不同環境溫度和水溫下復疊式空氣源熱泵熱水機組運行特性研究

鄧志揚 秦海燕 陳 連 秦海彬

（1.珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070；2.格力電器（鄭州）有限公司 鄭州 450000）

引言

空氣源熱泵熱水系統是根據逆卡諾循環原理，利用系統的冷凝側放熱將低溫水加熱到高溫水。在供熱工況下，空氣源熱泵制熱性能隨水溫升高而降低、隨環溫降低而降低，因此當環溫低、水溫高時會引起以下后果[1]：①壓縮機吸氣壓力低，制冷劑體積大、質量小，冷媒循環量少，制熱量低，供熱不足。②壓比增大，等熵效率降低，排氣過熱嚴重，潤滑油粘度下降，延展性變強，油膜厚度變小，不利于潤滑和密封。當壓縮比大于16 時，熱泵系統運行能效約為1，且排氣溫度接近潤滑油的碳化溫度，阻礙了熱泵在寒冷地區的推廣[2]。若要在低溫環境下制取80 ℃熱水，普通冷媒已無法滿足要求，而特殊工質熱泵的初投資和維護成本又比較昂貴，因此可通過復疊式熱泵來解決這個問題[3]。目前，高溫復疊熱泵的產品化研究還很少，一般情況下，主要是對復疊式熱泵系統進行理論研究。文獻[4]研究了不同環溫下高出水溫度的運行特性。本文對不同環境溫度和不同出水溫度下特別是低環溫下復疊式空氣源熱泵熱水系統的產品化的經濟性和可靠性研究。

1 復疊式系統的工作原理

圖1 所示為復疊式熱泵原理及測點布置圖。

圖1 復疊式熱泵原理及測點布置圖

1.1 空氣源復疊式熱水機的工作原理

1）復疊運行工作原理

低溫級：低溫級工質在蒸發器中吸收空氣的熱量，工質蒸發換熱后進入低溫級壓縮機，壓縮后形成高溫高壓氣體，從四通閥1 的D 管流向C 管，再流向四通閥2的C 管，進入冷凝蒸發器（板式換熱器），把熱量傳遞給高溫級工質后，轉化成高壓過冷液態工質，由電子膨脹閥節流降壓后回到蒸發器中，如此完成循環。

高溫級：高溫級工質在板式換熱器中吸收低溫級工質傳遞的熱量，形成氣態工質后，進入高溫級壓縮機，壓縮后形成高溫高壓氣體，在套管換熱器內將水加熱，轉化成高壓過冷液態工質，由電子膨脹閥節流降壓后回到蒸發冷凝器中，如此完成循環。

2）低溫級單級運行工作原理

控制四通閥2 的D 管與E 管接通，將低溫級壓縮機出來的高溫高壓冷媒傳輸到低溫級套管換熱器，把熱量傳遞給水介質，冷凝后的液態冷媒經過電子膨脹閥1 節流降壓后，進入到蒸發器吸收熱量，再回到低溫級壓縮機，如此完成循環。

該復疊式熱泵熱水系統設計重點主要是高低溫級的選型設計、蒸發冷凝器選型設計、高低溫級冷媒工質的確定、單級制熱與復疊制熱及其冬季除霜的系統設計。

2 復疊式熱泵熱水系統的選型設計

2.1 整體方案設計

如圖1 所示，復疊式空氣源熱泵熱水系統的主要部件包括：一級壓縮機（低溫級）、二級壓縮機（高溫級）、套管式換熱器（R410A）、套管換熱器（R134A）、翅片蒸發器、蒸發冷凝器（板式）、風機、電磁閥、汽液分離器、電子膨脹閥、四通閥、儲液罐等。

2.2 系統關鍵部件的選型

1）壓縮機的選型

通常情況下壓縮機的選型是根據機組的設計工況和目標制熱量，由蒸發溫度、冷凝溫度初版計算出壓縮機排量，然后通過排量選擇壓縮機的大小，再通過廠家提供的壓縮機規格書進行校核，本次設計目標制熱量為20 kW。

低溫級壓縮機使用R410A 冷媒，設計蒸發溫度7 ℃，冷凝溫度35 ℃，查壓縮機的性能曲線，可以找到：凌達轉子式5HP 變頻壓縮機在蒸發溫度7 ℃，冷凝溫度35 ℃的性能參數為：

制冷量：16.5 kW；輸入功率：2.8 kW。由此可以得到低溫級制熱量為19.3 kW。

高溫級壓縮機使用R134A 冷媒，設計蒸發溫度30 ℃，冷凝溫度90 ℃。查壓縮機的性能曲線，可以找到：谷輪5HP 壓縮機，在蒸發溫度30 ℃，冷凝溫度90 ℃的性能參數為：制熱量24 kW。高溫級的壓縮機制熱量稍大于目標制熱量，考慮到壓縮機的效率修正，制熱量也在偏差范圍內。

2）蒸發器的選型

如表1、表2 所示，對比機型5HP/T 在名義工況下的能力為19 kW，根據蒸發器換熱面積等效換算得到，名義工況下的制熱量能到27 kW，因此蒸發器的換熱面積是滿足要求的。

表2 蒸發器能力換算對比

3）蒸發冷凝器的選型

蒸發冷凝器采用板式換熱器，選用阿法拉伐廠家提供20 kw 換熱量的換熱器。

4）套管換熱器的選型

名義工況下的制熱量為20 kW。

5）電子膨脹閥的選型

電子膨脹閥選用三花3.2 mm 口徑閥體，適用于R410A 和R134A 冷媒。

6）其他系統部件的選型

考慮到低溫級系統在低溫工況下要進行化霜，因此需要增加儲液罐：低溫級的冷媒量按照計算為4.0 kg，選用有效容積為2.87 L 的儲液罐，大于冷媒量的60 %，滿足要求；低溫級汽液分離器選用有效容積為2.66 L 的汽液分離器，大于冷媒量的60 %，滿足要求。高溫級汽液分離器選用有效容積為2 L，滿足要求。

3 實驗測試

3.1 實驗標準

參考國標GB/T 25127.2-2020《低環境溫度空氣源熱泵（冷水）機組》對實驗工況的要求，根據樣機的設計范圍要求，確定實驗測試的室外工況為（-25～20）℃，使用側出水溫度分別為55 ℃、70 ℃、80 ℃、85 ℃。測試內容主要包括：名義工況下的能力、能效；不同室外環溫下的性能測試、不同出水溫度下的性能測試、以及不同環溫下單/雙級切換運行的性能測試。

3.2 實驗方法及測點布置

實驗在符合國家標準的焓差室內進行測試，室外側焓差室模擬室外環境，以確保機組在目標測試工況下運行。利用實驗室工況機來保證室外側的的溫濕度要求，通過實驗室的恒溫水系統為樣機提供定流量的恒溫水。

按照標準要求在被測機的進出風口布置空氣溫濕度采樣點。在被測機上溫度、壓力測點布置圖見圖1、表3。

表3 復疊系統參數采集點的布置情況

4 實驗結果分析

4.1 額定工況下機組的性能

設定機組的額定工況為室外干/ 濕球溫度為-12 ℃ /-13.5 ℃，機組的進出水溫度為40/80 ℃，制取80 ℃熱水，制冷劑R134A/R410A 充注量為2 kg /4 kg。通過電子膨脹閥控制低溫級循環和高溫級循環的吸氣過熱度均為1 ℃。表4 為額定工況下機組的性能參數，由表4 可知，機組在-12 ℃工況下的實測制熱量為18.243 kW，COP 為1.715 W/W，達到了樣機設計要求。根據實驗結果可知，機組達到制熱量的同時具有相對較高的能效系數，可以穩定地運行，系統方案是可行的。

表4 額定工況下機組的性能參數

4.2 不同環溫下機組運行特性分析

1）不同環溫下排氣溫度、排氣壓力的變化趨勢

由圖2、3 可以看出，同一水溫下：低溫級壓縮機的排氣溫度在環溫-12 ℃以前，有隨室外環境溫度升高而升高趨勢，但在環溫升高到-12 ℃后趨于平穩，最高排氣溫度為50 ℃左右；低溫級壓縮機的排氣壓力隨環境溫度升高而升高，最高排氣壓力為2.8 MPa。這是因為隨著環溫的升高，蒸發壓力升高，低溫級壓縮機排量增加，而蒸發冷凝側的換熱條件基本不變，因此排氣壓力是逐漸升高的；高溫級壓縮機的排氣溫度隨室外環境溫度變化而總體變化不大，最高排氣溫度保持在123 ℃左右，未超過壓縮機的極限排氣溫度130 ℃；高溫級壓縮機的排氣壓力隨室外環境溫度的升高基本保持不變，排氣壓力最高為3.7 MPa。由以上分析可得，在-25 ℃極限工況下制取85 ℃熱水時，機組的排氣溫度在也未超過壓縮機的極限值，運行是可靠的。

圖2 機組高/低溫級排氣溫度隨環溫的變化

圖3 機組高/低溫級排氣壓力隨環溫的變化

4.3 不同出水溫度下機組運行特性分析

1）制熱量、功率、COP 的變化趨勢

圖4～6 所示為系統在不同出水溫度下的制熱量、耗功率及COP 的對比。從圖4～6 可以看出，在相同的室外環境溫度下：隨著出水溫度的增高，系統的制熱量是呈緩慢上升趨勢的。這是因為：隨著水溫的升高，高溫級循環的排氣壓力增加，即冷凝溫度增加，冷凝換熱溫差會有所增加。此外由于冷凝溫度增加，壓縮機耗功也增加，增加的耗功最終也會釋放到水中變成制熱量，兩者的綜合作用最終體現為制熱量的增加。

圖4 機組制熱量隨出水溫度的變化

圖5 機組COP 隨出水溫度的變化

圖6 機組功率隨出水溫度的變化

隨著出水溫度上升，壓縮機耗功率增大，COP下降。出水溫度越高，高溫級壓縮機的壓縮比越高，壓縮機耗功率越大，雖然機組的制熱量有上升，但功率的上升是占主導的，導致系統的COP 降低。

4.4 同一水溫不同環溫下單/雙級的運行特性分析

圖7、8 分別給出了55 ℃出水溫度單/雙級系統分別在不同環溫下運行制熱量和COP 的變化趨勢。由圖7 可以看出，隨著環溫的上升，單級運行和雙級運行的制熱量都是上升的，雙級運行的制熱量高于單級運行的制熱量，但是隨著環溫的升高，單級運行和雙級運行的制熱量之間的差距是逐漸縮小的；由圖8 可以看出，隨著環溫的上升，單級運行和雙級運行的COP 都是上升的，在低溫工況下，雙級運行的COP 要明顯高于單級運行的COP，但是隨著環溫的升高，單級運行和雙級運行的COP的值是越來越接近的，在環溫達到20 ℃時，單級運行的COP 與雙級運行的COP 基本相等，甚至單級運行的COP 值要稍微高于雙級運行的COP。因此，從能效的角度分析，同一水溫下，單/雙級系統運行存在最佳環溫切換點為20 ℃，即：在環溫20 ℃以下雙級運行的經濟節能性要高于單級運行，且環溫越低，雙級運行的節能性越高；當環溫超過20 ℃，單級運行的要比雙級運行更經濟節能。

綜上所述：

1）機組在額定工況：室外干/ 濕球溫度為-12 ℃ /-13.5 ℃，機組的進出水溫度為40/80 ℃，實測制熱量為18.243 kW，COP 為1.715 W/W，達到了樣機設計要求。在室外環境溫度-20 ℃制取80 ℃熱水，系統COP也達到1.32。性能測試過程中機組可以穩定地運行，各項系統運行參數均在合理范圍內，說明系統方案是可行的。

2）同一水溫下機組的制熱量隨著室外環境溫度的升高而增大，不同水溫下，水溫越高機組的制熱量越大。主要原因是：隨著室外環溫的升高，低溫級的蒸發溫度升高，吸氣比容增加，壓縮機的排量增加，導致冷媒循環量增加，低溫級循環的制熱量增加，相應的高溫級制熱量也會增加。隨著水溫的升高，高溫級循環的排氣壓力增加，即冷凝溫度增加，冷凝換熱溫差增加。此外由于冷凝溫度增加，壓縮機耗功也增加，增加的耗功最終也會變成散熱釋放到水中轉變成制熱量，兩者的綜合作用最終體現為機組制熱量的增加；機組的COP 隨著室外環溫的升高而增大，隨著出水溫度的升高而減小；機組的功率隨著室外環境溫度的升高而減小，隨著出水溫度的升高而增加。

3）同一水溫下，隨著環溫的上升，單級運行和雙級運行的制熱量和COP 都是上升的。雙級運行的制熱量高于單級運行的制熱量，但是隨著環溫的升高，單級運行和雙級運行的制熱量之間的差距是逐漸縮小的；隨著環溫的升高，單級運行和雙級運行的COP 的值是越來越接近的，在環溫達到20 ℃時，單級運行的COP 與雙級運行的COP 基本相等，甚至單級運行的COP 值要稍微高于雙級運行的COP。因此，對于復疊熱泵系統，單/雙級系統運行最佳環溫切換點為20 ℃，即：在環溫20 ℃以下雙級運行的經濟節能性要高于單級運行，且環溫越低，雙級運行的節能性越高；當環溫超過20 ℃，單級運行的要比雙級運行更經濟節能。

5 結論

1）機組在額定工況：室外干/ 濕球溫度為-12 ℃ /-13.5 ℃，機組的進出水溫度為40/80 ℃，實測制熱量為18.243 kW，COP 為1.715 W/W。在室外環境溫度-20 ℃制取80 ℃熱水，系統COP 也達到1.32 高于電熱水器。說明機組在即使在低環溫下制取高溫熱水也具有較好的節能性。實驗結果來看，機組在測試過程中運行平穩、可靠，各項系統運行參數均在合理范圍內，說明系統方案是可行的。

2）機組的制熱量隨著室外環境溫度的升高而增大，隨著水溫的升高緩慢增加；機組的COP 隨著室外環溫的升高而增大，隨著出水溫度的升高而減小。

3）對于復疊式熱泵機組，存在單/雙級切換運行的最佳環溫點，在最佳環溫點以下，雙級運行更經濟節能，在最佳環溫點以上，單級運行更經濟節能。

綜上所述，復疊式空氣源熱泵高溫熱水系統即使在極端低溫環溫下也能可靠性、高效的制取高溫熱水，通過合理的系統選型和設計，在常溫工況運行單級制熱，低環溫高水溫工況運行復疊，還能進一步提高節能效果，可以在廣大的嚴寒地區推廣應用。