80℃以上的高温热泵压缩机是如何设计出来的
《热泵市场》杂志
文_英华特/蒋华
摘要：本文结合高温热泵行业的应用特点和行业现状，提出了新的高温热泵运行范围图，同时对高温热泵开发的技术难点进行了详细地阐述和分析，以及针对这些技术难点进行了设计上的创新和优化，在达到高温热泵运行所需要运行范围的同时又不牺牲高温热泵压缩机的可靠性。
关键词：高温热泵；运行范围；排气温度；R134a；润滑油
引言
随着人类社会的进步和工业化进程的日益推进，大量的能源被消耗，而能源与环境问题也日益突出。被消耗的能源中，其中有相当大的一部分被用于取暖，烘干，烘烤，工业工艺保障等诸多利用热源的生产和生活的应用场所，低品位工业余热、废热及可再生能源因其总量巨大而逐渐受到人们的关注。
热泵技术是一种将低位热源的热能转移到高位热源的技术，也是全世界倍受关注的新能源技术，热泵技术正是利用逆卡诺循环从低温热源吸热然后提升到高温释放并应用的技术。
1．高温热泵技术以及应用
工程应用上通常将出水温度低于60℃（市场热泵热水器出水温度大多在55℃以下）或出风温度低于 80 ℃的热泵称为常规热泵；然而出水温度高于60℃或出风温度能够高于80℃的高温热泵需求也非常广泛，譬如烤烟，食品烘干，电镀，巴氏消毒，屠宰，玻璃清洗，印染等行业都存在广泛的高温热源需求。
在高温热泵应用领域，随着出水或者出风温度的提升，冷凝温度也将大幅升高，整个压缩机和热泵机组的运行压比会非常高，如何解决高温热泵压缩机的高排气温度是一个普遍的难题。
由于R134A冷媒低压力，低压缩指数以及相对环保的特性，因此被广泛地应用于高温热泵领域。涡旋压缩机由于自己的独特技术特性，在热泵领域的应用是非常广泛的，正是由于高温热泵的应用特性，市场上常见的涡旋压缩机冷凝温度大多只能做到70℃，与本文所提出开发的高温热泵运行范围有一定的差异，其运行范围图对比请参见图1。
图1：现有高温热泵与本文提出的高温热泵运行范围图
目前更高冷凝温度的需求往往需要通过特殊的工艺或者途径解决，譬如采用常规压缩机技术再结合特殊配比的制冷剂，复叠或者多级压缩系统，有些欧洲厂商就采用三级离心压缩模式制取85℃热水。
这种达到高温热泵需求的技术路径上并非通过提升压缩技术来实现，这会存在诸多的技术性缺点，譬如多级和复叠系统会存在设备初投资大，经济性差，系统控制复杂的缺点，采用特殊配比的冷媒，也存在冷媒费用昂贵，冷媒配比复杂，通用性和可替换性差，低温制热差，后期维护成本高等不足。
基于目前的热泵市场应用需求，开发区别于常规热泵的高温热泵专用压缩机将显得非常有必要。本文提出开发的R134A高温热泵运行范围见图1（单位℃）所述, 新开发的高温热泵会明显扩展蒸发温度的应用范围，同时提升了冷凝温度的极限，以扩展高温热泵的应用行业。
2．高温热泵压缩机开发的技术难点
高温热泵具有高压缩比的应用特性，以附图1新开发的高温热泵压缩机为例，在运行范围内蒸发-15℃，冷凝75℃运行条件下，其系统压缩比已超过14，在高压缩比的情况下，对压缩机内部涡旋盘的受力负载，以及高排气温度导致润滑油碳化等带来了巨大的挑战，排气温度控制也是其高温热泵压缩机开发的技术难点。
压缩机内部涡旋盘的受力负载可以通过型线长径比，涡旋型线厚度优化等，确保有足够安全余量的应力以保证运行的可靠性。然而高压缩比运行状态下导致的过高排气温度，将导致润滑油粘度下降，碳化等严重影响压缩机安全运行的隐患，因此高压缩比导致的高排气温度也是高温热泵压缩机开发的技术难点。
我们将涡旋压缩机的压缩过程近似认为等熵压缩，其涡旋盘压缩前后的温度变化满足如下规律：
其中T2为涡旋盘压缩后的排气瞬间温度，T1为涡旋盘压缩前的吸气瞬间温度，P2/P1为压缩比，r为跟冷媒特性相关的压缩指数；
由公式（1）可见排气温度跟吸气温度，压缩比和冷媒有关。同常情况下，制冷和热泵系统的排气温度保护几乎都安装在压缩机排气口侧的系统铜管上，冷媒经压缩机压缩后，从涡旋盘排气口到压缩机排气口侧的排气温度保护装置设置处，因压缩机排气腔体的散热，一般会存在明显的温差，当压缩比越大，两者之间的温差也越大。
压缩机润滑油的安全性跟整个压缩过程的最高温度（涡旋排气口）有关，涡旋排气口的最高温度限制了高温热泵压缩比的进一步提高，即限制了允许范围上的冷凝温度上升或者蒸发温度的下降。图2（单位℃）为R22涡旋压缩机在70℃冷凝温度下，涡旋排气口与排气温度保护安装处温度的比较。
图2：定冷凝温度下的涡旋排气口与压缩机排气温度保护处的温差
由图2可知，热泵压缩机定冷凝温度下，随着蒸发温度的降低，涡旋排气口温度与排气管温度都将显著增加。在压缩机设计和运行范围制定时，需要根据涡旋排气口处的最高运行温度，来限定相应的冷凝温度，压缩比和设定最高的排气温度。
从公式（1）我们可以知道，压缩机的排气温度与压缩比有关，同时也跟吸气温度有关。公式中的吸气温度T1是指系统冷媒回到压缩机后，冷却电机后以及压缩机内部密封泄露后的温度。因此针对高温热泵涡旋压缩机，若需提升应用范围上的高冷凝温度同时又不降低蒸发温度，就需要降低对应工作条件下的排气温度。
由于高温热泵的系统压缩比远大于一般涡旋型线设计的压缩比，因此优化和减少欠压缩下运行的能效损失，将会有助于排气温度的降低，同时优化高压缩比运行工况下的泄露损失和减少电机发热导致的吸气温度上升也将有助于排气温度的控制，从而提升整个高温热泵的运行范围。
3.高温热泵压缩机的设计优化以及实验结果
3.1涡旋排气侧余隙容积的优化设计
理论上涡旋设计压比与系统应用上的压力比越接近，其过压缩或者欠压缩损失就更小，但涡旋压缩机涡旋盘的设计压比由于受限于整机结构，尺寸的限制，其涡旋盘压缩腔设计的压比往往小于高温热泵应用上的系统压比，因此在实际的工程设计应用中，一般会在涡旋排气侧增加簧片排气阀以减少欠压缩损失。
簧片阀与涡旋排气口之间的容积为排气余隙容积，其容积大小取决于簧片排气阀与涡旋排气口的相对位置，其理论余隙越小，往复压缩量越小，压缩效率也越高。为减少其余隙容积，在高温热泵涡旋压缩机的开发中，我们采用将簧片阀直接安装在涡旋排气口侧的创新技术，具体的排气阀结构设计可以参考已经授权并公开的发明专利，其专利号为：201310222873.2。
图3是簧片阀直接安装在涡旋排气口侧与现有排气阀片常规位置的压缩示意图，优化后的余隙容积将比现有技术减少50%以上，图3中压缩过程1-3是优化后的压缩过程，压缩过程1-2为现有技术，可以看出簧片阀优化后的压缩过程1-3，其压缩的功耗将减少，由压焓图可知，点3的温度也将低于2点的温度。其焓差对比测试的结果也表明，簧片阀位置优化后压缩机功率将下降3%～5%, 同时排气温度也将下降4～5℃。
图3：簧片阀优化前后的压缩示意图
3.2涡旋密封方式的设计以及优化
压缩腔体的内部泄露将会导致往复压缩，进一步造成功率的上升，以及排气温度上升。因此在涡旋压缩机的结构设计上，需要尽可能地降低内部的泄漏率。
在本文所提及开发的涡旋压缩机结构设计中，在涡旋盘的结构设计上，保留了双向柔性的选择，其中轴向的柔性是由涡旋盘的背压设计所提供，背压压力的建立与维持需要采用一定的密封技术，在高温热泵开发过程的密封方式选择上，端面密封有金属与金属密封以及与特氟龙与金属密封两种技术方案。
全封闭涡旋压缩机普遍采用焊接方式密封上下端盖，焊接过程会导致内部密封隔板存在一定的变形量，而且变形的程度与位置有很大的不确定性，因此与之密封配合的金属密封面，由于金属之间的面面接触由于平面度和光洁度等原因总是存在一定的泄露间隙，而特氟龙材质虽然昂贵，但相对于金属韧性更强，特氟龙密封方式可以弥补焊接所产生变形量。
尤其对于高温热泵，由于压缩比非常大，即密封面的压差也比较大，相对泄露率也会更高，低温下的内漏导致在低蒸发时排气温度升高将更明显。
图4（单位℃）为R134A冷媒，在金属密封情况下，随着不同的蒸发温度，其排气温度的变化曲线。
图4：不同冷凝温度下，金属密封内部泄露导致的排气温升
从实验测试结果来看，其冷凝温度越高，金属密封内部泄露造成的排气温度升高也越明显，蒸发温度越低，同一冷凝温度造成的排气温度升高也越明显。本文开发高温热泵所采用的特氟龙密封虽然成本较高，但可以有效地避免金属密封导致的内部泄露从而降低排气温度，针对高温热泵的应用范围扩展尤其重要。
3.3电机冷却方式以及电机设计优化
本文所提及开发的高温热泵用涡旋压缩机，采用了低压腔设计，即电机的冷却是通过系统回气冷却来进行的。
电机的发热为：
其中Q1为电机的发热功率，P1为负载点电机的输入功率，为电机负载点的效率；
在压缩机的开发计算中，电机的冷却在实际系统中可近似认为是通过系统回气进行冷却的，根据冷量守恒
其中M1为系统质量流量，Cp为冷媒比热容，T1为涡旋压缩前温度，T0为系统回气温度。
由公式（1）可知，电机的发热会使系统回气的温度在压缩前上升，由公式（1）可知
电机冷却造成的吸气温度上升，吸气温度上升后会进一步导致更高的排气温度上升，尤其是低蒸发温度时，由于吸气质量流量M1非常小，将导致T1-T0增大，排气温度升高的数值将更多。图5为电机发热在不同蒸发温度工况下导致的排气温度升高曲线。
图5：不同冷凝温度下，电机冷却导致的排气温升
如图5所示，由于电机冷却将导致系统回气温度上升，同时排气温度也将上升，蒸发温度越低，冷凝温度越高，其排气温升效应越显著，排气温度的上升将一步限制高温热泵的应用范围。
同时从公式（2）可以得到，电机的发热量与电机效率有关，电机的设计效率有一个即值，在额定点的电机效率最高，因此针对高温热泵应用，在电机设计时，有针对性地优化电机效率于高压缩比运行工况时，将有助于控制压缩机的排气温度控制和扩展其应用范围。
4.结论
本文对高温热泵涡旋压缩机的开发难点进行了详细的分析和阐述，并针对高温热泵应用的排气温度控制进行了以下三个方面的设计优化，并得出了以下结论：
涡旋排气侧余隙容积的优化和最小化设计将有利于减少欠压缩损失以及降低排气温度；
减少压缩机内部泄露，采用PTFE材质的特氟龙密封将显著改善金属密封存在的高压缩比工况下的内漏和排气温度加速上升的现象；
电机的冷却会导致排气温度的上升，但优化电机效率点设计有助于改善高压缩比时的排气温度。
综上所述本文在三个方面对压缩机结构设计进行了设计优化，减少余隙容积，改善内部泄露和优化电机最高效率点设计，通过实验和测试对比，在同样的允许排气温度限制条件下，相对于现有的市场产品，本文提及所开发的高温热泵明显地扩展了其产品的应用范围，使之能够扩展到电镀，印染，烤烟等更多的热泵应用领域。
参考文献
[1] 具有新型排气口结构及排气阀组件的涡旋压缩机 发明专利，专利权人：苏州英华特涡旋技术有限公司，专利号：201310222873.2
[2] 一种涡旋式压缩机的轴向密封机构，发明专利，专利权人：苏州英华特涡旋技术有限公司，专利号：201210277236.0
版权：本文首发于《热泵市场》杂志9月刊，原标题为《高温热泵涡旋压缩机设计以及优化》，作者为苏州英华特涡旋技术有限公司，蒋华。