楊永安，李瑞申，李坤，孫天慧

（1 天津商業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津300134； 2 華商國際工程有限公司，北京100084）

引 言

空氣源熱泵可從環(huán)境大氣中吸取豐富的低品位能量，是一種高效、節(jié)能環(huán)保裝置，具有廣泛的應(yīng)用前景和市場價值[1-4]。在我國北方冬季低溫環(huán)境下，常規(guī)單級壓縮熱泵系統(tǒng)存在制熱量不足、制熱性能系數(shù)低、蒸發(fā)器易結(jié)霜、溫度適應(yīng)范圍小等問題，制約著空氣源熱泵在低溫環(huán)境下的應(yīng)用[5-10]。對于從較低環(huán)境溫度取熱，采用雙級壓縮循環(huán)或復(fù)疊式循環(huán)是很好的解決方式，然而，由于復(fù)疊式循環(huán)系統(tǒng)復(fù)雜及成本較高，現(xiàn)有低溫空氣源熱泵系統(tǒng)中，通常采用雙級壓縮循環(huán)[11-17]，但由于雙級壓縮系統(tǒng)高低壓級串聯(lián)，導(dǎo)致壓縮機(jī)回油不均問題不易解決[18-19]。為將復(fù)疊式循環(huán)應(yīng)用于熱泵系統(tǒng)中，國內(nèi)外學(xué)者對其進(jìn)行了大量的研究。Roh 等[20]將噴氣增焓技術(shù)應(yīng)用于復(fù)疊式熱泵系統(tǒng)，研究發(fā)現(xiàn)低溫壓縮機(jī)的補(bǔ)氣量能夠有效提高系統(tǒng)的制熱量。巫江虹等[21]對蓄熱型單級壓縮熱泵與復(fù)疊式熱泵運(yùn)行參數(shù)變化關(guān)系和熱量傳遞方式進(jìn)行了研究，結(jié)果表明，高溫循環(huán)冷凝器和水及蓄熱器之間熱量傳遞具有延遲性，單級壓縮熱泵系統(tǒng)蓄熱時間大于復(fù)疊式熱泵系統(tǒng)。Kim 等[22]搭建了高低溫循環(huán)均采用變頻壓縮機(jī)的復(fù)疊式熱泵系統(tǒng)，建立了壓縮比和制熱量的通用關(guān)系式，從而使系統(tǒng)工作在最佳中間壓力下，提高了系統(tǒng)制熱性能。文獻(xiàn)[23]提出一種變流量單工質(zhì)復(fù)疊熱泵系統(tǒng)，通過閥門轉(zhuǎn)換，可實現(xiàn)高低溫壓縮機(jī)相互切換，進(jìn)行級間能量調(diào)節(jié)。為解決復(fù)疊式熱泵除霜問題，曲明璐等[24-26]在傳統(tǒng)的復(fù)疊式熱泵中增加儲水蓄能系統(tǒng)，實現(xiàn)蓄能除霜，緩解了除霜時室內(nèi)舒適性差的問題。為擴(kuò)大復(fù)疊式熱泵適用的運(yùn)行工況范圍，陳光明等[27-28]提出一種新型空氣源熱泵裝置，能實現(xiàn)在環(huán)境溫度-30～40℃范圍內(nèi)供熱，但并未對其進(jìn)行實驗驗證。余延順等[29]提出了一種單-雙級混合的復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)，并對其制熱性能進(jìn)行了模擬計算與實驗研究，但該系統(tǒng)僅適用于熱水間接供暖，系統(tǒng)冷凝溫度較高，制熱性能系數(shù)較低。以上研究從不同程度上提高了復(fù)疊熱泵系統(tǒng)低溫適應(yīng)性，但仍然存在優(yōu)化空間。

本文選用R410A 制冷劑，提出一種高低溫循環(huán)采用單一工質(zhì)的新型復(fù)疊式空氣源熱泵(singlefluid cascade air-source heat pump，SC-ASHP)系統(tǒng)，選用單變速系統(tǒng)（高溫循環(huán)采用定速壓縮機(jī)，低溫循環(huán)采用變速壓縮機(jī)）作為研究對象，建立其理論模型，并搭建復(fù)疊式熱泵實驗臺，在不同工況下，對該系統(tǒng)單級制熱、復(fù)疊制熱性能進(jìn)行模擬計算與實驗研究，探討了單級壓縮與復(fù)疊式制熱運(yùn)行模式的切換條件，為進(jìn)一步擴(kuò)展熱泵的應(yīng)用地區(qū)和室外環(huán)境溫度適用范圍提供建議。

1 采用單一工質(zhì)的復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)

圖1 為SC-ASHP 系統(tǒng)的原理圖，系統(tǒng)主要由高溫壓縮機(jī)、低溫壓縮機(jī)、冷凝蒸發(fā)器、室外換熱器、軸流風(fēng)機(jī)、室內(nèi)換熱器、貫流風(fēng)機(jī)、儲液器、氣液分離器、四通換向閥、電磁閥、電子膨脹閥(EEV)及單向閥組成。通過四通換向閥與電磁閥的切換，可改變制冷劑流向，實現(xiàn)單級壓縮制冷循環(huán)（single stage refrigeration cycle，SRC）、單級壓縮制熱循環(huán)（single stage heating cycle，SHC）及復(fù)疊式制熱循環(huán)（cascade heating cycle，CHC）三種模式的轉(zhuǎn)換。不同運(yùn)行模式下各閥門及壓縮機(jī)狀態(tài)如表1 所示。SRC 模式：低溫壓縮機(jī)工作，高溫壓縮機(jī)不工作，四通換向閥接通處于制冷斷電狀態(tài)，電子膨脹閥Ⅰ關(guān)閉，電磁閥Ⅰ關(guān)閉，電磁閥Ⅱ關(guān)閉，電磁閥Ⅲ開啟，室內(nèi)換熱器為蒸發(fā)器，室外換熱器為冷凝器，循環(huán)過程為b→k→j→f→g→t→q→p→c→a→b。SHC 模式：低溫壓縮機(jī)工作，高溫壓縮機(jī)不工作，四通換向閥接通處于制熱連通狀態(tài)，電子膨脹閥Ⅰ關(guān)閉，電磁閥Ⅰ開啟，電磁閥Ⅱ關(guān)閉，電磁閥Ⅲ開啟，室內(nèi)換熱器為冷凝器，室外換熱器為蒸發(fā)器，循環(huán)過程為b→c→p→q→t→s→f→g→h→j→k→a→b。CHC 模式：高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)均工作，四通換向閥接通處于制熱連通狀態(tài)，電子膨脹閥Ⅰ開啟，電子膨脹閥Ⅱ開啟，電磁閥Ⅰ開啟，電磁閥Ⅱ開啟，電磁閥Ⅲ關(guān)閉，室內(nèi)換熱器為冷凝器，室外換熱器為蒸發(fā)器。CHC 模式運(yùn)行包括低溫循環(huán)與高溫循環(huán)，低溫循環(huán)過程為：b→c→d→e→f→g→h→j→k→a→b，低溫壓縮機(jī)將低溫低壓制冷劑氣體壓縮成中溫中壓氣體（a→b），經(jīng)四通換向閥及電磁閥Ⅱ進(jìn)入冷凝蒸發(fā)器冷凝（b→c→d），將熱量傳遞至高溫循環(huán)（d→e），冷凝后的中壓制冷劑液體進(jìn)入儲液器（e→f），從儲液器出口流出的中壓液體制冷劑經(jīng)電子膨脹閥Ⅱ節(jié)流降壓變?yōu)榈蜏氐蛪褐评鋭┱魵猓╣→h），經(jīng)單向閥Ⅲ進(jìn)入室外換熱器中蒸發(fā)（h→j），吸收室外環(huán)境熱量變?yōu)榈蜏氐蛪簹怏w（j→k），經(jīng)四通換向閥回到低溫壓縮機(jī)吸氣口完成低溫循環(huán)（k→a）；高溫循環(huán)過程為：n→p→q→r→m→n，高溫壓縮機(jī)將中溫中壓制冷劑氣體壓縮成高溫高壓氣體（m→n），排入室內(nèi)換熱器中冷凝（n→p），室內(nèi)產(chǎn)生制熱現(xiàn)象（p→q），冷凝成高溫高壓的液體制冷劑經(jīng)電子節(jié)流閥Ⅰ節(jié)流降壓（q→r），變?yōu)橹袦刂袎赫魵膺M(jìn)入冷凝蒸發(fā)器中蒸發(fā)，吸收低溫循環(huán)的冷凝熱后回到高溫壓縮機(jī)吸氣口完成高溫循環(huán)（r→m）。其中，上述高溫循環(huán)中間壓力數(shù)值小于低溫循環(huán)。

表1 不同運(yùn)行模式下各閥門及壓縮機(jī)狀態(tài)Table 1 State of every valve and compressors

圖1 SC-ASHP系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of SC-ASHP system

2 分析模型

從系統(tǒng)造價成本與控制策略復(fù)雜程度角度出發(fā)，選用單變速系統(tǒng)作為研究對象，不僅同時滿足CHC 模式、SHC 模式與SRC 模式運(yùn)行下低溫循環(huán)變流量調(diào)節(jié)，而且控制策略較簡單。其中選用的高溫壓縮機(jī)理論輸氣量為0.216 m3/h，低溫壓縮機(jī)理論輸氣量為42.0 cm3/r。

本文采用文獻(xiàn)[30]的方法，以壓縮機(jī)生產(chǎn)廠家提供的樣本性能手冊為依據(jù)，用最小二乘法擬合出壓縮機(jī)容積效率、電效率與壓比的關(guān)聯(lián)式，忽略汽缸壁與外部空氣件的熱交換，建立高溫定速壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)運(yùn)行速度60 r/s時的準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)模型。

高溫定速壓縮機(jī)擬合函數(shù)

式中，ηvH為高溫壓縮機(jī)容積效率；ηelH為高溫壓縮機(jī)電效率；εH為高溫壓縮機(jī)壓縮比。

低溫變速壓縮機(jī)，運(yùn)行轉(zhuǎn)速為60 r/s 時擬合函數(shù)

式中，ηvL為低溫壓縮機(jī)容積效率；ηelL為低溫壓縮機(jī)電效率；εL為低溫壓縮機(jī)壓縮比。

采用文獻(xiàn)[31]的方法，以60 r/s 為參考速度，擬合出低溫變速壓縮機(jī)容積效率、電效率與轉(zhuǎn)速及壓縮比的關(guān)系如下

式中，N 為低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/s；Nref為低溫壓縮機(jī)參考轉(zhuǎn)速，r/s；ηvL.ref為低溫壓縮機(jī)參考速度下容積效率；ηelL.ref為低溫壓縮機(jī)參考速度下電效率。

SC-ASHP 系統(tǒng)在CHC 模式運(yùn)行下的壓焓圖如圖2 所示,高溫循環(huán)過程為5′→5→6→7→8→5′，低溫循環(huán)過程為1′→1→2→3→4→1′，6′點為理論循環(huán)高溫壓縮機(jī)等熵壓縮壓縮機(jī)出口狀態(tài)點，2′點為理論循環(huán)低溫壓縮機(jī)等熵壓縮壓縮機(jī)出口狀態(tài)點。用能量守恒和質(zhì)量守恒定律，對圖2 熱力循環(huán)進(jìn)行分析，可以得出該系統(tǒng)的主要性能。

圖2 SC-ASHP系統(tǒng)循環(huán)圖Fig.2 SC-ASHP cycle

假設(shè)冷凝蒸發(fā)器與環(huán)境無熱量交換

式中，Q0H為高溫循環(huán)制冷量，kW；QkL為低溫循環(huán)制熱量，kW。

系統(tǒng)制熱量、系統(tǒng)制冷量分別為

式中，QkH為系統(tǒng)制熱量，kW；Q0L為系統(tǒng)制冷量，kW；qmH為高溫循環(huán)質(zhì)量流量，kg/s；qmL為低溫循環(huán)質(zhì)量流量，kg/s；h為焓值，kJ/kg。

壓縮機(jī)輸入功率

式中，PH、PL分別為高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)輸入功率，kW；ηelH、ηelL分別為高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)機(jī)電效率。

壓縮機(jī)排氣口焓值

式中，h6、h2分別為高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)排氣口焓值，kJ/kg。

中間溫度Tm依據(jù)高低溫壓縮機(jī)壓縮比相等的原則來確定

式中，TkH為高溫循環(huán)冷凝溫度，K；TOL為低溫循環(huán)蒸發(fā)溫度，K。ΔT 表示冷凝蒸發(fā)器中低溫循環(huán)的冷凝溫度和高溫循環(huán)的蒸發(fā)溫度之差。

系統(tǒng)制熱性能系數(shù)COP

式中，VdisH為高溫壓縮機(jī)理論輸氣量，m3/s；N 為低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/s；vdisL為低溫壓縮機(jī)單位轉(zhuǎn)速理論輸氣量，m3/r；ηvH、ηvL分別為高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)的容積效率。

SC-ASHP 系統(tǒng)運(yùn)行模擬工況冷凝溫度取46℃，CHC 模式蒸發(fā)溫度取-35～10℃，SHC 模式蒸發(fā)溫度取-15～10℃。復(fù)疊式換熱溫差取5℃，由于低溫壓縮機(jī)為變速壓縮機(jī)，則低溫壓縮機(jī)按照達(dá)到式（14）的中間溫度對應(yīng)的轉(zhuǎn)速計算；SHC 模式壓縮機(jī)按照額定轉(zhuǎn)速60 r/s 計算。壓縮機(jī)吸氣過熱度取5℃，液體過冷度取5℃。按照式(1)～式(15)模擬出系統(tǒng)的制熱性能系數(shù)COP、制熱量、壓縮機(jī)壓縮比和排氣溫度。

3 實驗裝置與方法

3.1 實驗裝置

圖3 SC-ASHP系統(tǒng)實驗裝置圖Fig.3 Test bench of C-ASHP system

表2 實驗系統(tǒng)主要配置Table 2 Main equipment of experiment system

實驗裝置及測點布置如圖3所示，由熱泵系統(tǒng)、量熱器系統(tǒng)、室內(nèi)水系統(tǒng)及控制系統(tǒng)四部分組成，通過相關(guān)閥門切換，可以進(jìn)行SC-ASHP 系統(tǒng)的SHC模式與CHC 模式實驗（SRC 模式與普通空氣源熱泵相同，不做實驗研究）。實驗裝置主要配置見表2。量熱器中充注飽和狀態(tài)R134a 工質(zhì)作為載冷劑，蒸發(fā)器盤管放置其頂部，其底部設(shè)置電加熱管；冷凝器采用套管式換熱器，與水箱中循環(huán)水換熱，水泵前安裝電動調(diào)節(jié)閥的旁通水路，電動調(diào)節(jié)閥另一端連接溫度較低的自來水管；高溫循環(huán)與低溫循環(huán)通過電子膨脹閥實現(xiàn)節(jié)流，其開度通過蒸發(fā)溫度和壓縮機(jī)吸氣溫度差值動態(tài)調(diào)節(jié)；低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由變頻器驅(qū)動，高溫壓縮機(jī)及其他部件的動作受PLC 程序自動控制。

實驗測試參數(shù)主要包括高低溫壓縮機(jī)進(jìn)出口壓力與溫度，冷凝器進(jìn)出口水溫，冷凝水流量和高低溫壓縮機(jī)輸入功率。采用三線制PT100（精度為±0.1℃）溫度傳感器對溫度進(jìn)行測量，采用直流電壓型 壓 力 傳 感 (CAREL： SOKT00033R0/SOKT00013R0，量程：-1×105～9.3×105Pa/0～34.5×105Pa，精度為±0.2%)對壓力進(jìn)行測量，采用液體渦輪流量計(格樂普:LW-32D2AWNS，量程：0.8～15m3/h，精度±0.5%)對循環(huán)水流量進(jìn)行測量，高低溫壓縮機(jī)輸入功率采用YOKOGAWA WT333 功率儀進(jìn)行測量，所有傳感器及儀器測量數(shù)據(jù)由YOKOGAWA MX100采集保存至計算機(jī)中。

3.2 實驗方法

實驗主要針對在不同運(yùn)行工況，不同低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下熱泵系統(tǒng)的性能進(jìn)行研究，研究對象包括壓縮機(jī)壓縮比、排氣溫度、制熱性能系數(shù)和制熱量。CHC 模式實驗工況為蒸發(fā)溫度-35、-30、-25、-20、-15、-5、0、5 和10℃，SHC 模式實驗工況為蒸發(fā)溫度-15、-5、0、5 和10℃，冷凝溫度均為46℃。控制系統(tǒng)依據(jù)量熱器內(nèi)壓力控制電加熱補(bǔ)償量，依據(jù)冷凝壓力調(diào)節(jié)電動調(diào)節(jié)閥的開度控制冷凝溫度；高低溫壓縮機(jī)吸氣過熱度通過電子膨脹閥自動調(diào)節(jié)，均設(shè)定5℃。實驗工況穩(wěn)定后，調(diào)整低溫壓縮機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速從20 至100 r/s 每10 r/s 變化，待系統(tǒng)各個參數(shù)穩(wěn)定后記錄實驗數(shù)據(jù)，所有實驗建立在壓縮機(jī)安全運(yùn)行范圍內(nèi)。

SC-ASHP 系統(tǒng)采用制熱性能系數(shù)作為熱泵系統(tǒng)的一個主要評價指標(biāo)，計算公式如下

式中，ρw為水的密度，kg/m3；qw_v為水的體積流量，m3/s；tw_i、tw_o分別為冷凝器的進(jìn)出水溫，℃；cw為水的比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；PH、PL分別為高溫壓縮機(jī)與低溫壓縮機(jī)輸入功率，kW。

4 結(jié)果與討論

圖4～圖6 所示分別為冷凝溫度46℃，SC-ASHP在CHC 模式與SHC 模式下，壓縮機(jī)排氣溫度、壓縮比的模擬計算與實驗結(jié)果對比，其中，CHC 模式低溫壓縮機(jī)按照最大COP對應(yīng)的轉(zhuǎn)速運(yùn)行。從圖4中可以看出，SHC 模式與CHC 模式下壓縮機(jī)（CHC 模式下為高溫壓縮機(jī)）排氣溫度均隨蒸發(fā)溫度的降低而升高，CHC模式下上升速度較為緩慢。在蒸發(fā)溫度-15℃，SHC 模式排氣溫度實驗值為125.3℃，模擬值為121.1℃，均高于壓縮機(jī)120℃安全限制，壓縮機(jī)在此條件下運(yùn)行，容易引起壓縮機(jī)潤滑油變性，影響壓縮機(jī)使用壽命，而在相同工況下，CHC 模式壓縮機(jī)排氣溫度實驗值僅為78.4℃，比單級壓縮低37.4%，模擬值僅為81.9℃，比單級壓縮低32.4%，遠(yuǎn)小于壓縮機(jī)120℃安全限制，壓縮機(jī)在此條件下可以安全高效運(yùn)行。從圖4 中還可以看出，在蒸發(fā)溫度-35℃時，CHC 模式壓縮機(jī)排氣溫度實驗值112.2℃，模擬值為106.7℃，均低于120℃限制。從圖5、圖6 中可以看出，隨著蒸發(fā)溫度由10℃降至-35℃，CHC 模式的高低溫壓縮機(jī)壓縮比實驗值與模擬值均在5.0 以內(nèi)，而SHC 模式在蒸發(fā)溫度-15℃時，壓縮比實驗值與模擬值就均超過6.4，在蒸發(fā)溫度-25℃，壓縮比模擬值接近9.0，超過壓縮機(jī)壓縮比6.0 安全限制。由此可見，SC-ASHP 系統(tǒng)很好解決了低溫環(huán)境下熱泵系統(tǒng)壓縮機(jī)排氣溫度過高、系統(tǒng)壓縮比過大的問題，可以改善壓縮機(jī)的運(yùn)行條件。

圖7、圖8 所示為冷凝溫度46℃，蒸發(fā)溫度-35～-5℃，SC-ASHP 系統(tǒng)CHC 模式運(yùn)行，不同低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速制熱量的模擬計算與實驗結(jié)果。圖例中（a,b）的第一位數(shù)字表示蒸發(fā)溫度，第二位數(shù)字表示冷凝溫度，如（-35，46）表示蒸發(fā)溫度為-35℃、冷凝溫度為46℃。從圖中可以看出，不同蒸發(fā)溫度下，隨著低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，制熱量變化規(guī)律相似，近似呈線性增加趨勢。在蒸發(fā)溫度-35、-30、-25、-20、-15、-10 和-5℃，低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由20 r/s增加至100 r/s，模擬計算制熱量對應(yīng)平均增長率分別為0.062、0.077、0.078、0.069、0.084、0.094 和0.101 kW/(r/s)。實驗制熱量分別增加4.59、5.41、5.54、6.35、6.59、7.27 和8.32 kW，對應(yīng)平均增長率分別為0.057、0.067、0.069、0.079、0.082、0.090 和0.104 kW/（r/s）。圖中制熱量實驗值均小于模擬計算值，主要原因是模擬計算中忽略各部件阻力與散熱損失。由此可見，SC-ASHP系統(tǒng)CHC模式下通過提高低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速可以持續(xù)提高系統(tǒng)制熱量，從而不用輔助熱源就可以滿足寒冷地區(qū)冬季供暖需要。

圖4 壓縮機(jī)排氣溫度比較Fig.4 Comparison of discharge temperature

圖5 模擬計算壓縮比比較Fig.5 Simulation comparison of compression ratio

圖6 實驗壓縮比比較Fig.6 Experiment comparison of compression ratio

圖7 不同低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的制熱量變化(模擬)Fig.7 Variations of heating capacity under different lowerstage compressor speed by simulation

圖8 不同低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的制熱量變化（實驗）Fig.8 Variations of heating capacity under different lowerstage compressor speed by experiment

圖9 不同低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的COP變化Fig.9 Variations of COP under different lower-stage compressor speed

圖9所示為冷凝溫度46℃，蒸發(fā)溫度-35～-5℃，SC-ASHP系統(tǒng)CHC模式，COP隨低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速變化。圖例中（a,b）或[a,b]的第一位數(shù)字表示蒸發(fā)溫度，第二位數(shù)字表示冷凝溫度，如(-35，46)表示實驗蒸發(fā)溫度為-35℃、冷凝溫度為46℃；[-35, 46]表示模擬計算蒸發(fā)溫度為-35℃、冷凝溫度為46℃。從圖9 中可以看出，模擬計算與實驗數(shù)據(jù)均顯示COP 隨低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加呈先增加減小趨勢，存在最優(yōu)低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，對應(yīng)COP 最大。這是因為低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，壓縮機(jī)吸氣量增加，低溫循環(huán)制冷量快速增加，此時，低溫循環(huán)制冷量的改變對COP影響比重較大，則COP 上升，但隨著低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，低溫壓縮機(jī)壓縮比逐漸加大，指示效率急劇減小，低溫壓縮機(jī)功率上升速度加快，此時，低溫壓縮機(jī)功率對COP 影響比重更大，COP 出現(xiàn)衰減。從圖9中還可以看出，隨著蒸發(fā)溫度下降，最大COP 對應(yīng)的最佳低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速逐漸增加。在蒸發(fā)溫度-5、-10、-15、-20、-25、-30 和-35℃，實驗值最大COP 分別為3.09、2.80、2.47、2.35、2.19、2.00 和1.85，模擬值最大COP 分別為3.21、2.92、2.60、2.46、2.32、2.12、1.93，對應(yīng)的最佳低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速分別為40、40、50、60、60、70 和80 r/s。這是因為隨著蒸發(fā)溫度下降，中間溫度逐漸下降，且后者幅度較小，低溫壓縮機(jī)壓縮比增加，低溫壓縮機(jī)吸氣口制冷劑比體積增加，在滿足冷凝蒸發(fā)器內(nèi)制熱量不變的前提下，輸氣系數(shù)減小，所以隨蒸發(fā)溫度的下降，滿足COP最大的低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加。

圖10、圖11 所示為冷凝溫度46℃，蒸發(fā)溫度-35～10℃，SC-ASHP系統(tǒng)CHC模式與SHC模式COP及制熱量的模擬計算與實驗結(jié)果對比，其中CHC 模式低溫壓縮機(jī)按照實際最大COP 對應(yīng)的最優(yōu)轉(zhuǎn)速運(yùn)行。從圖10 中看出，實驗值在蒸發(fā)溫度低于7.5℃（模擬值為5.5℃）時，CHC模式制熱量明顯高于SHC模式，如在蒸發(fā)溫度-5℃，CHC模式實驗值制熱量比SHC 模式高33.8%，增幅2.85 kW；CHC 模式模擬值制熱量比SHC 模式高26.9%，增幅2.59 kW，且蒸發(fā)溫度越低，制熱量增加幅度越顯著。從圖11中可以看出，兩種模式COP 均隨蒸發(fā)溫度的下降而減小，但CHC 模式下COP 減小速度小于SHC 模式，且蒸發(fā)溫度越低越顯著。在蒸發(fā)溫度-5℃，CHC 模式模擬值比SHC 模式COP 高4.10%，在蒸發(fā)溫度-25℃，SHC 模式模擬值COP 驟減至1，CHC 模式比SHC 模式COP 高115.92%。從圖11 中還可以看出，CHC模式與SHC模式實驗值COP在蒸發(fā)溫度-2.1℃（模擬值為0.5℃）相交，即在蒸發(fā)溫度大于-2.1℃時，SC-ASHP系統(tǒng)按SHC模式運(yùn)行時COP較高；而當(dāng)蒸發(fā)溫度小于-2.1℃時，SC-ASHP 系統(tǒng)按CHC 模式運(yùn)行COP較高。

圖10 制熱量比較Fig.10 Comparison of heat capacity

圖11 制熱性能系數(shù)比較Fig.11 Comparison of COP

綜上分析，冷凝溫度46℃時，SC-ASHP 系統(tǒng)以CHC 模式與SHC 模式運(yùn)行的制熱量及COP 均隨蒸發(fā)溫度降低而減小，但不同模式下的制熱量及COP下降速率不同，同時存在兩個不同交點，即不同的控制目標(biāo)對應(yīng)的模式切換蒸發(fā)溫度判斷條件不同。因此，隨蒸發(fā)溫度降低，若SHC 模式下制熱量可以滿足用戶需求，此時系統(tǒng)最大COP為控制目標(biāo)，SHC模式運(yùn)行優(yōu)先，確定-2.1℃作為SHC 模式轉(zhuǎn)換為CHC 模式的蒸發(fā)溫度判斷條件；反之，若SHC 模式下制熱量下不能滿足用戶供暖需求，此時系統(tǒng)最大制熱量為控制目標(biāo)，CHC 模式運(yùn)行優(yōu)先，確定7.5℃作為兩種模式轉(zhuǎn)換的蒸發(fā)溫度判斷條件。

5 結(jié) 論

本文提出了一種采用單一工質(zhì)的新型復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)，即SC-ASHP 系統(tǒng)，在不同運(yùn)行工況下對其系統(tǒng)性能進(jìn)行了模擬計算與實驗研究，結(jié)論如下。

（1）在蒸發(fā)溫度-35℃，冷凝溫度46℃運(yùn)行時，SC-ASHP 系統(tǒng)模擬計算值與實驗值壓縮機(jī)排氣溫度與壓縮比均處于正常區(qū)間，系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定可靠，新型熱泵系統(tǒng)可以有效改善壓縮機(jī)運(yùn)行條件，延長壓縮機(jī)壽命。

（2）SC-ASHP 系統(tǒng)CHC 模式運(yùn)行下，提高低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速可以持續(xù)提高系統(tǒng)制熱量，從而不用輔助熱源就可以滿足寒冷地區(qū)冬季供暖需求。

（3）在蒸發(fā)溫度-35～-15℃，冷凝溫度46℃工況下，對SC-ASHP 系統(tǒng)CHC 模式運(yùn)行進(jìn)行模擬計算與實驗驗證，結(jié)果表明，隨著低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速增加，系統(tǒng)COP 呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢，存在一個最優(yōu)的低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，且蒸發(fā)溫度越低，對應(yīng)最優(yōu)低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速越大。

（4）SC-ASHP 系統(tǒng)在冷凝溫度46℃時，隨著蒸發(fā)溫度降低，當(dāng)SHC 模式下制熱量滿足用戶供暖需求時，此時優(yōu)先運(yùn)行COP較大的SHC模式，-2.1℃作為切換至CHC 模式運(yùn)行蒸發(fā)溫度判斷條件；反之，SHC 模式下不能滿足用戶供暖需求時，此時優(yōu)先運(yùn)行制熱量較大的CHC 模式，7.5℃作為切換至CHC模式運(yùn)行蒸發(fā)溫度判斷條件。

符 號 說 明

COP——系統(tǒng)制熱性能系數(shù)

c——比定壓熱容，kJ/(kg·℃)

h——系制冷劑的焓值，kJ/kg

N——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/s

P——壓縮機(jī)輸入功率，kW

Qk——制熱量，kW

Q0——制冷量，kW

qm——制冷劑流量，kg/s

T——溫度，K

ΔT——冷凝蒸發(fā)器換熱溫差，K

t——溫度，℃

Vdis——壓縮機(jī)理論排氣量，m3/s

vdis——壓縮機(jī)單位轉(zhuǎn)速理論排氣量，m3/r

ηel——高溫壓縮機(jī)電效率

ηv——高溫壓縮機(jī)容積效率

ε——高溫壓縮機(jī)壓縮比

下角標(biāo)

H——系統(tǒng)高溫循環(huán)

i——進(jìn)口

L——系統(tǒng)低溫循環(huán)

m——中間

o——出口

ref——參考值

w——水