復疊式空氣源熱泵熱水系統的試驗研究

張 勇 黎 珍 鄧志揚

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070）

引言

隨著我國《大氣污染防治行動計劃》的貫徹實施，以及習近平主席在第七十五屆聯合國大會上莊重承諾碳達峰、碳中和的戰略目標以來[1]，各行業為應對越來越高的環保要求，尋求傳統鍋爐供熱的替代品，進行節能減排的改造也越來越迫切，以清潔能源替代作為化石燃料的技術應用將迎來新的發展[2]。

空氣源熱泵以其高效節能等顯著特點，近年來產業規模總體增長較快，由2015年的80億元，增長到2021年的約227.1億元，所涉及的應用范圍較廣，如生活熱水、集中供暖、養殖、烘干、印染等，空氣源熱泵在中低水溫應用日臻成熟，而隨著“雙碳”政策的指引，熱泵突破更高水溫替代熱水鍋爐的應用將是未來熱泵發展方向之一[3]，傳統的單級壓縮高溫熱泵，受壓縮機自身范圍影響，無法全年維持在高水溫運行，而且在低環溫下的制熱量衰減嚴重，排氣溫度居高不下，可靠性亟待考驗，需考慮其它熱泵系統解決措施[4-7]。

本文主要對一種復疊式熱泵熱水系統進行研究，對比分析了單級壓縮熱泵系統和復疊式熱泵系統的關鍵運行參數，為復疊式空氣源熱泵熱水機的制熱不衰減設計和可靠應用提供參考。

1 試驗研究

1.1 試驗樣機系統

圖1所示為試驗樣機系統原理圖，在同一臺樣機上，通過系統控制及流路變化實現復疊式熱泵系統與單級壓縮熱泵系統的制熱切換，進而準確的對比測試。

圖1 試驗樣機系統原理圖

復疊式熱泵系統由低溫級和高溫級組成，其中低溫級采用低溫增焓系統，制冷劑經中間蒸發冷凝器冷凝之后，經一級節流后進入閃蒸器閃發為中壓氣液飽和態，一路液態制冷劑經二級節流后進入蒸發器吸熱，另一路氣態制冷劑經電磁閥后進入壓縮機中間補氣口，大幅提升低溫級的低溫制熱能力和制熱能效；高溫級采用常規單級壓縮系統，制冷劑經過高溫級冷凝器放熱制取高溫熱水，經節流后，從中間蒸發冷凝器不斷吸收低溫級的熱量，進而實現復疊式熱泵熱水系統運行。

單級壓縮熱泵系統在復疊式熱泵的高溫級上實現，通過關閉低溫級系統，同時關閉電子膨脹閥1和開啟電子膨脹閥2，切換使用高溫級第二蒸發器，實現獨立的單級壓縮熱泵熱水系統運行。

1.2 選型及測試內容

熱水名義工況設計制熱量20 kW，考慮到低環溫制熱能力不衰減的目標，低溫級采用直流變頻壓縮機，制冷劑R410A，排量80 cm3/rec，最低蒸發溫度-40 ℃，壓縮機頻率范圍為（30～120）Hz；高溫級采用定頻壓縮機，制冷劑R134a，排量110 cm3/rec。

為全面的對比分析復疊式熱泵系統和單級壓縮熱泵系統在高水溫的表現情況，分別對比測試兩種系統在不同出水溫度、不同環境溫度下的制熱運行，主要測試內容包括制熱量、功率、COP、排氣溫度、吸氣壓力、排氣壓力、壓縮機頻率等。

2 理論分析

如圖2復疊式熱泵系統LgP-h圖所示，復疊式熱泵系統由低溫級閃蒸補氣系統和高溫級單級壓縮系統組成，分析理論上主要性能指標：

圖2 復疊式熱泵熱水系統LgP-h圖

制熱量：Q= i（h2-h3）；

壓縮機做功：W=m（h6-h5）+（m+n）（h8-h7）+i（h2-h1）；

性能系數：COP=Q÷W。

3 實驗結果分析

基于試驗樣機的復疊熱泵系統與單級壓縮熱泵系統可切換控制，按照5 ℃進出水溫差進行測試，以低溫制熱不衰減的目標進行低溫級壓縮機頻率的控制，對比得出在不同環境溫度、不同出水溫度下兩種系統的制熱關鍵數據差異。

圖3所示為不同出水溫度的制熱量變化。復疊式熱泵制熱量在-20 ℃以上保持制熱量不變，在-30 ℃時為20 ℃工況的（89.5～94.8）%，基本可以實現低環溫制熱量不衰減的設計目標，并且不同水溫所對應的制熱量基本接近，是因為低溫級采用變頻及低溫閃蒸補氣系統起到的有益效果；單級壓縮熱泵制熱量隨環境溫度的降低而大幅降低，最低環溫-10 ℃，且隨著水溫的升高，制熱量明顯變小。

圖3 不同出水溫度的制熱量變化

圖4所示為低溫級壓縮機頻率隨環境溫度變化。為維持全年制熱量保持不變，隨著環境溫度的降低，壓縮機頻率呈現上升的趨勢，且上升幅度加大，是因為環境溫度越低，低溫級從空氣中吸收的熱量變小，需要提高更多的壓縮機頻率來提升低溫制熱能力，進而滿足低溫不衰減的設計目標，但是根據圖3所示制熱量曲線，盡管在-30 ℃壓縮機跑到120 Hz的最高頻率，但是制熱量仍略有衰減，而在高環溫工況，壓縮機頻率最低跑到了30 Hz以下，略超頻率范圍，可見對于制熱能力不衰減的復疊式熱泵系統，壓縮機的選型是關鍵，本次試驗樣機低溫級壓縮機的排量相對略小。

圖4 低溫級壓縮機頻率隨環境溫度變化

圖5所示為不同出水溫度的功率變化。復疊式熱泵的功率隨著環境溫度的升高而降低，單級壓縮熱泵的功率隨著環境溫度的升高而升高，兩種熱泵系統的功率都是隨著水溫的升高而升高，但是在低環溫工況下表現不一，復疊式熱泵的功率隨水溫變化相差較大，而單級壓縮熱泵由于低溫制熱量的衰減，不同水溫的功率隨環溫的降低差值相應變小。

圖5 不同出水溫度的功率變化

圖6所示為不同出水溫度的COP變化。復疊式熱泵在環溫-30 ℃、出水85 ℃時能效1.19 kW /kW，兩種熱泵系統的COP隨著環境溫度的均呈現上升趨勢，復疊式熱泵在中高環境溫度上升趨勢較單級壓縮熱泵緩慢一些，復疊式熱泵在低環溫下的COP表現更優，而單級壓縮熱泵在高環溫的COP表現更優，是因為復疊式熱泵在中高環境溫度下的功率輸出更大，從曲線可以看出，單級壓縮熱泵和復疊式熱泵在最優能效切換點處于（10～20） ℃環溫區間附近，從實際運行節能性考慮，可為兩種熱泵系統切換提供控制依據。

圖6 不同出水溫度的COP變化

圖7所示為不同出水溫度的吸氣壓力變化。復疊式熱泵的高溫級吸氣壓力基本保持平穩，環境溫度-30 ℃時吸氣壓力降低，是因為低溫級滿頻率輸出無法提供足夠的制熱量給中間蒸發冷凝器，導致高溫級吸收不到足夠的熱量；單級壓縮熱泵的吸氣壓力隨著環境溫度的降低而逐漸降低。從曲線可以看出，復疊式熱泵因低溫級供熱量的因素，其不同水溫的吸氣壓力差距較大，而單級壓縮熱泵吸氣壓力隨著環境溫度的升高差距略微變大。

圖7 不同出水溫度的吸氣壓力變化

圖8所示為不同出水溫度的排氣壓力變化。復疊式熱泵的高溫級排氣壓力基本處于平穩狀態，單級壓縮熱泵的排氣壓力在中高環境溫度處于平穩狀態，但是在低環境溫度下排氣壓力明顯降低，這主要是低環境溫度下冷媒循環量降低較多引起。

圖8 不同出水溫度的排氣壓力變化

圖9所示為不同出水溫度的排氣溫度變化。復疊式熱泵的高溫級排氣溫度基本處于平穩狀態，低環境溫度下略微高一點，單級壓縮熱泵的排氣溫度隨著環境溫度的降低而升高，在-10 ℃時超過120 ℃，可以看出，復疊式熱泵系統在高水溫運行的排氣溫度更低，運行更可靠。兩種熱泵系統的排氣溫度差異在于吸氣壓力的差異，復疊式熱泵的高溫級在不同環境溫度下壓縮比基本接近，而單級壓縮熱泵的壓縮比隨環境溫度的降低而增大。

圖9 不同出水溫度的排氣溫度變化

4 結論

1）復疊式熱泵系統可大幅度拓寬制熱范圍，環境溫度-30 ℃仍可制取85 ℃熱水，COP達到1.19。

2）復疊式熱泵系統可實現環境溫度-20 ℃時制熱量不衰減，-30 ℃環境溫度制熱量僅衰減（5.2～10.5）%，可見低溫級采取變頻和低溫增焓系統在其中起到顯著作用。

3）復疊式熱泵系統高溫級的排氣溫度、排氣壓力、吸氣壓力在不同環境溫度下基本處于平穩狀態，低溫工況排氣溫度較單級壓縮熱泵低20 ℃以上，在低環境溫度、高水溫運行時更加可靠。

4）復疊式熱泵系統和單級壓縮熱泵系統在COP表現不一，復疊式熱泵在低環溫下的COP表現更優，而單級壓縮熱泵在高環溫的COP表現更優，單級壓縮熱泵和復疊式熱泵在最優能效切換點處于（10～20）℃環溫區間附近，從實際運行節能性考慮，可為兩種熱泵系統切換提供控制依據。