以在很短时间内造成压缩受力件（如阀片、活塞、连杆、曲轴、活塞销等）的损坏，是往复式压缩机的致命杀手。
减少或避免液体进入气缸就可以防止液击的发生，因此液击是完全可以避免的。
通常，液击现象可分为两个部分或过程。
首先，当较多液态制冷剂、润滑油或者两者的混合物随吸气以较高速度进入压缩机气缸时，由于液体的冲击和不可压缩，会引起吸气阀片过度弯曲或断裂；其次，气缸中未及时蒸发和排出的液体受到活塞压缩时，瞬间内出现的巨大压力并造成受力件的变形和损坏。
这些受力件包括吸排气阀片、阀板、阀板垫、活塞（顶部）、活塞销、连杆、曲轴、轴瓦等。
2.过程与现象(1)吸气阀片断裂压缩机是压缩气体的机器。
通常，活塞每分钟压缩气体1450次（半封压缩机）或2900次（全封压缩机），即完成一次吸气或排气过程的时间为0.02秒甚至更短。
阀板上的吸排气孔径的大小以及吸排气阀片的弹性与强度均是按照气体流动而设计的。
从阀片受力角度讲，气体流动时产生的冲击力是比较均匀的。
液体的密度是气体的数十甚至数百倍，因而液体流动时的动量比气体大得多的，产生的冲击力也大得多。
吸气中夹杂较多液滴进入气缸时的流动属于两相流。
两相流在吸气阀片上产生的冲击不仅强度大而且频率高，就好像台风夹杂着鹅卵石敲打在玻璃窗上，其破坏性是不言而喻的。
吸气阀片断裂是液击的典型特征和过程之一。
(2)连杆断裂压缩行程的时间约0.02秒，而排气过程会更短暂。
气缸中的液滴或液体必须在如此短的时间内从排气孔排出，速度和动量是很大的。
排气阀片的情况与吸气阀片相同，不同之处在于排气阀片有限位板和弹簧片支撑，不容易折断。
冲击严重时，限位板也会变形翘起。
如果液体没有及时蒸发和排出气缸，活塞接近上止点时会压缩液体，由于时间很短，这一压缩液体的过程好像是撞击，缸盖中也会传出金属敲击声。
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
第40卷第5期2006年5月西安交通大学学报JOURNAL OF XI′AN JIA OTONG UNIVERSITYVol.40№5May2006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黄东,袁秀玲(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)摘要:在制冷量为55kW的风冷热泵冷热水机组上,比较了热气旁通除霜和逆循环除霜的性能.结果表明:逆循环除霜的能量来自压缩机的输入功率以及从房间和循环水中吸收的热量,除霜时间为94s,但房间温度存在剧烈波动,舒适性较差;热气旁通除霜的能量只来自压缩机的输入功率,而且制冷剂流过分液器和分液毛细管的能量损失较大,除霜时间比逆循环除霜方式多178s,但不会从循环水和房间吸热,舒适性较好;在热气旁通除霜方式的融霜阶段,压缩机的吸气过热度一直在0℃左右,导致排气温度和过热度不断降低,可能会危及压缩机的安全.关键词:性能对比;热气旁通除霜;逆循环除霜;风冷热泵冷热水机组中图分类号:TB65文献标识码:A文章编号:0253?987X(2006)05?0539?05Co mparis on of Dyna mic Chara cteris tic s Be t w e e n the Hot-G a s Bypa s s Defro s ting Me thod and Re v ers e-Cy cle Defro s ting Me thodon an Air-to-Wat er He at PumpHuang D ong,Y uan X iuling(S chool of Energy and Pow er Engineering,Xi′an Jiaoton g University,X i′an710049,China)Ab stra ct:The dyna mic characteristics for both the hot-gas bypass defrosting m etho d and the re-verse-cycle de frosting metho d were co mpared experimentally on a55kW unitary air-to-water heat pum p.The duration time for the reverse-cycle defro sting method was94seconds be cause the two energy sourc es for the melting frost were the input power of the co mpressor and the heat ab-sorbed from the circulating water and indo or spac e.B ut the ind oor roo m temperature de cre ased gre atl y and quickly,which destro yed the in door am enity.The duratio n time for the h ot-gas by-pass defrosting metho d was178seco nds more than that for the reverse-cycle de frosting method bec ause the only energy sourc e was the input power of the compressor.M oreover,the larger heat loss caused by the distributor and distributor c apillary was the other main cause of the longer de-frosting tim e for the hot-gas b ypass defrosting method.Sinc e the he at was not absorbed from the indoor spa ce,the am enity was greatly impro ved.However,the discharge temperature an d super-heat de cre ased gradually be cause the compressor suction superheat was always0℃during all the melting stage for the hot-gas b ypass de frosting m ethod.C orrespond ingly,we must prevent the d ischarge temperature and superheat from decreasing to a level w here the compressor d oes n ot functi on safel y.Ke yw ord s:omparison;hot-gas bypass defrosting;reverse-cycle defrosting;air-to-water he at pump.收稿日期:2005?10?25. 作者简介:黄东(1975～),男,博士,讲师.空调在冬季运行时,风冷热泵冷热水机组会结霜,当霜层积累到一定程度时制热量显著衰减,必须进行除霜.常用的除霜方式有2种:第1种是逆循环除霜;第2种是热气旁通除霜.现在采用最普遍的除霜方式是第1种,这种除霜方式也存在很多缺点:如除霜时要从房间吸热,室温会降低5～6℃,影响室内的舒适性;切换制热和除霜模式时,系统压力波动剧烈,产生的机械冲击比较大;除霜时室内换热器作为蒸发器,表面温度低达-20～-25℃,当恢复制热后,较长一段时间吹不出热风;在启动和终止除霜时,四通阀换向产生较大的气流噪声等.文献[1?5]用实验和模拟的方法研究了小型热泵空调的逆循环除霜性能,文献[6?9]研究了风冷热泵冷热水机组的逆循环除霜性能.第2种除霜方式能克服逆循环除霜的以上缺点,具有以下优点:除霜过程中系统参数变化非常平缓,制热和除霜模式切换时对压缩机的机械冲击比较小;不从房间吸热,恢复制热即吹出热风,舒适性较好;四通换向阀不需要换向,气流噪声小等.但是,人们对热气旁通除霜的研究比较少,现有文献主要集中在采用变频压缩机的空气?空气热泵[10,11],以及具有多个蒸发器的制冷系统[12],文献[13]采用“汽化器”来汽化融霜后被冷凝的制冷剂液体,但在既能制冷又能制热的热泵机组上无法安装“汽化器”,因为找不到合适的安装位置使其只在热气旁通除霜循环中起作用,而不影响正常的制冷和制热性能.本文在一台采用定速压缩机并且具有制冷和制热功能的风冷热泵冷热水机组上,研究热气旁通除霜性能,并与逆循环除霜进行了对比.1实验装置及除霜控制要求实验装置和测点布置如图1所示.气液分离器能容纳80%的充灌量,并安装了3个视液镜以观察除霜时其中的液位变化.制热与制冷循环均采用外平衡式热力膨胀阀作为节流机构,它的压力平衡管和温包放在四通换向阀与气液分离器之间.除霜采用逆循环除霜和热气旁通除霜2种方式.如图1所示:当启动逆循环除霜时,四通换向阀把机组从制热循环切换至除霜(制冷)循环,关闭风冷换热器的风机,制冷剂沿实线流动,压缩机的排气进入风冷换热器融霜,同时制冷剂被冷凝为液体,再经热力膨胀阀节流进入板式换热器被蒸发成气体,最后被压缩机吸入;当采用热气旁通除霜时,四通换向阀不切换,开启热气旁通电磁阀,关闭风机,压缩机的排气从旁通电磁阀直接到达分液器,然后进入1:压缩机;2:气液分离器;3:四通换向阀;4:风冷换热器;5:分液器;6:热力膨胀阀;7:干燥过滤器;8:示液镜;9:热力膨胀阀;10:电磁阀;11:板式换热器;12:单向阀;13:高压储液器;14:热气旁通电磁阀;p1:吸气压力;p2:排气压力;T1:吸气温度;T2:排气温度;T3:风冷换热器入口温度;T4:风冷换热器出口温度(分液器入口温度);T5:进水温度;T6:出水温度;T7:分液器出口温度图1实验样机系统图及测点布置风冷换热器除霜,融霜后的制冷剂经过四通换向阀进入气液分离器,最后被压缩机吸入.启动除霜的条件为:当结霜导致机组的制热量衰减至峰值制热量的80%时,启动除霜.除霜终止的条件为:当风冷换热器制冷剂的出口温度超过10℃时,终止除霜.当逆循环除霜终止时,四通换向阀将机组从除霜循环切换为制热循环,同时启动风冷换热器的风机.当热气旁通除霜终止时,关闭热气旁通电磁阀,同时启动风冷换热器的风机.实验在人工模拟环境室中进行.为保持较稳定的干湿球温度,机组的出风经热湿处理后再送回环境室内,湿球温度通过超声波加湿器来控制,干球温度通过风道内的翅片管式换热器的加热量来控制.为减少环境室外温度波动的干扰,实验都在夜间进行.在风冷换热器的长度方向上布置3个水银温度计和相对湿度传感器,以测量进风的干球温度和相对湿度,测试时干球温度为(2±0.5)℃,相对湿度(80±5)%.为了使除霜前的状态一致,实验在同一天进行,并且使机组的吸、排气压力和温度等运行参数基本相同.由于除霜时间短,系统参数变化剧烈,因此数据采集系统的采集周期为2s.压力传感器的精度为0.25级,测量温度的热电偶精度为±0.2℃.2热气旁通除霜与逆循环除霜的性能对比除霜过程分为4个阶段:启动阶段、融霜阶段、45西安交通大学学报第40卷排水阶段和恢复阶段.启动阶段从除霜启动至吸、排气压力比较平稳为止;融霜阶段从启动阶段结束至风冷换热器的制冷剂出口温度高于1℃为止,此时主要是将风冷换热器表面的霜融化成水;排水阶段从融霜阶段结束到除霜终止,主要是将融霜水蒸发或者把水排出;恢复阶段从除霜终止开始,四通换向阀换向把系统从除霜循环切换为制热循环,到吸、排气压力比较稳定为止.当时间为0s 时启动除霜,系统的参数变化如图2～图7所示,图2中的吸、排气压力均为绝对压力.图2 吸、排气压力的变化图3 风冷换热器制冷剂的进、出口温度变化图4 进、出水温度变化2.1 启动阶段热气旁通除霜的启动阶段从0～21s ,而逆循环除霜从0～18s .如图2所示,2种除霜方式的吸、排气压力变化幅度存在显著差别.当逆循环除霜启动图5热力膨胀阀过热度和蒸发温度变化图6 压缩机排气、吸气过热度变化图7 热气旁通除霜时分液器进、出口温度变化后,四通换向阀换向,压缩机的吸气腔和板式换热器连通,由于除霜前板式换热器是压力较高的冷凝器,因此导致吸气压力迅速增大,而压缩机的排气腔和风冷换热器相通,除霜前风冷换热器是压力较低的蒸发器,致使排气压力迅速下降.对于逆循环除霜:排气压力从0s 的1810.05kPa 先降低到5s 的989.28kPa ,然后持续降低到18s 的856.68kPa ;吸气压力从0s 的280.97kPa 升高到5s 的682.58kPa 左右,再迅速降低到18s 的508.02kPa .对于热气旁通除霜:由于压缩机的排气腔与除霜前压力较低的风冷换热器连通,排气压力从0s 的1803.18kPa 先降低到11s 的1300.26kPa ,然后迅速升高到21s 的1438.65kPa ;吸气压力从0s 的321.71kPa 持续升高到21s 的427.45kPa .显然,在启动阶段,热气旁通除霜的排气压力波动幅度为502.92kPa ,吸气压力的波动幅度为105.74145 第5期 黄 东,等: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kPa,分别都小于逆循环除霜的953.37kPa和401.61kPa,对设备的机械冲击也相应较小.当启动阶段结束时,热气旁通除霜的排气压力比逆循环除霜高581.97kPa,而吸气压力比逆循环除霜低80.57kPa.2种除霜模式的进、出水温度变得基本相同,如图4所示.2.2融霜阶段热气旁通除霜的融霜阶段从21～211s,而逆循环除霜从18～48s.如图2所示,2种除霜方式的吸、排气压力都不断上升:热气旁通除霜的排气压力从21s的1438.65kPa增大到211s的1578.12 kPa,吸气压力从21s的427.45kPa增大到211s 的459.50kPa;逆循环除霜的排气压力从18s的856.68kPa增大到48s的1062.22kPa,吸气压力从18s的508.02kPa增大到48s的566.61kPa.在融霜阶段,2种除霜方式的过热度变化和热力膨胀阀开度完全不同.由于热力膨胀阀的压力引管和温包位于四通换向阀与气液分离器之间,因此图5中的蒸发温度是此处的压力传感器对应的饱和温度,过热度是热电偶测得的温度与饱和温度之差.图5显示:逆循环除霜的热力膨胀阀过热度一直都比较大;热气旁通除霜的过热度一直在0℃左右.当逆循环除霜时,融霜后的制冷剂液体节流后进入板式换热器(蒸发器),此时板式换热器的进水温度不仅较高(大于35℃),而且由于水泵的运转使水侧的换热系数也较大,相应制冷剂的出口温度和过热度较高,因此热力膨胀阀一直处于最大开度.对于热气旁通除霜,融霜后的制冷剂液体进入气液分离器,在压缩机的抽吸作用下闪发成饱和气体,过热度一直在0℃左右,因此热力膨胀阀一直处于关闭状态.2种除霜方式的进、出水温度的区别也非常显著.对于热气旁通除霜,压缩机的排气被直接旁通至风冷换热器,未经过板式换热器,进出水温度也基本相同(出水温度变得与进水温度基本相同),但板式换热器仍处于高压侧,因此进、出水的温度也比较高,与除霜前基本相同,对舒适性影响不大.对于逆循环除霜,除霜时板式换热器作为蒸发器,制冷剂在其中吸收循环水的热量蒸发,出水温度大幅度降低,并会从房间吸热,影响房间的舒适性.热气旁通除霜的融霜阶段持续了190s,逆循环除霜持续了30s.造成融霜时间差别比较大的根本原因在于除霜能量的来源.逆循环除霜能量的来源有2个:一个是压缩机的输入功率;另一个是从板式换热器(蒸发器)的循环水中吸收的热量.循环水的温度会降低并从房间内吸热,不仅导致房间温度大幅度降低,而且恢复制热后需要补偿除霜吸收的热量,房间温度要经过较长的时间才能恢复到除霜前的状态.因此,在整个逆循环除霜过程中,房间的温度先剧烈下降,然后再慢慢上升,波动幅度比较大,舒适性比较差.对于热气旁通除霜,除霜能量主要来自压缩机的输入功率,未从循环水和房间内吸热,同时恢复制热后房间温度很快恢复,整个过程中房间温度波动小,舒适性较好.制冷剂流过分液器和分液毛细管的能量损失,也是热气旁通除霜方式融霜阶段时间较长的另一个重要原因.由图3可知,对于2种除霜方式,风冷换热器制冷剂的进口温度基本相同,但热气旁通除霜时制冷剂还必须流过分液器和分液毛细管,分液器和分液毛细管会产生较大压降和吸收部分热量,造成制冷剂温度降低,产生能量损失,如图7所示,在21s时分液器进出口的温降甚至达到45℃(此时进入风冷换热器的制冷剂温度仅为30℃),用于除霜热量的品质显著降低了.在热气旁通除霜的融霜阶段,吸气过热度一直维持在0℃,导致排气过热度不断降低.融霜后的制冷剂液体进入气液分离器,部分液体在压缩机的抽吸作用下闪发成饱和气体,如图5所示,由于压缩机的吸气过热度一直在0℃左右,造成压缩机的排气温度和排气过热度不断降低,这个现象暗示如果霜层太厚,融霜时间较长时,过低的排气过热度和排气温度会危及压缩机的安全运行,这需要以后进一步研究.2.3排水阶段热气旁通除霜的排水阶段从211～272s,而逆循环除霜的排水阶段从48～94s.在此阶段,霜基本被融化完,如果系统立刻恢复制热状态,风冷换热器上残留的水会结成冰,因此必须留出一定的时间排水.在排水阶段,2种除霜方式的吸、排气压力变化存在较大区别.从图2可知:热气旁通除霜的吸、排气压力变化非常平稳,排气压力从211s的1578.12kPa缓慢降低到272s的1536.92kPa,吸气压力从211s的459.50kPa降低到454.16kPa;当逆循环除霜时,排气压力从48s的1062.22kPa 快速增到94s的1531.12kPa,吸气压力从48s的566.61kPa增大到94s的703.94kPa.逆循环除霜的排气压力升高,使流过热力膨胀245西安交通大学学报第40卷阀的制冷剂流量增大,而制冷剂流量的增大,一方面使板式换热器进、出水温差加大(如图4所示),另一方面使板式换热器出口的制冷剂温度也降低了,导致压缩机的吸气过热度也随着降低.2.4恢复阶段当风冷换热器的出口温度超过10℃时,终止除霜循环,机组恢复制热循环.对于逆循环除霜方式,四通换向阀换向,把系统从除霜状态切换到制热状态,同时启动风机.对热气旁通除霜模式,关闭热气旁通电磁阀,同时启动风机.从图5可知:在恢复阶段,逆循环除霜的过热度在124～181s内一直处于0℃,时间较长,因为在除霜阶段,风冷换热器作为冷凝器,其中存有大量的制冷剂液体,当恢复制热循环后,风冷换热器与压缩机吸气口连通,制冷剂液体进入气液分离器,在压缩机的抽吸作用下,液体不断闪发成气体,使吸气过热度处于0℃左右.对于热气旁通除霜而言,不管在除霜阶段还是恢复阶段,压缩机的吸气口都与风冷换热器连通,所以不存在大量液体进入气液分离器的现象,所以过热度为0℃的时间较短.3结论(1)逆循环除霜的能量来源包括压缩机的输入功率以及从循环水和房间的吸热量,除霜时间较短,但会导致房间温度剧烈下降,恢复制热后又需要补偿除霜吸收的热量,使房间温度恢复到除霜前的状态,房间温度波动剧烈,幅度也比较大,舒适性较差.(2)热气旁通除霜的能量只来自压缩机的输入功率,但制冷剂流过分液器和分液毛细管时存在较大的能量损失,因此除霜时间比逆循环长178s,而且房间温度在除霜前后波动非常小,舒适性较好.(3)在热气旁通除霜方式的融霜阶段,压缩机的吸气过热度一直在0℃左右,导致排气温度和排气过热度不断降低,为防止排气过热度太小危及压缩机的安全,客观上需要限制霜层的厚度.(4)与逆循环除霜相比,热气旁通除霜具有很多优点:除霜过程中房间波动非常小,舒适性较好;除霜过程和切换时,压力变化平稳,造成的机械冲击比较小;室内换热器的表面温度未降低,恢复制热后马上吹出热风;启动和终止除霜时,不会产生四通阀换向的气流噪声等.热气旁通除霜值得进一步研究.参考文献:[1]’N eal D L,Pterso n K T,Anan d N K.Effect ofshort-tu be ori fic 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压缩机常见故障分析
压缩机常见故障分析(比较详细分析)压缩机常见故障分析(1)——电机烧毁电动机压缩机（以下简称压缩机）的故障可分为电机故障和机械故障(包括曲轴，连杆，活塞，阀片，缸盖垫等)。
机械故障往往使电机超负荷运转甚至堵转，是电机损坏的主要原因之一。
电机的损坏主要表现为定子绕组绝缘层破坏（短路）和断路等。
定子绕组损坏后很难及时被发现，最终可能导致绕组烧毁。
绕组烧毁后，掩盖了一些导致烧毁的现象或直接原因，使得事后分析和原因调查比较困难。
然而，电机的运转离不开正常的电源输入，合理的电机负荷，良好的散热和绕组漆包线绝缘层的保护。
从这几方面入手，不难发现绕组烧毁的原因不外乎如下六种：(1)异常负荷和堵转；(2)金属屑引起的绕组短路；(3)接触器问题；(4)电源缺相和电压异常；(5)冷却不足；(6)用压缩机抽真空。
实际上，多种因素共同促成的电机损坏更为常见。
1.异常负荷和堵转电机负荷包括压缩气体所需负荷以及克服机械摩擦所需负荷。
压比过大，或压差过大，会使压缩过程更为困难；而润滑失效引起的摩擦阻力增加，以及极端情况下的电机堵转，将大大增加电机负荷。
润滑失效，摩擦阻力增大，是负荷异常的首要原因。
回液稀释润滑油，润滑油过热，润滑油焦化变质，以及缺油等都会破坏正常润滑，导致润滑失效。
回液稀释润滑油，影响摩擦面正常油膜的形成，甚至冲刷掉原有油膜，增加摩擦和磨损。
压缩机过热会引起使润滑油高温变稀甚至焦化，影响正常油膜的形成。
系统回油不好，压缩机缺油，自然无法维持正常润滑。
曲轴高速旋转，连杆活塞等高速运动，没有油膜保护的摩擦面会迅速升温，局部高温使润滑油迅速蒸发或焦化，使该部位润滑更加困难，数秒钟内可引起局部严重磨损。
润滑失效，局部磨损，使曲轴转动需要更大力矩。
小功率压缩机（如冰箱，家用空调压缩机）由于电机扭矩小，润滑失效后常出现堵转（电机无法转动）现象，并进入“堵转－热保护－堵转”死循环，电机烧毁只是时间问题。
而大功率半封闭压缩机电机扭矩很大，局部磨损不会引起堵转，电机功率会在一定范围内随负荷而增大，从而引起更为严重的磨损，甚至引起咬缸（活塞卡在气缸内），连杆断裂等严重损坏。
浅谈提高热泵性能方案与热泵新技术
浅谈提高热泵性能方案与热泵新技术热泵是一种能够将低温热能转化为高温热能的装置，它可以用来供暖、制冷以及热水供应。
热泵的运行原理是利用压缩机将低温热能提升至高温，然后通过换热器将高温热能传递给需要的地方。
热泵具有高效、环保、节能等优点，因此受到了广泛的关注和应用。
热泵在实际应用中也存在一些问题，其中最主要的就是其性能不稳定问题。
尤其是在低温环境下，热泵的性能往往会明显下降，导致能耗增加、效果下降等情况。
为了解决这一问题，科研人员们一直在探索各种提高热泵性能的方案和新技术。
一、提高热泵性能的方案1.促进制冷剂流动热泵性能的提高离不开制冷剂的优化流动。
热泵制冷剂的流动状态对热交换效果有着重要的影响。
提高热泵性能的一个方案是通过优化设计制冷剂流动路径和增加制冷剂流动速度，促进制冷剂在换热器内的流动，提高换热效率。
2.提高换热器传热效率换热器是热泵的核心部件之一，对其进行优化设计是提高热泵性能的另一个重要方案。
可以通过增加换热器内部的传热面积、优化传热器的结构和材料，提高传热效率，从而减少能耗，提高性能。
3.优化制冷剂循环制冷剂循环是热泵工作的关键环节，对其进行优化可以提高热泵的性能。
通过优化制冷剂的循环工艺、增加制冷剂的压缩比、改善制冷剂流动状态等手段，可以提高热泵的工作效率，降低能耗。
4.提高热泵系统的控制技术热泵工作时需要通过控制系统对其进行精确的控制，提高热泵系统的控制技术可以提高其性能。
通过采用先进的控制算法和自适应控制技术，可以实现更加精准的控制，提高热泵的性能。
以上方案仅是提高热泵性能的一部分途径，实际上还有很多其他的提高热泵性能的技术和方案，比如采用新型的制冷剂、提高热泵的工作温度等。
这些技术虽然在实际应用中还存在一些问题和难点，但是它们都为提高热泵性能提供了新的思路和方向。
二、热泵的新技术除了不断探索提高热泵性能的方案外，科研人员们还在不断开发热泵的新技术，以实现更高效、更环保的热泵系统。
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制冷剂迁移和气液分离器对热泵性能的影响
Ξ
西安交通大学 袁秀玲 黄 东 杨晓光 李学迅
捷丰速能企业有限公司 甄兆威
摘 要 分析了热泵停机时系统压力平衡导致的制冷剂迁移和气液分离器的机理,
与制冷剂不迁移的系统相比较,启动时制冷剂迁移和气液分离器分别导致COP 降低5%和4%。
关键词 制冷剂迁移 气液分离器
热泵性能 1 系统介绍
图1所示系统为一个载冷剂为水的单纯供热
热泵机组,节流装置用的是外平衡热力膨胀阀。
冷凝器为套管式水冷冷凝器,水在内管的内侧和制冷剂逆流。
制冷剂为R502。
压缩机为往复式,功率为111kW ,所有的实验均在8℃、相对湿度为60%、蒸发器无霜的情况下进行。
在每个实验前,先稳态运行40min ,然后紧跟两个开机10min ,关机20min 的循环。
图1 热泵系统和测点位置布置
本文主要研究制冷剂迁移和气液分离器对热
泵性能的影响。
一种控制系统是停机时阻止制冷剂从冷凝器迁移到蒸发器,系统压力不达到平衡,另一种控制系统压力达到平衡。
前者好处为启动时间短和可靠性强,后者好处为启动转矩小以及压缩机所配电机较小。
气液分离器在启动时保护了压缩机但延长了启动时间。
本文主要通过研究以下三种情况来研究制冷剂迁移和气液分离器的系统性能的影响:(1)停机时无制冷剂迁移(通过使用一种关死的膨胀阀实现)(C ASE 1);(2)停机时整个系统的压力平衡(通过关机时给电磁阀通电实现)(C ASE 2);(3)使用一个1900cm 3的气液分离器(C ASE 3)。
2 结果分析和讨论
图2为在C ASE 1条件下热泵启动后系统压力温度的变化情况,可以看出启动后大约50s 排气压力达到最大值,但在此之前,排气压力有一个平缓阶段,大约在40s 时。
这是因为此时在冷凝器中已经有足够的液态制冷剂产生并开始流入冷凝器出口处的液管内,从图3(a )看出,此时的过热度很大,迫使热力膨胀阀打开,有少量的制冷剂流入蒸发器,这从蒸发压力变化同时出现平缓得到证实,但由于膨胀阀前液封不足,制冷剂流量并不大,所以蒸发压力仍在降低,冷凝器也由于流出的制冷剂少,而使排气压力升高。
当排气压力达到最大值时,蒸发压力达到最小值,不到2min 系统达到稳态。
从图3(a )看出,C ASE 1、C ASE 2、C ASE 3三
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4Vol.28,No.5,2000 F LUI D M ACHI NERY Ξ收稿日期:1999—10—19
种情况过热度变化差别很大。
C ASE 2由于停机时压力平衡,制冷剂从冷凝器迁移到蒸发器中,接触到蒸发器的温度较低的管壁面,凝结成液体。
当启动后,由于没有气液分离器,液态制冷剂被抽吸到压缩机中,液态制冷剂连通了蒸发器、吸气管、压缩机壳体,从而刚开始过热度很快降低到0℃。
从图3(b )看出,由于液体制冷剂流入压缩机,导致液击,使排气压力过高,导致功率很高。
C ASE 3使用气液分离器,停机时系统压力并不平衡。
启动后蒸发器中的液体制冷剂流入气液分离器,由于压缩机只能将气态制冷剂吸入,但气液分离器的换热情况不好,压缩机只有将蒸发压力抽
得极低利用制冷剂的自蒸发,才能把制冷剂抽出投入运行,使启动时间延长,启动后较长一段时间系统一直处于缺液状况,这样使过热度一直较高,且降低缓慢,制冷剂的自蒸发并没有产生换热效果,这些从图3(e )可看出,但这也可防止压缩机出现液击和使刚开始的排气压力的峰值和输入功
率比其它两种情况都小,这从图3(b )、
(c )可看出。
而C ASE 1的过热度只有刚开始较大,很快达
到稳态过热度715℃,这是因为停机时制冷剂并没有迁移到蒸发器中,制冷剂分布较合理,所以启动时间很短。
(a
) (b ) (c )
图2 在C ASE 1条件下启动后压力温度的变化情况
图3 启动后性能参数的变化情况
从图3(c )可看出启动瞬间即0s 时,C ASE 3
的功率最小,瞬时值与稳态值的比值不到1,而C ASE 1和C ASE 2功率比较大,瞬时值与稳态值的比值分别为1137和1142,但功率先达到稳态值是C ASE 1,C ASE 3在启动后10min 仍未达到稳态值,可见气液分离器使启动时间大大延长。
C ASE 1虽然带负荷启动,但启动时间内,功率消耗很快达到稳态,除了在0s 时较大外。
C ASE 2启动时间内功率消耗最大,是因为压缩机吸入液态制冷剂。
C ASE 3消耗功率最小,是因为启动时间内系统内的制冷剂流量很小,制冷剂暂时存在气液分离器中。
从图3(c )可看出,C ASE 1最先达到稳态制热
量,而C ASE 3在10min 后仍未达到稳态制热量,可见,气液分离器对系统的启动时间长短有很大影响。
表1启动实验结果
系统布置
W (t )W 稳态
Q (t )Q 稳态
COP (t )COP 稳态
C ASE 1
C ASE 2C ASE 3
019911020196019301910187019401890190
表1给出了启动后10min 内,功率、制热量、
COP 的结果分析。
C ASE 1的COP 下降6%,这是
因为启动时间内功率比稳态大,但制热量却要缓慢增长到稳态值,致使COP 下降了。
对于C ASE
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4 流 体 机 械 2000年第28卷第5期
3由于气液分离器使系统较长时间处于“饥饿”状态,制冷剂流量很小,这虽然使输入功率小,但也使制热量很小,综合结果COP下降了10%。
C ASE2的COP下降了11%,部分由于压缩机吸气过载,部分由于重新建立压差而消耗了功率。
3 结论
本文定量分析了制冷剂迁移和气液分离器对系统性能的影响,显然热泵的动态特性不仅取决于系统的部件,而且取决于停机时制冷剂是否迁移。
热泵停机时制冷剂未迁移(C ASE1),虽然0s 时启动功率较大,但启动时间短,而且不会产生压
缩机吸气带液情况,启动可靠性强,整个启动时间内最节能,即COP最高。
热泵停机时制冷剂迁移(C ASE2),但由于没有气液分离器产生压缩机吸气带液,使功率仍较大,COP最低,同时也由于液态制冷剂进入压缩机,使压缩机的润滑产生问题,降低了热泵的可靠性。
气液分离器虽然降低了启动过程中的功率,但同时也降低了系统的流量,使制热量也降低了(C ASE3)。
作者简介:袁秀玲,女,58岁,教授、博士生导师,主要研究方向:低温传热,冰箱、空调器、热泵机组、冷水机组等的制冷系统模拟、优化及性能的改善;水果气调贮藏;CFC S工质替代研究等。
“磷烷低温捕集装置的研制”1997年获国家教委科技进步二等奖。
共发表学术论文60多篇,参与出版著作4部。
通讯地址:710049陕西省西安交通大学制冷研究所。
单纯复叠吸收式制冷循环计算与分析Ξ
大连理工大学 徐士鸣 岳伟庭 冷 振
摘 要 介绍了以氨/水为工质的单纯复叠吸收式制冷循环并对此循环进行了分析计算。
计算结果表明,只有在冷却水温度较低、制冷剂蒸发温度较高的条件下,才能显示其具有较高COP值的优点。
当冷却水温度较高时,因循环的工作温度和压力过高,使该循环的实际应用受到限制。
关键词 氨/水 吸收式制冷 计算分析 复叠循环
为了替代CFC S,减少这类物质对臭氧层的破坏,目前世界各国都非常重视对吸收式制冷系统的研究和开发[1、2]。
但是,目前的吸收式制冷系统COP值偏低,因此提高吸收式制冷系统COP 值,节约能源,减少温室气体排放量,是当前吸收式制冷循环的主要研究方向。
尽管世界各国的学者已提出了各种新型吸收式制冷/热泵热力循环方式[1],但并未对所提出的大部分循环进行过较为深入、系统的研究,也未掌握这些循环的特点、适用的范围、设计要求、外界条件变化对循环COP值的影响等关键问题。
本文通过对单纯复叠吸收式制冷循环的计算,分析该循环运行参数和COP值在某些设计参数改变时所发生的变化,以说明该循环的特点、适用范围、COP值变化规律等关键问题,并对此循环的应用前景加以评述。
1 单纯复叠吸收式制冷循环
由于氨/水吸收式制冷循环的特点,即使在有高温热源的条件下,也无法采用象水/溴化锂吸收式制冷循环那样的双效发生手段。
因此,为了提高氨/水吸收式制冷循环的COP值,提出了如图1所示的单纯复叠吸收式制冷循环。
该循环是由两个氨/水吸收式制冷循环复叠而成。
高温热源加入到Ⅰ级循环(高压)发生器内(7—8),产生高压饱和氨蒸气。
因饱和压力的提高,使Ⅰ级循环的氨蒸气的冷凝温度提高,这样就可利用Ⅰ级循环的冷凝热来作为Ⅱ级循环(中压)发生器的发生热(1—2)。
同时,冷凝后的氨液经冷却减压进入
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Vol.28,No.5,2000 F LUI D M ACHI NERY
Ξ本文研究系国家自然科学基金和辽宁省博士启动基金资助项目
收稿日期:1999—10—25。