如何更改制冷系统的设计？

我们从理论计算中来彻底理解，为什么低温下空调制热效果会衰减！

看了专家的分析与解释，关于低温下空调制热衰减的原因，作为制冷行业的从业者是远远不够的，今天我们就通过Excel结合Coolpack的制冷仿真，运用热力计算来给大家分析下为什么低温下，制热效果会衰减，这个原因同样适合于空气源热泵机组，

仿真思路， 首先我们必须明确：

01、冬天制热衰减的原因：就是随着温度的降低，压缩机吸气口的压力是逐渐降低的，制冷剂的密度也逐渐减少

02、压缩机的吸气量/或者说排量（只与压缩机有关）是固定的，这就导致吸气口压缩机的质量流量会随着密度降低而降低，所以系统中循环的实际制冷剂是逐渐减少的；

03、质量流量的降低，导致冷凝器中的参与换热的制冷剂减少，这就直接导致系统制热量的降低。

首先，我们来看一个冬天环境温度10℃左右时候的系统，按照以下参数进行简单的热力计算：

制冷剂R410A、蒸发温度Te=-5℃，过热度5℃；

冷凝温度Tc=40℃，过冷度=5℃；

Excel仿真中如下已知参数：

得到各点的参数与压焓图：

我们得到冷凝器侧的单位制热量为：

我们再来看一个冬天环境温度-8℃左右时候的系统，按照以下参数进行简单的热力计算：

制冷剂R410A、蒸发温度Te=-25℃，过热度5℃；

冷凝温度Tc=40℃，过冷度=5℃；

Excel仿真中如下已知参数：

得到各点的参数与压焓图：

（附注、在Coolpack中同样可以建立以下的运行曲线，但是计算起来么有Excel方便快捷！！）：

压焓图循环曲线：

我们通过谷轮压缩机的选型软件，选择如下压缩机型号：

该压缩机的排量为：

我们蒸发温度从5℃衰减到-20℃，把吸气口密度，实际制冷剂流量、制热量、制冷量汇成一个表格：

表格中数据做曲线，制热衰减曲线为：

从曲线，我们可以很好的看出，冬天正常运行（环境温度10℃/蒸发温度为约-5℃）与超低温工况下运行（环境温度-8℃/蒸发温度约-25℃），他的衰减量达到60%了。

看完这个简单的仿真模型，是不是可以很好的理解低温下空调的制热效果是大幅度衰减的原因了吧！！

同样的，我们分析下热泵在冬季的时候，性能衰减的原因：

空气源热泵低温下制热量衰减的几个原因：

我们都知道，空气源热泵制热量随室外环境温度下降而衰减是必然的，衰减的几个原因我们归纳如下：

01、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(体积流量)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。

02、吸气压力下降会导致压缩机压力比增加、润滑效果变差；压缩机容积效率下降，从而导致实际输气量减小，制热量下降。

03、吸气比容增加和压缩机容积效率下降均会导致制冷剂质量流量减小，从而导致蒸发器和冷凝器的制冷剂侧传热系数下降，蒸发器吸热量和冷凝器放热

量(等同于制热量)减小。

04、吸气压力下降会导致蒸发器入口干度增加、液态制冷剂动力粘度增加和低压侧气态制冷剂密度减小,蒸发器和吸气管路中流动压降增加。如维持压缩机吸气压力不变，则蒸发压力及其对应的饱和温度有所升高，蒸发器有效换热温差减小，蒸发器吸热量减小，也将导致制热量下降。

05、当蒸发器翅片表面温度低于湿空气露点温度且低于0℃时,蒸发器表面结

霜；霜层增长速度随湿空气含湿量的增加和蒸发温度的下降而增加。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。

超低温空气源热泵实现的几个技术方案：

针对空气源热泵制热量和COP随室外环境温度降低出现的衰减问题，众多学

者及工程技术人员对其进行了深入研究和实践，取得了较大进展和技术成果；空气源热泵的制热性能和可靠性均有较大的提升和改善,制热运行范围得到拓宽。目前，已应用的低温空气源热泵技术主要包括以下几个方面。

01、变频技术；

02、准二级压缩技术（喷气增焓）；

03、单机双级压缩技术；

04、双机双级压缩技术；

05、双级耦合热泵技术；

06、复叠热泵技术；

三、变频技术实现低温热泵：

由上述空气源热泵制热量衰减原因分析可知，制冷剂单位容积制热量下降是

制热量衰减的主要原因，因此增大压缩机的实际输气量是解决空气源热泵制热量衰减的有效措施：

压缩机变频(变转速)技术能够在压缩机气缸工作容积不变的情况下，通过提高压缩机的运行频率来达到增大压缩机实际输气量的目的，从而有效减缓制热量衰减幅度。

变频技术已成为空气源热泵制热量衰减的重要解决措施之一，在实际应用中据室外环境温度和室内设定温度来调节压缩机运行频率，以缓解热量供需矛盾。

四、准二级压缩技术

准二级压缩技术就是我们常说的喷气增焓技术。

采用带中间补气口的涡旋式制冷压缩机，准二级压缩空气源热泵系统提高了低温制热量和COP。上图所示：为采用涡旋式制冷压缩机的准二级压缩空气源热泵循环系统图，系统循环如下：

带中间补气口的涡旋式制冷压缩机排出的高温高压制冷剂气体，经冷凝器冷凝放热后变成中温高压的制冷剂液体，在冷凝器出口分为主路和辅路，辅路制冷剂液体经节流装置2节流降压后，变为中压的制冷剂两相混合物进入中间换热器。吸热蒸发为气体后进入压缩机的中间补气口，主路制冷剂经中间换热器过冷后，经节流装置1节流降压后变为低温低压的制冷剂两相混合物进入蒸发器；吸热蒸发为气体后进入压缩机吸气口，经压缩机压缩后与辅路的制冷剂气体在压缩机工作腔中混合，再进一步压缩后排出压缩机，形成一个完整的循环。

与普通空气源热泵机组相比，准二级压缩空气源热泵系统机组具有以下两个

突出特点：

01）、压缩机上设有中间补气口，通过辅路补入中温中压制冷剂，既增加了流经冷凝器的制冷剂循环流量，又降低了蒸发器入口的制冷剂比焓，从而提升低环境温度下的系统性能。

02）、通过关/开辅路上的节流装置，可以实现单级压缩热泵系统和准二级压缩机热泵系统的切换，既能够确保常温工况下的系统性能，又能够确保在室外低环境温度下的安全、可靠运行。

采用涡旋式制冷压缩机的准二级压缩技术，已成功应用于低温空气源热泵系统

中，其低温制热性能相比于单级压缩系统提升幅度明显；在-15℃室外环境温度下制热量提升20%以上。

五、单机双级压缩技术

目前，在小型单机双级压缩空气源热泵系统中，大多使用滚动转子式制冷压

缩机。双缸双级滚动转子式制冷压缩机的气体压缩机构由低压级气缸和高压级气缸串联组成，在两个气缸之间的气体通道中设置中间腔体,中间补气管与中间腔相连。经中间补气管进入的中压制冷剂气体在中间腔内与低压级气缸排出的制冷剂气体混合，再由高压级气缸吸入。

双级压缩热泵循环系统的实现方式有多种，如上图所示为双级压缩空气源热泵

循环系统的一种实现方案：双级压缩二级节流中间不完全冷却循环系统原理图，它由压缩机(图1.7中虚框内,由低压级气缸和高压级气缸组成)、冷凝器、一级节流装置、闪发器、二级节流装置和蒸发器等组成。

与采用准二级涡旋式制冷压缩机和准二级滚动转子式制冷压缩机的空气源热

泵系统相比，双缸双级滚动转子式制冷压缩机空气源热泵系统具有以下优势：

01）、中间补气量大于准二级系统,有利于提高制热量和降低排气温度。实际结果表明,在室外环境温度为-15℃时，设计良好的双级压缩空气源热泵系统的制热量与常规单级压缩空气源热泵系统相比提升幅度可达40%，高于准二级压缩空气源热泵系统制热量的提升幅度。

02）、压缩机的总压カ比由低、高压级气缸分担,使得每级气缸的压力比显著减小，提高了压缩机的容积效率和等熵效率，有利于提高热泵制热量和COP。

六、双机双级压缩技术

为了实现空气源热泵在不采用电辅热等情况下，满足寒冷地区冬季供热需求，采用两个压缩机串联的双机双级压缩空气源热泵系统应运而生。

如上图所示为双机双级压缩变频空气源热泵系统原理图。该系统采用两个变频

压缩机串联形成双级压缩一级节流中间不完全冷却循环，可以按照工况条件变换不同的工作方式,其工作原理如下：

在室外环境温度较高时，低压级压缩机排出的制冷剂直接通过高压级的四通

换向阀进入冷凝器，高压级压缩机不工作，这时该系统为普通单级压缩空气源热泵系统。

在室外环境温度较低时，高压级压缩机排气经高压级四通换向阀进入冷凝器

冷凝液化，经单向阀2进入高压储液器后分为主路和支路，支路制冷剂经电磁阀、节流装置3节流降压后进入中间换热器蒸发，同时主路制冷剂进入中间换热器被进一步过冷后经节流装置1节流降压进入蒸发器蒸发，再经低压级四通换向阀进入低压级压缩机；经压缩后依次进入低压级四通换向阀和高压级四通换向阀，再与从中间换热器出来的支路制冷剂气体混合后进入高压级压缩机，进一步压缩后排出完成制热循环。

采用双机双级压缩的空气源热泵可以切换为普通单级压缩运行模式，也可以

切换为双级压缩运行模式，这样既可以满足常温工况下的制热运行要求，又能在-18℃的低温环境中稳定、可靠地长期运行，压缩机排气温度始终低于130℃，能够在没有电辅热等条件下满足寒冷地区冬季供热需求,且具有较高的COP。

七、双级耦合热泵技术

双级耦合热泵系统由空气-水热泵系统与水-水热泵系统组成，系统原理如

下图所示，空气源热泵系统和水ー水热泵系统分别为一级和二级：

在室外环境温度较高时，二级(水-水)热泵系统不工作，一级(空气ー水)热泵系统工作；制取的热水由水泵1输送到末端(风机盘管或地板供热)，在末端放热后返回到一级热泵系统的冷凝器中。

在室外环境温度较低时，一级(空气-水)热泵系統和二级(水ー水)热泵系统均工作；两个三通阀均换向，一级热泵系统制取的10~20℃低温热水由水泵1输送至二级热泵系统的蒸发器中，二级热泵系统从低温热水中吸收热量后制取高温热水，,并由水泵2输送至末端，在末端放热后返回到二级热泵系统的冷凝器中。

在低温及超低温工况下，如上图所示双级耦合热泵系统降低了每一级的压缩机

压力比，相比于普通单级压缩热泵系统，双级耦合热泵系统制热运行时具有较高的制热量和COP，以及较低的排气温度。与双机双级压缩热泵系统相比，由于增加换热环节会导致换热损失增加，且无中间补气过程，因此：双级耦

合热泵系统制热量和COP均相对较低，排气温度相对较高，但系统运行控制相对简单。

八、复叠式热泵技术

复叠热泵系统由两个相对独立的单级压缩热泵子循环（分别为高温级循环和

低温级循环）通过冷凝蒸发器耦合而成，系统原理如下图所示：

一般而言，高温级循环使用中温制冷剂，低温级循环使用低温制冷剂。

在低温级循环中，经节流装置2节流降压后的制冷剂进入蒸发器蒸发，然后经压缩机2压缩后进入冷凝蒸发器冷凝液化。最后进入节流装置2节流，完成整个循环。

在高温级循环中，经节流装置1节流降压后的制冷剂进入冷凝蒸发器蒸发，然后经压缩机1压缩后进入冷凝器冷凝液化，最后进入节流装置1节流，完成整个循环。

在复叠循热泵系统中，冷凝蒸发器是低温级循环与高温级循环这两个子循环相互耦合的关键换热部件，既作为低温级循环的冷凝器，又作为高温级循环的蒸发器，将热量从低温级向高温级传递。

与普通单级压缩热泵系统相比，复叠热泵系统的低温级循环和高温级循环压缩机的压力比显著降低，同时低温级循环冷凝器出口的制冷剂温度明显降低，因此低温制热运行时具有较高的制热量和COP、以及较低的排气温度。与准二级或双级压缩热泵系统相比，由于增加了冷凝蒸发器换热环节所以会导致不可逆损失的增加,制热量和COP相对较低，排气温度相对较高。