R134a/R134a復疊式空氣源熱泵系統性能分析

丁雨晴，鄒聲華，李永存，陳光明，江挺候

（1.湖南科技大學能源與安全工程學院，湖南湘潭，411201；2.浙江大學制冷與低溫工程研究所，浙江杭州310027；3.浙江盾安人工環境股份有限公司，浙江諸暨311835）

R134a/R134a復疊式空氣源熱泵系統性能分析

丁雨晴1，鄒聲華1，李永存2，3，陳光明2，江挺候3

（1.湖南科技大學能源與安全工程學院，湖南湘潭，411201；2.浙江大學制冷與低溫工程研究所，浙江杭州310027；3.浙江盾安人工環境股份有限公司，浙江諸暨311835）

介紹了能夠替代我國北方燃煤鍋爐的R134a/R134a復疊式空氣源熱泵系統，分析其熱力循環過程，并進行了復疊式熱泵循環的熱力學理論分析。通過計算，得出不同蒸發溫度、冷凝溫度以及冷凝蒸發器傳熱溫差下，系統COP隨蒸發冷凝溫度的變化情況，從而得出系統最優低溫級冷凝溫度和最佳質量流量比。根據理論計算分析得出的結論對復疊式空氣源熱泵系統進行設計優化。

復疊式空氣源熱泵；R134a；蒸發溫度；COP；冷凝溫度

0　引言

冬季采暖是我國北方居民的生活需求，當前階段，大部分冬冷夏熱的南方地區也需要供暖，城鎮化建設致使大量建筑供暖需求持續增大。供暖需求的持續增加導致能源消耗呈直線上升。2014年，霧霾成為年度關鍵詞，其主要來源之一就是我國冬季燃煤供暖所產生的廢氣。因此，目前迫切需求一種清潔、節能的采暖方式。熱泵是一種新能源技術，其清潔、節能、可再生性的特點是取代傳統燃煤鍋爐的理想替代品。而空氣源熱泵除了受氣溫條件的影響，幾乎不受其他條件的限制，適應性更好。然而，隨著環境溫度的降低，其制熱效率大幅度衰減，壓縮比增大，排氣溫度過高，且蒸發器表面易結霜，換熱器傳熱效果惡化，系統無法正常工作，這限制了空氣源熱泵的廣泛使用。在我國寒冷地區，冬季平均氣溫接近零下30℃，而冷凝溫度要求達到70℃以上，熱泵的冷凝蒸發溫度之差達100℃以上，傳統的單級壓縮循環難以達到這一要求，采用復疊式熱泵循環則可以解決這一問題。對于復疊式熱泵系統，其高溫級和低溫級獨立工作，分別按照逆卡諾循環進行，兩級間通過冷凝蒸發器換熱。

基于復疊式制冷原理，國內外專家學者研究提出多種解決空氣源熱泵低溫適應性問題的措施。Chul Woo Rol［1］等人在高壓級和低壓級循環中分別加入一個蒸汽噴射器。實驗結果表明，使用VI（vapor-injection）技術后，制冷能力和制熱能力分別提高了12%和6%，且系統的穩定性有所增加，但該系統不能充分利用VI的優勢提高系統的COP。浙江大學王林，陳光明［2］等人提出了一種在低溫環境下能擴大制熱能力的空氣源熱泵裝置。該系統既可按傳統單級空氣源熱泵方式運行，又可按復疊循環方式運行。但在室外溫度很低時，蒸發器表面容易結霜，逆向除霜法只適用于單級循環，卻不適用于復疊式循環。南京理工大學余延順［3］等人將雙級壓縮耦合熱泵技術與復疊式熱泵技術有機結合，設計研制了單-雙級混合復疊空氣源熱泵機組試驗樣機。該系統降低了傳熱溫差損失，低溫的制熱性能及適應性好。

為了使復疊式空氣源熱泵具有最高的制熱性能和最經濟的運行條件，吳青昊［4］等人以常規工質對一種新型的復疊式空氣源熱泵熱水器在不同運行工況下的循環性能進行了理論計算，確定了最佳工質及最優工況。可見，選擇合適的工質并確定合理的適用性工況對空氣源熱泵系統的正常、經濟運行至關重要。

1　工質的選擇

對于復疊式熱泵的高溫級循環，可選的工質主要有R600、R600a、R123、R142b、R134a等，對于低溫級循環，可選的工質主要有R22、R134a、R152a、R290以及混合制冷劑如R407C、R410A等［5］。由于R22、R142b于2010年禁止生產（我國禁止生產該制冷劑新設備的時限為2015年），R123已于2015年禁止生產［6］，考慮到時間關系，以上幾種制冷劑均不予考慮。根據工質篩選原則，工質需具有較好的熱力學性能，特別要滿足中高溫熱泵應用中冷凝溫度達到100℃及以上的要求，還需要有良好的環境友好性能（ODP為零，GWP較小），且無毒，不燃燒，不爆炸。表1為各種工質的性能參數，根據表1及工質篩選原則，只有R134a，R407C和R410A是不燃的，且R407C和R410A的冷凝溫度都低于100℃，故本文復疊式空氣源熱泵高低溫級工質均選擇R134a。

表1　工質性能參數

2　R134a/R134a復疊式空氣源熱泵制熱循環的性能分析

2.1熱力計算模型

R134a/R134a復疊式空氣源熱泵制熱循環由兩個單級循環疊加而成，高溫級與低溫級的循環工質均為R134a，假設該系統在理想狀況下工作，不考慮壓縮機進口蒸汽過熱和冷凝器出口液態工質過冷，其流程圖如圖1所示。其中：1-2-3-4-1為低溫級循環，5-6-7-8-5為高溫級循環。

對于低溫級而言：

對于高溫級而言：

對于冷凝蒸發器而言：

通過計算可以得出：

式中QL—低溫級蒸發器制熱量，kW；

WL—低溫級壓縮機功率，kW；

QLM，QHM—冷凝蒸發器的熱負荷，kW；

mL—低溫級工質質量流量，kg/s；

ηL—低溫級壓縮機總效率，%；

QH—高溫級蒸發器制熱量，kW；

WH—高溫級壓縮機功率，kW；

mH—高溫級工質質量流量，kg/s；

ηH—高溫級壓縮機總效率，%。

圖1　復疊式空氣源熱泵循環流程圖

2.2結果及分析

對于我國北方采暖地區取代鍋爐的復疊式空氣源熱泵，為了保證良好的供暖效果，其出水溫度至少達到70℃以上。在本文中，高溫級冷凝溫度取80℃，傳熱溫差ΔT=5℃。圖2給出了高、低溫級制熱性能系數隨冷凝蒸發溫度的變化關系。由圖2可以看出，隨著冷凝蒸發溫度的升高，高溫級制熱系數增大，而低溫級制熱系數減小，故在一定的冷凝溫度下，系統COP隨冷凝蒸發溫度的不同而不同，且存在一個最大值。如圖3所示，當蒸發溫度為-35℃時，可得到系統COP最大時的冷凝蒸發溫度t3為35℃，蒸發溫度為-30℃時，系統COP最大時的冷凝蒸發溫度t3為37℃，當蒸發溫度為-25℃時，系統COP最大時的冷凝蒸發溫度t3為40℃。由圖3還可以看出，隨蒸發溫度的升高，系統最大COP也隨之增加。圖4顯示了在冷凝溫度、蒸發溫度和冷凝蒸發器傳熱溫差一定的情況下，高、低溫級壓縮比隨冷凝蒸發溫度的變化關系。由圖4可以看出，高溫級壓縮比隨冷凝蒸發溫度的升高而增大，低溫級壓縮比隨冷凝蒸發溫度的升高而減小，且當冷凝蒸發溫度超過30℃時，高溫級壓縮比已經超過10。

圖2　εH和εL隨蒸發冷凝溫度t3的變化關系

圖3　不同蒸發溫度下復疊式熱泵的COP隨冷凝蒸發溫度t3的變化關系

圖4　高、低溫級壓縮比隨冷凝蒸發溫度的變化關系

圖5　不同冷凝溫度下最佳質量流量比隨蒸發溫度的變化關系

圖6　不同冷凝溫度下最高COP隨蒸發溫度的變化關系

圖7　不同冷凝溫度下最優蒸發冷凝溫度t3隨蒸發溫度的變化關系

圖5表示了不同冷凝溫度下最佳質量流量比（使系統COP達到最大值時低溫級與高溫級工質的質量流量比）隨蒸發溫度的變化關系。由圖5可以看出，在一定的冷凝溫度下，系統的最佳質量流量比隨蒸發溫度的升高而增加，且隨著冷凝溫度的增加，系統最佳質量流量比降低。

圖8　不同冷凝蒸發器傳熱溫差下最高COP隨蒸發溫度的變化關系

圖6表示不同冷凝溫度下系統最佳COP隨蒸發溫度的變化關系。由圖6可以看出，在一定的冷凝溫度下，系統最佳COP隨蒸發溫度的升高而增大。當冷凝溫度升高時，系統COP下降。

圖7表示不同冷凝溫度下最優蒸發冷凝溫度t3隨蒸發溫度的變化關系。由圖7可以看出，在一定的冷凝溫度下，系統的最佳蒸發冷凝溫度t3隨蒸發溫度的升高而升高。隨著冷凝溫度的升高，t3也隨之升高。

圖8表示不同冷凝蒸發器傳熱溫差下最高COP隨蒸發溫度的變化關系。由圖8可以看出，在一定的冷凝蒸發器傳熱溫差下，系統的最佳COP隨蒸發溫度大致呈線性變化，且隨蒸發溫度的升高系統COP增大。隨著冷凝蒸發器傳熱溫差的增加，系統COP增加。

3　結語

根據上述計算結果及分析，可以看出：

（1）R134a/R134a復疊式空氣源熱泵系統在冷凝溫度、蒸發溫度、冷凝蒸發器傳熱溫差確定的情況下，COP存在最大值，且系統存在最佳蒸發冷凝溫度和最佳質量流量比。但在冷凝蒸發溫度達到30℃時，高溫級壓縮比已經超過10。因此，在系統設計過程中，提高系統制熱性能的同時因注意系統的安全性，保證壓縮機的壓縮比不能過大。

（2）為提高R134a/R134a復疊式空氣源熱泵系統的制熱性能，應盡量提高系統的蒸發溫度t1，降低系統的冷凝溫度t7，以及降低冷凝蒸發器的傳熱溫差。

（3）當系統蒸發溫度和冷凝蒸發器傳熱溫差一定的情況下，隨著冷凝溫度的升高，系統的制熱溫差基本上由高溫級制熱循環承擔。因此，高溫級壓縮機效率及參考文獻：

性能是制約冷凝溫度提高的主要因素。要想提高復疊式熱泵系統的出水溫度，提供更好的制熱效果，研發高效率、高性能的R134a壓縮機也是非常必要的。

［1］Chul Woo Roh，Min Soo Kim.Effect of vapor-injection technique on the performance of a cascade heat pump water heater［J］.International Journal of Refrigeration，2013.

［2］王林，陳光明，陳斌，等.一種用于低溫環境下新型空氣源熱泵循環研究［J］.制冷學報，2005，（2）：34～37.

［3］余延順，何雪強，江輝民，等.單-雙級混合復疊空氣源熱泵機組制熱性能實驗研究［J］.南京理工大學學報，2012，36（6）：1036～1041.

［4］吳青昊，巫江虹.復疊式空氣源熱泵熱水器運行工況及其工質的選擇［J］.低溫與特氣，2008，（03）：5～8.

［5］劉永忠，馮霄.復疊熱泵冷凍干燥系統制冷劑的選擇［J］.華北電力大學學報，2003，（9）：105～108.

［6］徐雪情.我國R22逐步禁用和替代物的現狀與進展［J］.制冷技術，2004，（4）：12～15.

Performance Analysis of R134a/R134a Cascade Air-source Heat Pump System

DING Yu-qing1，ZOU Sheng-hua1，LI Yong-cun2，3，CHEN Guang-ming2，JIANG Ting-hou3

（1.Hunan University of Science&Technology，Energy and Safety Engineering Institute，Xiangtan，411201，China；2.Institute of Refrigeration and Cryogenics，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China；3.Zhejiang Dun Artificial Environmental Equipment Co.，Ltd，Zhuji 311835，China）

A cascade air-source heat pump system is introduc ed which used R134a and R134a to instead of coal-fired boiler in north China.The thermodynamic cycle process is analyzed.According to the thermodynamic theoretical analysis，the COP change with evaporation condensation temperature is calculated in different evaporation temperature，condensation temperature and heat-transfer temperature difference of condenser-evaporator.An optimum condensation temperature of low temperature cycle and an optimum mass flow ratio is calculated.According to the conclusion of theoretical analysis，we optimize the cascade air-source heat pump system。

cascade air-source heat pump；R134a；evaporation temperature；COP；condensation temperature

10.3969/J.ISSN.2095-3429.2015.04.014

TB6

B

2095-3429（2015）04-0048-04

2015-06-08

修回日期：2015-07-17

國家自然科學基金資助項目（51274098，51134005）；湖南省自然科學基金資助項目（13JJ6057）。

丁雨晴（1992-），女，湖南人，在讀碩士；

李永存（1975-），男，博士，在站博士后，主要從事建筑環境方面的教學和研究。