CN100507407C - 优化蒸汽压缩系统的制热能力的方法 - Google Patents
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Abstract
一种蒸汽压缩系统包括压缩机、空气体冷却器、膨胀装置和蒸发器。制冷剂通过该系统循环。选择蒸汽压缩系统的高压侧压力来优化制热能力。在一个例子中，通过确定与运行水泵所需要的最大电流相关的高压侧压力来得到最优的高压侧压力。在另一个例子中，测量进入气体冷却器和离开气体冷却器的水的实际温度以及环境空气的温度，并同预先设定的数值进行比较，从而来确定最优的高压侧压力。
Description
技术领域
本发明总的说来涉及通过最大化系统的制热能力来优化跨临界蒸汽压缩系统的系统和方法。
背景技术
因为含氯的制冷剂具有破坏臭氧层的潜力，所以在世界的大部分地区已经被逐步停止使用。氢氟烃(HFCs)已经被用作替代的制冷剂，但是这些制冷剂仍然有很大的导致全球变暖的潜力。
已经有人提议用诸如二氧化碳和丙烷这样的“天然”制冷剂来作为替代流体。在汽车空调系统和其它加热和冷却应用中可以采用二氧化碳作为制冷剂。二氧化碳具有较低的临界点，这使得采用二氧化碳作为制冷剂的大多数空调系统在大部分情况下可以跨临界运行，或者部分地高于临界点运行。
在冬季，当户外空气温度最低的时候，蒸汽压缩系统必须能够提供足够的制热能力来满足负荷需要。对于给定的一系列运行工况来说，存在有使性能系数最大的一个高压侧压力值。对于同一系列运行工况而言，一个不同于上述压力值的高压侧压力值使制热能力达到最大。通常选择高压侧压力优化性能系数。当将系统的高压侧压力设定为低于使性能系数最优的的高压侧压力时，性能系数对高压侧压力非常敏感。然而，当将系统高压侧压力设定为高于最优的高压侧压力时，性能系数对高压侧压力就变得不敏感了。
在现有的蒸汽压缩系统中，要在低温环境状况下达到足够的制热能力，蒸汽压缩系统尺寸则过大。蒸汽压缩系统尺寸过大的缺点是蒸汽压缩系统昂贵，并且需要占用更多的空间。
因此，在本领域中需要提供一种既优化蒸汽压缩系统的制热能力，同时又克服现有技术的缺点的系统及其方法。
发明内容
根据本发明提供了一种优化蒸汽压缩系统的制热能力的方法，包括以下步骤：a)检测蒸汽压缩系统外部的流体介质的温度；和b)当步骤a)确定所述温度低于临界值时优化所述制热能力，其中所述步骤b)包括确定最优制热能力的压力、测量系统的实际高压侧压力，以及将系统的实际高压侧压力调整到最优制热能力的压力。
一种跨临界蒸汽压缩系统包括压缩机、气体冷却器和膨胀装置。制冷剂通过封闭的循环管路循环。在一个例子中，二氧化碳为制冷剂。二氧化碳具有较低的临界点，采用二氧化碳做制冷剂的系统通常跨临界运行。在本发明中，通过控制蒸汽压缩系统的高压来优化该系统的制热能力。
在一个系统样例中，通过测量运行水泵所需的电流来确定蒸汽压缩系统的最优制热能力，所述水泵抽送水，使其通过气体冷却器，以吸收制冷剂携带的热量。运行水泵所需要的电流越大，通过气体冷却器的水流速度就越快，气体冷却器中水和制冷剂之间的热量交换就越多。也就是说，运行水泵需要的电流越大，系统的制热能力就越大。在给定的高压侧压力下，制热能力是基于运行水泵需要的测量电流计算出来的。连续地调整系统的高压侧压力，并获得热泵的电流读数，直至得到最大的电流，因此也就得到最优的制热能力。
在另外一个系统的样例中，在几个测量的系统规格参数的基础上通过控制高压侧压力，使蒸汽压缩系统的制热能力最大化。测量环境空气温度、气体冷却器的热沉入口温度和气体冷却器的热沉出口温度。然后控制器使测量的温度与控制器内程序化的预定高压侧相关，所述控制器可以获得给定运行工况下的最优制热能力。在上述分析的基础上，控制器通过调节膨胀装置的节流孔来控制系统内的高压侧压力，从而达到预定的最优制热能力。
通过接下来的说明以及附图，人们可以很好地理解本发明的上述特征以及其它特征。
附图说明
通过下面对目前优选实施例的详细描述，本发明的特点和优点对本领域的技术人员来说会变得非常清楚。实施例的附图可以简单地如下描述：
图1示意性地表示了现有技术蒸汽压缩系统的框图；
图2示意性地示出了高压侧压力与系统运行情况和系统制热能量的关系曲线；
图3示意性地表示了蒸汽压缩系统第一实施例的框图；
图4示意性地表示了蒸汽压缩系统第二实施例的框图。
具体实施方式
图1表示蒸汽压缩系统20的一个样例。蒸汽压缩系统20包括压缩机22、散热的热交换器(跨临界循环的气体冷却器)24、膨胀装置26和吸热的热交换器(蒸发器)28。制冷剂通过封闭的环路系统20循环。
制冷剂在具有高压和高焓的情况下离开压缩机22。然后制冷剂高压流过气体冷却器24。诸如水或者空气这样的流体介质30流过气体冷却器24的热沉32，同流过气体冷却器24的制冷剂进行热交换。在气体冷却器24中，制冷剂把热量传递给流体介质30，并且制冷剂在低焓和高压的情况下离开气体冷却器24。水泵34抽送流体介质，使其通过热沉32。冷却的流体介质30从热沉入口或者回程处36进入热沉32，流动方向同制冷剂的流动方向相反或者交叉。同制冷剂进行热交换后，被加热的水38在热沉出口或者补给处40离开热沉30。
然后，制冷剂通过用来控制制冷剂压力的膨胀装置26。该膨胀装置26可以是电膨胀阀(EXV)或者其它已知类型的膨胀阀。
在通过膨胀阀以后，制冷剂流过蒸发器28的通道70，并在具有高焓低压的情况下离开。在蒸发器28中，制冷剂从热流体介质44吸热，加热制冷剂。在一个样例中，热流体介质44是户外的空气。热流体介质44流过热沉46，与经过蒸发器28的制冷剂以已知的方式进行热交换。热流体介质44从热沉入口或者回程处48进入热沉46，流动方向同制冷剂的流动方向相反或者交叉。在与制冷剂进行热量交换后，冷却的流体介质50通过热沉出口或者补给处52离开热沉46。当制冷剂流过蒸发器28时，热流体介质44和蒸发器28中制冷剂之间的温差使得热量从热流体介质44传递给制冷剂。风扇54使热流体介质44流动穿过蒸发器28，保持温差并使制冷剂蒸发。然后制冷剂再次进入压缩机22完成循环。
系统20把热量从低温的能量储存器(周围的空气)传递给高温的能量源(加热的热水)。能量的传递也是借助于在压缩器22处输入的电能实现的。
系统20也可以包括蓄液槽56。蓄液槽56存储来自系统20过量的制冷剂。
在一个实施例中，采用二氧化碳做制冷剂。虽然说明采用二氧化碳做制冷剂，但也可以采用其它制冷剂。因为二氧化碳有较低的临界点，所以利用二氧化碳做制冷剂的系统通常跨临界运行。
蒸汽压缩系统20的制热能力定义为系统20加热流过气体冷却器24并从流过气体冷却器24的制冷剂吸收热量的水30的能力。蒸汽压缩系统20通常在较宽范围的运行工况下运行。例如，户外空气44的温度在冬季的负10℉和夏季的120℉之间变化，由此导致制冷剂离开蒸发器28的温度在大约负20℉和90℉之间变化。因此，蒸汽压缩系统20在夏季的制热能力通常比其在冬季的高4—5倍，蒸汽压缩系统20在夏季的制冷剂质量流速通常比冬季的高8—10倍。虽然蒸汽压缩系统20的制热能力随着运行工况的变化而变化，蒸汽压缩系统20需要的热负荷并不随着环境温度的变化而变化。
图2表示蒸汽压缩系统20高压侧压力与系统性能系数和系统制热能力的关系。横轴表示系统的高压侧压力，纵轴表示系统的性能系数和其制热能力，图中示出了高压侧压力与制热能力的关系，图中也示出了高压侧压力与性能系数的关系。使系统性能系数达到最大的高压侧压力如P1所示，使系统制热能力达到最大的高压侧压力如P2所示。
随着高压侧压力增加到P1，制热能力和性能系数显著增加。在P1处，性能系数达到最大值，随着高压侧压力从P1增加到P2，制热能力连续的显著增加，而性能系数则仅略微下降。在P2处，制热能力达到最优值，但是性能系数仅仅微微下降。
在本发明中，当传感器60(如图3和图4所示)检测到流体介质44的温度低于临界值时，系统20在优化制热能力的模式下运行。在一个实施例中，临界温度为32℉。
当传感器60检测到流体介质44的温度高于临界值时，系统20在正常的模式下运行。也就是说，系统20运行，使性能系数达到最优。当传感器60检测到流体介质44的温度低于临界值时，系统20在制热能力的模式下运行。当在制热能力模式下运行的时候，通过下述方式来优化制热能力，所述方式为：确定最佳的系统制热能力压力P2，测量系统实际的高压侧压力PH，然后将系统实际的高压侧压力PH调节为最佳的系统制热能力压力P2。
图3示出了本发明的第一实施例。蒸汽压缩系统20的最佳制热能力是通过检测运行水泵34所需要的电流来确定的。水泵34抽送冷却水30，使其以一定的速度通过气体冷却器24。在气体冷却器24中，冷却水30从离开压缩机22的制冷剂吸收热量，运行水泵34所需要的电流越高，水泵34抽送冷却水30的速度越大，水30和气体冷却器24中的制冷剂之间的热量交换就越大，制热能力就越高。也就是说，系统的制热能力随着水泵34运行的电流的增大而增大。
控制器29控制着系统20。在给定的高压侧压力下，可以基于测得的运行水泵34所需要的电流计算出制热能力。控制器29储存有计算好的一定高压侧压力下的制热能力数值。将计算出的制热能力与系统制热能力的存储数值进行比较。系统20的高压侧压力不断地改变，直到运行水泵34的电流达到最大为止。当确定了最大电流时，相应的高压侧压力就是使制热能力达到最优压力。系统20在这个高压侧压力下运行以使能力最大化。
例如，高压侧压力可以设定为1500psi。在这个高压侧压力下，控制器29检测出水泵34正在使用10毫安的电流。然后调整高压侧压力到1550psi，接着控制器29检测出水泵34正在使用10.5毫安的电流。然后将高压侧压力调整至1600psi，接着控制器29检测出水泵34正在用10.2毫安的电流。在这个例子中，当系统在1550psi的高压侧压力下运行时，水泵34用电量最高。因此，在这个高压侧压力下，系统20的制热能力达到最优。
图4表示本发明的第二个实施例。通过测量三个系统的规格参数来确定优化系统制热能力的压力P2。水入口温度传感器62检测进入气体冷却器24的水30的入口温度，水出口温度传感器64检测离开气体冷却器24的水30的出口温度，周围的空气温度传感器60检测周围空气44的温度。传感器60，62，64检测的三个温度传送给控制器29并由控制器29收集。
各种温度下最优的高压侧压力被编制成程序并存储在控制器29内。最优的高压侧压力是基于这些检测的温度确定的。或者作为替代方式，可以基于上述检测温度来确定膨胀装置26节流孔的最优尺寸或者比例。或者作为替代方式，也可以基于检测温度确定膨胀阀26的控制电流。
然后控制系统的实际高压侧压力PH达到最优的系统制热能力的压力P2。通过调整膨胀装置26的节流孔58来控制系统的实际高压侧压力。打开节流孔58增大制冷剂通过膨胀装置26的流速，使更多质量的制冷剂离开系统的高压侧压力部分，减小系统高测压力部分的瞬时冷却剂质量，并减小系统高压侧压力PH。闭合节流孔减小流经膨胀装置26的冷却剂流速，造成低质量离开系统的高压侧压力部分，增大系统高测压力部分的瞬时冷却剂质量，并增大系统的高压侧压力PH。系统的高压侧压力PH可以通过其它方式控制，本领域技术人员知道如何控制高压侧压力。
前面的描述仅仅是本发明原理的典型代表。鉴于上面的教导可以对本发明做多种改进和变换。说明书已经公开了本发明最优选的实施例，然而，本领域技术人员可以认识到在本发明的范围内可以进行某些修改。因此，应当知晓在在后的权利要求的范围内，可以采用别的与具体描述的方式不同的方式来实施本发明。因为这个原因，应该研究下面的权利要求来确定本发明真正的范围和内容。
Claims (8)
1.一种优化蒸汽压缩系统的制热能力的方法，包括以下步骤：
a)检测蒸汽压缩系统外部的流体介质的温度；和
b)当步骤a)确定所述温度低于临界值时优化所述制热能力，其中所述步骤b)包括确定最优制热能力的压力、测量系统的实际高压侧压力，以及将系统的实际高压侧压力调整到最优制热能力的压力。
2.按权利要求1所述的方法，其特征在于，所述方法还包括确定最佳性能系数压力的步骤，并且最优制热能力压力大于最佳性能系数压力，以及调整高压侧压力的步骤还包括将高压侧压力调整到大于最佳性能系数压力并小于最优制热能力压力的数值。
3.按权利要求1所述的方法，其特征在于，所述方法还包括将制冷剂压缩到高压状态、冷却制冷剂、在膨胀装置内使制冷剂膨胀到低压并使制冷剂蒸发的步骤，并且使制冷剂蒸发包括从流体介质中吸热。
4.按权利要求3所述的方法，其特征在于，冷却制冷剂的步骤还包括在制冷剂和通过抽吸装置抽送的流体之间进行热交换，所述方法还包括检测供应给抽吸装置的电流和确定供应给抽吸装置的最大电流的步骤，所述最优制热能力压力基于供应给抽吸装置的最大电流来确定。
5.按权利要求3所述的方法，其特征在于，所述最优制热能力压力基于至少一个测量的系统规格参数来确定，所述至少一个测量的系统规格参数是环境温度、流体介质进入散热热交换器的流体介质入口温度以及流体介质离开散热热交换器的流体介质出口温度中的至少一个。
6.按权利要求3所述的方法，其特征在于，所述步骤a)还包括在至少一个测量的系统规格参数的基础上确定膨胀装置节流孔的尺寸的步骤，所述至少一个测量的系统规格参数是环境温度、流体介质进入散热热交换器的流体介质入口温度以及流体介质离开散热热交换器的流体介质出口温度中的至少一个。
7.按权利要求3所述的方法，其特征在于，所述步骤a)还包括在至少一个测量的系统规格参数的基础上确定膨胀装置的控制电流的步骤，所述至少一个测量的系统规格参数是环境温度、流体介质进入散热热交换器的流体介质入口温度以及流体介质离开散热热交换器的流体介质出口温度中的至少一个。
8.按权利要求3所述的方法，其特征在于，制冷剂是二氧化碳。
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