供暖用低温空气源热泵技术发展现状及前景展望

金 磊，王守国，李静岩

（中国铁道科学研究院集团有限公司 节能环保劳卫研究所，北京 100081）

0 引言

空气源热泵是以空气为热源，通过消耗一定的电能，经过热力循环将低位能源转换为高位能源的一种装置，具有高效、节能、环保等优点。“双碳”背景下，采用空气源热泵替代燃煤锅炉供暖，能够减少煤炭消耗和碳排放，环保效益显著，具有推广价值。

空气源热泵在低温环境下存在一些缺陷。随着环境温度的降低，空气源热泵的制热量减小，严重时无法满足室内热负荷的需求。当蒸发器表面温度低于空气露点温度时，蒸发器表面结霜，当霜层厚度达到一定程度后，随着霜层厚度的持续增加，蒸发器的传热性能不断降低，系统功耗增大，性能系数下降。在低环温和高水温条件下，压缩比较大，排气温度较高，对压缩机的寿命产生不利影响。针对这些问题，国内外学者进行了大量研究，并提出了压缩机中间补气、双级压缩、复叠等多种技术，以提升空气源热泵的低温性能。本文结合国内外学者研究，对几种低温空气源热泵技术的基本原理、运行环境及存在问题进行分析，并对低温热泵技术的研究前景进行展望。

1 低温空气源热泵技术发展现状

1.1 压缩机中间补气技术

压缩机中间补气技术又称为准二级压缩技术，通过在压缩机上设置补气孔口，将部分制冷剂补充到压缩机内，增加制冷剂流量，从而增加制热量，降低排气温度。根据补气形式的不同，压缩机中间补气技术分为经济器补气技术和闪发器补气技术。

经济器补气系统如图1 所示。冷凝器出口制冷剂分为两路，补气路制冷剂节流后进入经济器吸热，冷却主路制冷剂；主路制冷剂在经济器中换热后，经节流进入蒸发器，在蒸发器中吸热蒸发，进入压缩机，并与补气路制冷剂混合，经压缩后进入冷凝器，在冷凝器中放热，完成循环过程。

图1 经济器补气系统

闪发器补气系统是用闪发器代替经济器，系统原理如图2所示。冷凝器出口制冷剂节流后进入闪发器，变为气液两相制冷剂，上部制冷剂蒸汽经补气口进入压缩机，由于制冷剂蒸发，闪发器内的液体被进一步冷却，经节流后进入蒸发器，之后进入压缩机与补气路制冷剂混合，经压缩后进入冷凝器放热，完成循环过程。

图2 闪发器补气系统

国内外学者对压缩机中间补气技术进行了大量研究。TELLO-OQUENDO F M等[1]研究了中间补气压力对经济器补气系统性能的影响，给出了补气量、输入功率和补气压力的数学关联式，其理论结果与实验结果的误差不超过5%。ZHANG D 等[2]对经济器补气热泵的性能进行了研究，补气后系统的COP可提升4%~6%，并根据实验结果提出了COP 与进水温度和环境温度的关联式，但当环境温度较低时该关联式误差较大。李剑等[3]建立了变频补气增焓系统，研究了环境温度、压缩机频率及进出水温度等对系统性能的影响，在环境温度-10℃时，系统COP 高于2。吴琦琦等[4]对比了补气系统和无补气系统的热力性能，当环境温度高于2℃时，补气后系统COP 下降，当环境温度为-10℃时，COP 可提升21.41%，表明低温时补气对热泵性能的提升更明显，可通过切换补气和无补气来提升系统性能。BEAK C等[5]研究了变工况下补气压力对系统的影响，通过调节补气压力和补气量来改变制冷剂流量，提高系统COP，指出存在最优补气压力可使系统COP 达到最大。罗荣邦等[6]提出了一种新型闪发器补气系统，研究了补气压力对系统性能的影响，对比常规系统，闪发器补气系统的COP更高，但当环境温度高于7℃时，闪发器补气系统的COP 低于常规系统。刘桂兰等[7]通过模拟仿真，指出闪发器补气与单级压缩的最佳切换区间为蒸发温度-10~-5℃。XU X 等[8]对比了R32和R410a对闪发器补气性能的影响，表明采用R32系统的制热量和COP分别可以提升10%和9%。董彬等[9]对比了补气系统和单级热泵的热力性能，在蒸发温度-25~0℃范围内，对比单级热泵，经济器补气系统COP可提升5%~7.1%，闪发器补气系统可提升2.3%~6.6%。WANG X D 等[10]研究了经济器和闪发器2种补气系统，当环境温度为-17.8℃时，补气系统制热量最大可提升33%，COP 最大可提升23%，由于闪发器补气的蒸汽多处于饱和状态，其补气变化率和补气压力变化范围较小，系统的影响也小于经济器补气系统，因而闪发器补气系统更适合小型空气源热泵。

压缩机中间补气技术通过增加制冷剂流量来提升系统制热量和COP，降低排气温度，扩大热泵的低温工作范围。但是，随着制冷剂流量的增加，压缩机功率也增大，COP的提升并不明显，并且环境温度较高时补气系统的COP低于无补气系统。受限于压缩机的工作范围，压缩机中间补气技术使用的最低环境温度为-25℃，最高出水温度不超过60℃，当环境温度为-25℃时，补气系统的最高出水温度为55℃，系统压缩比和排气温度仍然较高。同时，补气系统的性能也受补气口参数和补气压力的影响，需要优化压缩机和系统结构。此外，补气系统采用逆向除霜方法，除霜时存在舒适度下降的问题。

1.2 压缩机喷液冷却技术

压缩机喷液冷却技术通过向压缩机中喷入制冷剂来解决高压比状态下排气温度过高的问题，系统原理如图3 所示。冷凝器出口制冷剂分为2 路，一路节流后进入蒸发器，经蒸发进入压缩机；另一路由喷液阀控制，当压缩机排气温度高于设定值时，喷液阀开启，将气液两相制冷剂喷入压缩机中，制冷剂吸收压缩机腔体内的热量，降低排气温度，保证压缩机安全运行，当排气温度降低至设定值时，喷液阀关闭，停止喷液，实现高压比下排气温度的控制。

图3 压缩机喷液冷却系统

马麟等[11]认为压缩机喷液冷却技术能够降低排气温度，扩大系统运行范围，在环境温度-25~-20℃范围内，系统能提供55~60℃的热水，而压缩机中间补气技术更适合于35~45℃水温的应用。KIM D 等[12]对比了喷液冷却、补气增焓和气液两相增焓系统的性能，在低温工况下，采用气液两相增焓和补气增焓的提升效果更为明显。WEN Q Y等[13]研究了补气口参数对系统性能的影响，表明增大补气孔径和改变补气口位置能够显著提升系统性能，降低排气温度，但也降低了压缩机的容积效率。XU S X等[14]研究了4种不同形式的补气系统，结果表明喷液冷却系统COP比补气系统低11%。蔡志敏等[15]对比了补气增焓与喷液冷却系统的性能，结果表明在-20℃时，补气增焓比喷液冷却的COP高约13%。

对比压缩机中间补气系统，喷液冷却系统只需增加喷液电磁阀，结构简单，成本较低，在低温工况下能有效降低压缩机排气温度，使系统可在-25℃甚至更低温度下运行，而其出水温度与中间补气系统接近。但是，喷液冷却系统只有在喷液阀开启时才会增加制冷剂流量，喷液阀未开启时系统制热量并未提升，其COP低于中间补气系统，因而目前我国寒冷地区多采用中间补气系统，喷液冷却的应用较少。

1.3 回热循环热泵

回热循环热泵是在系统中增设回热器，通过回收部分热量来提高系统性能，系统原理如图4 所示。蒸发器出口制冷剂在回热器中与冷凝器出口制冷剂换热，成为过热蒸汽后进入压缩机，冷凝器出口制冷剂在回热器中被冷却，过冷度增大，焓值降低，蒸发器进出口制冷剂的焓差增大，系统制热量增大，同时压缩机吸气口有一定的过热度，避免液击。

图4 回热循环热泵系统

王洪利等[16-17]研究了回热器对单级压缩和双级压缩系统性能的影响，增设回热器可使2 种系统的平均性能提高5%以上。POTTKER G 等[18]、NAVARROESBRÍ J 等[19]分 析 了 回 热 器 对 R134a 压 缩 系 统 和R1234yf 压缩系统性能的影响，相同工况下，回热器对R1234yf系统性能的提升更为明显。JIN L等[20]对带回热器的R404A空气源热泵进行了实验研究，并与单级压缩系统进行了对比。在环境温度-26℃、出水温度45℃工况下，系统COP 可达1.92，制热量和COP分别提升15.9%和20%。

回热循环可实现内部热量回收，制热量增加，而系统功率基本保持不变，系统的COP增大，但在低温工况下，系统存在排气温度过高和压缩比过大的现象，限制了系统的应用范围，在环境温度-25℃时，系统的出水温度不超过45℃，在相同工况下，其性能低于补气系统。

1.4 双级压缩热泵

双级压缩热泵将压缩过程分为2 个过程，以降低单级压缩的压缩比和排气温度，提高容积效率，使系统能在低温下提供高温水，系统原理如图5 所示。制冷剂吸热后在低压级压缩机中被压缩至中间压力，与经中间冷却器换热后的制冷剂混合，在高压级压缩机中被压缩为高温高压制冷剂，进入冷凝器放热，冷凝器出口制冷剂分为2 路，一路节流后进入中间冷却器吸热，一路在中间冷却器中被冷却后进入蒸发器，完成循环过程。

图5 双级压缩热泵系统

BERTSCH S S等[21]采用ε-NTU法建立了双级压缩模型，对系统性能进行了分析和对比，环境温度-30℃、出水温度50℃工况下系统的COP为2.1。SAFA A A 等[22]对双级压缩变容量系统进行了现场测试和瞬态性能分析，当环境温度由-19℃升高至9℃时，系统COP由1.79增至5.0。JIANG S等[23]对双级压缩级间冷却系统的性能进行了研究，系统COP 最大可提升23%，且COP与制冷剂定压比热容存在线性关系，当定压比热容小于60 J·mol-1·K-1，减小吸气过热度能进一步提升系统COP。陈孚江等[24]研究了不同参数对双级压缩热泵性能的影响，指出应降低吸气过热度以降低高温级压缩机排气温度，增大冷凝器出口过冷度以增大制热量，从而提升系统COP。王洪利等[25]研究了R1234yf 对双级压缩热泵性能的影响，当环境温度为-25℃时，系统 COP 为 1.766，仅比 R134a 和 R410a 低4%和2.9%，而功率和排气温度可降低20%以上，但其制热量有所下降，需要增大换热器面积。

双级压缩热泵系统采用分级压缩，能在-30℃及以下温度运行，可以制取65℃及以上温度的热水，系统运行范围更广，也降低了压缩机的排气温度和压缩比，对低环温高水温工况，双级压缩热泵系统优于其他系统。但是，双级压缩热泵系统结构复杂，最优中间压力随着蒸发温度和冷凝温度的改变而改变，控制难度大，需要对系统进行合理的设计和优化，使系统在不同工况下均能处于最优状态。

1.5 复叠式热泵

增设蒸发冷凝器作为低温级的冷凝器和高温级的蒸发器，将2 个运行范围不同的循环组合成复叠式热泵，系统原理如图6 所示。低温级制冷剂在蒸发器内吸热，经低温级压缩机压缩，在蒸发冷凝器内将热量传递给高温级制冷剂，再经高温级压缩机压缩后，进入冷凝器放热，完成循环过程。

ZHAO L等[26]分析了R600a/R134a复叠热泵循环的性能，当环境温度为-10℃时，系统COP 为2.15。SOLTANI R等[27]研究了单级压缩、单一工质复叠和不同工质复叠循环的性能，认为复叠循环的性能并不是在所有工况下都优于单级压缩循环，随着环境温度的升高，复叠系统对热泵性能的提升效果逐渐减弱，在低环温高水温工况下，单一工质复叠系统的性能优于不同工质复叠循环。KIM D H 等[28]建立了R134a/R410A复叠热泵模型，研究了系统性能随高低温级换热温差的变化规律，指出最优中间温度随着环境温度和冷凝器入口水温的升高而升高。ROH C W[29]研究了低温级补气、高温级补气及高低温级同时补气时复叠系统性能的变化，由于复叠系统压缩比较小，采用补气过程对性能提升有限，增加了系统的复杂程度。卢尧等[30]建立了R134a/CO2复叠热泵模型，研究了中间冷凝温度与蒸发温度的变化关系，当中间冷凝温度为15℃时，系统压缩比不超过5，排气温度不超过80℃。周亮亮等[31]研究了复叠热泵的低温热力性能，系统可在环境温度-25~25℃范围内稳定制取70~80℃热水，运行范围远高于单级压缩系统，但在环境温度为-25℃制取85℃热水时，系统COP只有1.37，能效偏低。

复叠式热泵能够在低温下制取高温热水，系统压缩比较小，排气温度较低，运行范围和出水温度范围基本与双级压缩热泵系统相同。但是，复叠式热泵循环存在低温级和高温级2 个循环，制冷剂在蒸发冷凝器内换热时存在换热温差，相同工况下其能效比低于双级压缩热泵，并且随着环境温度的升高，系统的能效提升效果并不明显。复叠式热泵通常采用热气旁通除霜，这种除霜方法所需时间较长，低温时效果较差，除霜能耗高。在系统设计时，应考虑除霜问题，采取相变蓄热、热气旁通、排气节流、电加热及超声波除霜等方法，对系统的除霜控制进行合理设计，减少除霜时的能量损失。

1.6 耦合式热泵

耦合式热泵将空气源热泵与其他热源相结合，如水源热泵、太阳能辐射等。空气源热泵与水源热泵耦合系统原理如图7 所示。该系统由水源热泵、空气源热泵和中间水箱组成。空气源热泵作为低温级热源，加热1 次回水后进入水源热泵的蒸发器中换热，水源热泵则以此为热源加热末端回水。

王伟等[32-33]对双级耦合热泵系统的性能进行了研究，指出双级耦合热泵系统能够降低系统压缩比和排气温度，提升系统低温性能，当中间水温为13~18℃时，系统的效率可提高10%以上。王驿凯等[34]分析了中间水温对双级耦合热泵系统性能的影响，结果表明最优中间水温与低温级蒸发温度、高温级冷凝温度有关，并给出了数学关联式。PARDO N等[35]对比了双级耦合热泵和单级压缩热泵及水源热泵的能耗，与单级压缩热泵和水源热泵相比，双级耦合热泵的能耗分别降低40%和18%。丁伟翔等[36]对双级耦合热泵的节能特性进行了测算，系统全年综合能效为3.47，节能率达到50%以上，推广价值极高。

低温条件下，耦合式热泵能够保证空气源热泵具有较低的出水温度，系统冷凝温度、冷凝压力、压缩比、排气温度都较低，机组运行可靠，通过调节中间水温使其接近或达到最优中间水温，进一步提升了系统性能。耦合式热泵可在-35℃及以下温度稳定运行，同时能够制取60℃以上的热水。与复叠式热泵类似，随着环境温度的提高，其COP并没有显著提高，当环境温度升高至某一温度时，系统的性能低于单级压缩热泵。因此，双级耦合热泵更适用于环境温度较低的地区，应用时可根据环境条件进行单双级热泵系统的切换，使系统运行时始终具有较高的性能系数，提升节能效果。此外，在低温条件下，可将空气源热泵与水源热泵、地源热泵、太阳能集热器等系统进行耦合。目前使用较多的是与太阳能系统进行耦合，优先使用太阳能供暖，当太阳能不足时使用空气源热泵，实现二者的优势互补。耦合热泵系统相对复杂，初始投资较高，但年平均综合能效高，节能效果显著，在我国北方太阳能资源丰富的地区具有广阔的应用前景。

1.7 跨临界CO2热泵

自然工质CO2环保性能优越，ODP 值为0，GWP值为1，具有良好的热物理特性，可作为R410a、R407c 等工质的替代制冷剂用于热泵领域。前国际制冷学会主席LORENTZEN G 最早提出了跨临界CO2系统，该系统的高压侧换热发生在超临界区，在超临界区内CO2不存在相变，气体冷却器内CO2的温度与压力是相互独立的，其温度的变化取决于水流量和进水温度。由于气体冷却器内CO2与水之间为类显热换热，进水温度越低，CO2出口温度越低，系统制热量越大。因此，跨临界CO2热泵多用于直热式热泵热水器，出水温度最高可达95℃。

CO2独特的热物理特性决定了跨临界CO2热泵能够制取更高温度的热水，但直接应用于供暖领域时，较高的回水温度会降低气体冷却器内的换热效率，热泵制热量和COP偏低。LU F等[37]对跨临界CO2热泵的供暖性能进行了实验研究，在环境温度-15℃、供回水温度55℃/30℃工况下，系统的COP为1.9，当环境温度为10℃时，系统的COP 最高为2.88。YANG D F等[38]提出了一种R134a/CO2耦合热泵型式(系统原理见图8)，通过增设R134a 循环，吸收部分回水的热量，降低回水温度后再进入气体冷却器，可提升跨临界CO2循环的热力性能。当环境温度-20℃、供回水温度为70℃/50℃时，系统COP 为1.6，当供回水温度为50℃/40℃时，系统COP为1.9。SONG Y L等[39]对比了R134a/CO2耦合热泵与复叠式热泵的性能，指出当回水温度由40℃升高至50℃时，复叠热式泵的COP 没有明显变化，而R134a/CO2耦合热泵的COP 下降了8%，在低温环境下，随着供回水温差增大，复叠式热泵的性能更好，在高温环境下，R134a/CO2耦合热泵的性能优于复叠式热泵。

图8 跨临界CO2热泵系统

跨临界CO2热泵是空气源热泵技术发展的一个新方向，但受限于CO2压缩机的性能，其低温热力性能不突出。此外，跨临界CO2热泵的COP与排气压力有关，随着排气压力的升高，跨临界CO2热泵的COP是一个先升高后降低的过程，存在一个最优排气压力使COP达到最大值，而最优排气压力与环境温度和供回水温度有关，在变工况条件下，需要对最优排气压力进行实时调节才能实现跨临界CO2热泵的最优性能，控制系统复杂。国内外学者提出了多个最优排气压力数学公式，但这些公式适用范围不同，需要根据实际运行工况采取不同的最优压力公式[40-44]；同时，跨临界CO2热泵压力较高，不能采用逆向除霜，目前多采用热气旁通除霜，时间长、能耗高，需要对其除霜技术进行深入研究。

2 展望

2.1 压缩机技术发展

目前我国北方多采用中间补气热泵，其最低运行环境温度为-25℃，无法在更低温度下制取高温热水，而双级压缩热泵则可以解决这一问题。因此，开发低温双级压缩机对低温空气源热泵发展具有重要意义。跨临界CO2热泵应用前景广阔，目前多采用往复式压缩机，并通过膨胀机、喷射器及变频技术来提升性能，其压缩机技术有待进一步发展，国内外已有学者开展CO2螺杆压缩机的研发工作。

2.2 除霜技术发展

空气源热泵多采用逆向除霜和热气旁通除霜，其中逆向除霜存在频繁转向的大压差冲击，影响系统稳定性，除霜时系统会从室内吸热，影响室内供暖效果，而热气旁通则存在除霜时间长、效果差的问题。对空气源热泵的除霜，可通过改进蒸发器结构、采用憎水性材料等减少结霜，或者采用蓄能、相变储能方法以缩短除霜时间、提高除霜效率。此外，也可采用热水除霜和超声波除霜，但其系统较为复杂，控制困难，需要进一步研究。

3 结论

对几种低温空气源热泵技术进行了分析，并结合国内外学者研究，对低温空气源热泵技术的发展进行了展望，结论如下。

（1）压缩机中间补气技术能够改善系统低温性能，降低排气温度，其工作环境温度范围为-25~10℃，供水温度范围为35~55℃，热力性能优于回热循环系统、压缩机喷液冷却系统，但当环境温度高于10℃时，其性能低于单级压缩系统。在严寒地区采用中间补气热泵系统时，应考虑环境温度、供回水温度及末端形式，在满足需求的同时最大限度发挥中间补气系统的性能。

（2）双级压缩热泵可在-30℃及以下制取65℃及以上的热水，其理论能效高于其他系统，但目前应用较少。复叠式热泵和耦合式热泵运行范围与双级压缩热泵近似，但系统功率较大，COP 低于双级压缩热泵，随着环境温度的升高，性能低于单级压缩热泵。复叠式热泵的应用因除霜困难而受到一定限制，耦合式热泵可通过优化设计实现与单级压缩热泵的切换，使系统保持较高能效。

（3）跨临界CO2热泵多用于直热式热泵热水器，出水温度最高可达95℃，但直接用于供暖时系统制热量和COP偏低，可通过优化系统结构来提升性能；同时，系统COP受排气压力影响，存在最优排气压力使COP达到最大值，需要根据运行工况调节最优排气压力。跨临界CO2热泵采用CO2作为工质，环保性能优越，可与压缩机中间补气、压缩机喷液冷却、双级压缩、复叠等技术相结合，进一步提升其低温性能。

（4）随着压缩机技术的不断发展和除霜机理的深入研究，空气源热泵的性能将会持续得到优化，其节能环保特性将会更加突出；同时，结合其他供暖形式，能够进一步提升供暖系统的能效比。在低温空气源热泵机组的研发中，可以将上述几种新技术相互结合，以进一步提升其低温性能。因此，有必要对空气源热泵的低温技术进行更加深入研究。