R134a/R134a复叠式空气源热泵系统性能分析

丁雨晴，邹声华，李永存，陈光明，江挺候

（1.湖南科技大学能源与安全工程学院，湖南湘潭，411201；2.浙江大学制冷与低温工程研究所，浙江杭州310027；3.浙江盾安人工环境股份有限公司，浙江诸暨311835）

R134a/R134a复叠式空气源热泵系统性能分析

丁雨晴1，邹声华1，李永存2，3，陈光明2，江挺候3

（1.湖南科技大学能源与安全工程学院，湖南湘潭，411201；2.浙江大学制冷与低温工程研究所，浙江杭州310027；3.浙江盾安人工环境股份有限公司，浙江诸暨311835）

介绍了能够替代我国北方燃煤锅炉的R134a/R134a复叠式空气源热泵系统，分析其热力循环过程，并进行了复叠式热泵循环的热力学理论分析。通过计算，得出不同蒸发温度、冷凝温度以及冷凝蒸发器传热温差下，系统COP随蒸发冷凝温度的变化情况，从而得出系统最优低温级冷凝温度和最佳质量流量比。根据理论计算分析得出的结论对复叠式空气源热泵系统进行设计优化。

复叠式空气源热泵；R134a；蒸发温度；COP；冷凝温度

0　引言

冬季采暖是我国北方居民的生活需求，当前阶段，大部分冬冷夏热的南方地区也需要供暖，城镇化建设致使大量建筑供暖需求持续增大。供暖需求的持续增加导致能源消耗呈直线上升。2014年，雾霾成为年度关键词，其主要来源之一就是我国冬季燃煤供暖所产生的废气。因此，目前迫切需求一种清洁、节能的采暖方式。热泵是一种新能源技术，其清洁、节能、可再生性的特点是取代传统燃煤锅炉的理想替代品。而空气源热泵除了受气温条件的影响，几乎不受其他条件的限制，适应性更好。然而，随着环境温度的降低，其制热效率大幅度衰减，压缩比增大，排气温度过高，且蒸发器表面易结霜，换热器传热效果恶化，系统无法正常工作，这限制了空气源热泵的广泛使用。在我国寒冷地区，冬季平均气温接近零下30℃，而冷凝温度要求达到70℃以上，热泵的冷凝蒸发温度之差达100℃以上，传统的单级压缩循环难以达到这一要求，采用复叠式热泵循环则可以解决这一问题。对于复叠式热泵系统，其高温级和低温级独立工作，分别按照逆卡诺循环进行，两级间通过冷凝蒸发器换热。

基于复叠式制冷原理，国内外专家学者研究提出多种解决空气源热泵低温适应性问题的措施。Chul Woo Rol［1］等人在高压级和低压级循环中分别加入一个蒸汽喷射器。实验结果表明，使用VI（vapor-injection）技术后，制冷能力和制热能力分别提高了12%和6%，且系统的稳定性有所增加，但该系统不能充分利用VI的优势提高系统的COP。浙江大学王林，陈光明［2］等人提出了一种在低温环境下能扩大制热能力的空气源热泵装置。该系统既可按传统单级空气源热泵方式运行，又可按复叠循环方式运行。但在室外温度很低时，蒸发器表面容易结霜，逆向除霜法只适用于单级循环，却不适用于复叠式循环。南京理工大学余延顺［3］等人将双级压缩耦合热泵技术与复叠式热泵技术有机结合，设计研制了单-双级混合复叠空气源热泵机组试验样机。该系统降低了传热温差损失，低温的制热性能及适应性好。

为了使复叠式空气源热泵具有最高的制热性能和最经济的运行条件，吴青昊［4］等人以常规工质对一种新型的复叠式空气源热泵热水器在不同运行工况下的循环性能进行了理论计算，确定了最佳工质及最优工况。可见，选择合适的工质并确定合理的适用性工况对空气源热泵系统的正常、经济运行至关重要。

1　工质的选择

对于复叠式热泵的高温级循环，可选的工质主要有R600、R600a、R123、R142b、R134a等，对于低温级循环，可选的工质主要有R22、R134a、R152a、R290以及混合制冷剂如R407C、R410A等［5］。由于R22、R142b于2010年禁止生产（我国禁止生产该制冷剂新设备的时限为2015年），R123已于2015年禁止生产［6］，考虑到时间关系，以上几种制冷剂均不予考虑。根据工质筛选原则，工质需具有较好的热力学性能，特别要满足中高温热泵应用中冷凝温度达到100℃及以上的要求，还需要有良好的环境友好性能（ODP为零，GWP较小），且无毒，不燃烧，不爆炸。表1为各种工质的性能参数，根据表1及工质筛选原则，只有R134a，R407C和R410A是不燃的，且R407C和R410A的冷凝温度都低于100℃，故本文复叠式空气源热泵高低温级工质均选择R134a。

表1　工质性能参数

2　R134a/R134a复叠式空气源热泵制热循环的性能分析

2.1热力计算模型

R134a/R134a复叠式空气源热泵制热循环由两个单级循环叠加而成，高温级与低温级的循环工质均为R134a，假设该系统在理想状况下工作，不考虑压缩机进口蒸汽过热和冷凝器出口液态工质过冷，其流程图如图1所示。其中：1-2-3-4-1为低温级循环，5-6-7-8-5为高温级循环。

对于低温级而言：

对于高温级而言：

对于冷凝蒸发器而言：

通过计算可以得出：

式中QL—低温级蒸发器制热量，kW；

WL—低温级压缩机功率，kW；

QLM，QHM—冷凝蒸发器的热负荷，kW；

mL—低温级工质质量流量，kg/s；

ηL—低温级压缩机总效率，%；

QH—高温级蒸发器制热量，kW；

WH—高温级压缩机功率，kW；

mH—高温级工质质量流量，kg/s；

ηH—高温级压缩机总效率，%。

图1　复叠式空气源热泵循环流程图

2.2结果及分析

对于我国北方采暖地区取代锅炉的复叠式空气源热泵，为了保证良好的供暖效果，其出水温度至少达到70℃以上。在本文中，高温级冷凝温度取80℃，传热温差ΔT=5℃。图2给出了高、低温级制热性能系数随冷凝蒸发温度的变化关系。由图2可以看出，随着冷凝蒸发温度的升高，高温级制热系数增大，而低温级制热系数减小，故在一定的冷凝温度下，系统COP随冷凝蒸发温度的不同而不同，且存在一个最大值。如图3所示，当蒸发温度为-35℃时，可得到系统COP最大时的冷凝蒸发温度t3为35℃，蒸发温度为-30℃时，系统COP最大时的冷凝蒸发温度t3为37℃，当蒸发温度为-25℃时，系统COP最大时的冷凝蒸发温度t3为40℃。由图3还可以看出，随蒸发温度的升高，系统最大COP也随之增加。图4显示了在冷凝温度、蒸发温度和冷凝蒸发器传热温差一定的情况下，高、低温级压缩比随冷凝蒸发温度的变化关系。由图4可以看出，高温级压缩比随冷凝蒸发温度的升高而增大，低温级压缩比随冷凝蒸发温度的升高而减小，且当冷凝蒸发温度超过30℃时，高温级压缩比已经超过10。

图2　εH和εL随蒸发冷凝温度t3的变化关系

图3　不同蒸发温度下复叠式热泵的COP随冷凝蒸发温度t3的变化关系

图4　高、低温级压缩比随冷凝蒸发温度的变化关系

图5　不同冷凝温度下最佳质量流量比随蒸发温度的变化关系

图6　不同冷凝温度下最高COP随蒸发温度的变化关系

图7　不同冷凝温度下最优蒸发冷凝温度t3随蒸发温度的变化关系

图5表示了不同冷凝温度下最佳质量流量比（使系统COP达到最大值时低温级与高温级工质的质量流量比）随蒸发温度的变化关系。由图5可以看出，在一定的冷凝温度下，系统的最佳质量流量比随蒸发温度的升高而增加，且随着冷凝温度的增加，系统最佳质量流量比降低。

图8　不同冷凝蒸发器传热温差下最高COP随蒸发温度的变化关系

图6表示不同冷凝温度下系统最佳COP随蒸发温度的变化关系。由图6可以看出，在一定的冷凝温度下，系统最佳COP随蒸发温度的升高而增大。当冷凝温度升高时，系统COP下降。

图7表示不同冷凝温度下最优蒸发冷凝温度t3随蒸发温度的变化关系。由图7可以看出，在一定的冷凝温度下，系统的最佳蒸发冷凝温度t3随蒸发温度的升高而升高。随着冷凝温度的升高，t3也随之升高。

图8表示不同冷凝蒸发器传热温差下最高COP随蒸发温度的变化关系。由图8可以看出，在一定的冷凝蒸发器传热温差下，系统的最佳COP随蒸发温度大致呈线性变化，且随蒸发温度的升高系统COP增大。随着冷凝蒸发器传热温差的增加，系统COP增加。

3　结语

根据上述计算结果及分析，可以看出：

（1）R134a/R134a复叠式空气源热泵系统在冷凝温度、蒸发温度、冷凝蒸发器传热温差确定的情况下，COP存在最大值，且系统存在最佳蒸发冷凝温度和最佳质量流量比。但在冷凝蒸发温度达到30℃时，高温级压缩比已经超过10。因此，在系统设计过程中，提高系统制热性能的同时因注意系统的安全性，保证压缩机的压缩比不能过大。

（2）为提高R134a/R134a复叠式空气源热泵系统的制热性能，应尽量提高系统的蒸发温度t1，降低系统的冷凝温度t7，以及降低冷凝蒸发器的传热温差。

（3）当系统蒸发温度和冷凝蒸发器传热温差一定的情况下，随着冷凝温度的升高，系统的制热温差基本上由高温级制热循环承担。因此，高温级压缩机效率及参考文献：

性能是制约冷凝温度提高的主要因素。要想提高复叠式热泵系统的出水温度，提供更好的制热效果，研发高效率、高性能的R134a压缩机也是非常必要的。

［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，陈光明，陈斌，等.一种用于低温环境下新型空气源热泵循环研究［J］.制冷学报，2005，（2）：34～37.

［3］余延顺，何雪强，江辉民，等.单-双级混合复叠空气源热泵机组制热性能实验研究［J］.南京理工大学学报，2012，36（6）：1036～1041.

［4］吴青昊，巫江虹.复叠式空气源热泵热水器运行工况及其工质的选择［J］.低温与特气，2008，（03）：5～8.

［5］刘永忠，冯霄.复叠热泵冷冻干燥系统制冷剂的选择［J］.华北电力大学学报，2003，（9）：105～108.

［6］徐雪情.我国R22逐步禁用和替代物的现状与进展［J］.制冷技术，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

国家自然科学基金资助项目（51274098，51134005）；湖南省自然科学基金资助项目（13JJ6057）。

丁雨晴（1992-），女，湖南人，在读硕士；

李永存（1975-），男，博士，在站博士后，主要从事建筑环境方面的教学和研究。