變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

趙劍領(lǐng)，冷志勇

［1.松下制冷(大連)有限公司，遼寧大連經(jīng)濟(jì)技術(shù)開(kāi)發(fā)區(qū) 松嵐街10號(hào)116600;2.大連冷凍機(jī)股份有限公司，遼寧大連沙河口西南路888號(hào)116033］

0 引言

空氣源熱泵作為一種比較成熟的高效環(huán)保型制冷供熱裝置，目前已在我國(guó)大量建筑節(jié)能工程中廣泛應(yīng)用。然而傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)在寒冷地區(qū)冬季低溫制熱時(shí)，由于系統(tǒng)在較低的蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力下工作，造成壓縮機(jī)吸氣工質(zhì)比容增大、系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)量減少，系統(tǒng)壓比過(guò)大、壓縮機(jī)輸氣系數(shù)降低，導(dǎo)致系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數(shù)(COP)顯著衰減，不僅系統(tǒng)制熱量不能滿足建筑熱負(fù)荷需求，而且壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高、壓縮機(jī)潤(rùn)滑油碳化現(xiàn)象較為嚴(yán)重，系統(tǒng)無(wú)法正常穩(wěn)定運(yùn)行;并且此工況還伴有蒸發(fā)器結(jié)霜或結(jié)冰現(xiàn)象［1-2］。面對(duì)此類問(wèn)題，有關(guān)學(xué)者相繼利用變速風(fēng)機(jī)、變?nèi)萘繅嚎s機(jī)、制冷劑替代、加熱蒸發(fā)器、壓縮機(jī)噴油和噴液以及低壓補(bǔ)氣等技術(shù)措施對(duì)傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了局部?jī)?yōu)化完善［3］，使空氣源熱泵系統(tǒng)低溫運(yùn)行時(shí)的各項(xiàng)性能有所提高，但系統(tǒng)制熱量顯著衰減和制熱性能系數(shù)低的問(wèn)題并沒(méi)有得到根本解決［4］。

隨著壓縮機(jī)技術(shù)的發(fā)展，對(duì)于長(zhǎng)期局限于大型低溫制冷裝置應(yīng)用的雙級(jí)壓縮循環(huán)(包括準(zhǔn)雙級(jí)壓縮循環(huán))與空氣源熱泵系統(tǒng)相結(jié)合成為可能，近年來(lái)逐漸被學(xué)者所關(guān)注。Park［5］和王寶龍［6］對(duì)應(yīng)用于準(zhǔn)雙級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)中具有蒸汽噴射特征的渦旋式壓縮機(jī)分別進(jìn)行了熱力學(xué)分析和數(shù)值模擬，指出制冷劑噴射對(duì)壓縮機(jī)性能的影響是壓縮機(jī)頻率、噴射條件和噴射幾何形狀的函數(shù)，其噴射過(guò)程的實(shí)質(zhì)是一個(gè)連續(xù)變參數(shù)的“絕熱節(jié)流+等壓混合”的時(shí)變過(guò)程。趙會(huì)霞［7］對(duì)渦旋壓縮機(jī)閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了試驗(yàn)研究，指出此系統(tǒng)可有效地提高空氣源熱泵的低溫制熱性能，適宜應(yīng)用于寒冷地區(qū)小型空氣源熱泵裝置中。田長(zhǎng)青［8］對(duì)寒冷地區(qū)雙級(jí)壓縮變頻空氣源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了理論循環(huán)分析，得出該系統(tǒng)最佳中間壓力的表達(dá)式，提出效率優(yōu)先和制熱量?jī)?yōu)先的雙控制模式，指出變頻和雙級(jí)壓縮技術(shù)的結(jié)合可以有效提高系統(tǒng)制熱量。Bertsch和Groll［9］對(duì)采用R410A工質(zhì)的雙級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了理論與實(shí)驗(yàn)研究。該系統(tǒng)具有加熱空氣和水兩種模式，可制取50℃的熱水，實(shí)驗(yàn)最低環(huán)境溫度為 －30 ℃，此時(shí) COP 可達(dá)到 2.1。Jaehyeok［10］對(duì)一個(gè)采用R410A工質(zhì)的新型雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)在寒冷地區(qū)供暖進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。該系統(tǒng)由一臺(tái)雙轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)構(gòu)成雙級(jí)壓縮循環(huán)且系統(tǒng)具有變頻特征和閃蒸罐蒸汽噴射回路。該系統(tǒng)與非噴射循環(huán)相比，在環(huán)境溫度為－15℃時(shí)，其制冷劑質(zhì)量流量增加了30% ～38%，CO P和制熱量分別提高10%和25%。以上研究表明:變?nèi)萘亢碗p級(jí)壓縮技術(shù)與空氣源熱泵系統(tǒng)相結(jié)合可有效降低系統(tǒng)壓比，增加系統(tǒng)工質(zhì)循環(huán)量，改善系統(tǒng)在低溫運(yùn)行的制熱性能。但此種結(jié)合多是基于理論和模擬方面的報(bào)道。關(guān)于變?nèi)萘刻匦詫?duì)系統(tǒng)性能影響的實(shí)驗(yàn)研究，也多是針對(duì)由一臺(tái)壓縮機(jī)構(gòu)成的(準(zhǔn))雙級(jí)壓縮循環(huán)進(jìn)行分析，由于壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的限制，并沒(méi)有充分體現(xiàn)變?nèi)萘刻匦缘膬?yōu)勢(shì)。另外，文獻(xiàn)［11-12］指出雙級(jí)壓縮空氣源熱泵系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)室測(cè)試性能與實(shí)地測(cè)試性能不相匹配，低溫時(shí)系統(tǒng)COP實(shí)測(cè)值明顯低于理論預(yù)期值，并存在壓縮機(jī)燒毀，控制程序不穩(wěn)定等可靠性問(wèn)題。所以有必要對(duì)此系統(tǒng)進(jìn)一步深入的研究。

本文基于變?nèi)萘亢碗p級(jí)壓縮技術(shù)，通過(guò)改變壓縮機(jī)的頻率，實(shí)現(xiàn)低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量不同的配比，實(shí)驗(yàn)研究不同低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比對(duì)熱泵系統(tǒng)性能影響的變化規(guī)律。

1 變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵實(shí)驗(yàn)裝置

圖1是變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵實(shí)驗(yàn)裝置圖。本研究以兩臺(tái)R410A旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)構(gòu)成雙級(jí)壓縮循環(huán)，其中低壓壓縮機(jī)選用變頻雙轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)，高壓壓縮機(jī)機(jī)選用定頻單轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)。不同的低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比(ε)，可通過(guò)改變低壓壓縮機(jī)頻率實(shí)現(xiàn)。此裝置具有R410A制冷劑，水和乙二醇三個(gè)循環(huán)回路。在制冷劑循環(huán)回路中存在一個(gè)截止閥，它的開(kāi)、閉決定系統(tǒng)是否具有制冷劑中間蒸汽噴射循環(huán)，本研究中此截止閥關(guān)閉。在水循環(huán)回路中采用三臺(tái)標(biāo)準(zhǔn)工況換熱能力為5 kW的風(fēng)機(jī)盤管且并聯(lián)連接，通過(guò)風(fēng)機(jī)盤管前后截止閥的開(kāi)、關(guān)，可選擇系統(tǒng)中風(fēng)機(jī)盤管的數(shù)量。在乙二醇循環(huán)回路中存在一個(gè)乙二醇恒溫箱，此裝置主要采用不同的電加熱量以平衡由系統(tǒng)產(chǎn)生的制冷量，恒定乙二醇恒溫箱內(nèi)的溫度，提供模擬室外環(huán)境條件。同時(shí)為了恒定實(shí)驗(yàn)測(cè)試工況條件，在水和乙二醇循環(huán)回路中安裝了流量調(diào)節(jié)閥，可根據(jù)實(shí)驗(yàn)負(fù)荷的變化，調(diào)節(jié)系統(tǒng)循環(huán)流量。

圖1 變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵實(shí)驗(yàn)裝置圖Fig.1 The experimental setup diagram of a variable capacity two-stage heat pump

本實(shí)驗(yàn)裝置中各測(cè)點(diǎn)的溫度采用精度0.1%的四芯鉑電阻進(jìn)行測(cè)量;制冷劑的壓力采用電壓輸出型壓力傳感器測(cè)量，其測(cè)壓精度為0.5%;采用精度為0.2%科氏質(zhì)量流量計(jì)測(cè)量制冷劑質(zhì)量循環(huán)量;對(duì)于乙二醇和水的循環(huán)流量采用精度為0.2%轉(zhuǎn)子流量計(jì)進(jìn)行測(cè)量;對(duì)于高低壓壓縮機(jī)功耗采用精度為0.5%的智能功率測(cè)量?jī)x進(jìn)行測(cè)量;所有的傳感器產(chǎn)生的電信號(hào)經(jīng)過(guò)KEITHLEY2700型數(shù)據(jù)采集儀采集后傳送到計(jì)算機(jī)中進(jìn)行數(shù)據(jù)處理。

基于實(shí)驗(yàn)裝置實(shí)測(cè)的溫度、壓力、水流量和壓縮機(jī)輸入功率數(shù)據(jù)可以計(jì)算系統(tǒng)的制熱量(Q)和制熱性能系數(shù)(COP)，具體公式如下:

式中，qw為水的循環(huán)流量，m3/s;Tw，out，Tw，in分別為水循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)入和離開(kāi)板式換熱冷凝器溫度，℃;Pl，Ph分別為高低壓壓縮機(jī)的輸入功率，kW;此值不包含低壓壓縮機(jī)變頻器消耗的功率。

實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差根據(jù)不確定性分析進(jìn)行計(jì)算［13］，儀器直接測(cè)量值的誤差包含儀器的系統(tǒng)誤差和隨機(jī)誤差;儀器的系統(tǒng)誤差由儀器的精度決定，隨機(jī)誤差可以用數(shù)據(jù)置信水平為95%的數(shù)據(jù)確定［14］。對(duì)于實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)制熱能力和COP的誤差采用不確定性傳播原理進(jìn)行計(jì)算。本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)制熱量和COP的誤差分別在3%～7%和3%～8%之間。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果和性能分析

為了分析低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比對(duì)雙級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)性能的影響，本研究對(duì)實(shí)驗(yàn)裝置分別在蒸發(fā)溫度－30～0℃，冷凝溫度40℃，頻率在20～80 Hz進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)試。為了保證實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)安全穩(wěn)定的運(yùn)行，并沒(méi)有對(duì)較低蒸發(fā)溫度時(shí)低壓壓縮機(jī)采用過(guò)低頻率運(yùn)行的極限工況進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試。

2.1 中間壓力變化

圖2示出了系統(tǒng)中間壓力隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化情況。在蒸發(fā)溫度和冷凝溫度一定，系統(tǒng)的中間壓力隨ε的增加迅速增加;并且隨著蒸發(fā)溫度升高，中間壓力隨ε的變化率逐漸增大。中間壓力介于蒸發(fā)壓力和冷凝壓力之間，在ε接近1時(shí)系統(tǒng)中間壓力接近蒸發(fā)壓力，如在蒸發(fā)溫度－15℃，系統(tǒng) ε為1.13時(shí)，系統(tǒng)蒸發(fā)壓力為 0.48 MPa，中間壓力為0.74 MPa。隨著ε的增加，中間壓力上升并逐漸接近冷凝壓力(2.42 MPa)。隨著蒸發(fā)溫度的升高，接近冷凝壓力時(shí)ε的值逐漸減小，在蒸發(fā)溫度為0℃，ε為2.82時(shí)，中間壓力和冷凝壓力只相差0.2 MPa。此結(jié)果從一個(gè)側(cè)面反映出:本系統(tǒng)如果具有中間蒸汽噴射過(guò)程，且系統(tǒng)采用ε為2.82時(shí)，系統(tǒng)將隨著蒸發(fā)溫度的升高，其補(bǔ)氣增焓作用會(huì)逐漸減弱，當(dāng)蒸發(fā)溫度在0℃時(shí)，系統(tǒng)將完全失去中間噴射的補(bǔ)氣增焓效果。因此，此結(jié)果對(duì)于具有中間蒸汽噴射的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度較高時(shí)，系統(tǒng)失去中間噴射補(bǔ)氣增焓作用的結(jié)論提供可靠的理論依據(jù)。另外，還說(shuō)明:本系統(tǒng)如果具有中間蒸汽噴射過(guò)程，當(dāng)蒸發(fā)溫度和冷凝溫度一定，隨著ε的降低，其中間蒸汽噴射壓力、溫度和噴射蒸汽質(zhì)量等可控參數(shù)調(diào)節(jié)自由度增加，中間蒸汽噴射過(guò)程對(duì)系統(tǒng)性能的影響將逐漸變大。

圖2 中間壓力隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.2 Variation of intermediate pressure withε

2.2 中間溫度變化

圖3給出中間溫度隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化曲線(圖中為顯示起見(jiàn)，將兩部分取成了不同的縱坐標(biāo)起始點(diǎn))。隨著ε的增加，中間溫度顯著升高，并且中間溫度隨ε的變化明顯大于隨蒸發(fā)溫度變化。同時(shí)，當(dāng)ε大于2.5以后，對(duì)于某一固定ε值，系統(tǒng)中間溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高;當(dāng)ε小于2.5時(shí)，對(duì)于某一固定ε值，中間溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高有先降低后升高的趨勢(shì)。此結(jié)果主要原因是由于隨著系統(tǒng)ε和蒸發(fā)溫度的降低，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量逐漸減少，低壓壓縮機(jī)吸氣加熱、機(jī)械摩擦、電機(jī)散熱等因素對(duì)中間溫度的影響逐漸變大。例如在系統(tǒng)ε為2.26時(shí)，蒸發(fā)溫度－30℃、－15℃、0℃，實(shí)測(cè)的系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量分別為7.3、13.4、24.2 g/s，在蒸發(fā)溫度 － 30 ℃，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量過(guò)小，各傳熱因素對(duì)中間溫度的影響較大，造成此時(shí)的中間溫度高于蒸發(fā)溫度－15℃的中間溫度，但隨著制冷劑循環(huán)流量的增加，中間溫度仍然隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高。

圖3 中間溫度隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.3 Variation of intermediate gas temperature withε

2.3 高壓壓縮機(jī)排氣溫度變化

圖4顯示出系統(tǒng)高壓壓縮機(jī)排氣溫度隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化曲線。隨著ε的增加，高壓壓縮機(jī)排氣溫度先降低后有略微上升的趨勢(shì)，總體上ε對(duì)高壓壓縮機(jī)排氣溫度的影響并不大;此外，高壓壓縮機(jī)的排氣溫度隨著蒸發(fā)溫度的升高而明顯升高，并且隨蒸發(fā)溫度的變化率明顯大于隨ε的變化率。

圖4 高壓壓縮機(jī)排氣溫度隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.4 Variation of high compressor discharge temperature withε

2.4 制冷劑質(zhì)量流量的變化

圖5給出系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化曲線。制冷劑質(zhì)量流量隨著ε的增加迅速增加，并且同樣具有隨著蒸發(fā)溫度的升高，制冷劑質(zhì)量流量隨ε升高的變化率逐漸增大的特性。另外，隨著蒸發(fā)溫度的升高，制冷劑質(zhì)量流量顯著增加，并且在ε較高時(shí)，隨蒸發(fā)溫度的變化制冷劑質(zhì)量流量具有較大的變化量。

圖5 制冷劑循環(huán)流量隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.5 Variation of refrigerant mass flow withε

2.5 壓縮機(jī)輸入功率的變化

壓縮機(jī)的輸入功率不僅與壓縮機(jī)工作區(qū)間的壓力差有關(guān)，與壓縮機(jī)的負(fù)荷也有著密切關(guān)系。對(duì)于本研究的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)，兩臺(tái)壓縮機(jī)分別工作在蒸發(fā)壓力到中間壓力和中間壓力到冷凝壓力區(qū)間，然而中間壓力與系統(tǒng)的ε值有密切關(guān)系，所以壓縮機(jī)的輸入功率將隨著ε的變化而變化。

圖6 壓縮機(jī)輸入功率隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.6 Variation of the compressor input power withε

圖6示出高低壓壓縮機(jī)輸入功率隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化情況。低壓壓縮機(jī)輸入功率隨著ε的升高而升高，且隨著蒸發(fā)溫度的升高，低壓壓縮機(jī)輸入功率隨ε升高的變化率逐漸增大;高壓壓縮機(jī)輸入功率隨著ε的升高而降低，但此變化趨勢(shì)隨著蒸發(fā)溫度的降低將發(fā)生略微的變化，在蒸發(fā)溫度低于－25℃時(shí)，高壓壓縮機(jī)輸入功率隨著ε增加將先升高后降低。

2.6 系統(tǒng)制熱量和制熱性能系數(shù)的變化

圖7和圖8分別給出系統(tǒng)制熱量和COP隨低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化曲線。由圖7可見(jiàn)，系統(tǒng)制熱量隨著ε增加而增大，且在蒸發(fā)溫度較高時(shí)，制熱量隨ε的變化率較大。在冷凝溫度40℃，系統(tǒng)的ε取2.82時(shí)，系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度－30℃的制熱量只是蒸發(fā)溫度0℃時(shí)制熱量的1/3。因此，雙級(jí)壓縮系統(tǒng)并不能改變隨著蒸發(fā)溫度的降低系統(tǒng)制熱能力降低的趨勢(shì)，但通過(guò)改變低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε可有效提高系統(tǒng)的制熱量，如在蒸發(fā)溫度－30℃時(shí)，ε從2.26增加到4.51，系統(tǒng)制熱量從1.7 kW升高到3.2 kW。所以具有變?nèi)萘刻匦缘母叩蛪簝膳_(tái)壓縮機(jī)構(gòu)成的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)可以有效提高系統(tǒng)低溫制熱能力，避免了系統(tǒng)壓縮機(jī)的容量配置過(guò)大造成的資源浪費(fèi)。

圖7 制熱量隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.7 Variation of the heating capacity withε

圖8 制熱性能系數(shù)COP隨壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的變化Fig.8 Variation of the heating COP withε

從圖8可見(jiàn)，系統(tǒng)制熱COP隨著ε升高具有先升高后降低的趨勢(shì)，并且降低的趨勢(shì)隨著蒸發(fā)溫度的降低逐漸減弱。因此，系統(tǒng)制熱COP隨ε的變化存在最優(yōu)值，此最優(yōu)值對(duì)應(yīng)的ε值隨著蒸發(fā)溫度的升高而減小，例如在蒸發(fā)溫度 －30℃、－20℃、－10℃和0℃時(shí)，制熱COP最優(yōu)值對(duì)應(yīng)的ε值分別為3.38、2.82、2.26 和 1.69。另外，系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度 －30℃、冷凝溫度 40℃，系統(tǒng)的 ε從 2.26增加到4.51，其系統(tǒng)制熱 COP 在 1.65 ～1.8，其值變化不大。所以通過(guò)改變低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比并不能有效地提高系統(tǒng)的制熱COP，但此時(shí)即使系統(tǒng)ε為4.51，中間壓力也只有1.5 MPa，對(duì)于具有中間蒸汽噴射過(guò)程的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)，其調(diào)節(jié)的自由度較大。因此，對(duì)于較低蒸發(fā)溫度時(shí)系統(tǒng)可以利用中間蒸汽噴射的方法有效地提高系統(tǒng)制熱性能。

3 結(jié)論

本文基于變?nèi)萘亢碗p級(jí)壓縮技術(shù)，通過(guò)改變壓縮機(jī)的頻率，實(shí)現(xiàn)低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量不同的配比，對(duì)變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，分析不同低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比對(duì)熱泵系統(tǒng)性能影響的變化規(guī)律，得出如下結(jié)論:

1.對(duì)于變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)，隨著低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的增加，系統(tǒng)中間壓力、中間溫度、制冷劑質(zhì)量流量、低壓壓縮機(jī)功率和系統(tǒng)制熱量均升高，并且隨蒸發(fā)溫度的升高其升高的變化率增大。但是隨著低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε的增加，系統(tǒng)高壓壓縮機(jī)排氣溫度具有先降低后升高的趨勢(shì)，而高壓壓縮機(jī)功率和制熱COP有先升高后降低的趨勢(shì)，且COP存在最優(yōu)值。

2.在蒸發(fā)溫度較低時(shí)，變?nèi)萘侩p級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)通過(guò)增大低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε可有效提高系統(tǒng)制熱能力，但系統(tǒng)的制熱COP并沒(méi)有得到改善。此運(yùn)行工況的系統(tǒng)中間壓力較低，中間蒸汽噴射壓力具有自由度較大調(diào)節(jié)空間，可以采用中間蒸汽噴射的方法提高系統(tǒng)制熱性能。另外，系統(tǒng)隨蒸發(fā)溫度的降低，制熱COP最優(yōu)值對(duì)應(yīng)的低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε將增大，并且在蒸發(fā)溫度較低時(shí)，系統(tǒng)采用較低的低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε，不僅系統(tǒng)COP過(guò)小，而且高低壓壓縮機(jī)均處于較為惡劣的極限工況，因此不宜在此工況下采用較低的低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε運(yùn)行。

3.本研究系統(tǒng)在蒸發(fā)溫度0℃、冷凝溫度40℃、系統(tǒng)低高壓壓縮機(jī)理論輸氣量比ε為2.82時(shí)，系統(tǒng)中間壓力已接近冷凝壓力，此結(jié)果對(duì)于具有中間噴射的雙級(jí)壓縮系統(tǒng)當(dāng)蒸發(fā)溫度較高時(shí)，系統(tǒng)失去中間噴射的補(bǔ)氣增焓效果的結(jié)論提供理論依據(jù)。

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