1.理论热泵循环

最基本的蒸汽压缩热泵循环系统如图1.1所示。实际的蒸汽压缩热泵循环过程不可避免地存在各种损失，为了便于用热力学方法进行蒸汽压缩热泵循环的分析，首先研究理想条件下的基本循环，即理论热泵循环。理论热泵循环是指制冷剂在冷凝器出口为饱和液态，在蒸发器出口为饱和气态的热泵循环。

理论热泵循环由两个等压过程、一个等熵过程和一个等焓过程组成。图2.2所示为理论热泵循环的温（T）熵（s）图和压（p）焓（h）图。

在图2.2中，状态5的湿蒸汽进入蒸发器，在蒸发器中吸热气化至干饱和蒸汽（状态1），在5→1的蒸发过程中，制冷剂的温度和压力均保持不变；随后，状态1的干饱和蒸汽经压缩机等熵压缩至过热蒸汽状态2（1→2压缩过程），蒸汽经压缩后温度和压力都升高，进入冷凝器向高温热源放出热量，并被冷凝至饱和液体状态4，在2→4过程（包括2→3冷却和3→4冷凝）中，制冷剂的压力保持不变，最后，状态4的饱和液体通过节流装置降压至状态5，完成整个循环。

图2.2　蒸汽压缩理论热泵循环的温熵图和压焓图

由热力学可知，在定压吸热过程（5→1过程）中，单位质量制冷剂所吸收的热量为

q_m，e=h₁-h₅ （2.6）

在等熵压缩过程（1→2过程）中，压缩机所消耗的比功为

w=h₂-h₁ （2.7）

在定压放热过程（2→4过程）中，单位质量制冷剂所放出的热量为

q_m，c=h₂-h₄ （2.8）

在节流过程中，制冷剂的压力下降，温度也同时下降，而比焓不变，即h₄=h₅。

蒸汽压缩热泵循环的理论制热性能系数为

2.实际热泵循环的影响因素

上述理论热泵循环分析基于理想假设条件，而蒸汽压缩热泵实际循环过程与理论循环过程存在一定的偏差，这些差异将对实际循环的性能产生影响。

（1）冷凝器出口过冷度对热泵循环性能的影响

在实际循环中，饱和液态制冷剂从冷凝器出口流至节流装置时，管路的流动压降将引起闪蒸从而产生少量饱和蒸汽，这将影响节流装置工作的稳定性。因此，冷凝器出口液态制冷剂在进入节流装置前通常需要有一定的过冷度。过冷不仅有利于提高节流装置工作的稳定性，还因降低了制冷剂比焓从而有利于提高单位质量制冷剂的吸热量和放热量。图2.3所示为冷凝器出口有过冷度热泵循环的温熵图和压焓图，图中，4→4′为过冷过程。

冷凝器出口压力对应的制冷剂饱和温度t_c与冷凝器出口制冷剂温度t_c，out之差称为冷凝出口过冷度，用Δt_sc表示，即

Δt_sc=t_c-t_c，out （2.10）

图2.3　冷凝器出口有过冷度热泵循环的温熵图和压焓图

在过冷过程中，单位质量制冷剂放出的热量为

q_m，sc=h₄-h_4′ （2.11）

从图2.3中可以看出，有过冷度的热泵循环单位质量制热量的增加量为

Δq_m，c=q_m，sc=h₄-h_4′ （2.12）

有过冷度的热泵循环的压缩比功不变，如果将液态制冷剂过冷过程的放热利用起来，则热泵循环的理论制热性能系数为

因此，冷凝器出口过冷度可以提高热泵循环的制热性能系数，过冷度越大，提高的幅度越大，但冷凝器出口过冷度的提高受限于高温热源温度。

（2）蒸发器出口过热度对热泵循环性能的影响

在实际循环中，蒸发器的出口一般控制为过热蒸汽状态，即制冷剂在蒸发器出口具有一定的过热度。蒸发器出口有过热度热泵循环的温熵图和压焓图如图2.4所示，图中，1→1′为过热过程。

图2.4　蒸发器出口有过热度热泵循环的温熵图和压焓图

蒸发器出口温度t_e，out与蒸发器出口压力对应的饱和温度t_e之差称为蒸发器出口过热度，用Δt_sh表示，即

Δt_sh=t_e，out-t_e （2.14）

在过热过程中，单位质量制冷剂吸收的热量为

q_m，sh=h_1′-h₁ （2.15）

将图2.4所示蒸发器出口有过热度的热泵循环与图2.2所示的理论热泵循环相比，蒸发器出口过热度有以下影响：

1）压缩比功增加，比功的增加值为

Δw_sh=w_c，sh-w_c=（h_2′-h_1′）-（h₂-h₁）=（h_2′-h₂）-（h_1′-h₁） （2.16）

2）单位质量制热量增加，由式（2.15）和式（2.16）求得增加值为

Δq_m，sh=q_m，sh+Δw_sh=h_2′-h₂ （2.17）

3）压缩机的排气温度升高，由t₂升高至t_2′；

4）压缩机的吸气比容增大，质量流量将减小。由于蒸发器出口有过热度热泵循环的单位质量制热量增加，压缩比功也增加，与理论循环相比，制热COP有可能增大也有可能减小，制热COP的变化特性与制冷剂的种类有关，也与过热度大小有关，过热度在某一范围内时，制热COP有一个最佳值，高于或低于这一范围，制热COP均降低。

对于实际运行的压缩机，吸气过热度（5～15℃）有利于防止未蒸发的液态制冷剂进入气缸而造成润滑油油膜稀释甚至液击，但过高的吸气过热度将使压缩机的排气温度过高，对压缩机的可靠性产生影响，吸气过热度的大小受到排气温度的限制。

（3）压缩机等熵效率对循环性能的影响

制冷剂在压缩机中流动时存在换热和流动阻力等损失，以及少量润滑油气化并与制冷剂混合等，压缩机运转时存在摩擦等损耗，致使压缩机实际输气量下降、耗功增加和排气温度上升，从而导致压缩机等熵效率下降。由于上述原因，压缩机压缩过程开始时制冷剂蒸汽的状态不再是蒸发器出口处制冷剂蒸汽的状态，压缩过程也不再是等熵过程，而是熵增过程。由图2.4可知，非等熵压缩过程（比熵增加）造成压缩终了状态的比焓增加，从而比功和单位质量制热量均增加，而制热性能系数减小。

（4）换热器流动压降对循环性能的影响

制冷剂在换热器中的流动损失会使制冷剂的冷凝压力和蒸发压力逐渐降低，相应的冷凝温度和蒸发温度也逐渐降低，制冷剂在换热器中的相变过程偏离了等温过程。

假定保持冷凝器出口的压力不变，为了克服冷凝器中的流动阻力，必须提高冷凝器进口的压力，这必然会导致压缩机的排气压力升高，从而使压缩机的耗功增加，排气温度升高。

假定保持蒸发器出口压力不变，为了克服蒸发器中的流动阻力，必须提高蒸发器进口的压力，即相应提高了蒸发器进口制冷剂的温度，从而减小了蒸发器中的传热温差。

3.实际热泵循环(www.daowen.com)

在工程实际中，为了计算的简便，通常忽略制冷剂在换热器中的流动阻力损失，即假设制冷剂流经换热器的放热过程或吸热过程都是定压过程。经过简化后的实际热泵循环的温熵图和压焓图如图2.5所示。

实际热泵循环由图2.5中的1-2-3′-4′-1组成。循环中1→2为制冷剂在压缩机中的非等熵压缩过程，2→3′为制冷剂在冷凝器中的等压放热过程，3′→4′为制冷剂在节流装置中的等焓节流过程，4′→1为制冷剂在蒸发器中的等压吸热过程。

在实际热泵循环中，节流为等焓过程

图2.5　实际热泵循环的温熵图和压焓图

h_4′=h_3′ （2.18）

式中　h_3′——冷凝器出口比焓，单位为kJ/kg；

h_4′——蒸发器入口比焓，单位为kJ/kg。

制冷量为

Q_e=M（h₁-h_3′） （2.19）

式中　Q_e——制冷量，单位为kW；

M——制冷剂循环流量，单位为kg/s；

h₁——压缩吸气比焓，单位为kJ/kg。

制热量为

Q_c=M（h₂-h_3′） （2.20）

式中　Q_c——制热量，单位为kW；

h₂——压缩排气比焓，单位为kJ/kg。

压缩功为

W=M（h₂-h₁） （2.21）

式中　W——压缩功，单位为kW。

制冷能效比为

制热COP为

制冷剂单位质量制冷量为

式中　q_m，e——单位质量制冷量，单位为kJ/kg。

制冷剂单位质量制热量为

式中　q_m，c——单位质量制热量，单位为kJ/kg。

制冷剂单位容积制冷量为

式中　q_v，e——单位容积制冷量，单位为kJ/m³；

v₁——压缩机的吸气比容，单位为m³/kg；

V——压缩机的实际输气量，单位为m³/s。

制冷剂单位容积制热量为

式中　q_v，c——单位容积制热量，单位为kJ/m³。

制冷剂压缩比功为

式中　w——压缩比功，单位为kJ/kg。

压缩机实际输气量为

V=η_vV_revf=η_vV_th （2.29）

式中　η_v——压缩机的容积效率；

V_rev——压缩机的工作容积，单位为m³；

V_th——压缩机的理论输气量，单位为m³/s；

f——压缩机旋转频率，单位为Hz。

定义压缩过程热力等熵效率为

式中　η_is——压缩过程的热力等熵效率；

h_2s——等熵压缩排气比焓，单位为kJ/kg。