马龙 刘泽华 张小红 张超
南华大学城市建设学院
摘要：本文设计一套喷气增焓技术与水源热泵技术相耦合的低温热泵供暖系统，介绍其冬夏季供暖供冷与供生活热水三位一体的工作流程，并以系统能效比为优化目标，对喷气增焓双级耦合热泵系统进行热力学分析，确定出在不同工况下，系统最佳中间水箱供水温度和单、双级运行切换温度，并通过对压缩机排气温度与压缩比的分析，得出系统可在低温工况下可靠运行的结论。
关键词：双级耦合热泵喷气增焓热力学分析制热能效比优化设计
0 引言
双级耦合热泵供暖系统是一种适应严寒地区的新型低温供暖系统，其将空气源热泵机组与水源热泵机组通过中间水环路耦合在一起，空气源热泵机组从原来供45℃热水降低为供10～20℃热水，水源热泵再以10～20℃热水为热源，供应45℃热水。通过降低第一级空气源热泵机组冷凝温度，来改善系统在低温工况下的运行性能。
但双级耦合热泵供暖系统只是降低第一级空气源热泵机组冷凝温度，并未针对低温工况，对空气源热泵机组进行结构上的优化。本文将具有良好低温适应性的喷气增焓技术引入第一级空气源热泵机组，进一步提高了双级耦合热泵系统的低温适应性，并在系统中加入制生活热水模块，实现了冬季同时供热、供生活热水的功能，增加了系统的实用性。通过热力学分析，研究在不同工况下，系统能效比与单、双级切换温度和中间水箱供水温度的关系，并分析系统在低温工况下运行的可靠性。
1 系统的形式
喷气增焓双级耦合热泵系统由第一级喷气增焓空气源热泵和第二级水源热泵通过中间水箱耦合而成，如图1。冬季工况下，系统采用单、双级切换运行，开启喷气增焓回路。当第一级蒸发温度低于切换温度，机组采用双级运行，电磁阀c、d关闭，电磁阀a、b、e打开，由三套管式换热器加热生活热水水箱，当环境温度高于切换温度，机组采用单级运行，电磁阀a、b关闭，电磁阀c、d、e打开，由套管式换热器加热生活热水水箱。夏季工况下，系统采用单级运行，关闭喷气增焓回路。电磁阀c、d打开，电磁阀a、b、e关闭，由套管式换热器加热生活热水水箱。
2 热力学分析
图2为喷气增焓双级耦合热泵系统压焓图。制冷剂在第一级壳管式换热器中冷凝放热至状态点5，随后进入套管式换热器冷凝放热至状态点6，随后分为两路，主路制冷剂直接进入板式换热器，辅助回路制冷剂节流后进入板式换热器，两路制冷剂在板式换热器中热交换，使得主路制冷剂过冷达到状态点9。主路制冷剂随后节流到状态点10，进入翅片管式换热器中蒸发吸热到达状态点1，最后进入压缩机下部吸气口被压缩完成整个循环。辅助回路制冷剂吸热到达状态点8后进入压缩机中间吸气口被压缩完成整个循环。第二级水源热泵制热循环为11-12-13 -14。
式中：a为制冷剂流量随蒸发温度的下降系数，根据厂商提供样本拟合得出；m1为第一级主路制冷剂质量流量；h1为第一级压缩机进口制冷剂焓值；h10为翅片管式换热器进口制冷剂焓值；Te为第一级机组蒸发温度,a1、a2、a3均为拟合系数，其数值见表1。
式中：h6为第一级套管式换热器出口制冷剂焓值；h7为第一级辅助回路制冷剂节流后焓值；h8为第一级压缩机中间吸气口制冷剂焓值；h9为板式换热器出口主路制冷剂焓值。
假设制冷剂总流量为单位1，且h6=h7可得：
5)三套管式换热器制热量
式中：m2为水源热泵机组制冷剂流量，在双级耦合系统中水源侧制冷剂流量一般为空气源侧制冷剂流量的0.7~0.9，本文取0.9；h12为第二级压缩机出口制冷剂实际焓值；h13为三套管式换热器出口制冷剂焓值。
由于第二级水源热泵蒸发温度较高，故不考虑制冷剂流量下降系数。
6)第-级压缩机做功
式中：h11为第二级压缩机进口制冷剂焓值；h12s为第二级压缩机绝热压缩出口制冷剂焓值。
7)系统双级运行制热性能系数
8)压缩机排气温度
本文选用不具备吸、排气阀的涡旋式压缩机，属固定内容积比的压缩机，其压缩机排气温度按下式计算：
3 系统循环性能计算与分析
3.1计算边界条件
1)空气源侧冷凝温度比中间水箱热水温度高6~14℃，本文取6℃；
2)水源侧蒸发温度比中间水箱热水温度低7℃～10℃，本文取7℃；
3)压缩机吸气过热度一般取3～8℃，本文取6℃；
4)喷气增焓主路制冷剂过冷度一般取10～25℃，本文取20℃；
5)普通系统冷凝过冷度取5～15℃，本文水源测制冷剂过冷度取10℃；
6)第一级套管式换热器出口制冷剂为饱和状态；
7)制冷剂选择R22。
312计算结果分析
在相同工况下，中间水箱温度的变化对系统一、二级侧运行特性有着较大影响。本文以第一级蒸发温度-10℃，末端环路供水温度45℃、50℃、55℃为例，得到系统双级运行COP2值随中间水箱温度的变化曲线，如图3。从图3可以看出，系统能效比值随中间水箱温度的升高而呈抛物线变化。末端环路供45℃热水时，系统能效比在中间水箱温度为12℃时达到最大值2.80，比最低值2.63（中间水箱温度30℃时）高6.46%，末端环路供50℃、55℃热水时，系统能效比均在13℃达到最大值，分别为2.57与2.36，相对于其最低值，分别提高5.91%、5.24%。由上可知随室外计算参数的变化，及时调整中间水箱温度从而确保其在最佳值附近，这对于提高系统能效比有较大帮助。
随系统第一级蒸发温度的变化，末端环路供应45℃、50℃、55℃的热水时，最佳中间水箱温度的变化值如图4。从图4可以看出，随着第一级蒸发温度的下降，三条曲线均呈现先下降再上升的趋势，同时随着系统末端供水温度的上升，最佳中间水箱温度随之上升，当第一级蒸发温度低于-20℃后，三条曲线开始部分重合。
系统双级运行时，输入功一定大于单级运行，故选择合适的单、双级运行切换温度对于整个系统的能效比至关重要。本文以单、双级运行能效比相等时为切换温度( Ts)，Te> Ts时采用单级运行，Te≤Ts时采用双级运行。本文对系统单、双级运行工况下的制热能效比进行了比较，见表2。
从表2可得系统能效比随第一级蒸发温度的变化规律，见图5～7。从图5～7可以看出，机组单、双级运行切换温度在-7～-9℃之间。
低温工况下，由于制冷剂吸气比容增加，制冷剂质量流量下降，会造成压缩机吸气量不足、压缩比增大、排气温度过高、压缩机频繁启动高温保护，使得机组不能正常运行。正常工况下，涡旋压缩机排气温度一般不超过135℃，压缩比不超过8。
图8～10是喷气增焓双级耦合热泵系统的压缩机排气温度计算结果。从图8～10可以看出，末端环路供45℃热水时，单级运行时空气源压缩机排气温度随蒸发温度的降低而升高，在蒸发温度降至．9℃时达到最大值83.52℃，双级运行时，水源压缩机排气温度随蒸发温度的降低而先升高后降低，在蒸发温度为-20℃时达到最大值79.22℃，空气源压缩机排气温度随蒸发温度的降低而先降低后升高，在蒸发温度为-30℃时达到最大值41.34℃。末端环路供50 ℃、55℃热水时，压缩机排气温度同样远低于允许排气温度。
供应45℃、50℃、55℃热水时压缩机压缩比计算结果。从图11可以看出，末端环路供应45℃热水时，单级运行时空气源压缩机压缩比随蒸发温度的降低而升高，在蒸发温度为．9℃达到最大值5.53，系统双级运行时，水源压缩机压缩比随蒸发温度的下降而先升高再降低，在蒸发温度为-20℃时达到最大值4.82，空气源压缩机压缩比随蒸发温度的下降而上升，在蒸发温度为-30℃时达到最大值4.30。末端环路供应50℃、55℃热水时，压缩比同样低于允许压缩比。
以上结果说明，在低温工况下，喷气增焓双级耦合热泵系统各项指标远低于允许值，可以可靠的运行。
从图14可以看出，喷气增焓双级耦合热泵系统末端环路供应45℃、50℃、55℃热水时，分别在蒸发温度高于-27℃、-24℃、-20℃时系统能效比大于2.0，其与中型锅炉房供暖系统能效比相当，比电采暖能效比高。
4 结论
1)通过引入喷气增焓技术可进一步提高双级耦合热泵系统的低温适应性；
2)系统在最佳中间水箱供水温度下运行，较最不利工况下运行能效比提高5%以上，因此控制中间水箱供水温度使其在最佳值附近，对于提高系统能效比具有一定意义；
3)以系统第一级蒸发温度Te= -7～-9℃为系统单、双级运行切换温度。当Te≥-7～-9℃，系统采用单级运行，当Te< -7～-9℃，系统采用双级运行；
4)在低温工况下，系统空气源与水源压缩机排气温度与压缩比均远低于允许值，系统能以较高能效比可靠运行。
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