多源單雙壓縮機熱泵系統性能的對比研究

臧運艷，劉俊紅 ，劉鳳珍

(山東建筑大學 可再生能源建筑利用技術教育部重點實驗室，山東 濟南 250101)

0 引言

復合源熱泵系統是指將太陽能、地能和水能等能源，兩個或兩個以上復合到一起應用的熱泵系統。其綜合兩種能源的優勢、彌補單一能源在應用方面的局限，在能源的綜合利用方面具有很大優勢。現階段的復合熱泵系統有太陽能—土壤源熱泵系統［1－6］、太陽能—空氣源熱泵系統［7－12］、太陽能—水源熱泵系統［13－15］、太陽能—空氣—土壤多源熱泵系統［16］等。

在已有的太陽能復合熱泵系統中，大多是采用一個壓縮機。但在這種系統中，太陽能或地能提供的熱水具有的溫度和空氣的溫度與制冷劑的溫度之差在有些時候正負相反，如提供的熱水溫度大于制冷劑溫度，而空氣溫度小于制冷劑溫度時，會降低系統能效。而且對于熱泵機組，對于空氣源側和水源側的換熱器，制冷劑參數是不同的，如果將空氣源和水源強制放在一起，可能會影響到壓縮機的性能或者是選擇，進而影響整個系統的效率。由此，劉俊紅等提出了一種利用太陽能、地能和空氣作為冷熱源的多源雙壓縮機的熱泵系統，這個系統可以冬天供暖、夏天制冷，全年提供生活用熱水［16］。而且夏季太陽能的熱量可以在土壤中蓄存起來，以備冬季使用，尤其在冬季熱負荷大于夏季冷負荷的地區更具有應用性。

但是，帶雙壓縮機的復合源熱泵系統僅是理論提出、簡單分析，并沒有與帶單壓縮機的復合源熱泵系統比較。因此，文章通過研究復合源熱泵系統采用單壓縮機和雙壓縮機的壓焓圖，進行數值計算，并改變制冷劑的質量流量分配，以對比這兩種復合源熱泵系統的性能。制冷劑選用了R134a，其作為R12的環保替代品，廣泛用于汽車空調、冰箱、中央空調、商業制冷等制冷空調系統;而且其毒性非常低，在空氣中不可燃，安全類別為A1，是很安全的制冷劑。

1 單壓縮機復合源熱泵系統

綜合目前的復合源熱泵系統圖，并結合所提出帶雙壓縮機的復合源熱泵系統的，繪制出多源單壓縮機復合熱泵系統原理圖(如圖1 所示)。

圖1 單壓縮機復合源熱泵系統原理圖

圖1 中蓄/換熱水箱7 的能量可以由太陽能或土壤源熱泵提供。制冷循環模式工作時，制冷劑從用戶側蒸發器10－1 處吸熱，經過壓縮機壓縮增壓后三通閥12－1 分流，進而分別進入起冷凝器作用的蓄/換熱水箱7 和換熱器10－2 放熱，再經過三通閥12－2 合流回到用戶側蒸發器10－1。由于壓縮機的增壓是按照兩個冷凝器的高壓來設定的，即空氣側的冷凝器10－2，對于水側冷凝器7 壓力過大，因此在進入水側冷凝器前加合適的節流閥來節流降壓。

假定循環為理想循環，無再冷和過熱度，而且壓縮機入口為飽和蒸氣。由圖1 繪制出相應的壓焓圖(如圖2 所示)。

圖2 單壓縮機復合源熱泵系統用戶側制冷劑循環壓焓圖

圖2 中，1－2 為壓縮機內的絕熱壓縮過程，即等熵壓縮過程;2－2″為水側環路處節流閥的節流降壓過程，為垂直線;2－3 和2'－3'為制冷劑在冷凝器中的等壓放熱過程，由于空氣側和水側的參數不同，因此制冷劑的冷凝溫度的選擇不同;3－4 和3'－4'為節流過程，絕熱節流前后制冷劑比焓不變，故為垂直線;4－1 和4'－1 為制冷劑在蒸發器內等壓蒸發吸熱過程。

2 雙壓縮機復合源熱泵系統

帶雙壓縮機復合源熱泵系統是一種利用太陽能、地能和空氣作為冷熱源的多源雙壓縮機的熱泵系統，其在系統中放置兩個不同的壓縮機，充分利用多種可再生能源，將夏季多余的太陽能熱量在土壤中蓄存起來，以備冬季使用，解決了夏季太陽能集熱器的過熱問題，尤其在冬季熱負荷大于夏季冷負荷的地區更具有應用性［16］。其原理圖如圖3 所示。

圖3 雙壓縮機復合源熱泵系統原理圖

圖3 中蓄/換熱水箱兼有蓄熱器和換熱器的作用。當蓄/換熱水箱作為蓄熱器時，冬天蓄存太陽能集熱器和地埋管的熱量加熱其中的水以供冬季采暖空調和熱水供應;夏天蓄存來自末端用戶排出的熱量提供熱水以供洗浴。當蓄/換熱水箱作為換熱器時，則為復合熱泵水源熱泵的一個組成部分，夏季為水源熱泵的冷凝器，冬季為水源熱泵的蒸發器。制冷循環時制冷劑從用戶側的蒸發器吸熱，進而在三通閥12－1 處分流，分別進入兩個不同的壓縮機，對應的冷凝器7 換熱水箱和10－2 與空氣換熱的換熱器，再分別節流后于三通閥12－2 處混合進入用戶側蒸發器10－1。

假定循環為理想循環，無再冷和過熱度，而且壓縮機入口為飽和蒸氣。由圖3 繪制出相應的壓焓圖(如圖4 所示)。

圖4 雙壓縮機復合源熱泵系統用戶側制冷劑循環壓焓圖

圖4 中，1－2 和1－2'為壓縮機內的絕熱壓縮過程，即等熵壓縮過程;2－3 和2'－3'為制冷劑在冷凝器中的等壓放熱過程，由于空氣側和水側的參數不同，因此制冷劑的冷凝溫度的選擇不同;3－4和3'－4'為節流過程，絕熱節流前后制冷劑比焓不變，故為垂直線;4－1 和4'－1 為制冷劑在蒸發器內等壓蒸發吸熱過程。

3 單、雙壓縮機系統的性能參數對比

3.1 單、雙壓縮機的幾種性能參數對比

由以上兩系統原理圖和壓焓圖可知，在假定循環為理想循環，無再冷和過熱的情況下，兩者的區別主要在于制冷劑從壓縮機出來進入蒸發器的過程，即壓焓圖中2、2'、2″的部分，單壓縮機復合源熱泵系統由于制冷劑從一個壓縮機出來后需流經兩個不同的蒸發器，需要在水側換熱器管路冷凝器前安裝節流閥進行節流降壓。因此，相應的損失了一部分能量，系統能效相應降低。

假定所需冷量為20 kW，采用蒸汽壓縮式制冷，蒸發溫度4 ℃，冷凝溫度空氣側換熱器選擇48 ℃、水側換熱器選擇35 ℃。下面通過假定流經空氣側和水側的制冷劑的質量流量之比為3:2，對比這兩種系統系統能效的差別。

3.1.1 單壓縮機復合源熱泵系統的計算

由壓焓圖圖2 可知上述幾個狀態點的參數，如表1 所示。

表1 單壓縮機復合源熱泵系統用戶側制冷劑循環狀態點參數

由壓焓圖可知v1=0.06039 m3/kg 時，可知各個參量的大小為

(1)單位質量制冷能力可由公式(1)表示為

式中:q0為單位質量制冷能力，kJ/kg;h1為狀態1 點的比焓值，kJ/kg;h4為狀態4 的比焓值，kJ/kg;h4'為狀態4' 的比焓值，kJ/kg。

(2)單位容積制冷能力可由公式(2)表示為

式中:qv為單位容積制冷能力，kJ/m3。

(3)制冷劑質量流量可由公式(3)表示為

式中:Mr為制冷劑質量流量，kg/s;φ0為所需要的冷量，kW。

(4)制冷劑體積流量可由公式(4)表示為

式中:Vr為制冷劑體積流量，m3/s。

(5)冷凝器熱負荷可由公式(5)表示為

式中:φk為冷凝器熱負荷，kW;qk為冷凝器中單位質量制冷劑的放熱能力，kJ/m3;h2、h3、h2'、h3'分別為狀態點2、3、2'、3' 的比焓值，kJ/kg。

(6)壓縮機理論耗功率可由公式(6)表示為

式中:pth為壓縮機的理論耗功率，kW。

(7)理論制冷系數可由公式(7)表示為

人力資源工作涉及企業每個員工的切身利益，人力資源管理信息化使全員參與人力資源管理工作成為現實。因此，增強員工信息化意識，全員支持信息化建設，無論對企業還是對員工個人都是非常重要的。對企業而言，通過信息技術，可以提升人力資源管理效率，降低企業管理成本，也為企業整體的信息化推進打下良好的基礎；對員工個人而言，可以提升工作技能，增強企業歸屬感和榮譽感，提升工作工作滿意度。

式中:εth為系統的理論制冷系數。

(8)熱力學完善度可由公式(8)表示為

單位質量制冷能力為139.04 kJ/kg;

單位容積制冷能力為2302.37 kJ/m3;

制冷劑質量流量為0.1438 kg/s;

制冷劑體積流量為0.008684 m3/s;

冷凝器熱負荷為24.50 kW;

壓縮機理論耗功率為4.515 kW;

熱力學完善度為0.598。

3.1.2 雙壓縮機復合源熱泵系統的計算

由壓焓圖圖4 可知上述幾個狀態點的參數(如表2 所示)。

表2 雙壓縮機復合源熱泵系統用戶側制冷劑循環狀態點參數

由壓焓圖可知v1=0.06039 m3/kg，同單壓縮機復合源熱泵系統的計算相同，可知各參量的大小為

單位質量制冷能力為139.04 kJ/kg;

單位容積制冷能力為2302.37 kJ/m3;

制冷劑質量流量為0.1438 kg/s;

制冷劑體積流量為0.008684 m3/s;

冷凝器熱負荷為24.18 kW;

壓縮機理論耗功率為4.187 kW;

理論制冷系數為4.78;

熱力學完善度為0.647。

3.1.3 單雙壓縮機復合源熱泵系統的對比

由以上計算可知，當流經空氣側和水側的制冷劑的質量流量之比為3:2 時，帶單壓縮機和雙壓縮機的復合源熱泵系統的性能參數如表3 所示。

由此可知，雙壓縮機復合源熱泵系統的冷凝器熱負荷和壓縮機理論耗功都有所降低，而理論制冷系數和熱力學完善度均高于單壓縮機復合源熱泵系統。

3.2 制冷劑質量流量之比對單、雙壓縮機系統性能的影響

經過計算可知，在制冷劑總質量流量不變的情況下，當流經空氣側和水側的制冷劑質量流量之比發生變化時，單壓縮機系統和雙壓縮機系統的冷凝器熱負荷、壓縮機理論耗功率和理論制冷系數的變化趨勢圖(如圖5、6、7 所示)。

表3 單雙壓縮機的性能參數對比

圖5 冷凝器熱負荷與復合源熱泵系統制冷劑流量分配的關系圖

冷凝器的熱負荷等于單位時間內制冷劑在蒸發器中吸收的蒸發熱加上壓縮機對制冷系統所做的功，在用戶側蒸發器所吸收的蒸發熱相同的情況下，冷凝器熱負荷的高低即壓縮機對制冷系統所做功的高低。由圖5 可知，隨著空氣側制冷劑質量流量所占比重的增加，單壓縮和雙壓縮機復合源熱泵系統冷凝器的熱負荷均逐漸降低，直至制冷劑全部流經空氣側時，兩者的冷凝器熱負荷相等。隨著空氣側制冷劑質量流量的減少，雙壓縮機系統的冷凝器熱負荷比單壓縮機系統的冷凝器熱負荷上升趨勢更緩慢。因此，同種情況下，雙壓縮機復合源熱泵系統一般比單壓縮機復合源熱泵系統的冷凝器熱負荷低，即制冷系統所需的壓縮機做功少且節能。

圖6 壓縮機理論耗功率與復合源熱泵系統制冷劑流量分配的關系圖

理想狀態下，壓縮機的理論耗功率全部用來改變制冷劑的熱力學狀態，因此在制冷劑所要求的熱力學狀態前后變化一致時，壓縮機理論耗功率低的系統耗功相對低。由圖6 可知，單壓縮機復合源熱泵系統的壓縮機理論耗功率不隨空氣側制冷劑質量流量所占比重的增加而變化，雙壓縮機復合源熱泵系統的壓縮機理論耗功率隨著空氣側制冷劑質量流量所占比重的增加則相應增大，直至制冷劑全部流經空氣側時，兩者的壓縮機理論耗功率相等。因此，在相同的條件下，雙壓縮機復合源熱泵系統一般比單壓縮機復合源熱泵系統的壓縮機耗功率相對低一些，降低了系統能耗且節能。

圖7 壓縮機理論制冷系數與復合源熱泵系統制冷劑流量分配的關系

制冷系數是制冷循環中的一個重要經濟指標，制冷系數愈大，表示循環的經濟性愈好。由圖7 可知，隨著空氣側制冷劑質量流量所占比重的增加，單壓縮和雙壓縮機復合源熱泵系統的理論制冷系數均逐漸降低，但單壓縮機系統的理論制冷系數比雙壓縮機系統的理論制冷系數下降趨勢更明顯。因此，在同種情況下，雙壓縮機復合源熱泵系統一般比單壓縮機復合源熱泵系統的理論制冷系數相對高，即表示其循環的經濟性相對更好。

4 結論

研究太陽能—空氣—地能多源雙機熱泵供熱空調復合系統，對比其與單壓縮機復合源熱泵系統的制冷參數，畫出兩者的原理圖和壓焓圖，可以看出兩者的不同主要在于壓縮機的數量和設置，因此壓焓圖上壓縮機內的絕熱壓縮過程不相同;通過改變空氣側和水側制冷劑流量之比，計算得出相應數值，在圖表上對比分析，進而得出以下結論:

(1)采用雙壓縮機的復合源熱泵系統與采用單壓縮機的復合源熱泵系統相比，冷凝器熱負荷較低，最高可降低3.1%，壓縮機理論耗功率也較低，最高可降低18.2%，因此其系統耗功也相應較低，系統能效也相應較低，系統更加節能。

(2)在理論制冷系數方面，雙壓縮機復合源熱泵系統與單壓縮機復合源熱泵系統相比，理論制冷系數明顯升高，最高可升高22.18%，因此其循環的經濟性更好。因此，雙壓縮機復合源熱泵系統明顯優于單壓縮機復合源熱泵系統。

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