供暖用低溫空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀及前景展望

金 磊，王守國，李靜巖

（中國鐵道科學(xué)研究院集團有限公司 節(jié)能環(huán)保勞衛(wèi)研究所，北京 100081）

0 引言

空氣源熱泵是以空氣為熱源，通過消耗一定的電能，經(jīng)過熱力循環(huán)將低位能源轉(zhuǎn)換為高位能源的一種裝置，具有高效、節(jié)能、環(huán)保等優(yōu)點?！半p碳”背景下，采用空氣源熱泵替代燃煤鍋爐供暖，能夠減少煤炭消耗和碳排放，環(huán)保效益顯著，具有推廣價值。

空氣源熱泵在低溫環(huán)境下存在一些缺陷。隨著環(huán)境溫度的降低，空氣源熱泵的制熱量減小，嚴(yán)重時無法滿足室內(nèi)熱負(fù)荷的需求。當(dāng)蒸發(fā)器表面溫度低于空氣露點溫度時，蒸發(fā)器表面結(jié)霜，當(dāng)霜層厚度達(dá)到一定程度后，隨著霜層厚度的持續(xù)增加，蒸發(fā)器的傳熱性能不斷降低，系統(tǒng)功耗增大，性能系數(shù)下降。在低環(huán)溫和高水溫條件下，壓縮比較大，排氣溫度較高，對壓縮機的壽命產(chǎn)生不利影響。針對這些問題，國內(nèi)外學(xué)者進行了大量研究，并提出了壓縮機中間補氣、雙級壓縮、復(fù)疊等多種技術(shù)，以提升空氣源熱泵的低溫性能。本文結(jié)合國內(nèi)外學(xué)者研究，對幾種低溫空氣源熱泵技術(shù)的基本原理、運行環(huán)境及存在問題進行分析，并對低溫?zé)岜眉夹g(shù)的研究前景進行展望。

1 低溫空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀

1.1 壓縮機中間補氣技術(shù)

壓縮機中間補氣技術(shù)又稱為準(zhǔn)二級壓縮技術(shù)，通過在壓縮機上設(shè)置補氣孔口，將部分制冷劑補充到壓縮機內(nèi)，增加制冷劑流量，從而增加制熱量，降低排氣溫度。根據(jù)補氣形式的不同，壓縮機中間補氣技術(shù)分為經(jīng)濟器補氣技術(shù)和閃發(fā)器補氣技術(shù)。

經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)如圖1 所示。冷凝器出口制冷劑分為兩路，補氣路制冷劑節(jié)流后進入經(jīng)濟器吸熱，冷卻主路制冷劑；主路制冷劑在經(jīng)濟器中換熱后，經(jīng)節(jié)流進入蒸發(fā)器，在蒸發(fā)器中吸熱蒸發(fā)，進入壓縮機，并與補氣路制冷劑混合，經(jīng)壓縮后進入冷凝器，在冷凝器中放熱，完成循環(huán)過程。

圖1 經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)

閃發(fā)器補氣系統(tǒng)是用閃發(fā)器代替經(jīng)濟器，系統(tǒng)原理如圖2所示。冷凝器出口制冷劑節(jié)流后進入閃發(fā)器，變?yōu)闅庖簝上嘀评鋭喜恐评鋭┱羝?jīng)補氣口進入壓縮機，由于制冷劑蒸發(fā)，閃發(fā)器內(nèi)的液體被進一步冷卻，經(jīng)節(jié)流后進入蒸發(fā)器，之后進入壓縮機與補氣路制冷劑混合，經(jīng)壓縮后進入冷凝器放熱，完成循環(huán)過程。

圖2 閃發(fā)器補氣系統(tǒng)

國內(nèi)外學(xué)者對壓縮機中間補氣技術(shù)進行了大量研究。TELLO-OQUENDO F M等[1]研究了中間補氣壓力對經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)性能的影響，給出了補氣量、輸入功率和補氣壓力的數(shù)學(xué)關(guān)聯(lián)式，其理論結(jié)果與實驗結(jié)果的誤差不超過5%。ZHANG D 等[2]對經(jīng)濟器補氣熱泵的性能進行了研究，補氣后系統(tǒng)的COP可提升4%~6%，并根據(jù)實驗結(jié)果提出了COP 與進水溫度和環(huán)境溫度的關(guān)聯(lián)式，但當(dāng)環(huán)境溫度較低時該關(guān)聯(lián)式誤差較大。李劍等[3]建立了變頻補氣增焓系統(tǒng)，研究了環(huán)境溫度、壓縮機頻率及進出水溫度等對系統(tǒng)性能的影響，在環(huán)境溫度-10℃時，系統(tǒng)COP 高于2。吳琦琦等[4]對比了補氣系統(tǒng)和無補氣系統(tǒng)的熱力性能，當(dāng)環(huán)境溫度高于2℃時，補氣后系統(tǒng)COP 下降，當(dāng)環(huán)境溫度為-10℃時，COP 可提升21.41%，表明低溫時補氣對熱泵性能的提升更明顯，可通過切換補氣和無補氣來提升系統(tǒng)性能。BEAK C等[5]研究了變工況下補氣壓力對系統(tǒng)的影響，通過調(diào)節(jié)補氣壓力和補氣量來改變制冷劑流量，提高系統(tǒng)COP，指出存在最優(yōu)補氣壓力可使系統(tǒng)COP 達(dá)到最大。羅榮邦等[6]提出了一種新型閃發(fā)器補氣系統(tǒng)，研究了補氣壓力對系統(tǒng)性能的影響，對比常規(guī)系統(tǒng)，閃發(fā)器補氣系統(tǒng)的COP更高，但當(dāng)環(huán)境溫度高于7℃時，閃發(fā)器補氣系統(tǒng)的COP 低于常規(guī)系統(tǒng)。劉桂蘭等[7]通過模擬仿真，指出閃發(fā)器補氣與單級壓縮的最佳切換區(qū)間為蒸發(fā)溫度-10~-5℃。XU X 等[8]對比了R32和R410a對閃發(fā)器補氣性能的影響，表明采用R32系統(tǒng)的制熱量和COP分別可以提升10%和9%。董彬等[9]對比了補氣系統(tǒng)和單級熱泵的熱力性能，在蒸發(fā)溫度-25~0℃范圍內(nèi)，對比單級熱泵，經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)COP可提升5%~7.1%，閃發(fā)器補氣系統(tǒng)可提升2.3%~6.6%。WANG X D 等[10]研究了經(jīng)濟器和閃發(fā)器2種補氣系統(tǒng)，當(dāng)環(huán)境溫度為-17.8℃時，補氣系統(tǒng)制熱量最大可提升33%，COP 最大可提升23%，由于閃發(fā)器補氣的蒸汽多處于飽和狀態(tài)，其補氣變化率和補氣壓力變化范圍較小，系統(tǒng)的影響也小于經(jīng)濟器補氣系統(tǒng)，因而閃發(fā)器補氣系統(tǒng)更適合小型空氣源熱泵。

壓縮機中間補氣技術(shù)通過增加制冷劑流量來提升系統(tǒng)制熱量和COP，降低排氣溫度，擴大熱泵的低溫工作范圍。但是，隨著制冷劑流量的增加，壓縮機功率也增大，COP的提升并不明顯，并且環(huán)境溫度較高時補氣系統(tǒng)的COP低于無補氣系統(tǒng)。受限于壓縮機的工作范圍，壓縮機中間補氣技術(shù)使用的最低環(huán)境溫度為-25℃，最高出水溫度不超過60℃，當(dāng)環(huán)境溫度為-25℃時，補氣系統(tǒng)的最高出水溫度為55℃，系統(tǒng)壓縮比和排氣溫度仍然較高。同時，補氣系統(tǒng)的性能也受補氣口參數(shù)和補氣壓力的影響，需要優(yōu)化壓縮機和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。此外，補氣系統(tǒng)采用逆向除霜方法，除霜時存在舒適度下降的問題。

1.2 壓縮機噴液冷卻技術(shù)

壓縮機噴液冷卻技術(shù)通過向壓縮機中噴入制冷劑來解決高壓比狀態(tài)下排氣溫度過高的問題，系統(tǒng)原理如圖3 所示。冷凝器出口制冷劑分為2 路，一路節(jié)流后進入蒸發(fā)器，經(jīng)蒸發(fā)進入壓縮機；另一路由噴液閥控制，當(dāng)壓縮機排氣溫度高于設(shè)定值時，噴液閥開啟，將氣液兩相制冷劑噴入壓縮機中，制冷劑吸收壓縮機腔體內(nèi)的熱量，降低排氣溫度，保證壓縮機安全運行，當(dāng)排氣溫度降低至設(shè)定值時，噴液閥關(guān)閉，停止噴液，實現(xiàn)高壓比下排氣溫度的控制。

圖3 壓縮機噴液冷卻系統(tǒng)

馬麟等[11]認(rèn)為壓縮機噴液冷卻技術(shù)能夠降低排氣溫度，擴大系統(tǒng)運行范圍，在環(huán)境溫度-25~-20℃范圍內(nèi)，系統(tǒng)能提供55~60℃的熱水，而壓縮機中間補氣技術(shù)更適合于35~45℃水溫的應(yīng)用。KIM D 等[12]對比了噴液冷卻、補氣增焓和氣液兩相增焓系統(tǒng)的性能，在低溫工況下，采用氣液兩相增焓和補氣增焓的提升效果更為明顯。WEN Q Y等[13]研究了補氣口參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響，表明增大補氣孔徑和改變補氣口位置能夠顯著提升系統(tǒng)性能，降低排氣溫度，但也降低了壓縮機的容積效率。XU S X等[14]研究了4種不同形式的補氣系統(tǒng)，結(jié)果表明噴液冷卻系統(tǒng)COP比補氣系統(tǒng)低11%。蔡志敏等[15]對比了補氣增焓與噴液冷卻系統(tǒng)的性能，結(jié)果表明在-20℃時，補氣增焓比噴液冷卻的COP高約13%。

對比壓縮機中間補氣系統(tǒng)，噴液冷卻系統(tǒng)只需增加噴液電磁閥，結(jié)構(gòu)簡單，成本較低，在低溫工況下能有效降低壓縮機排氣溫度，使系統(tǒng)可在-25℃甚至更低溫度下運行，而其出水溫度與中間補氣系統(tǒng)接近。但是，噴液冷卻系統(tǒng)只有在噴液閥開啟時才會增加制冷劑流量，噴液閥未開啟時系統(tǒng)制熱量并未提升，其COP低于中間補氣系統(tǒng)，因而目前我國寒冷地區(qū)多采用中間補氣系統(tǒng)，噴液冷卻的應(yīng)用較少。

1.3 回?zé)嵫h(huán)熱泵

回?zé)嵫h(huán)熱泵是在系統(tǒng)中增設(shè)回?zé)崞?，通過回收部分熱量來提高系統(tǒng)性能，系統(tǒng)原理如圖4 所示。蒸發(fā)器出口制冷劑在回?zé)崞髦信c冷凝器出口制冷劑換熱，成為過熱蒸汽后進入壓縮機，冷凝器出口制冷劑在回?zé)崞髦斜焕鋮s，過冷度增大，焓值降低，蒸發(fā)器進出口制冷劑的焓差增大，系統(tǒng)制熱量增大，同時壓縮機吸氣口有一定的過熱度，避免液擊。

圖4 回?zé)嵫h(huán)熱泵系統(tǒng)

王洪利等[16-17]研究了回?zé)崞鲗渭墘嚎s和雙級壓縮系統(tǒng)性能的影響，增設(shè)回?zé)崞骺墒? 種系統(tǒng)的平均性能提高5%以上。POTTKER G 等[18]、NAVARROESBRí J 等[19]分 析 了 回 熱 器 對 R134a 壓 縮 系 統(tǒng) 和R1234yf 壓縮系統(tǒng)性能的影響，相同工況下，回?zé)崞鲗1234yf系統(tǒng)性能的提升更為明顯。JIN L等[20]對帶回?zé)崞鞯腞404A空氣源熱泵進行了實驗研究，并與單級壓縮系統(tǒng)進行了對比。在環(huán)境溫度-26℃、出水溫度45℃工況下，系統(tǒng)COP 可達(dá)1.92，制熱量和COP分別提升15.9%和20%。

回?zé)嵫h(huán)可實現(xiàn)內(nèi)部熱量回收，制熱量增加，而系統(tǒng)功率基本保持不變，系統(tǒng)的COP增大，但在低溫工況下，系統(tǒng)存在排氣溫度過高和壓縮比過大的現(xiàn)象，限制了系統(tǒng)的應(yīng)用范圍，在環(huán)境溫度-25℃時，系統(tǒng)的出水溫度不超過45℃，在相同工況下，其性能低于補氣系統(tǒng)。

1.4 雙級壓縮熱泵

雙級壓縮熱泵將壓縮過程分為2 個過程，以降低單級壓縮的壓縮比和排氣溫度，提高容積效率，使系統(tǒng)能在低溫下提供高溫水，系統(tǒng)原理如圖5 所示。制冷劑吸熱后在低壓級壓縮機中被壓縮至中間壓力，與經(jīng)中間冷卻器換熱后的制冷劑混合，在高壓級壓縮機中被壓縮為高溫高壓制冷劑，進入冷凝器放熱，冷凝器出口制冷劑分為2 路，一路節(jié)流后進入中間冷卻器吸熱，一路在中間冷卻器中被冷卻后進入蒸發(fā)器，完成循環(huán)過程。

圖5 雙級壓縮熱泵系統(tǒng)

BERTSCH S S等[21]采用ε-NTU法建立了雙級壓縮模型，對系統(tǒng)性能進行了分析和對比，環(huán)境溫度-30℃、出水溫度50℃工況下系統(tǒng)的COP為2.1。SAFA A A 等[22]對雙級壓縮變?nèi)萘肯到y(tǒng)進行了現(xiàn)場測試和瞬態(tài)性能分析，當(dāng)環(huán)境溫度由-19℃升高至9℃時，系統(tǒng)COP由1.79增至5.0。JIANG S等[23]對雙級壓縮級間冷卻系統(tǒng)的性能進行了研究，系統(tǒng)COP 最大可提升23%，且COP與制冷劑定壓比熱容存在線性關(guān)系，當(dāng)定壓比熱容小于60 J·mol-1·K-1，減小吸氣過熱度能進一步提升系統(tǒng)COP。陳孚江等[24]研究了不同參數(shù)對雙級壓縮熱泵性能的影響，指出應(yīng)降低吸氣過熱度以降低高溫級壓縮機排氣溫度，增大冷凝器出口過冷度以增大制熱量，從而提升系統(tǒng)COP。王洪利等[25]研究了R1234yf 對雙級壓縮熱泵性能的影響，當(dāng)環(huán)境溫度為-25℃時，系統(tǒng) COP 為 1.766，僅比 R134a 和 R410a 低4%和2.9%，而功率和排氣溫度可降低20%以上，但其制熱量有所下降，需要增大換熱器面積。

雙級壓縮熱泵系統(tǒng)采用分級壓縮，能在-30℃及以下溫度運行，可以制取65℃及以上溫度的熱水，系統(tǒng)運行范圍更廣，也降低了壓縮機的排氣溫度和壓縮比，對低環(huán)溫高水溫工況，雙級壓縮熱泵系統(tǒng)優(yōu)于其他系統(tǒng)。但是，雙級壓縮熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，最優(yōu)中間壓力隨著蒸發(fā)溫度和冷凝溫度的改變而改變，控制難度大，需要對系統(tǒng)進行合理的設(shè)計和優(yōu)化，使系統(tǒng)在不同工況下均能處于最優(yōu)狀態(tài)。

1.5 復(fù)疊式熱泵

增設(shè)蒸發(fā)冷凝器作為低溫級的冷凝器和高溫級的蒸發(fā)器，將2 個運行范圍不同的循環(huán)組合成復(fù)疊式熱泵，系統(tǒng)原理如圖6 所示。低溫級制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱，經(jīng)低溫級壓縮機壓縮，在蒸發(fā)冷凝器內(nèi)將熱量傳遞給高溫級制冷劑，再經(jīng)高溫級壓縮機壓縮后，進入冷凝器放熱，完成循環(huán)過程。

ZHAO L等[26]分析了R600a/R134a復(fù)疊熱泵循環(huán)的性能，當(dāng)環(huán)境溫度為-10℃時，系統(tǒng)COP 為2.15。SOLTANI R等[27]研究了單級壓縮、單一工質(zhì)復(fù)疊和不同工質(zhì)復(fù)疊循環(huán)的性能，認(rèn)為復(fù)疊循環(huán)的性能并不是在所有工況下都優(yōu)于單級壓縮循環(huán)，隨著環(huán)境溫度的升高，復(fù)疊系統(tǒng)對熱泵性能的提升效果逐漸減弱，在低環(huán)溫高水溫工況下，單一工質(zhì)復(fù)疊系統(tǒng)的性能優(yōu)于不同工質(zhì)復(fù)疊循環(huán)。KIM D H 等[28]建立了R134a/R410A復(fù)疊熱泵模型，研究了系統(tǒng)性能隨高低溫級換熱溫差的變化規(guī)律，指出最優(yōu)中間溫度隨著環(huán)境溫度和冷凝器入口水溫的升高而升高。ROH C W[29]研究了低溫級補氣、高溫級補氣及高低溫級同時補氣時復(fù)疊系統(tǒng)性能的變化，由于復(fù)疊系統(tǒng)壓縮比較小，采用補氣過程對性能提升有限，增加了系統(tǒng)的復(fù)雜程度。盧堯等[30]建立了R134a/CO2復(fù)疊熱泵模型，研究了中間冷凝溫度與蒸發(fā)溫度的變化關(guān)系，當(dāng)中間冷凝溫度為15℃時，系統(tǒng)壓縮比不超過5，排氣溫度不超過80℃。周亮亮等[31]研究了復(fù)疊熱泵的低溫?zé)崃π阅?，系統(tǒng)可在環(huán)境溫度-25~25℃范圍內(nèi)穩(wěn)定制取70~80℃熱水，運行范圍遠(yuǎn)高于單級壓縮系統(tǒng)，但在環(huán)境溫度為-25℃制取85℃熱水時，系統(tǒng)COP只有1.37，能效偏低。

復(fù)疊式熱泵能夠在低溫下制取高溫?zé)崴?，系統(tǒng)壓縮比較小，排氣溫度較低，運行范圍和出水溫度范圍基本與雙級壓縮熱泵系統(tǒng)相同。但是，復(fù)疊式熱泵循環(huán)存在低溫級和高溫級2 個循環(huán)，制冷劑在蒸發(fā)冷凝器內(nèi)換熱時存在換熱溫差，相同工況下其能效比低于雙級壓縮熱泵，并且隨著環(huán)境溫度的升高，系統(tǒng)的能效提升效果并不明顯。復(fù)疊式熱泵通常采用熱氣旁通除霜，這種除霜方法所需時間較長，低溫時效果較差，除霜能耗高。在系統(tǒng)設(shè)計時，應(yīng)考慮除霜問題，采取相變蓄熱、熱氣旁通、排氣節(jié)流、電加熱及超聲波除霜等方法，對系統(tǒng)的除霜控制進行合理設(shè)計，減少除霜時的能量損失。

1.6 耦合式熱泵

耦合式熱泵將空氣源熱泵與其他熱源相結(jié)合，如水源熱泵、太陽能輻射等?？諝庠礋岜门c水源熱泵耦合系統(tǒng)原理如圖7 所示。該系統(tǒng)由水源熱泵、空氣源熱泵和中間水箱組成。空氣源熱泵作為低溫級熱源，加熱1 次回水后進入水源熱泵的蒸發(fā)器中換熱，水源熱泵則以此為熱源加熱末端回水。

王偉等[32-33]對雙級耦合熱泵系統(tǒng)的性能進行了研究，指出雙級耦合熱泵系統(tǒng)能夠降低系統(tǒng)壓縮比和排氣溫度，提升系統(tǒng)低溫性能，當(dāng)中間水溫為13~18℃時，系統(tǒng)的效率可提高10%以上。王驛凱等[34]分析了中間水溫對雙級耦合熱泵系統(tǒng)性能的影響，結(jié)果表明最優(yōu)中間水溫與低溫級蒸發(fā)溫度、高溫級冷凝溫度有關(guān)，并給出了數(shù)學(xué)關(guān)聯(lián)式。PARDO N等[35]對比了雙級耦合熱泵和單級壓縮熱泵及水源熱泵的能耗，與單級壓縮熱泵和水源熱泵相比，雙級耦合熱泵的能耗分別降低40%和18%。丁偉翔等[36]對雙級耦合熱泵的節(jié)能特性進行了測算，系統(tǒng)全年綜合能效為3.47，節(jié)能率達(dá)到50%以上，推廣價值極高。

低溫條件下，耦合式熱泵能夠保證空氣源熱泵具有較低的出水溫度，系統(tǒng)冷凝溫度、冷凝壓力、壓縮比、排氣溫度都較低，機組運行可靠，通過調(diào)節(jié)中間水溫使其接近或達(dá)到最優(yōu)中間水溫，進一步提升了系統(tǒng)性能。耦合式熱泵可在-35℃及以下溫度穩(wěn)定運行，同時能夠制取60℃以上的熱水。與復(fù)疊式熱泵類似，隨著環(huán)境溫度的提高，其COP并沒有顯著提高，當(dāng)環(huán)境溫度升高至某一溫度時，系統(tǒng)的性能低于單級壓縮熱泵。因此，雙級耦合熱泵更適用于環(huán)境溫度較低的地區(qū)，應(yīng)用時可根據(jù)環(huán)境條件進行單雙級熱泵系統(tǒng)的切換，使系統(tǒng)運行時始終具有較高的性能系數(shù)，提升節(jié)能效果。此外，在低溫條件下，可將空氣源熱泵與水源熱泵、地源熱泵、太陽能集熱器等系統(tǒng)進行耦合。目前使用較多的是與太陽能系統(tǒng)進行耦合，優(yōu)先使用太陽能供暖，當(dāng)太陽能不足時使用空氣源熱泵，實現(xiàn)二者的優(yōu)勢互補。耦合熱泵系統(tǒng)相對復(fù)雜，初始投資較高，但年平均綜合能效高，節(jié)能效果顯著，在我國北方太陽能資源豐富的地區(qū)具有廣闊的應(yīng)用前景。

1.7 跨臨界CO2熱泵

自然工質(zhì)CO2環(huán)保性能優(yōu)越，ODP 值為0，GWP值為1，具有良好的熱物理特性，可作為R410a、R407c 等工質(zhì)的替代制冷劑用于熱泵領(lǐng)域。前國際制冷學(xué)會主席LORENTZEN G 最早提出了跨臨界CO2系統(tǒng)，該系統(tǒng)的高壓側(cè)換熱發(fā)生在超臨界區(qū)，在超臨界區(qū)內(nèi)CO2不存在相變，氣體冷卻器內(nèi)CO2的溫度與壓力是相互獨立的，其溫度的變化取決于水流量和進水溫度。由于氣體冷卻器內(nèi)CO2與水之間為類顯熱換熱，進水溫度越低，CO2出口溫度越低，系統(tǒng)制熱量越大。因此，跨臨界CO2熱泵多用于直熱式熱泵熱水器，出水溫度最高可達(dá)95℃。

CO2獨特的熱物理特性決定了跨臨界CO2熱泵能夠制取更高溫度的熱水，但直接應(yīng)用于供暖領(lǐng)域時，較高的回水溫度會降低氣體冷卻器內(nèi)的換熱效率，熱泵制熱量和COP偏低。LU F等[37]對跨臨界CO2熱泵的供暖性能進行了實驗研究，在環(huán)境溫度-15℃、供回水溫度55℃/30℃工況下，系統(tǒng)的COP為1.9，當(dāng)環(huán)境溫度為10℃時，系統(tǒng)的COP 最高為2.88。YANG D F等[38]提出了一種R134a/CO2耦合熱泵型式(系統(tǒng)原理見圖8)，通過增設(shè)R134a 循環(huán)，吸收部分回水的熱量，降低回水溫度后再進入氣體冷卻器，可提升跨臨界CO2循環(huán)的熱力性能。當(dāng)環(huán)境溫度-20℃、供回水溫度為70℃/50℃時，系統(tǒng)COP 為1.6，當(dāng)供回水溫度為50℃/40℃時，系統(tǒng)COP為1.9。SONG Y L等[39]對比了R134a/CO2耦合熱泵與復(fù)疊式熱泵的性能，指出當(dāng)回水溫度由40℃升高至50℃時，復(fù)疊熱式泵的COP 沒有明顯變化，而R134a/CO2耦合熱泵的COP 下降了8%，在低溫環(huán)境下，隨著供回水溫差增大，復(fù)疊式熱泵的性能更好，在高溫環(huán)境下，R134a/CO2耦合熱泵的性能優(yōu)于復(fù)疊式熱泵。

圖8 跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)

跨臨界CO2熱泵是空氣源熱泵技術(shù)發(fā)展的一個新方向，但受限于CO2壓縮機的性能，其低溫?zé)崃π阅懿煌怀?。此外，跨臨界CO2熱泵的COP與排氣壓力有關(guān)，隨著排氣壓力的升高，跨臨界CO2熱泵的COP是一個先升高后降低的過程，存在一個最優(yōu)排氣壓力使COP達(dá)到最大值，而最優(yōu)排氣壓力與環(huán)境溫度和供回水溫度有關(guān)，在變工況條件下，需要對最優(yōu)排氣壓力進行實時調(diào)節(jié)才能實現(xiàn)跨臨界CO2熱泵的最優(yōu)性能，控制系統(tǒng)復(fù)雜。國內(nèi)外學(xué)者提出了多個最優(yōu)排氣壓力數(shù)學(xué)公式，但這些公式適用范圍不同，需要根據(jù)實際運行工況采取不同的最優(yōu)壓力公式[40-44]；同時，跨臨界CO2熱泵壓力較高，不能采用逆向除霜，目前多采用熱氣旁通除霜，時間長、能耗高，需要對其除霜技術(shù)進行深入研究。

2 展望

2.1 壓縮機技術(shù)發(fā)展

目前我國北方多采用中間補氣熱泵，其最低運行環(huán)境溫度為-25℃，無法在更低溫度下制取高溫?zé)崴?，而雙級壓縮熱泵則可以解決這一問題。因此，開發(fā)低溫雙級壓縮機對低溫空氣源熱泵發(fā)展具有重要意義。跨臨界CO2熱泵應(yīng)用前景廣闊，目前多采用往復(fù)式壓縮機，并通過膨脹機、噴射器及變頻技術(shù)來提升性能，其壓縮機技術(shù)有待進一步發(fā)展，國內(nèi)外已有學(xué)者開展CO2螺桿壓縮機的研發(fā)工作。

2.2 除霜技術(shù)發(fā)展

空氣源熱泵多采用逆向除霜和熱氣旁通除霜，其中逆向除霜存在頻繁轉(zhuǎn)向的大壓差沖擊，影響系統(tǒng)穩(wěn)定性，除霜時系統(tǒng)會從室內(nèi)吸熱，影響室內(nèi)供暖效果，而熱氣旁通則存在除霜時間長、效果差的問題。對空氣源熱泵的除霜，可通過改進蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)、采用憎水性材料等減少結(jié)霜，或者采用蓄能、相變儲能方法以縮短除霜時間、提高除霜效率。此外，也可采用熱水除霜和超聲波除霜，但其系統(tǒng)較為復(fù)雜，控制困難，需要進一步研究。

3 結(jié)論

對幾種低溫空氣源熱泵技術(shù)進行了分析，并結(jié)合國內(nèi)外學(xué)者研究，對低溫空氣源熱泵技術(shù)的發(fā)展進行了展望，結(jié)論如下。

（1）壓縮機中間補氣技術(shù)能夠改善系統(tǒng)低溫性能，降低排氣溫度，其工作環(huán)境溫度范圍為-25~10℃，供水溫度范圍為35~55℃，熱力性能優(yōu)于回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)、壓縮機噴液冷卻系統(tǒng)，但當(dāng)環(huán)境溫度高于10℃時，其性能低于單級壓縮系統(tǒng)。在嚴(yán)寒地區(qū)采用中間補氣熱泵系統(tǒng)時，應(yīng)考慮環(huán)境溫度、供回水溫度及末端形式，在滿足需求的同時最大限度發(fā)揮中間補氣系統(tǒng)的性能。

（2）雙級壓縮熱泵可在-30℃及以下制取65℃及以上的熱水，其理論能效高于其他系統(tǒng)，但目前應(yīng)用較少。復(fù)疊式熱泵和耦合式熱泵運行范圍與雙級壓縮熱泵近似，但系統(tǒng)功率較大，COP 低于雙級壓縮熱泵，隨著環(huán)境溫度的升高，性能低于單級壓縮熱泵。復(fù)疊式熱泵的應(yīng)用因除霜困難而受到一定限制，耦合式熱泵可通過優(yōu)化設(shè)計實現(xiàn)與單級壓縮熱泵的切換，使系統(tǒng)保持較高能效。

（3）跨臨界CO2熱泵多用于直熱式熱泵熱水器，出水溫度最高可達(dá)95℃，但直接用于供暖時系統(tǒng)制熱量和COP偏低，可通過優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)來提升性能；同時，系統(tǒng)COP受排氣壓力影響，存在最優(yōu)排氣壓力使COP達(dá)到最大值，需要根據(jù)運行工況調(diào)節(jié)最優(yōu)排氣壓力?？缗R界CO2熱泵采用CO2作為工質(zhì)，環(huán)保性能優(yōu)越，可與壓縮機中間補氣、壓縮機噴液冷卻、雙級壓縮、復(fù)疊等技術(shù)相結(jié)合，進一步提升其低溫性能。

（4）隨著壓縮機技術(shù)的不斷發(fā)展和除霜機理的深入研究，空氣源熱泵的性能將會持續(xù)得到優(yōu)化，其節(jié)能環(huán)保特性將會更加突出；同時，結(jié)合其他供暖形式，能夠進一步提升供暖系統(tǒng)的能效比。在低溫空氣源熱泵機組的研發(fā)中，可以將上述幾種新技術(shù)相互結(jié)合，以進一步提升其低溫性能。因此，有必要對空氣源熱泵的低溫技術(shù)進行更加深入研究。