复叠式空气源热泵热水系统的试验研究

张 勇 黎 珍 邓志扬

（珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070）

引言

随着我国《大气污染防治行动计划》的贯彻实施，以及习近平主席在第七十五届联合国大会上庄重承诺碳达峰、碳中和的战略目标以来[1]，各行业为应对越来越高的环保要求，寻求传统锅炉供热的替代品，进行节能减排的改造也越来越迫切，以清洁能源替代作为化石燃料的技术应用将迎来新的发展[2]。

空气源热泵以其高效节能等显著特点，近年来产业规模总体增长较快，由2015年的80亿元，增长到2021年的约227.1亿元，所涉及的应用范围较广，如生活热水、集中供暖、养殖、烘干、印染等，空气源热泵在中低水温应用日臻成熟，而随着“双碳”政策的指引，热泵突破更高水温替代热水锅炉的应用将是未来热泵发展方向之一[3]，传统的单级压缩高温热泵，受压缩机自身范围影响，无法全年维持在高水温运行，而且在低环温下的制热量衰减严重，排气温度居高不下，可靠性亟待考验，需考虑其它热泵系统解决措施[4-7]。

本文主要对一种复叠式热泵热水系统进行研究，对比分析了单级压缩热泵系统和复叠式热泵系统的关键运行参数，为复叠式空气源热泵热水机的制热不衰减设计和可靠应用提供参考。

1 试验研究

1.1 试验样机系统

图1所示为试验样机系统原理图，在同一台样机上，通过系统控制及流路变化实现复叠式热泵系统与单级压缩热泵系统的制热切换，进而准确的对比测试。

图1 试验样机系统原理图

复叠式热泵系统由低温级和高温级组成，其中低温级采用低温增焓系统，制冷剂经中间蒸发冷凝器冷凝之后，经一级节流后进入闪蒸器闪发为中压气液饱和态，一路液态制冷剂经二级节流后进入蒸发器吸热，另一路气态制冷剂经电磁阀后进入压缩机中间补气口，大幅提升低温级的低温制热能力和制热能效；高温级采用常规单级压缩系统，制冷剂经过高温级冷凝器放热制取高温热水，经节流后，从中间蒸发冷凝器不断吸收低温级的热量，进而实现复叠式热泵热水系统运行。

单级压缩热泵系统在复叠式热泵的高温级上实现，通过关闭低温级系统，同时关闭电子膨胀阀1和开启电子膨胀阀2，切换使用高温级第二蒸发器，实现独立的单级压缩热泵热水系统运行。

1.2 选型及测试内容

热水名义工况设计制热量20 kW，考虑到低环温制热能力不衰减的目标，低温级采用直流变频压缩机，制冷剂R410A，排量80 cm3/rec，最低蒸发温度-40 ℃，压缩机频率范围为（30～120）Hz；高温级采用定频压缩机，制冷剂R134a，排量110 cm3/rec。

为全面的对比分析复叠式热泵系统和单级压缩热泵系统在高水温的表现情况，分别对比测试两种系统在不同出水温度、不同环境温度下的制热运行，主要测试内容包括制热量、功率、COP、排气温度、吸气压力、排气压力、压缩机频率等。

2 理论分析

如图2复叠式热泵系统LgP-h图所示，复叠式热泵系统由低温级闪蒸补气系统和高温级单级压缩系统组成，分析理论上主要性能指标：

图2 复叠式热泵热水系统LgP-h图

制热量：Q= i（h2-h3）；

压缩机做功：W=m（h6-h5）+（m+n）（h8-h7）+i（h2-h1）；

性能系数：COP=Q÷W。

3 实验结果分析

基于试验样机的复叠热泵系统与单级压缩热泵系统可切换控制，按照5 ℃进出水温差进行测试，以低温制热不衰减的目标进行低温级压缩机频率的控制，对比得出在不同环境温度、不同出水温度下两种系统的制热关键数据差异。

图3所示为不同出水温度的制热量变化。复叠式热泵制热量在-20 ℃以上保持制热量不变，在-30 ℃时为20 ℃工况的（89.5～94.8）%，基本可以实现低环温制热量不衰减的设计目标，并且不同水温所对应的制热量基本接近，是因为低温级采用变频及低温闪蒸补气系统起到的有益效果；单级压缩热泵制热量随环境温度的降低而大幅降低，最低环温-10 ℃，且随着水温的升高，制热量明显变小。

图3 不同出水温度的制热量变化

图4所示为低温级压缩机频率随环境温度变化。为维持全年制热量保持不变，随着环境温度的降低，压缩机频率呈现上升的趋势，且上升幅度加大，是因为环境温度越低，低温级从空气中吸收的热量变小，需要提高更多的压缩机频率来提升低温制热能力，进而满足低温不衰减的设计目标，但是根据图3所示制热量曲线，尽管在-30 ℃压缩机跑到120 Hz的最高频率，但是制热量仍略有衰减，而在高环温工况，压缩机频率最低跑到了30 Hz以下，略超频率范围，可见对于制热能力不衰减的复叠式热泵系统，压缩机的选型是关键，本次试验样机低温级压缩机的排量相对略小。

图4 低温级压缩机频率随环境温度变化

图5所示为不同出水温度的功率变化。复叠式热泵的功率随着环境温度的升高而降低，单级压缩热泵的功率随着环境温度的升高而升高，两种热泵系统的功率都是随着水温的升高而升高，但是在低环温工况下表现不一，复叠式热泵的功率随水温变化相差较大，而单级压缩热泵由于低温制热量的衰减，不同水温的功率随环温的降低差值相应变小。

图5 不同出水温度的功率变化

图6所示为不同出水温度的COP变化。复叠式热泵在环温-30 ℃、出水85 ℃时能效1.19 kW /kW，两种热泵系统的COP随着环境温度的均呈现上升趋势，复叠式热泵在中高环境温度上升趋势较单级压缩热泵缓慢一些，复叠式热泵在低环温下的COP表现更优，而单级压缩热泵在高环温的COP表现更优，是因为复叠式热泵在中高环境温度下的功率输出更大，从曲线可以看出，单级压缩热泵和复叠式热泵在最优能效切换点处于（10～20） ℃环温区间附近，从实际运行节能性考虑，可为两种热泵系统切换提供控制依据。

图6 不同出水温度的COP变化

图7所示为不同出水温度的吸气压力变化。复叠式热泵的高温级吸气压力基本保持平稳，环境温度-30 ℃时吸气压力降低，是因为低温级满频率输出无法提供足够的制热量给中间蒸发冷凝器，导致高温级吸收不到足够的热量；单级压缩热泵的吸气压力随着环境温度的降低而逐渐降低。从曲线可以看出，复叠式热泵因低温级供热量的因素，其不同水温的吸气压力差距较大，而单级压缩热泵吸气压力随着环境温度的升高差距略微变大。

图7 不同出水温度的吸气压力变化

图8所示为不同出水温度的排气压力变化。复叠式热泵的高温级排气压力基本处于平稳状态，单级压缩热泵的排气压力在中高环境温度处于平稳状态，但是在低环境温度下排气压力明显降低，这主要是低环境温度下冷媒循环量降低较多引起。

图8 不同出水温度的排气压力变化

图9所示为不同出水温度的排气温度变化。复叠式热泵的高温级排气温度基本处于平稳状态，低环境温度下略微高一点，单级压缩热泵的排气温度随着环境温度的降低而升高，在-10 ℃时超过120 ℃，可以看出，复叠式热泵系统在高水温运行的排气温度更低，运行更可靠。两种热泵系统的排气温度差异在于吸气压力的差异，复叠式热泵的高温级在不同环境温度下压缩比基本接近，而单级压缩热泵的压缩比随环境温度的降低而增大。

图9 不同出水温度的排气温度变化

4 结论

1）复叠式热泵系统可大幅度拓宽制热范围，环境温度-30 ℃仍可制取85 ℃热水，COP达到1.19。

2）复叠式热泵系统可实现环境温度-20 ℃时制热量不衰减，-30 ℃环境温度制热量仅衰减（5.2～10.5）%，可见低温级采取变频和低温增焓系统在其中起到显著作用。

3）复叠式热泵系统高温级的排气温度、排气压力、吸气压力在不同环境温度下基本处于平稳状态，低温工况排气温度较单级压缩热泵低20 ℃以上，在低环境温度、高水温运行时更加可靠。

4）复叠式热泵系统和单级压缩热泵系统在COP表现不一，复叠式热泵在低环温下的COP表现更优，而单级压缩热泵在高环温的COP表现更优，单级压缩热泵和复叠式热泵在最优能效切换点处于（10～20）℃环温区间附近，从实际运行节能性考虑，可为两种热泵系统切换提供控制依据。