大溫跨兩級(jí)壓縮補(bǔ)氣增焓熱泵循環(huán)性能研究

段麗平，宋 釗，談瑩瑩，王 林，候召寧，安禮貝

(河南科技大學(xué) 土木工程學(xué)院，河南 洛陽 471023)

0 引言

在學(xué)校、醫(yī)院、機(jī)場(chǎng)、車站和辦公樓等公共場(chǎng)所，傳統(tǒng)開水制備裝置為電熱水器或鍋爐，整體能源利用效率低于1.0。與前者相比，高溫?zé)岜脽崴骶哂休^高的能源利用效率，消耗同等電量，能夠生產(chǎn)更多熱水[1-2]，成為傳統(tǒng)電熱水器的理想替代品。

高溫?zé)岜眉夹g(shù)研究集中在制熱效率和供熱溫跨兩方面。寒冷地區(qū)或冷凝溫度超過100 ℃時(shí)，蒸汽壓縮系統(tǒng)的供熱能力會(huì)急劇下降，壓縮機(jī)排氣溫度急劇上升甚至停機(jī)[3]。為了改善傳統(tǒng)單級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)的制熱性能，文獻(xiàn)[4]提出了新型自復(fù)疊熱泵系統(tǒng)用于寒冷地區(qū)供熱，當(dāng)環(huán)境溫度為-10 ℃、加熱溫度為50 ℃時(shí)，制熱系數(shù)可達(dá)2.15。文獻(xiàn)[5]將噴射器用于自復(fù)疊熱泵系統(tǒng)，蒸發(fā)溫度為-25～5 ℃、冷凝溫度為60 ℃時(shí)，新系統(tǒng)與傳統(tǒng)系統(tǒng)相比，供熱系數(shù)提高了9%～19%。文獻(xiàn)[6]將復(fù)疊循環(huán)與壓縮機(jī)直流調(diào)速技術(shù)相結(jié)合，提出了一種新型復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)，冷凝溫度為46 ℃、蒸發(fā)溫度為-35 ℃時(shí)，制熱系數(shù)可達(dá)1.8。文獻(xiàn)[7]提出了一種以R245fa為工質(zhì)的復(fù)合高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，冷凝溫度為105 ℃時(shí)，年均制熱系數(shù)可達(dá)1.79。文獻(xiàn)[8]對(duì)多種非共沸混合工質(zhì)在高溫?zé)岜弥械膽?yīng)用進(jìn)行了模擬研究，冷凝溫度為60～80 ℃時(shí)，R134a/R142b較R134a/R124和R134a/R236fa具有更高的制熱系數(shù)。文獻(xiàn)[9]提出了一種余熱回收高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，并設(shè)計(jì)出一種新型三元非共沸混合工質(zhì)，蒸發(fā)器出口溫度為70 ℃、冷凝器出口溫度為120 ℃時(shí)，混合工質(zhì)R365mfa/R124/R141b的制熱系數(shù)可達(dá)4.9。文獻(xiàn)[10]對(duì)以R245fa為工質(zhì)的高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的制熱性能開展了試驗(yàn)研究，冷凝溫度為105.8 ℃、蒸發(fā)溫度為60 ℃時(shí)，制熱系數(shù)可達(dá)2.70，說明R245fa在高溫?zé)岜孟到y(tǒng)應(yīng)用中具有明顯優(yōu)勢(shì)。文獻(xiàn)[11]將一種新型準(zhǔn)二級(jí)熱泵系統(tǒng)用于寒冷地區(qū)供熱，蒸發(fā)溫度為-20 ℃、冷凝溫度為45 ℃時(shí)，新型系統(tǒng)的供熱系數(shù)較單級(jí)熱泵系統(tǒng)提高了13%～16%。文獻(xiàn)[12]對(duì)以R1234ze(Z)為工質(zhì)的多級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)進(jìn)行了研究。兩級(jí)熱泵和三級(jí)熱泵的系統(tǒng)供熱系數(shù)較單級(jí)熱泵分別提高了9.1%和14.6%。文獻(xiàn)[13]為改善傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)中的制熱性能，提出了一種準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)，冷凝溫度為45 ℃、蒸發(fā)溫度為-20 ℃時(shí)，新型系統(tǒng)較傳統(tǒng)單級(jí)熱泵系統(tǒng)的供熱系數(shù)提高了13.2%。文獻(xiàn)[14]對(duì)比研究了CO2、R170和R41在跨臨界熱泵系統(tǒng)的制熱性能，相同工況下，R170和R41在提升系統(tǒng)制熱量方面具有明顯優(yōu)勢(shì)。文獻(xiàn)[15]針對(duì)傳統(tǒng)準(zhǔn)二級(jí)熱泵系統(tǒng)除霜效率低的問題，提出了一種新型除霜技術(shù)，新系統(tǒng)較傳統(tǒng)系統(tǒng)的除霜時(shí)間縮短了1/3，制熱系數(shù)提高了1%～4%。文獻(xiàn)[16]設(shè)計(jì)了一種以R410a為工質(zhì)的熱泵熱水器系統(tǒng)，室外溫度為-25 ℃時(shí)，新系統(tǒng)的制熱系數(shù)較傳統(tǒng)系統(tǒng)可提高3.3%～9.6%。文獻(xiàn)[17]也提出一種新型兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)，室外溫度為-25 ℃時(shí)，系統(tǒng)平均供熱系數(shù)可達(dá)4.2。文獻(xiàn)[18]對(duì)以R152a為工質(zhì)的新型兩級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)展開研究，冷凝溫度為65 ℃、蒸發(fā)溫度為-12 ℃時(shí)，制熱系數(shù)可達(dá)2.14。

綜上所述，為解決傳統(tǒng)單級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)在較低環(huán)境溫度和較高冷凝溫度下供熱能力不足及制熱效率較低的問題，采用兩級(jí)壓縮熱泵、多級(jí)壓縮熱泵以及自復(fù)疊熱泵均可明顯改善系統(tǒng)制熱性能。然而，目前多級(jí)壓縮熱泵技術(shù)應(yīng)用于高溫?zé)岜脽崴鞣矫娴难芯枯^少，尤其將蒸汽壓縮熱泵/制冷一體化，用于制取高/低溫飲用水方面的理論研究尚未報(bào)道。因此，為解決傳統(tǒng)電加熱系統(tǒng)能源利用效率較低的問題，本文提出了一種可產(chǎn)生冷熱飲用水的補(bǔ)氣增焓高溫?zé)岜脽崴?high-temperature heat pump water heater with enhanced vapor-injection,HPWH)系統(tǒng)。HPWH系統(tǒng)由準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵循環(huán)提供高溫和中溫?zé)崴蓡渭?jí)蒸汽壓縮制冷循環(huán)提供低溫冷水，實(shí)現(xiàn)了能量的梯級(jí)利用和飲用水的梯級(jí)制取。構(gòu)建了組成系統(tǒng)各部件熱力學(xué)模型，探討了不同因素對(duì)系統(tǒng)性能的影響，并與傳統(tǒng)電加熱系統(tǒng)進(jìn)行了對(duì)比。

1 系統(tǒng)描述

圖1為HPWH系統(tǒng)的原理圖。HPWH系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、冷凝器、回?zé)崞鳌⒐?jié)流閥、經(jīng)濟(jì)器、空氣-制冷劑換熱器、蒸發(fā)器、過濾器、冷水箱、熱水箱、熱回收器、再熱器、水泵、電磁閥及止回閥組成。通過四通換向閥和電磁閥的切換，改變制冷劑流向，實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵循環(huán)(quasi two-stage compression heat pump cycle, TSC)和單級(jí)蒸汽壓縮制冷循環(huán)(single-stage compression refrigeration cycle, SRC)兩種模式轉(zhuǎn)換。

圖1 補(bǔ)氣增焓高溫?zé)岜脽崴飨到y(tǒng)的原理圖

TSC模式：制取中溫和高溫?zé)崴Ｋ耐〒Q向閥接通處于制冷斷電狀態(tài)，電磁閥Ⅰ關(guān)閉，電磁閥Ⅱ開啟，電磁閥Ⅲ開啟，空氣-制冷劑換熱器作為蒸發(fā)器。此時(shí)，TSC模式分低壓循環(huán)和高壓循環(huán)，低壓循環(huán)：1→2→3→4→5→6→7→8→9→10→11→1。壓縮機(jī)排出的高溫高壓氣體進(jìn)入冷凝器冷凝(1→2)，將熱量傳遞給低溫自來水(21→22)，冷凝后的高壓制冷劑液體進(jìn)入回?zé)崞鬟^冷(2→3)，將熱量傳遞給低溫低壓氣體(7→8)，過冷后的高溫高壓液體經(jīng)節(jié)流閥Ⅰ節(jié)流降壓變?yōu)橹袎褐评鋭裾羝?3→4)，進(jìn)入經(jīng)濟(jì)器實(shí)現(xiàn)氣液分離(4→5,12)，中壓飽和液體經(jīng)節(jié)流閥2節(jié)流降壓變?yōu)榈蜏氐蛪簼裾羝?5→6)，進(jìn)入空氣-制冷劑換熱器蒸發(fā)吸熱變?yōu)轱柡蜌怏w(6→7)，吸收外界的環(huán)境熱量。低壓氣體經(jīng)四通換向閥進(jìn)入壓縮機(jī)，被壓縮為中壓氣體(9→10)。高壓循環(huán)：1→2→3→4→12→11→1。壓縮機(jī)出口高壓氣體陸續(xù)流入冷凝器和回?zé)崞鳎来瓮瓿衫淠?1→2)和過冷(2→3)，降溫過冷飽和液體經(jīng)節(jié)流閥Ⅰ節(jié)流降壓為中壓制冷劑濕蒸汽(3→4)。從經(jīng)濟(jì)器出口流出的中壓飽和氣體經(jīng)電磁閥Ⅲ進(jìn)入壓縮機(jī)(4→12)，與中壓氣體混合(10,12→11)，被壓縮至高壓氣體(11→1)。

SRC模式：制取低溫冷水。四通換向閥處于制冷通電狀態(tài)，電磁閥Ⅰ開啟，電磁閥Ⅱ關(guān)閉，電磁閥Ⅲ關(guān)閉，空氣-制冷劑換熱器作為冷凝器。循環(huán)過程：9→15→16→17。壓縮機(jī)排出的高溫高壓氣體進(jìn)入空氣-制冷劑換熱器冷凝(9→15)，將熱量釋放給外界環(huán)境。冷凝后的高壓液體經(jīng)節(jié)流閥Ⅲ節(jié)流降壓為低溫低壓氣體(15→17)，然后進(jìn)入蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)吸熱為低壓飽和氣體(16→17)，吸收低溫?zé)崴臒崃?24→25)。最后，低壓飽和氣體進(jìn)入壓縮機(jī)被壓縮至高壓氣體(17→18→9)。

制水流程：經(jīng)水泵加壓并過濾的自來水進(jìn)入熱回收器內(nèi)吸熱升溫(19→20)，吸收來自中溫水箱的熱水熱量(23→24)，然后進(jìn)入再熱器再次吸熱升溫(20→21)，吸收中溫水箱內(nèi)開水的熱量。經(jīng)兩次吸熱升溫的熱水經(jīng)冷凝器再次吸熱，升溫變?yōu)?00 ℃開水(21→22)。開水經(jīng)電磁閥2分別流入熱水箱的中溫?zé)崴酆透邷責(zé)崴?22→27,28)。高溫?zé)崴蹫橛脩籼峁?00 ℃開水，中溫?zé)崴蹆?nèi)100 ℃開水將熱量釋放給來自熱回收器的熱水(20→21)，然后放熱降溫為67.5 ℃中溫?zé)崴瑸橛脩籼峁┲袦厮Ｓ芍袦責(zé)崴哿鞒龅臒崴M(jìn)入熱回收器放熱降溫(23→24)，然后進(jìn)入蒸發(fā)器內(nèi)被再次降溫為10 ℃低溫冷水(24→25)，最后流入冷水箱(25→26)保溫儲(chǔ)存，為用戶提供低溫冷水。

2 系統(tǒng)能量模型

根據(jù)能量守恒定律和質(zhì)量守恒定律，構(gòu)建系統(tǒng)各部件的熱力學(xué)模型。為了簡化模型，作以下假設(shè)：蒸發(fā)器出口為飽和氣體，冷凝器出口為飽和液體；不考慮系統(tǒng)內(nèi)制冷劑壓降及熱損失；工質(zhì)在熱交換器內(nèi)逆流流動(dòng)；壓縮機(jī)的工作過程為不可逆，其等熵效率由式(1)計(jì)算[19]：

ηs=0.874-0.013 5pcom,out/pcom,in，

(1)

其中：ηs為壓縮機(jī)的等熵效率，%；pcom,out為壓縮機(jī)出口蒸汽壓強(qiáng)，kPa；pcom,in為壓縮機(jī)進(jìn)口蒸汽壓強(qiáng)，kPa。

2.1 TSC模式

壓縮機(jī)的理論功率：

Wcom,bo=mr,bo[(h10-h9)(1-x4)+(h1-h11)]，

(2)

其中：Wcom,bo為TSC模式的壓縮機(jī)理論功率，kW；mr,bo為TSC模式的制冷劑流量，kg/s；h為焓值，kJ/kg；x為干度。

冷凝器的換熱量：

Qcon,bo=mr,bo(h1-h2)，

(3)

其中：Qcon,bo為TSC模式的冷凝器換熱量，kW。

回?zé)崞鞯膿Q熱量：

Qreg,bo=mr,bo(h2-h3)，

(4)

其中：Qreg,bo為TSC模式的回?zé)崞鲹Q熱量，kW。

空氣-制冷劑換熱器的換熱量：

Qarh,bo=mr,bo(h7-h6)(1-x4)，

(5)

其中：Qarh,bo為TSC模式的空氣-制冷劑換熱器的換熱量，kW。

由于熱水箱內(nèi)部分熱水進(jìn)入冷水箱，為用戶提供低溫冷水，TSC模式中制取熱水的系統(tǒng)能耗為：

Wbo=Wcom,bo(1-nc)，

(6)

其中：Wbo為TSC模式的系統(tǒng)能耗，kW；nc為冷水比，可由式(7)計(jì)算：

nc=mw,ch/mw,bo，

(7)

其中：mw,ch為冷水箱進(jìn)口水量，kg/s；mw,bo為熱水箱進(jìn)口水量，kg/s。

TSC模式中制取熱水的制熱系數(shù)：

COP=Qcon,bo/Wbo。

(8)

2.2 SRC模式

壓縮機(jī)的理論功率：

Wcom,ch=mr,ch(h9-h17)，

(9)

其中：Wcom,ch為SRC模式壓縮機(jī)的理論功率，kW；mr,ch為SRC模式的制冷劑流量，kg/s。

蒸發(fā)器的換熱量：

Qeva,ch=mr,ch(h17-h16)，

(10)

其中：Qeva,ch為SRC模式的蒸發(fā)器換熱量，kW。

空氣-制冷劑換熱器的換熱量：

Qarh,ch=mr,ch(h13-h15)，

(11)

其中：Qarh,ch為SRC模式的空氣-制冷劑換熱器的換熱量，kW。

進(jìn)入冷水箱為用戶提供低溫冷水的能耗，不僅包括SRC模式的壓縮機(jī)能耗，同時(shí)包括TSC模式中，流入冷水箱的開水能耗，故SRC模式中制取低溫冷水的系統(tǒng)能耗為：

Wch=ncWcom,bo+Wcom,ch，

(12)

其中：Wch為SRC模式的系統(tǒng)能耗，kW。

為評(píng)估HPWH系統(tǒng)制取低溫冷水的性能，采用一次能源利用率(primary energy ratio, PER)來評(píng)價(jià)制冷系數(shù)，如式(13)：

PER=εe(ncQcon,bo+Qeva,ch)/(ncWcon,bo+Weva,ch)，

(13)

其中：εe為一次能源利用率，取0.4[20]。

2.3 制水模式

熱回收器的換熱量：

Qres,ch=mw,boCw,p(t24-t23)=mw,chCw,p(t20-t19)，

(14)

其中：Qres,ch為熱回收器的換熱量，kW；t為溫度，℃；Cw,p為水定壓比熱容，取4.18 kJ/(kg·K)。

再熱器的換熱量：

Qpre,ch=mw,boCw,p(t21-t20)=mw,chCw,p(t22-t23)(nc+nh)，

(15)

其中：Qpre,ch為再熱器的換熱量，kW；nh為中溫?zé)崴龋墒?16)計(jì)算：

nh=(mw,bo-mw,ch)/mw,bo/2。

(16)

3 結(jié)果與討論

基于上述熱力學(xué)模型，利用Visual C+調(diào)用REFPROP 9.0工質(zhì)物性編程，進(jìn)行HPWH系統(tǒng)的性能計(jì)算。為了探究新系統(tǒng)的性能，并與傳統(tǒng)電加熱熱水器(the electric drinking water boiler，EDWB)對(duì)比研究，HPWH系統(tǒng)采用工質(zhì)R245fa。EDWB系統(tǒng)的制熱模式由電加熱完成；制冷模式采用單級(jí)蒸汽壓縮制冷循環(huán)，工質(zhì)采用R134a。設(shè)定已知參數(shù)：TSC模式的冷凝溫度105 ℃，過熱度30 ℃，中間溫度67.5 ℃；SRC模式的蒸發(fā)溫度5 ℃；水泵進(jìn)水溫度20 ℃，流量為0.1 kg/s，環(huán)境溫度25 ℃；冷水比0.4，中溫?zé)崴?.3；冷水箱進(jìn)水溫度35 ℃；EDWB系統(tǒng)制熱系數(shù)0.9。已知參數(shù)時(shí)，HPWH系統(tǒng)各狀態(tài)點(diǎn)的參數(shù)如表1所示。

3.1 冷水比對(duì)系統(tǒng)性能的影響

冷水比作為系統(tǒng)制取低溫冷水占總開水量的比值，與季節(jié)和人群對(duì)水溫需求有很大關(guān)系。圖2給出了冷水比對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖2所示，隨著冷水比的升高，系統(tǒng)COP保持不變，PER逐漸增加。冷水比升高雖然導(dǎo)致SRC模式的蒸發(fā)器換熱量和壓縮機(jī)能耗增加，然而，由于熱回收器的換熱量也升高，致使TSC模式的冷凝換熱量和壓縮機(jī)能耗降低，TSC模式能耗對(duì)PER影響更大，導(dǎo)致系統(tǒng)PER升高。而冷水比升高引起TSC模式壓縮機(jī)功率和冷凝換熱量均降低，COP保持不變。另外，由圖2可得：HPWH系統(tǒng)性能明顯優(yōu)于EDWB系統(tǒng)。與EDWB系統(tǒng)相比，當(dāng)冷水比由0.1增加至1.0時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.21～1.98，PER增加了0.92～0.94。準(zhǔn)二級(jí)熱泵技術(shù)和能量梯級(jí)利用的應(yīng)用，對(duì)提高系統(tǒng)性能具有重要意義。

表1 HPWH系統(tǒng)各狀態(tài)點(diǎn)參數(shù)

3.2 環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

傳統(tǒng)空氣源熱泵(air source heat pump, ASHP)系統(tǒng)在寒冷地區(qū)運(yùn)行時(shí)，制熱性能將急劇下降且系統(tǒng)容易結(jié)霜，因此環(huán)境溫度對(duì)ASHP系統(tǒng)具有重要影響。圖3給出了環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖3所示，隨著環(huán)境溫度升高，系統(tǒng)COP和PER均逐漸升高。環(huán)境溫度升高導(dǎo)致TSC模式的壓縮機(jī)工作效率提高，制熱模式壓縮機(jī)能耗降低，制熱量不變導(dǎo)致COP升高；然而，環(huán)境溫度的升高同時(shí)導(dǎo)致SRC模式中壓縮機(jī)壓比升高，壓縮機(jī)能耗增加。SRC模式的制冷性能采用PER來評(píng)價(jià)，PER中制取冷水的換熱量和壓縮機(jī)能耗，不僅包括單級(jí)壓縮制冷循環(huán)中的冷凝換熱量和壓縮機(jī)能耗，還包括流入蒸發(fā)器中的自來水被加熱至沸騰時(shí)，所消耗的準(zhǔn)二級(jí)熱泵循環(huán)的部分冷凝換熱量和部分壓縮機(jī)能耗。設(shè)計(jì)工況下，PER的大小受到TSC模式的影響更大，造成PER隨著環(huán)境溫度的升高而增大，然而變化幅度較小。與EDWB系統(tǒng)相比，當(dāng)環(huán)境溫度由10 ℃升至28 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.55～2.08，PER增加了0.88～0.94。HPWH系統(tǒng)中TSC模式和SRC模式的切換工作，不僅實(shí)現(xiàn)了系統(tǒng)能量梯級(jí)利用，同時(shí)解決了空氣-制冷劑換熱器的結(jié)霜問題，改善了系統(tǒng)性能。

圖2 冷水比對(duì)系統(tǒng)性能的影響

3.3 蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

蒸發(fā)溫度是影響SRC模式工作性能的重要參數(shù)。圖4給出了蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖4所示，隨著蒸發(fā)溫度升高，系統(tǒng)的COP保持不變，PER逐漸升高。蒸發(fā)溫度的變化對(duì)TSC模式的準(zhǔn)二級(jí)熱泵循環(huán)的冷凝換熱量和壓縮機(jī)沒有影響，隨著蒸發(fā)溫度的升高，SRC模式中單級(jí)壓縮制冷循環(huán)的壓縮機(jī)效率升高，能耗降低，蒸發(fā)換熱量不變，從而PER升高。與EDWB系統(tǒng)相比，蒸發(fā)溫度由-10 ℃增加至8 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.98，PER增加了0.80～0.94。HPWH系統(tǒng)對(duì)于制取冷熱飲用水具有很大的優(yōu)勢(shì)。

3.4 冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

在高溫?zé)岜孟到y(tǒng)中，冷凝溫度升高對(duì)壓縮機(jī)排氣溫度和工作效率具有重要影響，溫跨(冷凝溫度與蒸發(fā)溫度的差值溫度)的升高會(huì)引起系統(tǒng)供熱性能的急劇惡化。圖5給出了冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖5所示，隨著冷凝溫度的升高，系統(tǒng)的COP和PER均逐漸降低。冷凝溫度的升高導(dǎo)致TSC模式的壓縮機(jī)工作效率降低，能耗升高，蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量不變的情況下，導(dǎo)致COP和PER均降低。當(dāng)環(huán)境溫度25 ℃，冷凝溫度105 ℃，蒸發(fā)溫度5 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP達(dá)到2.88，PER達(dá)到1.47，較傳統(tǒng)的EDWB系統(tǒng)分別增加了1.98和0.93，其制熱能耗較傳統(tǒng)電加熱熱水器降低219%。可見，準(zhǔn)二級(jí)熱泵系統(tǒng)和能量梯級(jí)利用在高溫?zé)岜孟到y(tǒng)中具有很大優(yōu)勢(shì)。與EDWB系統(tǒng)相比，當(dāng)冷凝溫度由100 ℃增至118 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了2.19～1.41，PER增加了1.06～0.66。

圖4 蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

3.5 中間溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

在準(zhǔn)二級(jí)熱泵系統(tǒng)中，中間溫度是影響系統(tǒng)性能的至關(guān)重要的參數(shù)。中間溫度同時(shí)影響壓縮機(jī)的第一級(jí)壓縮效率和第二級(jí)壓縮效率，對(duì)TSC模式的壓縮機(jī)總功率有重要影響。圖6給出了中間溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖6所示，隨著中間溫度的升高，系統(tǒng)的COP和PER均先升高后降低。隨著中間溫度的升高，TSC模式中壓縮機(jī)第一級(jí)壓縮過程的壓比升高，工作效率降低，能耗增加；而壓縮機(jī)的第二級(jí)壓縮過程的壓比降低，工作效率升高，能耗降低。因此，TSC模式存在最佳中間溫度，此時(shí)TSC模式的壓縮機(jī)總能耗最低。由圖6可知：中間溫度62 ℃時(shí)，系統(tǒng)的COP和PER均達(dá)到最佳值，分別達(dá)到了2.89和1.48。中間溫度低于62 ℃時(shí)，中間溫度變化對(duì)第二級(jí)壓縮過程的影響較大；然而，中間溫度高于62 ℃時(shí)，中間溫度變化對(duì)第一級(jí)壓縮過程的影響較大。與EDWB系統(tǒng)相比，中間溫度由40 ℃升至76 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.80～1.99，PER增加了0.86～0.94。

圖6 中間溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

3.6 水泵進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

水泵進(jìn)水溫度與地下水年平均溫度有關(guān)。圖7給出了水泵進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖7所示，隨著進(jìn)水溫度升高，系統(tǒng)COP保持不變，PER逐漸升高。由于水泵進(jìn)水溫度的升高將導(dǎo)致熱回收器的換熱量升高，TSC模式冷凝器進(jìn)水溫度升高，冷凝換熱量和壓縮機(jī)能耗均降低且變化幅度相同，造成COP保持不變。然而，冷水箱進(jìn)水溫度恒定，SRC模式的制冷量不變，制取冷水的總能耗降低，導(dǎo)致PER升高。與EDWB系統(tǒng)相比，水泵進(jìn)水溫度由2 ℃升高至20 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.98，PER增加了0.90～0.93。HPWH系統(tǒng)在南方地區(qū)用于制取飲用水，具有更佳的性能。

3.7 冷水箱進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

冷水箱進(jìn)水溫度不僅影響熱回收器的換熱量，同樣影響SRC模式的蒸發(fā)器的換熱量。圖8給出了冷水箱進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖8所示，隨著冷水箱進(jìn)水溫度升高，HPWH系統(tǒng)COP保持不變，PER逐漸升高。隨著冷水箱進(jìn)水溫度升高，SRC模式的蒸發(fā)器換熱量增加，造成壓縮機(jī)能耗升高；然而，由于熱回收器的換熱量也增加，導(dǎo)致TSC模式的冷凝器進(jìn)水溫度升高，冷凝換熱量和壓縮機(jī)能耗均降低，冷水比0.4時(shí)，TSC模式對(duì)制取冷水能耗的影響較大，因此COP保持不變，PER逐漸升高。與EDWB系統(tǒng)相比，冷水箱進(jìn)水溫度由30 ℃升至48 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP增加了1.98，PER增加了0.91～0.95。HPWH系統(tǒng)較EDWB系統(tǒng)在制取冷水和開水方面，均展現(xiàn)了較好的性能。

圖7 水泵進(jìn)水溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

4 結(jié)論

(1)HPWH系統(tǒng)存在最佳的系統(tǒng)性能，中間溫度為62 ℃時(shí)，系統(tǒng)具有最佳COP和PER，分別為2.89和1.48。

(2)HPWH系統(tǒng)較EDWB系統(tǒng)具有明顯的性能優(yōu)勢(shì)，環(huán)境溫度25 ℃、冷凝溫度105 ℃、蒸發(fā)溫度5 ℃時(shí)，HPWH系統(tǒng)的COP和PER較EDWB系統(tǒng)分別提高了1.98和0.93。

(3)HPWH系統(tǒng)兩種模式的切換，不僅滿足了不同季節(jié)和人群對(duì)水溫的需求，同時(shí)解決了系統(tǒng)的結(jié)霜問題。準(zhǔn)二級(jí)壓縮技術(shù)和能量梯級(jí)利用，對(duì)改善高溫?zé)岜孟到y(tǒng)制熱性能具有重要意義。