智瑞平 劉致君 丁雨晴 吳玉庭

摘 要：為了解決空氣源熱泵在低溫工況下性能衰減、排氣溫度過高和制熱不足等問題，以過冷器前節(jié)流中間補氣空氣源熱泵循環(huán)系統(tǒng)為研究對象，建立了以帶補氣單螺桿壓縮機為熱力系的循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，給出了中間平衡補氣壓力的計算流程，并對系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行了模擬計算。結(jié)果表明：與不補氣壓縮系統(tǒng)相比，補氣對系統(tǒng)COP、制熱量的提升具有明顯作用;壓縮機的補氣口越靠近吸氣結(jié)束位置，系統(tǒng)性能參數(shù)越好;在蒸發(fā)溫度-25 ℃情況下，補氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差降低6 ℃，壓力損失系數(shù)從0.42增加到0.82，COP提升了14%左右。因此，在能夠保證過冷器正常運行的情況下，盡可能減小補氣口與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差，盡量減少補氣過程中的壓力損失，有利于補氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。研究結(jié)果可為過冷器空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計提供理論支持。

關(guān)鍵詞：熱力學(xué);壓縮機;空氣源熱泵;過冷器;過冷器前節(jié)流;COP;制熱

中圖分類號：TH45文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

doi： 10.7535/hbgykj.2020yx05003

收稿日期：2020-03-31;修回日期：2020-08-20;責(zé)任編輯：王海云

基金項目：北京市自然科學(xué)基金（3181001）;北京市優(yōu)秀人才青年骨干項目（2018000020124G041）;北京工業(yè)大學(xué)國家級大學(xué)生創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)訓(xùn)練計劃項目（GJDC-2020-01-33）

第一作者簡介：智瑞平（1986—），女，山東菏澤人，講師，博士，主要從事流體機械壓縮機和膨脹機方面的研究。

E-mail： zhiruiping@bjut.edu.cn

智瑞平，劉致君，丁雨晴，等.

過冷器前節(jié)流中間補氣空氣源熱泵性能模擬研究

[J].河北工業(yè)科技，2020，37（5）：309-317.

ZHI Ruiping， LIU Zhijun， DING Yuqing， et al.

Simulation research on performance of air source heat pump integrated with throttling before sub-cooler and intermediate vapor injection

[J].Hebei Journal of Industrial Science and Technology，2020，37（5）：309-317.

Simulation research on performance of air source heat pump

integrated with throttling before sub-cooler and

intermediate vapor injection

ZHI Ruiping1，2， LIU Zhijun1，2， DING Yuqing1，2， WU Yuting1，2

（1. Faculty of Environment and Life， Beijing University of Technology， Beijing 100124， China; 2.MOE Key Laboratory of Enhanced Heat Transfer and Energy Conservation， Beijing 100124， China）

Abstract：

To solve the problems of performance degradation， high discharge temperature and insufficient heating capacity of the air source heat pump， takingthe air source heat pump system integrated with throttling before sub-cooler and intermediate vapor injection as the research object， a mathematical model of the cycle theory was established based on the heat system of single screw compressor with vapor injection. The calculation process of balanced intermediate vapor injection pressure was given and the system parameters were simulated and calculated. The results show that vapor injection has a positive effect on the system COP and heating capacity， compared with that without vapor injection; the closer the injection position is to the suction ending position， the better the system performance parameters are. Under the evaporating temperature of -25 ℃， the temperature difference between vapor injection inlet and sub-cooling side outlet of sub-cooler decreases by 6 ℃， the pressure loss increases from 0.42 to 0.82 and the system COP can be improved by about 14%. Thus， under the normal operation of air source heat pump， the temperature difference between vapor injection inlet and sub-cooling side outlet of sub-cooler and the pressure loss of vapor injection should be decreased to improve the system performance. As a result， the research can provide a theoretical foundation for designing the air source heat pump system integrated with throttling before sub-cooler and vapor injection.

Keywords：

thermodynamics; compressor; air source heat pump; sub-cooler; throttling before sub-cooler; COP; heating

近年來，能源短缺和環(huán)境污染的問題凸顯，霧霾天氣的頻繁出現(xiàn)引起了人們對資源節(jié)約和環(huán)境保護(hù)的重視

[1-4]?？諝庠礋岜檬峭ㄟ^冷媒低壓蒸發(fā)吸收空氣中大量的低溫?zé)崮?，并通過壓縮機的壓縮提升冷媒壓力，在冷凝器中高壓冷凝放出高溫?zé)崮艿囊环N熱力裝置[5]。在冬季，空氣源熱泵將環(huán)境空氣作為低溫?zé)嵩?，實現(xiàn)室內(nèi)供暖;在夏季，空氣源熱泵將環(huán)境空氣作為冷源，實現(xiàn)室內(nèi)制冷。空氣源熱泵不僅能夠?qū)崿F(xiàn)夏季制冷和冬季供暖，還可以提供全年生活熱水，一機三用，功能多樣?？諝庠礋岜玫牡蜏?zé)嵩春屠湓淳鶠榭諝?，同時空氣源熱泵的全年綜合COP（coefficient of performance）一般大于2，也就是說消耗1 kW·h電可以得到約7 200 kJ的熱量或冷量，節(jié)能效果非常顯著。

由于空氣源熱泵的低溫?zé)嵩词强諝?，環(huán)境溫度的高低會在很大程度上影響空氣源熱泵的效率[6]，空氣源熱泵在低溫工況下會產(chǎn)生一系列問題，如系統(tǒng)性能系數(shù)COP衰減、壓縮機排氣溫度過高、制熱量不足等等[7-9]，導(dǎo)致其性能大幅降低甚至無法工作。因此，開展空氣源熱泵低溫工況下的高效運行研究對熱泵系統(tǒng)的推廣應(yīng)用至關(guān)重要。

目前，針對空氣源熱泵低溫工況下的運行研究主要集中在經(jīng)濟器熱泵理論循環(huán)和實驗研究方面。經(jīng)濟器熱泵分為閃發(fā)器系統(tǒng)和過冷器系統(tǒng)，過冷器系統(tǒng)包括過冷器前節(jié)流和過冷器后節(jié)流循環(huán);閃發(fā)器系統(tǒng)[10]包括閃發(fā)器前節(jié)流和閃發(fā)器后節(jié)流循環(huán)。馬國遠(yuǎn)等[11]對自然冷源過冷補氣的空氣源熱泵進(jìn)行了實驗研究，針對R32工質(zhì)搭建了實驗系統(tǒng)，并與單級壓縮系統(tǒng)及普通補氣壓縮系統(tǒng)進(jìn)行了比較，結(jié)果表明：與單級壓縮系統(tǒng)相比，空氣源熱泵的排氣溫度降低了28～32 ℃，COP提高了34.4%～41.2%;與普通補氣壓縮系統(tǒng)相比，排氣溫度降低了10～18 ℃，但制熱COP降低了3.5%～8.9%。NGUYEN等[12]對R407C為制冷劑的過冷器式經(jīng)濟器系統(tǒng)和閃發(fā)器式經(jīng)濟器系統(tǒng)進(jìn)行了實驗研究，結(jié)果表明：過冷器式經(jīng)濟器系統(tǒng)的補氣壓力和補氣量比閃發(fā)器式經(jīng)濟器系統(tǒng)具有更大的調(diào)節(jié)范圍。HEO等[13]對R410A為制冷劑的雙級膨脹過冷器系統(tǒng)進(jìn)行了實驗研究，結(jié)果表明：中間壓力較低時，系統(tǒng)COP較大，制熱量更高，系統(tǒng)制熱量隨相對補氣量的增加而增加。ZHANG等[14]對過冷器前節(jié)流循環(huán)的空氣源熱泵進(jìn)行了實驗研究，實驗結(jié)果表明，與無補氣空氣源熱泵系統(tǒng)相比，過冷器前節(jié)流系統(tǒng)可以使系統(tǒng)制熱性能提高4%～6%。趙會霞[15]建立了渦旋壓縮機閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)的準(zhǔn)二級壓縮過程數(shù)學(xué)模型，將整個過程分為補氣前的內(nèi)壓縮、補氣-壓縮過程和補氣后的內(nèi)壓縮過程。模擬計算結(jié)果表明：隨蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)的制熱量有所減少，但減少的速度明顯低于普通熱泵系統(tǒng)，壓縮機耗功有所增加，但增加的幅度不大;閃發(fā)器前節(jié)流系統(tǒng)在低溫工況下可以有效提高空氣源熱泵的低溫制熱性能。崔增燕[16]建立了帶自然冷源補氣冷凝的雙級壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)主要循環(huán)過程的模型，包括蒸汽壓縮模型、閃發(fā)器模型、中間腔模型和補氣冷凝器模型。李闖[17]建立了帶閃發(fā)器的單螺桿空氣源熱泵數(shù)學(xué)模型，將壓縮機整個工作過程分為準(zhǔn)低壓級的壓縮過程、補氣過程和準(zhǔn)二級壓縮過程，數(shù)值計算結(jié)果表明：閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)具有更高的制熱量和更低的排氣溫度。武曉昆[18]針對4種不同形式的經(jīng)濟器熱泵循環(huán)建立了熱力過程穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，以制冷劑R22為循環(huán)工質(zhì)，進(jìn)行了數(shù)值模擬計算，結(jié)果表明補氣壓力固定時，準(zhǔn)一級壓縮比越小，系統(tǒng)制熱量越大;準(zhǔn)一級壓縮比固定時，系統(tǒng)制熱量隨著補氣壓力的上升而不斷增加。趙會霞[15]、崔增燕[16]、李闖[17]和武曉昆[18]等，在理論循環(huán)分析計算時，以壓縮機為熱力系，準(zhǔn)一級壓縮過程終了狀態(tài)點和準(zhǔn)二級壓縮開始點時均采用焓值，但是這2個點并沒有流出壓縮機這個熱力系，故這2個點并沒有焓值，而有熱力學(xué)能。因此，本文利用準(zhǔn)一級壓縮過程終了狀態(tài)點和準(zhǔn)二級壓縮開始點的熱力學(xué)能來分析經(jīng)濟器空氣源熱泵循環(huán)系統(tǒng)的性能。

本文針對過冷器前節(jié)流系統(tǒng)，以帶補氣的單螺桿壓縮機為熱力系，建立了過冷器前節(jié)流理論循環(huán)模型，給出了補氣壓力計算流程，基于上述循環(huán)模型，以制冷劑R410A為工質(zhì)，分析了蒸發(fā)溫度、補氣口位置、補氣壓力損失、補氣與過冷側(cè)出口溫差等對熱泵系統(tǒng)性能參數(shù)的影響，為過冷器空氣源熱泵系統(tǒng)的設(shè)計提供理論指導(dǎo)。

1?過冷器前節(jié)流循環(huán)

從冷凝器出來的制冷劑過冷液體5分為2個支流，一支流經(jīng)過節(jié)流閥，壓力降至某一中間壓力，成為低溫兩相制冷劑8，再流入經(jīng)濟器;另一支流直接流入經(jīng)濟器。這兩部分制冷劑在經(jīng)濟器中發(fā)生熱交換，前者吸熱蒸發(fā)后（8—9過程）進(jìn)入壓縮機補氣口，后者進(jìn)一步過冷后（5—6過程），經(jīng)主回路節(jié)流閥進(jìn)入蒸發(fā)器，成為過熱蒸汽1進(jìn)入壓縮機，與補氣回路的氣態(tài)制冷劑9混合后繼續(xù)壓縮，壓縮機排出高溫高壓的制冷劑氣體進(jìn)入冷凝器，在冷凝器中冷凝為過冷液體，如此往復(fù)循環(huán)。如圖1所示。

2?過冷器前節(jié)流循環(huán)理論模型

采用過冷器前節(jié)流系統(tǒng)，整個循環(huán)系統(tǒng)包括壓縮、冷凝、補氣、過冷和蒸發(fā)等過程。本文主要通過以帶補氣的壓縮機為熱力系來建立其循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，此熱力系包括3個熱力過程，分別為準(zhǔn)一級壓縮過程（1—2過程）、補氣過程（瞬間過程，記為等容混合過程）（9，2—3過程）、準(zhǔn)二級壓縮過程（3—4過程），如圖1所示。

2.1?準(zhǔn)一級壓縮過程

將1—2過程視為絕熱壓縮過程，因此，與外界沒有熱量交換。忽略此過程中動能和勢能的變化。由于是以壓縮機為熱力系，2點的制冷劑并沒有流出熱力系，所以2點沒有焓值。將初始進(jìn)入系統(tǒng)狀態(tài)的熱力學(xué)值設(shè)為0，即U0=0。根據(jù)開口系能量方程，可以得到1—2過程的能量方程。具體推導(dǎo)過程如下：

開口系能量方程為

δQ=dEcv+∑j（h+c2f2+gz）jδmj-

∑j（h+c2f2+gz）iδmi+δWi。（1）

代入上述條件，1—2過程的能量方程變?yōu)?/p>

0=dEcv+hjδmj-hiδmi+δWi。（2）

對式（2）積分，變?yōu)?/p>

0=U2-U0-h1m1+W1-2。

將U2=m2u2和U0=0代入上式，因此，1—2過程的能量方程為

W1-2=h1m1-m1u2。（3）

因為1—2過程為壓縮過程，準(zhǔn)一級壓縮比（又代表了補氣口位置）為

e1=p2p1=（T2T1）κ-1k，

（4）

式中：W1-2為準(zhǔn)一級壓縮過程耗功;h1為壓縮機開始壓縮時1點的焓值;m1為蒸發(fā)器的質(zhì)量流量;u2為準(zhǔn)一級壓縮過程終了點的熱力學(xué)能;e1為準(zhǔn)一級壓縮比;κ為制冷劑絕熱指數(shù)。

2.2?補氣過程

補進(jìn)壓縮機的制冷劑氣體來自于過冷器，理想情況下，蒸發(fā)側(cè)吸收的熱量等于過冷側(cè)釋放出的熱量，故其相關(guān)能量平衡方程為

m1（h5-h6）=m9（h9-h8）。

引入相對補氣量a，記a=補氣質(zhì)量流量蒸發(fā)器的質(zhì)量流量=m9m1。則上述能量方程式變?yōu)?/p>

（h5-h6）=a（h9-h8）。（5）

9，2—3補氣過程為等容混合、絕熱增壓過程，因為此過程為瞬間過程，對外并沒有做功δWi=0;又為絕熱過程，所以δQ=0。因此，其能量方程為

0=m3u3-m1u2-h9m9，（6）

式中，m3為9點與2點混合后制冷劑的質(zhì)量流量，m3=m1+m9=（1+a）m1。

把相對補氣量代入式（6），其能量方程變?yōu)?/p>

（1+a）u3-u2-ah9=0。（7）

因為過程為等容混合，所以V3=V2，即V3=m3v3=（1+a）m1v3，V2=m1v2，

其中：

（1+a）v3=v2。（8）

補氣以后，會有壓力損失，記ξ為壓力損失系數(shù)，混合后的壓力為

p3=（p9-p2）ξ+p2。（9）

2.3?準(zhǔn)二級壓縮過程

3—4過程為準(zhǔn)二級壓縮（絕熱壓縮，等熵壓縮）過程，忽略動能和勢能，因為過程為絕熱壓縮，故δQ=0。設(shè)排出系統(tǒng)的熱力學(xué)能為0，即Uj=0。在考慮3—4過程的時候，3點并沒有流出系統(tǒng)外，沒有焓值，只有熱力學(xué)能。將上述條件代入開口系能量方程，3—4過程的能量方程變?yōu)?/p>

0=dEcv+hjδmj-hiδmi+δWi。（10）

對式（10）積分，變?yōu)?/p>

0=Uj-U3+h4m4+W3-4。（11）

將Uj=0代入式（11），得：

W3-4=m3u3-h4m4=m4u3-m4h4=

（1+a）m1（u3-h4）。（12）

因為3—4過程為壓縮過程，準(zhǔn)二級壓縮比為

e2=p4p3=（T4T3）κ-1k。

（13）

2.4?系統(tǒng)系能參數(shù)

聯(lián)立式（3）、式（6）和式（12），可得壓縮機耗功：

W=h1m1-m4h4+m9h9=

h1m1-（1+a）m1h4+am1h9，（14）

制熱量：

Qc=（1+a）m1（h4-h5），（15）

性能系數(shù)：

COP=QcW。（16）

2.5?平衡補氣壓力計算流程

根據(jù)式（5），即a=（h5-h6）/（h9-h8），5點是冷凝器出口焓值，由冷凝溫度和過冷度決定，冷凝溫度和過冷度確定后，5點焓值和8點焓值就是定值。6點和9點需要有一個溫差，才能確保過冷器的正常運行。在計算過程中，補氣均為飽和氣，9點確定，根據(jù)溫差，可以確定6狀態(tài)點。如果補氣9點壓力升高，9點焓值和6點焓值均增加，5點和8點焓值不變，所以相對補氣量減小。因此，過冷器能夠提供的補氣量隨著補氣壓力的升高而減小。而壓縮機所容納的相對補氣量隨著補氣壓力的升高而升高。所以，存在某一補氣壓力可使過冷器提供的相對補氣量等于壓縮機所容納的相對補氣量，此時的補氣壓力記為平衡補氣壓力。

平衡補氣壓力的求解，需要聯(lián)立式（5）、式（7）和式（8）。能量方程（5）中未知參數(shù)為a和h6，式（2）—式（7）為0=（1+a）u3-u2-ah9，可以得到a=（u2-u3）/（u3-h9），此方程中未知參數(shù)為a和u3。式（8）為（1+a）v3=v2，可以得到a=v2/v3-1（未知參數(shù)為a和v3）。3個方程，4個未知量，需再補一個方程。從經(jīng)濟器出來的過冷工質(zhì)6點，6點的溫度要高于補氣9點的溫度，才能確保補氣過程正常進(jìn)行。記設(shè)定溫差為ΔT69，補充方程為T6=T9+ΔT69。聯(lián)立上述方程，即可求解平衡補氣壓力。

平衡補氣壓力的計算借助Matlab和Refprop軟件，采用二分法進(jìn)行求解。平衡補氣壓力應(yīng)該大于壓縮機中間補氣腔的背壓，即大于準(zhǔn)一級壓縮終了時2點的壓力，小于準(zhǔn)二級壓縮終了時4點的排氣壓力，因此平衡補氣壓力的初始值選取為兩者的平均值。具體計算流程如圖2所示。

3?結(jié)果分析

為了驗證數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，與文獻(xiàn)＼和文獻(xiàn)＼中的實驗數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，工質(zhì)為R22，冷凝溫度為45 ℃，蒸發(fā)溫度分別為-25 ℃和-15 ℃，過冷度和過熱度分別為5 ℃和10 ℃。計算結(jié)果和實驗結(jié)果如表1所示。對比結(jié)果表明，計算數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)接近，造成計算誤差的原因可能是：模擬計算過程中引入的一些修正系數(shù)（如容積效率、等熵效率等系數(shù)）的選取存在一定的誤差，過冷度和過熱度的選取很難與實驗過程中取值一致?？傮w來講，此數(shù)學(xué)模型可以用來評估分析帶經(jīng)濟器的空氣源熱泵性能的變化。

根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型，計算分析了帶經(jīng)濟器的空氣源熱泵性能的變化。其中計算過程中，壓縮機理論輸氣量、壓縮機容積效率、絕熱壓縮效率、補氣過程容積變化系數(shù)、吸氣過熱度及過冷度均取為定值，如表2所示。計算過程中準(zhǔn)一級壓縮比（即補氣口的位置變化）的變化范圍為1.0～2.0，蒸發(fā)溫度范圍為-25～5 ℃。過冷器過冷側(cè)制冷劑6點的溫度和補氣9點的溫度差ΔT69取為5，7，9 ℃，確保過冷器系統(tǒng)正常換熱。假設(shè)補氣始終處于飽和狀態(tài)，膨脹閥節(jié)流過程視為等焓過程。根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型及這些假設(shè)條件，計算冷凝溫度為45 ℃時不同蒸發(fā)溫度、不同補氣口位置、壓力損失系數(shù)、ΔT69、補氣系統(tǒng)與單級壓縮系統(tǒng)對壓縮機性能的影響。

3.1?補氣與不補氣對熱泵性能參數(shù)的影響

從圖3—圖6中可以看出，補氣的情況下，在相同蒸發(fā)溫度時，R410A熱泵系統(tǒng)的制熱量、壓縮機耗功、COP均高于不補氣情況下熱泵系統(tǒng)的制熱量、壓縮機耗功和COP，排氣溫度低于不補氣熱泵系統(tǒng)的排氣溫度。因此，補氣系統(tǒng)對熱泵系統(tǒng)性能的提升具有積極作用。

從圖中還可以看出，在蒸發(fā)溫度-25～-15 ℃情況下，COP提升約6%，排氣溫度明顯降低了5～7 ℃，故補氣對熱泵在低溫運行下的性能提升效果不錯。補氣與不補氣熱泵系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度5 ℃的情況下，兩者的熱泵COP、排氣溫度接近。因此，熱泵系統(tǒng)補氣與不補氣的切換區(qū)域應(yīng)選擇兩者COP接近時的蒸發(fā)溫度范圍。

3.2?不同補氣口位置對壓縮機性能的影響

從圖7—圖12中可以看出，在相同蒸發(fā)溫度、相同冷凝溫度條件下，制熱量、壓縮機耗功、相對補氣量隨著準(zhǔn)一級壓縮比的增大（補氣口位置后移，即補氣口位置越靠近排氣端）而減小;蒸發(fā)溫度為-25 ℃時，準(zhǔn)一級壓縮比從1.0增加到2.0時，制熱量降低了10%左右。補氣壓力隨著準(zhǔn)一級壓縮比的增大而增加;壓縮機的排氣溫度也有所增加，但是增加不明顯。壓縮機COP隨著準(zhǔn)一級壓縮比的增加而有所降低，但是從圖形來看基本保持不變。這說明

補氣降低了壓縮機的排氣溫度，使壓縮機維持在高效工況下運行。綜合來看，壓縮機的補氣口越靠近吸氣結(jié)束位置，性能參數(shù)較好。

在相同的補氣口位置和冷凝溫度條件下，蒸發(fā)溫度越高，制熱量、壓縮機耗功、COP越大;補氣壓力越高、相對補氣量越小、壓縮機排氣溫度越低。這是由于蒸發(fā)溫度越低，壓縮機的吸氣量越小，補氣系統(tǒng)在這點與單級壓縮系統(tǒng)類似。

3.3?溫差ΔT69對熱泵性能的影響

從圖13—圖17可以看出，在相同蒸發(fā)溫度條件下，補氣9點與過冷器過冷側(cè)液體出口6點溫差越大，相對補氣量越小，制熱量、壓縮機耗功和COP均隨著溫差的增加有所降低，而排氣溫度隨著溫差的增加呈現(xiàn)增加趨勢。在蒸發(fā)溫度-25 ℃情況下，溫差降低6 ℃，COP可提升14%左右。因此，為了提高熱泵整體性能，在能夠保證過冷器正常運行的情況下，盡可能減小補氣9點與過冷器過冷側(cè)液體出口6點的溫差。

3.4?不同補氣壓力損失系數(shù)對熱泵性能的影響

從圖18—圖22可以看出，在相同的蒸發(fā)溫度條件下，補氣時壓力損失系數(shù)越大（即壓力損失越小），制熱量、壓縮機耗功、相對補氣量均會隨著增加，COP會略有增加，而排氣溫度隨著壓力損失系數(shù)的增加而降低。當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時，壓力損失系數(shù)從0.42增加到0.82，COP可提升14%左右。因此，盡量減少補氣過程中的壓力損失，有利于補氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。

4?結(jié)?語

為了實現(xiàn)低溫工況下空氣源熱泵的高效運行，本文以過冷器前節(jié)流中間補氣空氣源熱泵為例，通過以帶補氣的壓縮機為熱力系來建立其循環(huán)理論數(shù)學(xué)模型，研究其性能。以R410A為工質(zhì)，通過模擬計算，得到如下結(jié)論。

1）在低溫工況下，補氣系統(tǒng)的性能明顯優(yōu)于單級壓縮系統(tǒng)（不補氣系統(tǒng)）的性能。相對于單級壓縮系統(tǒng)，補氣系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度-25～-15 ℃情況下，COP提升約6%，排氣溫度明顯降低了5～7 ℃。

2）冷凝溫度、蒸發(fā)溫度相同情況下，補氣口位置越靠近吸氣口位置，壓縮機制熱量和COP越好。

3）在蒸發(fā)溫度為-25 ℃情況下，補氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差降低6 ℃，COP可提升14%左右。為了提高熱泵整體性能，在能夠保證過冷器正常運行的情況下，盡可能減小補氣與過冷器過冷側(cè)液體出口的溫差。

4）當(dāng)蒸發(fā)溫度為-25 ℃時，壓力損失系數(shù)從042增加到0.82，COP可提升14%左右。盡量減少補氣過程中的壓力損失，有利于補氣熱泵系統(tǒng)性能的提升。

本文模擬計算過程中尚未考慮到壓縮機的類型和結(jié)構(gòu)，今后需要對此作進(jìn)一步研究。

參考文獻(xiàn)/References：

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