复叠式空气源热泵低温适应性研究

陈镇凯等：复叠式空气源热泵低温适应性研究

复叠式空气源热泵低温适应性研究

陈镇凯1，何雪强2，胡文举1，3，江辉民1

（1.广东吉荣空调有限公司，广东揭阳522000；2南京理工大学，南京210094；

3．哈尔滨工业大学，哈尔滨150090）

【摘要】为改善空气源热泵机组的低温适应性，设计和研制了单双级复叠式空气源热泵机组试验样机，在不同室外低温环境工况下，对样机的性能参数进行了实验测试，分析了机组在单、双级制热模式下，系统制热性能的变化规律及影响因素。研究结果表明：在室外环境温度低于0ħ时，采用双级复叠式热泵制热模式，机组将得到更经济、更可靠的运行状态。与此同时，确定室外温度为0ħ，作为该系统单、双级切换运行的控制条件。

【关键词】复叠式空气源热泵；低温；制热性能；实验研究

【中图分类号】TU832.1【文献标识码】B【文章编号】1001－6864（2011）12－0107－03

改善空气源热泵系统的低温适应性、提高其低温制热性能是解决空气源热泵在寒冷地区应用的关键问题。针对低温空气源热泵技术，国内外学者进行了相关的研究，主要集中在：①提高单级压缩空气源热泵系统的低温制热性能，通过采用喷液冷却的压缩机［1］和引入辅助加热器提高低位热源的品质［2］等来改善系统部件性能，引入性能优良混合工质来提高低温供热性能［3］等措施，但仍然无法从根本上解决压缩比大和排气温度高的问题，系统的可靠性也没有得到本质提高；②采用双级和准双级压缩热泵系统，马国远等在涡旋压缩机系统中设置经济器，构成准双级压缩空气源热泵系统［4］，并对其制热运行特性进行了理论与实验研究［5］，研究表明在蒸发温度－25ħ时，制热性能系数达到1.69，排气温度121.4ħ，系统能安全稳定运行，但对压缩机加工工艺提出更高的要求；③采用双级耦合热泵系统，哈尔滨工业大学的马最良教授等提出双级耦合热泵系统［6，7］，该系统由中间水环路将两套单级热泵系统有机耦合，通过低温空气源热泵从大气中吸取热量，提供10 20ħ的低温热水并作为高温级水源热泵的低位热源制备高温热水向建筑物供暖，但中间水环路增加了系统的传热温度。基于此，将双级压缩耦合热泵技术与复叠式热泵技术有机结合，本文提出一种适合寒冷地区特点的单、双级复叠式空气源热泵供暖系统，并对样机在低温工况下单级制热、双级复叠制热性能进行实验研究，为低温空气源热泵供暖技术应用范围的北扩提供理论技术支持。

1复叠式空气源热泵系统及样机的设计

1.1复叠式空气源热泵系统原理

图1给出了单双级复叠式空气源热泵系统原理图。该系统主要由两级制热系统构成：第一级系统为低温级制热系统，由低温级压缩机1、室外换热器13、水侧换热器3、冷凝蒸发器2、热力膨胀阀9（10）、贮液器12、气液分离器15及阀门等部件构成；第二级系统为高温级制热系统，由高温级压缩机16、水侧换热器17、冷凝蒸发器2、热力膨胀阀20、贮液器18、及阀门等部件构成。通过四通阀及电磁阀切换，系统可实现系统单级制冷、单级制热以及双级复叠制热等多种功能。在室外温度较高时，系统按单级制热模式运行，高温压缩机16停机，电磁阀5、21开启，电磁阀4、22关闭，四通阀

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低温建筑技术2011年第12期（总第162期）

通电，室外换热器为蒸发器，水侧换热器3提供采暖用热水；在室外温度较低时，系统按双级复叠制热模式运行，电磁阀4、22开启，电磁阀5、21关闭，高温压缩机16启动，换热器2为低温与高温级热泵系统的冷凝蒸发器，最后由水侧换热器17提供采暖用热水。

1.2实验样机的设计

基于单双级复叠式空气源热泵系统原理，研制了一台型号为RF14WDS的实验样机，额定制热量为14kW。样机的低温级压缩机选用型号为VR61KF－TFP－542全封闭涡旋式压缩机，高温级压缩机选用型号为ZR36KH－TFD全封闭涡旋式压缩机，热力膨胀阀选用的型号为TGEX6，板式换热器选用的是BL50型钎焊板式换热器，室外换热器采用翅片蒸发器，传热铜管 9.52mmˑ0.35mm，每排24根，3排，管长750mm。

2实验结果分析

2.1低温环境下机组单双级制热运行实验结果分析

在国家压缩机制冷设备质量监督检验中心认定的广东某空调公司的柜机测试中心开展了实验测试。单级制热运行测试工况为：室外侧环境温度分别为7、5、2和0ħ，热水出水温度分别维持在45ħ和50ħ，热水流量为2.70m3/h。表1给出了在不同环境温度下，系统单级制热运行时机组性能参数表。双级制热运行测试工况为：室外侧环境温度分别为－5、－10、－15和－20ħ，热水出水温度维持在45ħ，热水流量为2.50m3/h。表2给出了在不同环境温度下，系统双级制热运行时机组性能参数表。

表1不同环境温度下单级制热运行机组性能参数表

室外环境温度7ħ5ħ2ħ0ħ

热水出水温度/ħ45（50）45（50）45（50）45（50）

制热量/kW14.38（13.91）12.45（11.78）10.91（10.45）9.25（8.85）

耗功率/kW 3.64（4.31） 3.53（4.13） 3.43（3.85） 3.51（4.01）

能效比 3.95（3.22） 3.52（2.85） 3.18（2.71） 2.63（2.21）

排气温度/ħ78.4（89.10）84.1（95.20）90.5（102.30）96.7（106.20）压缩比 4.3（4.78） 4.5（5.17） 4.8（5.41） 5.3（5.78）

表1中显示的结果可以看出，系统在低温单级制热运行，机组出热水温度为45ħ，当环境温度从7ħ降至0ħ时，机组的制热量下降35.7%，能效比下降33.4%，排气温度上升23.3%，压缩比从4.3上升至5.3；机组出热水温度为50ħ，当环境温度从7ħ降至0ħ时，机组的制热量下降36.4%，能效比下降31.4%，排气温度上升19.2%，压缩比从4.78上升至5.78。也就是说，单级制热时，系统的制热量、能效比、排气温度和压缩比均随着环境温度的降低而变差，尤其是在出水温度较高时，在室外环境温度为0ħ，排气温度已升至106ħ，压缩比达到5.78，可以推测，随着环境温度的进一步降低，排气温度和压缩机必将到达压缩机的允许值（排气温度120ħ，压缩比7.0）。众所周知，排气温度和压缩比高是常规单级热泵系统长期在低温工况下运行效率低下，并造成压缩机烧毁的主要原因，因此，降低压缩机排气温度和压缩比是低温空气源热泵技术需解决的关键问题。

从表2中显示的结果可以看出，系统在低温双级制热运行，机组出热水温度为45ħ，当环境温度从－5ħ降至－20ħ时，机组的制热量下降28.8%，能效比下降17.4%，高温级的排气温度从68.1ħ上升至78.2ħ，高低温级压缩比也维持在4.5以下。从上述二表得出的结果可以得知，双级复叠制热量和制热能效比虽然随着室外温度下降而降低，但下降幅度远比单级制热系统低得多，即使在环境温度为－20ħ时，系统的制热能效比仍然可以维持在2.0以上，系统压缩机的排气温度和压缩机也远低于压缩机的允许限值。也就是说，在环境温度很低的条件下，双级复叠式制热系统能够很好地改善压缩机的运行条件，保证系统可靠运行，也为空气源热泵应用范围北扩，提供了很好的技术发展方向。

表2不同环境温度下双级制热运行机组性能参数表室外环境温度－5ħ－10ħ－15ħ－20ħ

热水出水温度/ħ45454545制热量/kW10.939.158.387.78两级总耗功率/kW 4.33 3.89 3.71 3.68能效比 2.52 2.35 2.26 2.11高温级排气温度/ħ68.1070.1072.5078.20高温级压缩比 2.78 3.65 3.90 4.31

低温级压缩比 3.70 3.45 3.32 3.25

2.2机组单双级制热运行切换条件的确定

图2给出了保证机组热水出水温度为45ħ的条件下，单级制热运行和双级制热运行时，机组的制热能效比COP h 随室外温度的变化规律。从图2可以看出，系统单级制热运行的能效比曲线和双级复叠制热运行的能效比曲线，在室外温度T w=－1ħ处相交。即就是，当室外温度T w＞－1ħ时，系统按单级制热运行时，机组的COP h高，此时，系统采用单级制热模式更为经济；反之，当室外温度T w＜－1ħ时，机组采用复叠制热模式时的COP h高，此时，系统应切换至双级复叠制热模式

。

如果仅考虑机组的运行经济性，则可将T w=－1ħ时作为单双级切换运行的转换点。但是，衡量一台空调机组的质量，除了节能经济外，更重要的是可靠性。从上述的实验结果可知，在环境温度为0ħ，机组单级运行的排气温度在106ħ，

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