空气源热泵的问题及优化方案分析

例如，定频单级空气源热泵型空调器在室外环境温度为-15℃时的制热量仅为额定制热量的40%～50%。因此，普通空气源热泵型空调器在室外低环境温度下制热时，一般需要增加电辅热以弥补热泵制热量的不足。2）热泵的COP随室外环境温度降低而下降，运行经济性降低。4）蒸发器结霜导致热泵的制热量衰减和COP下降，采用逆循环除霜方法时空气源热泵在除霜期间不再向室内供热，室内温度下降。

理论教育 2023-07-01

空气源热泵制热量衰减的分析

空气源热泵制热量随室外环境温度下降而衰减的原因归纳如下：1）蒸发温度下降会导致压缩机吸气压力下降，吸气比容增加，从而导致制冷剂单位容积的制热量下降，当压缩机理论输气量不变时，制热量下降，这是空气源热泵制热量衰减的主要原因。霜层厚度增加将导致蒸发器热阻和风阻均增加，制热量迅速衰减。空气源热泵必须进行周期性除霜才能正常运行，而除霜期间制热量为零甚至为负，从而导致平均制热量下降。

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气体力阻力矩的计算及总阻力矩求解

下面以图3.10所示方案为例来说明气体力阻力矩的计算。将式代入式、式和式，即可得到各个气缸中气体阻力矩随偏心轮轴转角θ的变化规律。由式、式、式、式、式和式即可计算出总阻力矩。

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双级压缩循环制冷剂物性影响分析

当蒸发温度为0℃，冷凝器出口过冷度为5℃时，R-410A、R-134a、R-32、R-290和R-22五种制冷剂对双级压缩循环的容积制热量、COP以及排气过热度的影响分析如下。容积比为0.7时，R-410A、R-134a、R-32、R-290和R-22双级压缩循环的容积制热量相对提高幅度分别为19.5%、20.7%、14%、18.4%和15%，COP相对提高幅度分别为6.6%、6.1%、4%、6.3%和4.2%。

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双级压缩变容积比热泵系统与普通热泵系统性能测试与对比

根据国标GB/T 18430.2—2016以及GB/T 25127.2—2010，结合实际工程使用情况，确定性能对比测试工况见表7.8。表7.10出口水温为45℃时不同低温工况下性能试验数据双级压缩变容积比热泵系统与普通双级压缩热泵系统相比，在制热COP相当时，制热量的提升幅度为18.8%～28.7%，如图7.9所示；在制热量相当时，制热COP的提升幅度最高可达到13.0%，如图7.10所示。图7.11不同室外环境温度下COP相当时制热量对比图7.12不同室外环境温度下制热量相当时COP对比

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实现双级压缩中间补气热泵循环的方法

双级压缩热泵循环的压缩过程分为两次压缩。中间换热器盘管外侧的支路制冷剂完全蒸发后进入双级压缩机的中间腔，与低压级排气混合后进入高压级吸气口，经压缩后排出进入冷凝器冷凝成液态制冷剂，从而完成整个循环。

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回液的危害及控制措施

泡沫现象与电机转子、滑片运动和液体扰动密切相关，随润滑油中制冷剂溶解的增加而加剧。由于润滑油可以溶解制冷剂，所以积聚在压缩机内的制冷剂溶解在润滑油中，使液态制冷剂与润滑油混合液面升高，这种因长时间停机而溶入制冷剂的现象称为制冷剂迁移。进入气缸内的润滑油与制冷剂的混合液体量与溶入制冷剂的量有关，随溶入制冷剂量的增大而增多。

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循环系统控制策略优化

通过均压控制策略可有效防止压缩机带压起动进而发生起动失败现象。

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吸气管的优化分析：提升高效吸气能力

从图5.15中可以看出，蒸发温度相同时，双级压缩变容积比热泵吸气管内的流速低于单级压缩热泵的吸气管内的流速，R-410A的吸气管内流速明显低于R-32和R-134a的吸气管内流速；制冷剂相同时，-30℃时吸气管内流速显著高于0℃的吸气管内流速。

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高落差控制策略的优化方案

图6.31所示为高落差计算的压焓图。图6.32室内、外机落差与过冷度关系由图6.32可知，为满足模块化机组室外机安装高于室内机最大允许90m落差和室外机安装低于室内机最大允许50m落差的要求，机组必须满足在制热模式时过冷度大于18℃，在制冷模式时过冷度大于8℃的要求。其具体控制如下：中间补气控制模式如图6.33所示，中间补气控制时，中间补气电磁二通阀开启，过冷电磁二通阀关闭，控制策略与6.3.3节的中间补气控制策略相同。

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双级压缩循环最优中间压力和温度优化方案

设双级压缩循环高压级和低压级热力等熵效率均为0.7，冷凝器出口过冷度为5℃，吸气过热度为0℃，携带率E为0，冷凝温度和蒸发温度计算范围分别为25～65℃和-50～30℃。从图2.43中可以看出，R-410A双级压缩循环的最优中间压力系数随蒸发温度降低而增加，随冷凝温度升高而增加，在计算条件下，最优中间压力系数介于0.93～1.37之间。图2.45R-410A双级压缩中间压力系数和高压级压缩功占比随蒸发温度的变化曲线

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确定双容积比的方法与注意事项

由图2.48可知，在蒸发温度设定为10℃的制冷工况下，室外环境温度由29℃升至44℃时，R-410A最优容积比随着室外环境温度的升高而减小，压缩机的容积比选择在0.72～0.92范围内时，可以确保表2.4中所有制冷工况条件下的相对性能系数均高于99%。计算得到的R-410A相对性能系数随容积比变化的ψRc-Rc曲线，以及R-410A相对IPLV随容积比的变化曲线分别如图

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地板供热中的末端散热优化

末端又称为散热末端。混凝土填充式地板供热地面的典型构造如图7.2所示，其中，热水加热盘管一般采用16或20的塑料管。单位面积地板对流换热量可用式（7.2）计算qc=αc （7.2）式中qc——单位面积地板对流换热量，单位为W/m2；αc——对流换热系数，单位为W/。对流换热系数和综合换热系数的经验值见表7.1。假设房屋的漏热量为50～80W/m2，地板供热地面的铺设率为70%，则地板供热需要提供的单位面积热量为71.4～114.3W/m2。

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现有空气源热泵技术的局限及优化方向

将双级压缩技术与变频技术相结合应用于空气源热泵中，可以在很大程度上缓解低环境温度下的热量供需矛盾，热泵的COP也有较大幅度的提升。双机双级压缩热泵系统是一种提高空气源热泵低温制热量和COP的良好解决方案，可以应用于寒冷地区。

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《双级压缩循环中间压力的理论分析》

为简化分析，做以下假设：1）双级压缩过程中制冷剂状态变化满足理想气体多变压缩过程；2）压缩机低压级定容气缸与变容气缸的容积效率相等；3）制冷剂气体在压缩机中间腔体内流动时无压力损失和漏热；4）高压级气缸和低压级气缸的容积效率均符合木村亥之助经验公式；5）高压级气缸的吸气压力与低压级气缸的排气压力相等，等于中间压力。

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润滑油的作用、要求与选择方法

气缸内的润滑油在滚动转子与气缸内壁、滑片端部等之间形成油膜，起密封作用，可以减少制冷剂气体的泄漏，提高容积效率。粘度及粘度指数粘度是流体润滑条件下决定润滑性的重要指标。表3.4常用制冷剂要求的润滑油粘度等级一般来说，润滑油的粘度随温度的升高而降低，随压力的升高而增加。水分润滑油的吸水性用饱和水分含量来衡量。

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