采用R410A单一工质的复叠式空气源热泵

杨永安，李瑞申，李坤，孙天慧

（1 天津商业大学机械工程学院，天津300134； 2 华商国际工程有限公司，北京100084）

引 言

空气源热泵可从环境大气中吸取丰富的低品位能量，是一种高效、节能环保装置，具有广泛的应用前景和市场价值[1-4]。在我国北方冬季低温环境下，常规单级压缩热泵系统存在制热量不足、制热性能系数低、蒸发器易结霜、温度适应范围小等问题，制约着空气源热泵在低温环境下的应用[5-10]。对于从较低环境温度取热，采用双级压缩循环或复叠式循环是很好的解决方式，然而，由于复叠式循环系统复杂及成本较高，现有低温空气源热泵系统中，通常采用双级压缩循环[11-17]，但由于双级压缩系统高低压级串联，导致压缩机回油不均问题不易解决[18-19]。为将复叠式循环应用于热泵系统中，国内外学者对其进行了大量的研究。Roh 等[20]将喷气增焓技术应用于复叠式热泵系统，研究发现低温压缩机的补气量能够有效提高系统的制热量。巫江虹等[21]对蓄热型单级压缩热泵与复叠式热泵运行参数变化关系和热量传递方式进行了研究，结果表明，高温循环冷凝器和水及蓄热器之间热量传递具有延迟性，单级压缩热泵系统蓄热时间大于复叠式热泵系统。Kim 等[22]搭建了高低温循环均采用变频压缩机的复叠式热泵系统，建立了压缩比和制热量的通用关系式，从而使系统工作在最佳中间压力下，提高了系统制热性能。文献[23]提出一种变流量单工质复叠热泵系统，通过阀门转换，可实现高低温压缩机相互切换，进行级间能量调节。为解决复叠式热泵除霜问题，曲明璐等[24-26]在传统的复叠式热泵中增加储水蓄能系统，实现蓄能除霜，缓解了除霜时室内舒适性差的问题。为扩大复叠式热泵适用的运行工况范围，陈光明等[27-28]提出一种新型空气源热泵装置，能实现在环境温度-30～40℃范围内供热，但并未对其进行实验验证。余延顺等[29]提出了一种单-双级混合的复叠式空气源热泵系统，并对其制热性能进行了模拟计算与实验研究，但该系统仅适用于热水间接供暖，系统冷凝温度较高，制热性能系数较低。以上研究从不同程度上提高了复叠热泵系统低温适应性，但仍然存在优化空间。

本文选用R410A 制冷剂，提出一种高低温循环采用单一工质的新型复叠式空气源热泵(singlefluid cascade air-source heat pump，SC-ASHP)系统，选用单变速系统（高温循环采用定速压缩机，低温循环采用变速压缩机）作为研究对象，建立其理论模型，并搭建复叠式热泵实验台，在不同工况下，对该系统单级制热、复叠制热性能进行模拟计算与实验研究，探讨了单级压缩与复叠式制热运行模式的切换条件，为进一步扩展热泵的应用地区和室外环境温度适用范围提供建议。

1 采用单一工质的复叠式空气源热泵系统

图1 为SC-ASHP 系统的原理图，系统主要由高温压缩机、低温压缩机、冷凝蒸发器、室外换热器、轴流风机、室内换热器、贯流风机、储液器、气液分离器、四通换向阀、电磁阀、电子膨胀阀(EEV)及单向阀组成。通过四通换向阀与电磁阀的切换，可改变制冷剂流向，实现单级压缩制冷循环（single stage refrigeration cycle，SRC）、单级压缩制热循环（single stage heating cycle，SHC）及复叠式制热循环（cascade heating cycle，CHC）三种模式的转换。不同运行模式下各阀门及压缩机状态如表1 所示。SRC 模式：低温压缩机工作，高温压缩机不工作，四通换向阀接通处于制冷断电状态，电子膨胀阀Ⅰ关闭，电磁阀Ⅰ关闭，电磁阀Ⅱ关闭，电磁阀Ⅲ开启，室内换热器为蒸发器，室外换热器为冷凝器，循环过程为b→k→j→f→g→t→q→p→c→a→b。SHC 模式：低温压缩机工作，高温压缩机不工作，四通换向阀接通处于制热连通状态，电子膨胀阀Ⅰ关闭，电磁阀Ⅰ开启，电磁阀Ⅱ关闭，电磁阀Ⅲ开启，室内换热器为冷凝器，室外换热器为蒸发器，循环过程为b→c→p→q→t→s→f→g→h→j→k→a→b。CHC 模式：高温压缩机与低温压缩机均工作，四通换向阀接通处于制热连通状态，电子膨胀阀Ⅰ开启，电子膨胀阀Ⅱ开启，电磁阀Ⅰ开启，电磁阀Ⅱ开启，电磁阀Ⅲ关闭，室内换热器为冷凝器，室外换热器为蒸发器。CHC 模式运行包括低温循环与高温循环，低温循环过程为：b→c→d→e→f→g→h→j→k→a→b，低温压缩机将低温低压制冷剂气体压缩成中温中压气体（a→b），经四通换向阀及电磁阀Ⅱ进入冷凝蒸发器冷凝（b→c→d），将热量传递至高温循环（d→e），冷凝后的中压制冷剂液体进入储液器（e→f），从储液器出口流出的中压液体制冷剂经电子膨胀阀Ⅱ节流降压变为低温低压制冷剂蒸气（g→h），经单向阀Ⅲ进入室外换热器中蒸发（h→j），吸收室外环境热量变为低温低压气体（j→k），经四通换向阀回到低温压缩机吸气口完成低温循环（k→a）；高温循环过程为：n→p→q→r→m→n，高温压缩机将中温中压制冷剂气体压缩成高温高压气体（m→n），排入室内换热器中冷凝（n→p），室内产生制热现象（p→q），冷凝成高温高压的液体制冷剂经电子节流阀Ⅰ节流降压（q→r），变为中温中压蒸气进入冷凝蒸发器中蒸发，吸收低温循环的冷凝热后回到高温压缩机吸气口完成高温循环（r→m）。其中，上述高温循环中间压力数值小于低温循环。

表1 不同运行模式下各阀门及压缩机状态Table 1 State of every valve and compressors

图1 SC-ASHP系统原理图Fig.1 Schematic diagram of SC-ASHP system

2 分析模型

从系统造价成本与控制策略复杂程度角度出发，选用单变速系统作为研究对象，不仅同时满足CHC 模式、SHC 模式与SRC 模式运行下低温循环变流量调节，而且控制策略较简单。其中选用的高温压缩机理论输气量为0.216 m3/h，低温压缩机理论输气量为42.0 cm3/r。

本文采用文献[30]的方法，以压缩机生产厂家提供的样本性能手册为依据，用最小二乘法拟合出压缩机容积效率、电效率与压比的关联式，忽略汽缸壁与外部空气件的热交换，建立高温定速压缩机与低温压缩机运行速度60 r/s时的准稳态模型。

高温定速压缩机拟合函数

式中，ηvH为高温压缩机容积效率；ηelH为高温压缩机电效率；εH为高温压缩机压缩比。

低温变速压缩机，运行转速为60 r/s 时拟合函数

式中，ηvL为低温压缩机容积效率；ηelL为低温压缩机电效率；εL为低温压缩机压缩比。

采用文献[31]的方法，以60 r/s 为参考速度，拟合出低温变速压缩机容积效率、电效率与转速及压缩比的关系如下

式中，N 为低温压缩机转速，r/s；Nref为低温压缩机参考转速，r/s；ηvL.ref为低温压缩机参考速度下容积效率；ηelL.ref为低温压缩机参考速度下电效率。

SC-ASHP 系统在CHC 模式运行下的压焓图如图2 所示,高温循环过程为5′→5→6→7→8→5′，低温循环过程为1′→1→2→3→4→1′，6′点为理论循环高温压缩机等熵压缩压缩机出口状态点，2′点为理论循环低温压缩机等熵压缩压缩机出口状态点。用能量守恒和质量守恒定律，对图2 热力循环进行分析，可以得出该系统的主要性能。

图2 SC-ASHP系统循环图Fig.2 SC-ASHP cycle

假设冷凝蒸发器与环境无热量交换

式中，Q0H为高温循环制冷量，kW；QkL为低温循环制热量，kW。

系统制热量、系统制冷量分别为

式中，QkH为系统制热量，kW；Q0L为系统制冷量，kW；qmH为高温循环质量流量，kg/s；qmL为低温循环质量流量，kg/s；h为焓值，kJ/kg。

压缩机输入功率

式中，PH、PL分别为高温压缩机与低温压缩机输入功率，kW；ηelH、ηelL分别为高温压缩机与低温压缩机机电效率。

压缩机排气口焓值

式中，h6、h2分别为高温压缩机与低温压缩机排气口焓值，kJ/kg。

中间温度Tm依据高低温压缩机压缩比相等的原则来确定

式中，TkH为高温循环冷凝温度，K；TOL为低温循环蒸发温度，K。ΔT 表示冷凝蒸发器中低温循环的冷凝温度和高温循环的蒸发温度之差。

系统制热性能系数COP

式中，VdisH为高温压缩机理论输气量，m3/s；N 为低温压缩机转速，r/s；vdisL为低温压缩机单位转速理论输气量，m3/r；ηvH、ηvL分别为高温压缩机与低温压缩机的容积效率。

SC-ASHP 系统运行模拟工况冷凝温度取46℃，CHC 模式蒸发温度取-35～10℃，SHC 模式蒸发温度取-15～10℃。复叠式换热温差取5℃，由于低温压缩机为变速压缩机，则低温压缩机按照达到式（14）的中间温度对应的转速计算；SHC 模式压缩机按照额定转速60 r/s 计算。压缩机吸气过热度取5℃，液体过冷度取5℃。按照式(1)～式(15)模拟出系统的制热性能系数COP、制热量、压缩机压缩比和排气温度。

3 实验装置与方法

3.1 实验装置

图3 SC-ASHP系统实验装置图Fig.3 Test bench of C-ASHP system

表2 实验系统主要配置Table 2 Main equipment of experiment system

实验装置及测点布置如图3所示，由热泵系统、量热器系统、室内水系统及控制系统四部分组成，通过相关阀门切换，可以进行SC-ASHP 系统的SHC模式与CHC 模式实验（SRC 模式与普通空气源热泵相同，不做实验研究）。实验装置主要配置见表2。量热器中充注饱和状态R134a 工质作为载冷剂，蒸发器盘管放置其顶部，其底部设置电加热管；冷凝器采用套管式换热器，与水箱中循环水换热，水泵前安装电动调节阀的旁通水路，电动调节阀另一端连接温度较低的自来水管；高温循环与低温循环通过电子膨胀阀实现节流，其开度通过蒸发温度和压缩机吸气温度差值动态调节；低温压缩机转速由变频器驱动，高温压缩机及其他部件的动作受PLC 程序自动控制。

实验测试参数主要包括高低温压缩机进出口压力与温度，冷凝器进出口水温，冷凝水流量和高低温压缩机输入功率。采用三线制PT100（精度为±0.1℃）温度传感器对温度进行测量，采用直流电压型 压 力 传 感 (CAREL： SOKT00033R0/SOKT00013R0，量程：-1×105～9.3×105Pa/0～34.5×105Pa，精度为±0.2%)对压力进行测量，采用液体涡轮流量计(格乐普:LW-32D2AWNS，量程：0.8～15m3/h，精度±0.5%)对循环水流量进行测量，高低温压缩机输入功率采用YOKOGAWA WT333 功率仪进行测量，所有传感器及仪器测量数据由YOKOGAWA MX100采集保存至计算机中。

3.2 实验方法

实验主要针对在不同运行工况，不同低温压缩机转速下热泵系统的性能进行研究，研究对象包括压缩机压缩比、排气温度、制热性能系数和制热量。CHC 模式实验工况为蒸发温度-35、-30、-25、-20、-15、-5、0、5 和10℃，SHC 模式实验工况为蒸发温度-15、-5、0、5 和10℃，冷凝温度均为46℃。控制系统依据量热器内压力控制电加热补偿量，依据冷凝压力调节电动调节阀的开度控制冷凝温度；高低温压缩机吸气过热度通过电子膨胀阀自动调节，均设定5℃。实验工况稳定后，调整低温压缩机运行转速从20 至100 r/s 每10 r/s 变化，待系统各个参数稳定后记录实验数据，所有实验建立在压缩机安全运行范围内。

SC-ASHP 系统采用制热性能系数作为热泵系统的一个主要评价指标，计算公式如下

式中，ρw为水的密度，kg/m3；qw_v为水的体积流量，m3/s；tw_i、tw_o分别为冷凝器的进出水温，℃；cw为水的比定压热容，kJ/(kg·℃)；PH、PL分别为高温压缩机与低温压缩机输入功率，kW。

4 结果与讨论

图4～图6 所示分别为冷凝温度46℃，SC-ASHP在CHC 模式与SHC 模式下，压缩机排气温度、压缩比的模拟计算与实验结果对比，其中，CHC 模式低温压缩机按照最大COP对应的转速运行。从图4中可以看出，SHC 模式与CHC 模式下压缩机（CHC 模式下为高温压缩机）排气温度均随蒸发温度的降低而升高，CHC模式下上升速度较为缓慢。在蒸发温度-15℃，SHC 模式排气温度实验值为125.3℃，模拟值为121.1℃，均高于压缩机120℃安全限制，压缩机在此条件下运行，容易引起压缩机润滑油变性，影响压缩机使用寿命，而在相同工况下，CHC 模式压缩机排气温度实验值仅为78.4℃，比单级压缩低37.4%，模拟值仅为81.9℃，比单级压缩低32.4%，远小于压缩机120℃安全限制，压缩机在此条件下可以安全高效运行。从图4 中还可以看出，在蒸发温度-35℃时，CHC 模式压缩机排气温度实验值112.2℃，模拟值为106.7℃，均低于120℃限制。从图5、图6 中可以看出，随着蒸发温度由10℃降至-35℃，CHC 模式的高低温压缩机压缩比实验值与模拟值均在5.0 以内，而SHC 模式在蒸发温度-15℃时，压缩比实验值与模拟值就均超过6.4，在蒸发温度-25℃，压缩比模拟值接近9.0，超过压缩机压缩比6.0 安全限制。由此可见，SC-ASHP 系统很好解决了低温环境下热泵系统压缩机排气温度过高、系统压缩比过大的问题，可以改善压缩机的运行条件。

图7、图8 所示为冷凝温度46℃，蒸发温度-35～-5℃，SC-ASHP 系统CHC 模式运行，不同低温压缩机转速制热量的模拟计算与实验结果。图例中（a,b）的第一位数字表示蒸发温度，第二位数字表示冷凝温度，如（-35，46）表示蒸发温度为-35℃、冷凝温度为46℃。从图中可以看出，不同蒸发温度下，随着低温压缩机转速的增加，制热量变化规律相似，近似呈线性增加趋势。在蒸发温度-35、-30、-25、-20、-15、-10 和-5℃，低温压缩机转速由20 r/s增加至100 r/s，模拟计算制热量对应平均增长率分别为0.062、0.077、0.078、0.069、0.084、0.094 和0.101 kW/(r/s)。实验制热量分别增加4.59、5.41、5.54、6.35、6.59、7.27 和8.32 kW，对应平均增长率分别为0.057、0.067、0.069、0.079、0.082、0.090 和0.104 kW/（r/s）。图中制热量实验值均小于模拟计算值，主要原因是模拟计算中忽略各部件阻力与散热损失。由此可见，SC-ASHP系统CHC模式下通过提高低温压缩机转速可以持续提高系统制热量，从而不用辅助热源就可以满足寒冷地区冬季供暖需要。

图4 压缩机排气温度比较Fig.4 Comparison of discharge temperature

图5 模拟计算压缩比比较Fig.5 Simulation comparison of compression ratio

图6 实验压缩比比较Fig.6 Experiment comparison of compression ratio

图7 不同低温压缩机转速的制热量变化(模拟)Fig.7 Variations of heating capacity under different lowerstage compressor speed by simulation

图8 不同低温压缩机转速的制热量变化（实验）Fig.8 Variations of heating capacity under different lowerstage compressor speed by experiment

图9 不同低温压缩机转速的COP变化Fig.9 Variations of COP under different lower-stage compressor speed

图9所示为冷凝温度46℃，蒸发温度-35～-5℃，SC-ASHP系统CHC模式，COP随低温压缩机转速变化。图例中（a,b）或[a,b]的第一位数字表示蒸发温度，第二位数字表示冷凝温度，如(-35，46)表示实验蒸发温度为-35℃、冷凝温度为46℃；[-35, 46]表示模拟计算蒸发温度为-35℃、冷凝温度为46℃。从图9 中可以看出，模拟计算与实验数据均显示COP 随低温压缩机转速增加呈先增加减小趋势，存在最优低温压缩机转速，对应COP 最大。这是因为低温压缩机转速增加，压缩机吸气量增加，低温循环制冷量快速增加，此时，低温循环制冷量的改变对COP影响比重较大，则COP 上升，但随着低温压缩机转速继续增加，低温压缩机压缩比逐渐加大，指示效率急剧减小，低温压缩机功率上升速度加快，此时，低温压缩机功率对COP 影响比重更大，COP 出现衰减。从图9中还可以看出，随着蒸发温度下降，最大COP 对应的最佳低温压缩机转速逐渐增加。在蒸发温度-5、-10、-15、-20、-25、-30 和-35℃，实验值最大COP 分别为3.09、2.80、2.47、2.35、2.19、2.00 和1.85，模拟值最大COP 分别为3.21、2.92、2.60、2.46、2.32、2.12、1.93，对应的最佳低温压缩机转速分别为40、40、50、60、60、70 和80 r/s。这是因为随着蒸发温度下降，中间温度逐渐下降，且后者幅度较小，低温压缩机压缩比增加，低温压缩机吸气口制冷剂比体积增加，在满足冷凝蒸发器内制热量不变的前提下，输气系数减小，所以随蒸发温度的下降，满足COP最大的低温压缩机转速增加。

图10、图11 所示为冷凝温度46℃，蒸发温度-35～10℃，SC-ASHP系统CHC模式与SHC模式COP及制热量的模拟计算与实验结果对比，其中CHC 模式低温压缩机按照实际最大COP 对应的最优转速运行。从图10 中看出，实验值在蒸发温度低于7.5℃（模拟值为5.5℃）时，CHC模式制热量明显高于SHC模式，如在蒸发温度-5℃，CHC模式实验值制热量比SHC 模式高33.8%，增幅2.85 kW；CHC 模式模拟值制热量比SHC 模式高26.9%，增幅2.59 kW，且蒸发温度越低，制热量增加幅度越显著。从图11中可以看出，两种模式COP 均随蒸发温度的下降而减小，但CHC 模式下COP 减小速度小于SHC 模式，且蒸发温度越低越显著。在蒸发温度-5℃，CHC 模式模拟值比SHC 模式COP 高4.10%，在蒸发温度-25℃，SHC 模式模拟值COP 骤减至1，CHC 模式比SHC 模式COP 高115.92%。从图11 中还可以看出，CHC模式与SHC模式实验值COP在蒸发温度-2.1℃（模拟值为0.5℃）相交，即在蒸发温度大于-2.1℃时，SC-ASHP系统按SHC模式运行时COP较高；而当蒸发温度小于-2.1℃时，SC-ASHP 系统按CHC 模式运行COP较高。

图10 制热量比较Fig.10 Comparison of heat capacity

图11 制热性能系数比较Fig.11 Comparison of COP

综上分析，冷凝温度46℃时，SC-ASHP 系统以CHC 模式与SHC 模式运行的制热量及COP 均随蒸发温度降低而减小，但不同模式下的制热量及COP下降速率不同，同时存在两个不同交点，即不同的控制目标对应的模式切换蒸发温度判断条件不同。因此，随蒸发温度降低，若SHC 模式下制热量可以满足用户需求，此时系统最大COP为控制目标，SHC模式运行优先，确定-2.1℃作为SHC 模式转换为CHC 模式的蒸发温度判断条件；反之，若SHC 模式下制热量下不能满足用户供暖需求，此时系统最大制热量为控制目标，CHC 模式运行优先，确定7.5℃作为两种模式转换的蒸发温度判断条件。

5 结 论

本文提出了一种采用单一工质的新型复叠式空气源热泵系统，即SC-ASHP 系统，在不同运行工况下对其系统性能进行了模拟计算与实验研究，结论如下。

（1）在蒸发温度-35℃，冷凝温度46℃运行时，SC-ASHP 系统模拟计算值与实验值压缩机排气温度与压缩比均处于正常区间，系统运行稳定可靠，新型热泵系统可以有效改善压缩机运行条件，延长压缩机寿命。

（2）SC-ASHP 系统CHC 模式运行下，提高低温压缩机转速可以持续提高系统制热量，从而不用辅助热源就可以满足寒冷地区冬季供暖需求。

（3）在蒸发温度-35～-15℃，冷凝温度46℃工况下，对SC-ASHP 系统CHC 模式运行进行模拟计算与实验验证，结果表明，随着低温压缩机转速增加，系统COP 呈现先增加后减小的趋势，存在一个最优的低温压缩机转速，且蒸发温度越低，对应最优低温压缩机转速越大。

（4）SC-ASHP 系统在冷凝温度46℃时，随着蒸发温度降低，当SHC 模式下制热量满足用户供暖需求时，此时优先运行COP较大的SHC模式，-2.1℃作为切换至CHC 模式运行蒸发温度判断条件；反之，SHC 模式下不能满足用户供暖需求时，此时优先运行制热量较大的CHC 模式，7.5℃作为切换至CHC模式运行蒸发温度判断条件。

符 号 说 明

COP——系统制热性能系数

c——比定压热容，kJ/(kg·℃)

h——系制冷剂的焓值，kJ/kg

N——压缩机转速，r/s

P——压缩机输入功率，kW

Qk——制热量，kW

Q0——制冷量，kW

qm——制冷剂流量，kg/s

T——温度，K

ΔT——冷凝蒸发器换热温差，K

t——温度，℃

Vdis——压缩机理论排气量，m3/s

vdis——压缩机单位转速理论排气量，m3/r

ηel——高温压缩机电效率

ηv——高温压缩机容积效率

ε——高温压缩机压缩比

下角标

H——系统高温循环

i——进口

L——系统低温循环

m——中间

o——出口

ref——参考值

w——水