[发明专利]一种直接式土壤源热泵系统

说明书

技术领域

本发明涉及一种直接式土壤源热泵系统，采用双向异工质充注热力膨胀阀节流，制热运行时气液分离后再对液体制冷剂进行分液，埋地换热器采用紧凑的外肋片结构，可制热和制冷运行，属制冷和热泵技术领域。

背景技术

土壤源热泵系统根据是否存在中间传热介质其可分为第二环路土壤源热泵系统和直接式土壤源热泵系统。在第二环路系统中，土壤先和水泵驱动的中间传热介质(水或添加防冻剂的水溶液)进行热量交换，然后此中间介质再通过热泵机组内置的中间换热器和制冷剂进行热量交换，实现供暖和制冷循环。直接式系统中省去中间换热器和循环水泵，中间换热器和埋地换热器合二为一，土壤通过铜管埋地换热器直接和制冷剂进行热量交换。

和第二环路系统相比，直接式系统没有中间换热的热力学损失和水泵耗功，系统更为简单并且效率高，系统的能效比可以达到4.0～5.0。然而直接式土壤源热泵系统要实现高效可靠的运行，在压缩机的回油、制冷运行压缩机的启动、膨胀阀的振荡现象、埋地铜管换热器的设计、防腐和防泄漏、制热和制冷运行需要的制冷剂充注量的差别等方面，需要进一步的改进和努力。

直接式系统的现有技术中，铜管埋地换热器一般埋入水平管沟或竖直钻孔中，普遍采用外表面光滑铜管(铜管外表面无外肋片)和分路结构，即土壤和多个并联的光滑铜管埋地换热器支路进行热交换。因此，系统制热时通常采用一只热力膨胀阀依据各铜管埋地换热器支路混合后的总过热度控制制冷剂的总流量，此同工质充注热力膨胀阀后再接分液器，完成制冷剂在各埋地换热器支路间的流量分配。经热力膨胀阀节流后的制冷剂已经闪蒸成气液两相流体，此两相流的流量、流形、含气率、分液器的几何尺寸和安装位置、埋地换热器的分路数、负荷、压力损失、长度、位置和方向多个复杂参数影响各支路间的制冷剂分配量。由于各支路在土壤中的布局难以实现长度和形状完全相同，多参数影响的复杂性导致没有准确的数学物理模型能正确指导分液器的合理设计，因此这类流量分配装置的缺点是难以保证两相流的均匀分液，若在安装现场进行多次实验来改进和验证分液器的性能，会使设计效率大大降低。如果制冷剂分液器设计不合理，必将导致有的埋地换热器支路出口制冷剂蒸气过热度极大(其换热面积未能充分利用，大部分面积都被用为加热制冷剂蒸气而不是制冷剂液体)，而有的埋地换热器出口制冷剂还未完全蒸发并带液(其换热面积过度利用，压缩机可能发生液击)，过热度大的制冷剂蒸气和未完全蒸发的两相制冷剂在埋地换热器出口集管混合时也产生热力学损失，结果是整个埋地换热器的总换热效率低下。有关实验研究表明，制冷剂流量分配不当可能导致蒸发器的蒸发能力损失高达85％。

使用一只热力膨胀阀对各支路出口的总过热度调节的另一个缺点是系统容易产生振荡现象。各铜管埋地换热器支路长度较长，制热运行当负荷变化时，热力膨胀阀响应的延迟时间较长，通常超过1分钟，延迟的结果会导致同工质充注热力膨胀阀交替地突然开大或关小，这种振荡现象会严重影响系统的效率和安全性。比如，当埋地换热器出口的蒸气过热度所对应的感温包压力要求更多的制冷剂进入埋地换热器时热力膨胀阀会迅速开大，但提高了的制冷剂流量通过较长的铜管埋地换热器管路可能要超过1分钟才能到达其出口，在这段时间内若系统的热负荷减少而不需要提高制冷剂流量，从而会导致埋地换热器供液过多影响系统安全运行，当热力膨胀阀开始关小时，滞后可能使热力膨胀阀持续的关小，直到感温包感受到出口过热度过大。

此外，埋地换热器换热和土壤之间的传热量由传热面积、温差和传热系数决定。现有技术为保证外表面光滑铜管埋地换热器和土壤的传热面积和传热量，普遍采用较大的管径，通常8-12mm左右。直接式土壤源热泵系统制热运行时，埋地换热器是蒸发器，制冷剂/水换热器是冷凝器；制冷运行时，埋地换热器是冷凝器，制冷剂/水换热器是蒸发器，制冷系统内换热器中制冷剂分布量约占系统总充注量的70％。由于直接式土壤源热泵系统埋地换热器管路较长，其内部容积较大，结果是系统制热运行时需要的制冷剂充注量远大于冬季制热运行的制冷剂充注量(制冷时光滑铜管埋地换热器作为系统冷凝器，因其内部容积大，需要的制冷剂较多)。目前的解决办法是在系统中添加大容量的储液器，当系统制热运行时储存系统中多余的制冷剂，这样一方面使制冷剂充注量过多对环保不利(目前直接式系统中使用的制冷剂都对环境有一定影响，R22是臭氧层破坏气体和温室效应气体，其替代制冷剂R407c、R410a和R134a虽不是臭氧层破坏气体，但仍然是温室效应气体)，另一方面系统结构复杂并增加成本。

发明内容