不同环境温度和水温下复叠式空气源热泵热水机组运行特性研究

邓志扬 秦海燕 陈 连 秦海彬

（1.珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070；2.格力电器（郑州）有限公司 郑州 450000）

引言

空气源热泵热水系统是根据逆卡诺循环原理，利用系统的冷凝侧放热将低温水加热到高温水。在供热工况下，空气源热泵制热性能随水温升高而降低、随环温降低而降低，因此当环温低、水温高时会引起以下后果[1]：①压缩机吸气压力低，制冷剂体积大、质量小，冷媒循环量少，制热量低，供热不足。②压比增大，等熵效率降低，排气过热严重，润滑油粘度下降，延展性变强，油膜厚度变小，不利于润滑和密封。当压缩比大于16 时，热泵系统运行能效约为1，且排气温度接近润滑油的碳化温度，阻碍了热泵在寒冷地区的推广[2]。若要在低温环境下制取80 ℃热水，普通冷媒已无法满足要求，而特殊工质热泵的初投资和维护成本又比较昂贵，因此可通过复叠式热泵来解决这个问题[3]。目前，高温复叠热泵的产品化研究还很少，一般情况下，主要是对复叠式热泵系统进行理论研究。文献[4]研究了不同环温下高出水温度的运行特性。本文对不同环境温度和不同出水温度下特别是低环温下复叠式空气源热泵热水系统的产品化的经济性和可靠性研究。

1 复叠式系统的工作原理

图1 所示为复叠式热泵原理及测点布置图。

图1 复叠式热泵原理及测点布置图

1.1 空气源复叠式热水机的工作原理

1）复叠运行工作原理

低温级：低温级工质在蒸发器中吸收空气的热量，工质蒸发换热后进入低温级压缩机，压缩后形成高温高压气体，从四通阀1 的D 管流向C 管，再流向四通阀2的C 管，进入冷凝蒸发器（板式换热器），把热量传递给高温级工质后，转化成高压过冷液态工质，由电子膨胀阀节流降压后回到蒸发器中，如此完成循环。

高温级：高温级工质在板式换热器中吸收低温级工质传递的热量，形成气态工质后，进入高温级压缩机，压缩后形成高温高压气体，在套管换热器内将水加热，转化成高压过冷液态工质，由电子膨胀阀节流降压后回到蒸发冷凝器中，如此完成循环。

2）低温级单级运行工作原理

控制四通阀2 的D 管与E 管接通，将低温级压缩机出来的高温高压冷媒传输到低温级套管换热器，把热量传递给水介质，冷凝后的液态冷媒经过电子膨胀阀1 节流降压后，进入到蒸发器吸收热量，再回到低温级压缩机，如此完成循环。

该复叠式热泵热水系统设计重点主要是高低温级的选型设计、蒸发冷凝器选型设计、高低温级冷媒工质的确定、单级制热与复叠制热及其冬季除霜的系统设计。

2 复叠式热泵热水系统的选型设计

2.1 整体方案设计

如图1 所示，复叠式空气源热泵热水系统的主要部件包括：一级压缩机（低温级）、二级压缩机（高温级）、套管式换热器（R410A）、套管换热器（R134A）、翅片蒸发器、蒸发冷凝器（板式）、风机、电磁阀、汽液分离器、电子膨胀阀、四通阀、储液罐等。

2.2 系统关键部件的选型

1）压缩机的选型

通常情况下压缩机的选型是根据机组的设计工况和目标制热量，由蒸发温度、冷凝温度初版计算出压缩机排量，然后通过排量选择压缩机的大小，再通过厂家提供的压缩机规格书进行校核，本次设计目标制热量为20 kW。

低温级压缩机使用R410A 冷媒，设计蒸发温度7 ℃，冷凝温度35 ℃，查压缩机的性能曲线，可以找到：凌达转子式5HP 变频压缩机在蒸发温度7 ℃，冷凝温度35 ℃的性能参数为：

制冷量：16.5 kW；输入功率：2.8 kW。由此可以得到低温级制热量为19.3 kW。

高温级压缩机使用R134A 冷媒，设计蒸发温度30 ℃，冷凝温度90 ℃。查压缩机的性能曲线，可以找到：谷轮5HP 压缩机，在蒸发温度30 ℃，冷凝温度90 ℃的性能参数为：制热量24 kW。高温级的压缩机制热量稍大于目标制热量，考虑到压缩机的效率修正，制热量也在偏差范围内。

2）蒸发器的选型

如表1、表2 所示，对比机型5HP/T 在名义工况下的能力为19 kW，根据蒸发器换热面积等效换算得到，名义工况下的制热量能到27 kW，因此蒸发器的换热面积是满足要求的。

表2 蒸发器能力换算对比

3）蒸发冷凝器的选型

蒸发冷凝器采用板式换热器，选用阿法拉伐厂家提供20 kw 换热量的换热器。

4）套管换热器的选型

名义工况下的制热量为20 kW。

5）电子膨胀阀的选型

电子膨胀阀选用三花3.2 mm 口径阀体，适用于R410A 和R134A 冷媒。

6）其他系统部件的选型

考虑到低温级系统在低温工况下要进行化霜，因此需要增加储液罐：低温级的冷媒量按照计算为4.0 kg，选用有效容积为2.87 L 的储液罐，大于冷媒量的60 %，满足要求；低温级汽液分离器选用有效容积为2.66 L 的汽液分离器，大于冷媒量的60 %，满足要求。高温级汽液分离器选用有效容积为2 L，满足要求。

3 实验测试

3.1 实验标准

参考国标GB/T 25127.2-2020《低环境温度空气源热泵（冷水）机组》对实验工况的要求，根据样机的设计范围要求，确定实验测试的室外工况为（-25～20）℃，使用侧出水温度分别为55 ℃、70 ℃、80 ℃、85 ℃。测试内容主要包括：名义工况下的能力、能效；不同室外环温下的性能测试、不同出水温度下的性能测试、以及不同环温下单/双级切换运行的性能测试。

3.2 实验方法及测点布置

实验在符合国家标准的焓差室内进行测试，室外侧焓差室模拟室外环境，以确保机组在目标测试工况下运行。利用实验室工况机来保证室外侧的的温湿度要求，通过实验室的恒温水系统为样机提供定流量的恒温水。

按照标准要求在被测机的进出风口布置空气温湿度采样点。在被测机上温度、压力测点布置图见图1、表3。

表3 复叠系统参数采集点的布置情况

4 实验结果分析

4.1 额定工况下机组的性能

设定机组的额定工况为室外干/ 湿球温度为-12 ℃ /-13.5 ℃，机组的进出水温度为40/80 ℃，制取80 ℃热水，制冷剂R134A/R410A 充注量为2 kg /4 kg。通过电子膨胀阀控制低温级循环和高温级循环的吸气过热度均为1 ℃。表4 为额定工况下机组的性能参数，由表4 可知，机组在-12 ℃工况下的实测制热量为18.243 kW，COP 为1.715 W/W，达到了样机设计要求。根据实验结果可知，机组达到制热量的同时具有相对较高的能效系数，可以稳定地运行，系统方案是可行的。

表4 额定工况下机组的性能参数

4.2 不同环温下机组运行特性分析

1）不同环温下排气温度、排气压力的变化趋势

由图2、3 可以看出，同一水温下：低温级压缩机的排气温度在环温-12 ℃以前，有随室外环境温度升高而升高趋势，但在环温升高到-12 ℃后趋于平稳，最高排气温度为50 ℃左右；低温级压缩机的排气压力随环境温度升高而升高，最高排气压力为2.8 MPa。这是因为随着环温的升高，蒸发压力升高，低温级压缩机排量增加，而蒸发冷凝侧的换热条件基本不变，因此排气压力是逐渐升高的；高温级压缩机的排气温度随室外环境温度变化而总体变化不大，最高排气温度保持在123 ℃左右，未超过压缩机的极限排气温度130 ℃；高温级压缩机的排气压力随室外环境温度的升高基本保持不变，排气压力最高为3.7 MPa。由以上分析可得，在-25 ℃极限工况下制取85 ℃热水时，机组的排气温度在也未超过压缩机的极限值，运行是可靠的。

图2 机组高/低温级排气温度随环温的变化

图3 机组高/低温级排气压力随环温的变化

4.3 不同出水温度下机组运行特性分析

1）制热量、功率、COP 的变化趋势

图4～6 所示为系统在不同出水温度下的制热量、耗功率及COP 的对比。从图4～6 可以看出，在相同的室外环境温度下：随着出水温度的增高，系统的制热量是呈缓慢上升趋势的。这是因为：随着水温的升高，高温级循环的排气压力增加，即冷凝温度增加，冷凝换热温差会有所增加。此外由于冷凝温度增加，压缩机耗功也增加，增加的耗功最终也会释放到水中变成制热量，两者的综合作用最终体现为制热量的增加。

图4 机组制热量随出水温度的变化

图5 机组COP 随出水温度的变化

图6 机组功率随出水温度的变化

随着出水温度上升，压缩机耗功率增大，COP下降。出水温度越高，高温级压缩机的压缩比越高，压缩机耗功率越大，虽然机组的制热量有上升，但功率的上升是占主导的，导致系统的COP 降低。

4.4 同一水温不同环温下单/双级的运行特性分析

图7、8 分别给出了55 ℃出水温度单/双级系统分别在不同环温下运行制热量和COP 的变化趋势。由图7 可以看出，随着环温的上升，单级运行和双级运行的制热量都是上升的，双级运行的制热量高于单级运行的制热量，但是随着环温的升高，单级运行和双级运行的制热量之间的差距是逐渐缩小的；由图8 可以看出，随着环温的上升，单级运行和双级运行的COP 都是上升的，在低温工况下，双级运行的COP 要明显高于单级运行的COP，但是随着环温的升高，单级运行和双级运行的COP的值是越来越接近的，在环温达到20 ℃时，单级运行的COP 与双级运行的COP 基本相等，甚至单级运行的COP 值要稍微高于双级运行的COP。因此，从能效的角度分析，同一水温下，单/双级系统运行存在最佳环温切换点为20 ℃，即：在环温20 ℃以下双级运行的经济节能性要高于单级运行，且环温越低，双级运行的节能性越高；当环温超过20 ℃，单级运行的要比双级运行更经济节能。

综上所述：

1）机组在额定工况：室外干/ 湿球温度为-12 ℃ /-13.5 ℃，机组的进出水温度为40/80 ℃，实测制热量为18.243 kW，COP 为1.715 W/W，达到了样机设计要求。在室外环境温度-20 ℃制取80 ℃热水，系统COP也达到1.32。性能测试过程中机组可以稳定地运行，各项系统运行参数均在合理范围内，说明系统方案是可行的。

2）同一水温下机组的制热量随着室外环境温度的升高而增大，不同水温下，水温越高机组的制热量越大。主要原因是：随着室外环温的升高，低温级的蒸发温度升高，吸气比容增加，压缩机的排量增加，导致冷媒循环量增加，低温级循环的制热量增加，相应的高温级制热量也会增加。随着水温的升高，高温级循环的排气压力增加，即冷凝温度增加，冷凝换热温差增加。此外由于冷凝温度增加，压缩机耗功也增加，增加的耗功最终也会变成散热释放到水中转变成制热量，两者的综合作用最终体现为机组制热量的增加；机组的COP 随着室外环温的升高而增大，随着出水温度的升高而减小；机组的功率随着室外环境温度的升高而减小，随着出水温度的升高而增加。

3）同一水温下，随着环温的上升，单级运行和双级运行的制热量和COP 都是上升的。双级运行的制热量高于单级运行的制热量，但是随着环温的升高，单级运行和双级运行的制热量之间的差距是逐渐缩小的；随着环温的升高，单级运行和双级运行的COP 的值是越来越接近的，在环温达到20 ℃时，单级运行的COP 与双级运行的COP 基本相等，甚至单级运行的COP 值要稍微高于双级运行的COP。因此，对于复叠热泵系统，单/双级系统运行最佳环温切换点为20 ℃，即：在环温20 ℃以下双级运行的经济节能性要高于单级运行，且环温越低，双级运行的节能性越高；当环温超过20 ℃，单级运行的要比双级运行更经济节能。

5 结论

1）机组在额定工况：室外干/ 湿球温度为-12 ℃ /-13.5 ℃，机组的进出水温度为40/80 ℃，实测制热量为18.243 kW，COP 为1.715 W/W。在室外环境温度-20 ℃制取80 ℃热水，系统COP 也达到1.32 高于电热水器。说明机组在即使在低环温下制取高温热水也具有较好的节能性。实验结果来看，机组在测试过程中运行平稳、可靠，各项系统运行参数均在合理范围内，说明系统方案是可行的。

2）机组的制热量随着室外环境温度的升高而增大，随着水温的升高缓慢增加；机组的COP 随着室外环温的升高而增大，随着出水温度的升高而减小。

3）对于复叠式热泵机组，存在单/双级切换运行的最佳环温点，在最佳环温点以下，双级运行更经济节能，在最佳环温点以上，单级运行更经济节能。

综上所述，复叠式空气源热泵高温热水系统即使在极端低温环温下也能可靠性、高效的制取高温热水，通过合理的系统选型和设计，在常温工况运行单级制热，低环温高水温工况运行复叠，还能进一步提高节能效果，可以在广大的严寒地区推广应用。