單缸補氣轉子式壓縮機在熱泵系統中制熱性能

孫晉飛，朱冬生，尹應德，李修真，涂愛民

?

單缸補氣轉子式壓縮機在熱泵系統中制熱性能

孫晉飛1,2,3,4，朱冬生1,2,3，尹應德1,2,3，李修真1,2,3,4，涂愛民1,2,3

（1中國科學院廣州能源研究所，廣東廣州 510640；2中國科學院可再生能源重點實驗室，廣東廣州 510640；3廣東省新能源和可再生能源研究開發與應用重點實驗室，廣東廣州 510640；4中國科學院大學，北京 100049）

利用中間補氣技術將單缸滾動轉子式壓縮機應用于空氣源熱泵系統中，系統地研究以R410A為冷媒的熱泵系統在變頻、變補氣壓力工況下制熱性能的變化規律。實驗結果表明：中間補氣系統的制熱量及系統功率均隨著壓縮機頻率、中間補氣壓力inj的增加呈上升趨勢，同頻率下系統功率則以線性方式增長，而系統制熱量隨著補氣壓力及頻率的增大，其相對增長率逐漸減小。因此COPh在低頻時存在最佳補氣壓力，而在高頻時無極值點；與單級壓縮系統相比，在800～1200 kPa、50～80 Hz范圍內，中間補氣系統的制熱量、功率、COPh最大提升分別為27.55%、30.75%、7.1%。隨著頻率及補氣壓力的增加，系統COPh下降，因此中間補氣技術應與合理的控制策略相結合，可使中間補氣系統達到節能高效的目的。

空氣源熱泵；補氣；單缸滾動轉子式壓縮機；制熱性能；變頻；補氣壓力

引 言

空氣能熱泵是以空氣中熱能作為低溫熱源，用電能驅動逆卡諾循環，將熱量移入建筑物內部的節能設備；能以較少的輸入能，大量利用低品位的空氣能，較好滿足了寒冷地區冬季采暖的需求；具有操作簡便、能效高、環保節能等優點[1-2]。隨著化石資源的減少、環境污染的加重，空氣能作為存在范圍廣、儲量大、可無償獲取的清潔能源，在世界范圍內得到深入的研究及應用。然而若傳統的單級壓縮系統不做任何改進就推廣到黃河流域、華北、西北等地區，將無法在冬季長期安全、可靠、經濟地運行[3]，主要表現在：隨著室外溫度的下降，加大了熱泵設備制熱量減小與建筑物熱負荷增大之間的矛盾，同時壓縮機壓縮比增大、蒸發溫度的降低、節流原件不匹配[4]等，壓縮機的運轉嚴重偏離正常過程，存在能效低、設備損壞嚴重等問題。為克服低溫環境下制熱能力顯著下降的難題，國內外學者提出了各種解決方案：中間補氣（噴氣增焓）技術、復疊式循環系統、應用電子膨脹閥節流、利用變頻技術增加制冷劑循環量、加裝輔助熱源提升蒸發器溫度及壓力等措施，其中中間補氣技術是熱泵低溫環境利用的一種有效措施。

中間補氣技術起初主要應用于渦旋壓縮機[5-6]，式（1）[7]所建立的數學模型揭示了壓縮機應對液擊風險的能力，相關因子變化規律如表1所示，由于渦旋壓縮機曲柄轉角大于滾動轉子式壓縮機，故渦旋壓縮機以其優異的抗液擊能力（d/d減小速率慢）得到了廣泛的研究。國內外大量研究表明，在一定工況范圍內，系統制熱能力、COPh均有所提高[8-17]，排氣溫度有所下降[18]，能滿足低溫環境下建筑物熱負荷的要求。

表1 相關因子變化規律

然而渦旋壓縮機在變工況條件下運行容易出現過壓縮、欠壓縮等現象[19-20]，設備運行效率低，且制作成本高，因此將中間補氣技術與低成本的滾動轉子式壓縮相結合也可實現中間補氣的準二級壓縮過程并克服上述問題的出現。補氣型滾動轉子式壓縮機主要包括單機單缸和單機雙缸兩種形式。單機雙缸補氣滾動轉子式壓縮機包含高、低壓氣缸及混合室，低壓缸的排氣與中間補氣混合后經高壓缸壓縮排至冷凝器，完成單機二級壓縮過程。針對其研究，Heo等[21-24]研究了閃蒸器補氣過程中高低壓缸比例、壓縮機頻率、環境溫度對系統性能的影響，并提出了過冷器系統運行時的最佳補氣比例；馬敏等[25]通過變工況下的對比實驗發現單機雙缸補氣壓縮機與渦旋補氣壓縮機制熱量相當，但性能略高；Heo等[21]、Baek等[26]、Wang等[27]在不同工況下對比分析得出閃蒸器補氣系統性能優于過冷器系統。

目前國內外針對單機單缸補氣滾動轉子式壓縮機的研究較少，晏剛等[28]將單機單缸滾動轉子式壓縮機應用于熱泵系統，并與單級壓縮系統相對比，在室外溫度高于?15℃時，不同工況下系統制熱量均提高12%以上，APF值提高4.62%；賈慶磊等[29]通過對比實驗發現，與單機雙缸系統相比，當室外溫度高于?15℃時，單機單缸系統制熱量與COPh分別提升約2.29%、1.94%；當室外溫度低于?15℃時，單機雙缸系統制熱量與COPh則分別高于單機單缸系統4.5%、9.42%。然而在變工況下頻率、補氣壓力inj對單機單缸滾動轉子式壓縮機系統制熱特性的影響方面，研究報道很少。

本研究采用固定實驗環境溫度，改變壓縮機頻率及補氣壓力的實驗方法，以R410A+閃蒸器+變頻單機單缸補氣滾動轉子式壓縮機的熱泵系統為研究對象進行實驗研究，分析壓縮機頻率及補氣壓力inj對系統制熱性能的影響規律，并與單級壓縮系統進行對比，以期為中間補氣系統控制策略的進一步優化提供指導。

1 單級單缸補氣滾動轉子式壓縮機

單機單缸補氣滾動轉子式壓縮機在原有壓縮機排氣口附近增加了補氣口，并安裝舌簧閥。壓縮機工作過程如圖1所示，分為4個階段：

（1）轉子與缸內壁嚙合點處于吸氣口和排氣口之間時，壓縮機處于吸氣階段[圖1(a)]，此階段由于吸氣口未設置止回閥，中間補氣會導致一定冷媒回流至吸氣儲液器內；

（2）當嚙合點越過吸氣口時，由于中間補氣壓力大于壓縮機工作腔內壓力，壓縮機開始有效補氣，隨著嚙合點的移動，工作腔體積減小、壓力增大，直至腔內壓力接近中間補氣壓力時，補氣口舌簧閥關閉，補氣過程結束[圖1(b)前期壓縮過程]；

（3）補氣過程結束后，封閉工作腔內制冷劑壓力較低，隨著壓縮過程進行，壓力逐漸升高至排氣壓力，此時排氣閥打開，完成壓縮過程[圖1(b)后期壓縮過程]；

（4）隨著嚙合點向排氣口移動，高壓制冷劑的排出與工作腔體積的減小相互作用，工作腔內制冷劑壓力基本保持不變，直至排氣結束[圖1(c)]。

從以上工作過程可以看出：與補氣渦旋壓縮機、單機雙缸補氣滾動轉子式壓縮機相比較，單機單缸補氣滾動轉子式壓縮機在吸氣結束后立即開始有效補氣過程，在同等補氣量的前提下，單缸補氣滾動轉子式壓縮機的補氣壓力較低，同時閃蒸器分離出來的飽和液體冷媒焓值相對降低，蒸發器進出口制冷劑焓差增大，可有效提升蒸發器換熱性能。

2 實驗裝置與測試工況

2.1 實驗裝置

實驗在國家認證的標準焓差實驗室內進行，測試系統如圖2所示，其工作原理如圖3所示，測試機組采用直流變頻單機單缸補氣滾動轉子式壓縮機，理論排量為10.8 cm3·rev?1；系統上下游節流裝置均采用電子膨脹閥獨立控制，上游電子膨脹閥（EEV1）主要控制中間補氣壓力（inj），而下游電子膨脹閥（EEV2）主要控制壓縮機吸氣口冷媒蒸氣過熱度；系統中間噴射管路上增加截止閥，便于從中間補氣系統（截止閥打開）切換至單級壓縮系統（截止閥關閉）；系統各主要測量點均設置視液鏡便于觀察冷媒的流態；系統兩級節流裝置前均設置流量計，以便測量中間補氣比例及補氣量；利用焓差實驗室的風量、溫濕度、功率等測量設備計算系統的制熱量h、COPh及功率等參數。

2.2 測試工況

實驗條件及方法：測量工質為R410A，當焓差室工況（表2）穩定后，在保證壓縮機吸氣口冷媒蒸氣過熱度（3～5 K）前提下，調節中間補氣壓力，測量各壓縮機頻率（50、60、70、80、90 Hz）狀態下機組制熱性能，補氣管路截止閥關閉后形成單級壓縮系統，并進行相應的對比實驗。

表2 實驗測試工況

為了減少測量誤差，提高測量數據的精度和可靠性，對T型熱電偶（精度±0.5℃）、流量計（精度±0.5%）、壓力傳感器（精度±0.2%FS）、風量壓差傳感器（精度±0.5%FS）、功率表（精度±0.2%）等均進行了標定，通過對制熱量h、COPh及功率、制冷劑循環量（主、輔路）等基本實驗數據進行誤差分析，結果表明本實驗臺測試系統具有較高的精度，可滿足實驗要求。

2.3 數據分析方法

以能量守恒及質量守恒定律對測試系統進行熱力學分析（參照圖3），其主要性能及參數描述如下。

制熱量

系統總的質量流量

(3)

系統功率

制熱能效比

(5)

補氣管路冷媒流量

補氣質量比例

(7)

3 結果與討論

圖4為機組制熱量隨壓縮機頻率、中間補氣壓力變化的規律，從曲線的變化趨勢可以看出隨著補氣壓力及壓縮機頻率的增加，系統制熱量逐漸增加，但其相對增長率逐漸減小。相對于單級壓縮系統，中間補氣系統的制熱量均有較大幅度的提升，且提升幅度隨著頻率的減小呈增大趨勢，測定范圍內制熱量增幅在11.89%～27.55%。隨著中間補氣壓力的增加，同頻率下中間補氣系統制熱量整體呈上升趨勢，且高頻時增長幅度更為明顯，在中間補氣壓力由900 kPa升至1400 kPa時，中間補氣系統的制熱量90 Hz時增加約230 W，而70 Hz時僅增加約145 W。中間補氣系統制熱量增加的原因可以歸納為以下3個方面。

（1）系統總的冷媒質量流量增加：當中間補氣管路打開后，部分制冷劑蒸氣直接噴入壓縮機內部，增加了冷媒流量。

（2）蒸發器進出口冷媒焓差增大且吸熱量增加：蒸發器入口干度的減小，總換熱面積固定的蒸發器進出口焓差增加，有效增加了換熱器內的相變換熱面積，提高換熱效率，在保證壓縮機吸氣口冷媒蒸氣熱度的前提下，系統從低溫環境中吸熱量增加。

（3）壓縮機功率增大：冷凝壓力增加，系統壓縮比增大，壓縮機軸功增大，進一步促進了系統制熱量的提高。

從圖中可以發現50 Hz最后1個測量點的系統制熱量較其鄰近低補氣壓力測量點的制熱量下降了約100 W，其原因分析為：與其鄰近低補氣壓力測量點相比較，該測量點排氣溫度降低、排氣壓力減小、冷凝器出口狀態參數相似，該測量點系統總的質量流量增加，但冷凝器進出口焓差減小較大，最終導致系統制熱量略有下降。

低溫工況制熱時，中間補氣系統的功率隨補氣壓力、壓縮機頻率的變化規律如圖5所示，在中間補氣壓力自800 kPa遞增至1200 kPa左右時，50～80 Hz范圍內實驗測試得出各頻率下系統功率變化趨勢相似，均呈現增長趨勢，隨著補氣壓力升高，同頻率下功率以線性方式增長，最大增長率為80 Hz時的16.77%（增加值約200 W）；相對于單級壓縮系統，不同頻率的中間補氣系統功率均有一定的提高，且增長率隨著頻率的增大而減小，上述限定范圍內系統功率增幅在13.23%～30.75%。當補氣壓力在850 kPa左右時，中間補氣系統較單級壓縮系統功率增長最大值為50 Hz的18.47%，最小值為80 Hz的13.23%（90 Hz無相應測量點）。該系統功率變化規律產生的主要原因分析如下：①隨著壓縮機頻率的升高，壓縮機吸氣壓力及溫度基本保持不變，當壓縮機轉速增大，單位時間內排氣量（質量流量）增加，系統壓縮比增大，從而壓縮機軸功率隨頻率的增大而增加；②同一頻率下，中間補氣系統隨著中間補氣壓力的增加，冷媒循環總流量增加，壓縮機壓縮比基本保持不變，因此系統功率隨著補氣壓力的增加呈增長趨勢。

變頻工況條件下系統COPh隨著中間補氣壓力的變化如圖6所示，在低頻時，中間補氣系統的能效比COPh隨著補氣壓力的增大，先升高而后降低，其原因為：當補氣壓力較低時，系統的制熱量增加速度大于壓縮機功率升高的速度，因此前期COPh呈上升趨勢；隨著補氣壓力的增大，壓縮機排氣壓力下降，系統制熱量增長趨勢減緩，壓縮機軸功率卻依然維持較大的增長速率，故而后期COPh呈下降趨勢。當頻率升高到70 Hz以上時，隨著中間補氣壓力的增加，中間補氣管路內含液量增多，壓縮機工作腔內冷媒的閃蒸導致系統壓力增加速度加快、補氣過程時間縮短，最終補氣質量比例的降低導致系統的制熱量增長速度低于壓縮機功率的增長速度，故而COPh隨著中間補氣壓力的增加而逐漸降低。與單級壓縮系統相比，中間補氣系統在50～80 Hz測量范圍內最大COPh值均有一定程度的提升，50 Hz時系統COPh最大升高7.1%，60 Hz時系統COPh最大升高4.13%，且隨著補氣壓力的進一步增加，系統COPh逐漸衰減，當補氣壓力升高到一定數值時，中間補氣系統COPh將低于單級壓縮系統COPh；隨著頻率的升高，中間補氣系統的COPh比單級壓縮系統COPh衰減速度快，當頻率從50 Hz提升至80 Hz，補氣壓力在850 kPa左右時中間補氣系統COPh降低16.8%，而單級壓縮系統COPh僅衰減13.4%，因此，當頻率高于90 Hz時，中間補氣系統的COPh處于劣勢。

4 結 論

將帶有中間補氣的單機單缸滾動轉子式壓縮機應用于變工況空氣能熱泵機組，利用數據采集系統在標準焓差室內實驗研究壓縮機頻率及中間補氣壓力對系統制熱性能的影響及其變化規律，經分析可得以下結論：

（1）中間補氣系統的制熱量及系統功率均隨著壓縮機頻率、中間補氣壓力的增加呈上升趨勢，系統COPh在低頻時存在最佳補氣壓力，而在高頻時無極值點，當系統頻率升高或補氣壓力大于極值點時，系統COPh呈現隨中間補氣壓力的增大而逐漸下降的趨勢；

（2）與單級壓縮系統相比較，在800～1200 kPa、50～80 Hz范圍內，中間補氣系統的制熱量最大提升27.55%、系統功率最大提升30.75%，證明了中間補氣技術可有效解決低溫環境中因應用普通風冷熱泵而供熱量不足的問題；

（3）與單級壓縮系統相比較，系統能效比COPh在低頻時最大提升7.1%，隨著頻率及補氣壓力的增加，其提升比例逐漸下降，當達到某一高頻或高補氣壓力條件下，中間補氣系統COPh值將低于單級壓縮系統，因此需通過合理的控制策略限定補氣壓力及頻率范圍，才能保證中間補氣系統在滿足熱負荷需求的同時，仍能高效的運行。

符 號 說 明

COP——能效比 EEV——電子膨脹閥 h——狀態點焓值，kJ·kg?1 m——壓縮機工作腔內制冷劑質量，kg ——制冷劑質量流量，kg·s?1 p——壓力，kPa R——補氣比例 T——溫度，K V——壓縮機瞬時工作腔體積，m3 v——制冷劑比容，m3·kg?1 W——系統功率，W x——制冷劑干度 a——曲柄轉角，rad 下角標 air——循環空氣 c——壓縮機工作腔 com——壓縮機 DB——干球溫度 ex——其他電路 fan——機組風機 g——飽和蒸氣 h——制熱工況 in——空氣入口處 int——中間補氣 l——飽和液體 m——制冷劑質量 out——空氣出口處 to——系統總量 WB——濕球溫度

References

[1] 王芳, 范曉偉. 我國空氣源熱泵的技術進展[J]. 能源工程, 2002, (4): 1-5. WANG F, FAN X W. The state of art about air-source heat pump in China[J]. Energy Engineering, 2002, (4): 1-5.

[2] 饒榮水, 谷波, 周澤, 等. 寒冷地區用空氣源熱泵技術進展[J]. 建筑熱能通風空調, 2005, 24(4): 24-28. RAO R S, GU B, ZHOU Z,. Development of air source heat pump for cold regions[J]. Building Energy & Environment , 2005, 24(4): 24-28.

[3] 柴沁虎, 馬國遠. 空氣源熱泵低溫適應性研究的現狀及進展[J]. 能源工程, 2002, (5): 25-31. CHAI Q H, MA G Y. State of knowledge and current challenges in the ASHP developed for the cold areas[J]. Energy Engineering, 2002, (5): 25-31.

[4] 沈明, 宋之平. 空氣源熱泵應用范圍北擴的可能性分析及其技術措施述評[J]. 暖通空調, 2002, 32(6): 37-39. SHEN M, SONG Z P. Applicability of air-source heat pumps in colder climate and relevant measures[J]. HV&AC, 2002, 32(6): 37-39.

[5] BEETON W L, PHAM H M. Vapor-injected scroll compressors[J]. ASHRAE Journal, 2003, 45(4): 22-27.

[6] 張立毅, 胡浩, 李勇健, 等. 美國艾默生公司壓縮機應用技術講座第二十一講: 谷輪“低溫強熱渦旋”在熱泵式空調器中的應用(1)[J]. 制冷技術, 2007, (1): 47-49. ZHANG L Y, HU H, LI Y J,Emerson compressor application engineering (21): Application of Copeland “scroll heating” in the air-conditioners (1)[J]. Journal of Refrigeration Technology, 2007, (1): 47-49.

[7] LIU Z, SOEDEL W. An investigation of compressor slugging problems[C]// International Compressor Engineering Conference. Purdue, 1994.

[8] HE S, GUO W, WAI E W. Northern China heat pump application with the digital heating scroll compressor[C]// International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Purdue, 2006.

[9] HE Y, CAO F, JIN L,. Experimental study on the performance of a vapor injection high temperature heat pump[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 60: 1-8.

[10] BAEK C, LEE E, KANG H,. Experimental study on the heating performance of a CO2heat pump with gas injection[C]// International Refrigeration and Air Conditioning Conference. Purdue, 2008.

[11] LEE H, HWANG Y, RADERMACHER R,. Potential benefits of saturation cycle with two-phase refrigerant injection[J]. Applied Thermal Engineering, 2013, 56(1/2): 27-37.

[12] MA G Y, ZHAO H X. Experimental study of a heat pump system with flash-tank coupled with scroll compressor[J]. Energy & Buildings, 2008, 40(5): 697-701.

[13] REDóN A, NAVARRO-PERIS E, PITARCH M,. Analysis and optimization of subcritical two-stage vapor injection heat pump systems[J]. Applied Energy, 2014, 124(7): 231-240.

[14] WANG B, SHI W, HAN L,. Optimization of refrigeration system with gas-injected scroll compressor[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(7): 1544-1554.

[15] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R. Transient and steady-state experimental investigation of flash tank vapor injection heat pump cycle control strategy[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(8): 1922-1933.

[16] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R. Performance comparison of R410A and R32 in vapor injection cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(3): 892-903.

[17] XU X, HWANG Y, RADERMACHER R,. Performance measurement of R32 in vapor injection heat pump system[J]. Pediatric Infectious Disease Journal, 2012, 12(3): 533-538.

[18] 馬國遠, 邵雙全. 寒冷地區空調用熱泵的研究[J]. 太陽能學報, 2002, 23(1): 17-21.MA G Y, SHAO S Q. Research on heat pump cycle for air conditioning in cold regions[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2002, 23(1): 17-21.

[19] 張海鋒. R410A直流變頻旋轉壓縮機年度運行效率及可靠性研究[D]. 西安: 西安交通大學, 2013. ZHANG H F. Study on the annual efficiency and reliability of R410A variable speed rotary compressors[D]. Xi’an: Xi’an Jiaotong University, 2013.

[20] 王寶龍. 制冷劑噴射渦旋壓縮機及其應用研究[D]. 北京: 清華大學, 2006. WANG B L. Study on the scroll compressor with refrigerant injection and its application[D]. Beijing: Tsinghua University, 2006.

[21] HEO J, MIN W J, BAEK C,. Comparison of the heating performance of air-source heat pumps using various types of refrigerant injection[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34(2): 444-453.

[22] HEO J, MIN W J, KIM Y. Effects of flash tank vapor injection on the heating performance of an inverter-driven heat pump for cold regions[J]. International Journal of Refrigeration, 2010, 33(4): 848-855.

[23] HEO J, YUN R, KIM Y. Simulations on the performance of a vapor-injection heat pump for different cylinder volume ratios of a twin rotary compressor[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36(3): 730-744.

[24] HEO J, KANG H, KIM Y. Optimum cycle control of a two-stage injection heat pump with a double expansion sub-cooler[J]. International Journal of Refrigeration, 2012, 35(1): 58-67.

[25] 馬敏, 黃波, 耿瑋, 等. 滾動轉子式補氣壓縮機在熱泵系統中的實驗研究[J]. 制冷學報, 2012, 33(4): 52-54. MA M, HUANG B, GENG W,. Performance Investigation of the vapor-injection rotary compressor for residential heat pump systems[J]. Journal of Refrigeration, 2012, 33(4): 52-54.

[26] BAEK C, HEO J, JUNG J,. Effects of vapor injection techniques on the heating performance of a CO2, heat pump at low ambient temperatures[J]. International Journal of Refrigeration, 2014, 43(7): 26-35.

[27] WANG X, HWANG Y, RADERMACHER R. Two-stage heat pump system with vapor-injected scroll compressor using R410A as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration, 2009, 32(6): 1442-1451.

[28] 賈慶磊, 馮利偉, 晏剛. 中間補氣的滾動轉子式壓縮系統的實驗研究[J]. 制冷空調, 2014, 14(8): 128-132. JIA Q L, FENG L W, YAN G. Experimental research on rotary compression system with vapor injection[J]. Refrigeration and Air-Conditioning, 2014, 14(8): 128-132.

[29] 賈慶磊, 馮利偉, 晏剛. 帶中間補氣的滾動轉子式壓縮系統制熱性能的實驗研究[J]. 制冷學報, 2015, 36(2): 65-70. JIA Q L, FENG L W, YAN G. Experimental research on heating performance of rotary compression system with vapor injection[J]. Journal of Refrigeration, 2015, 36(2): 65-70.

Heating performance of single cylinder vapor injection rotary compressor applying in air-source heat pump system

SUN Jinfei1,2,3,4, ZHU Dongsheng1,2,3, YIN Yingde1,2,3,LI Xiuzhen1,2,3,4,TU Aimin1,2,3

(1Guangzhou Institute of Energy Conversion, Chinese Academy of Sciences, Guangzhou 510640, Guangdong, China;2CAS Key Laboratory of Renewable Energy, Guangzhou 510640, Guangdong, China;3Guangdong Provincial Key Laboratory of New and Renewable Energy Research and Development, Guangzhou 510640, Guangdong, China;4University of Chinese Academy of Sciences, Beijing 100049, China)

A novel single cylinder rotary compressor, which was increased a vapor injection hole near the discharge port, was adopted to improve the heating performance of a flash tank vapor injection air-source heat pump (FTHP) system at low ambient temperature. The effects of compressor frequencyand injection pressureinjon system performances of a R410A FTHP system were measured and investigated systematically. The results showed that both heating capacity and power consuming of the FTHP system increased with increasing the compressor frequency and injection pressure. The FTHP system power consuming at fixed frequency increased linearly with increasing injection pressure. The increasing rate of FTHP system heating capacity declined as the frequency and injection pressure increased. Therefore, the heating COPhhad a peak value at certain injection pressure when the frequency was low. After the peak point or at high frequency, the heating COPhdecreased as the frequency and injection pressure increased. In the range of 800 kPa to 1200 kPa and 50 Hz to 80 Hz, the maximum improvement of the FTHP heating capacity, power consuming, and COPhwere 27.55%, 30.75% and 7.1%, respectively, compared to the single stage compression system. In order to make the FTHP system efficiently, the control strategy must be optimized to keep the system operated at the optimum injection pressure and frequency.

air-source heat pump; vapor injection; single cylinder rotary compressor; heating performance; variable frequency; injection pressure

10.11949/j.issn.0438-1157.20170171

TB 61+5

A

0438—1157（2017）09—3551—07

2017-02-22收到初稿，2017-06-09收到修改稿。

朱冬生。

孫晉飛（1984—），男，博士研究生。

中國南方智谷引進創新團隊（順府辦函[2014]365號）；廣東省中國科學院全面戰略合作專項項目（2013B091500042）；2017年廣州市產學研協同創新重大專項項目（201604016048，201604016069）。

2017-02-22.

Prof. ZHU Dongsheng, zhuds@ms.giec.ac.cn

supported by the South Wisdom Valley Innovative Research Team Program (Shunde District of Foshan City Government Office [2014] No.365), the Chinese Academy of Sciences Comprehensive Strategic Cooperation Program of Guangdong Provincial (2013B091500042) and the 2017 Guangzhou Collaborative Innovation Major Projects (201604016048, 201604016069).