流体机械

准三级压缩高温热泵性能特性研究

何永宁 ¹ , 曹文良 ¹ , 王苏澳 ¹ , 骆名文 ² , 胡斌 ³ , 邢林芬 ¹ , 吴学红 ¹

流体机械 | 设计计算 2025,53(8): 44-50

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流体机械 |设计计算 2025 , 53 (8) : 44 -50

准三级压缩高温热泵性能特性研究

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何永宁¹, 曹文良¹, 王苏澳¹, 骆名文², 胡斌³, 邢林芬¹, 吴学红¹

作者信息

¹郑州轻工业大学能源与动力工程学院，郑州 450001

²广东美的暖通设备有限公司，广州 510380

³上海诺通新能源科技有限公司，上海 201107

通讯作者:

邢林芬（1979），女，博士，讲师，主要研究方向为容积型压缩机及制冷系统，通信地址：450001河南省郑州市科学大道136号郑州轻工业大学能源与动力工程学院，E-mail：xinglf@zzuli.edu.cn。

作者简介:

何永宁（1988），男，博士，副教授，主要研究方向为制冷系统与高温热泵系统，通信地址：450001河南省郑州市科学大道136号郑州轻工业大学能源与动力工程学院，E-mail：heyn@zzuli.edu.cn。

Comparative study on performance of quasi‑three‑stage high temperature heat pump

Yongning HE¹, Wenliang CAO¹, Suao WANG¹, Mingwen LUO², Bin HU³, Linfen XING¹, Xuehong WU¹

Affiliations

¹School of Energy and Power Engineering，Zhengzhou University of Light Industry，Zhengzhou 450001，China

²Guangdong Midea HVAC Equipment Co.，Ltd.，Guangzhou 510380，China

³Shanghai Nuotong New Energy Technology Co.，Ltd.，Shanghai 201107，China

出版时间: 2025-08-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.006

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摘要

收起

为提升高温热泵系统的能效，在两级压缩系统基础上，提出了2种准三级压缩高温热泵循环系统。采用R1233zd（E）工质，基于热泵系统工作过程的热力学模型，分析了系统性能随补气压力的变化规律，讨论了变工况下系统最优性能和㶲效率的变化。结果表明：在两级压缩系统中增加压缩机补气可有效利用系统热量，调节制热量和能效，提升系统性能；高温级压缩机补气效果优于低温级压缩机，且随冷凝温度的升高，优势愈发明显。当蒸发温度为50 ℃、冷凝温度为130 ℃时，与两级压缩系统相比，高压级补气系统的性能系数（COP）、㶲效率分别提高9.42%，7.15%，低压级补气系统的单位容积制热量（VHC）和系统制热量分别提高4.82%，20.08%。研究可为高温热泵系统的最优运行提供理论支撑。

关键词

高温热泵 / 补气增焓 / 性能对比 / 㶲分析

Abstract

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To improve the energy efficiency of high‑temperature heat pump （HTHP） systems，two quasi‑three‑stage compression high‑temperature heat pump cycle systems were proposed based on the two‑stage compression system.Using R1233zd （E） as the working fluid，a thermodynamic model based on the working process of the heat pump system was established to analyze the variation law of system performance with the vapor injection pressure，and discuss the changes in the optimal system performance and exergy efficiency under variable operating conditions.The results show that adding vapor injection to the compressor in the two‑stage compression system can effectively utilize the system heat，regulate the heating capacity and energy efficiency，and improve the system performance；the vapor injection effect of the high‑temperature stage compressor is better than that of the low‑temperature stage compressor，and the advantage becomes more obvious as the condensing temperature increases.When the evaporation temperature is 50 ℃ and the condensing temperature is 130 ℃，compared with the two‑stage compression system，the coefficient of performance （COP） and exergy efficiency of the high‑pressure stage vapor injection system increase by 9.42% and 7.15% respectively，while the volumetric heating capacity （VHC） and system heating capacity of the low‑pressure stage vapor injection system increase by 4.82% and 20.08% respectively.This research can provide theoretical support for the optimal operation of high‑temperature heat pump systems.

Key words

high‑temperature heat pump / vapor injection enthalpy increase / performance comparison / exergy analysis

引用本文

何永宁, 曹文良, 王苏澳, 骆名文, 胡斌, 邢林芬, 吴学红. 准三级压缩高温热泵性能特性研究. 流体机械, 2025 , 53 (8) : 44 -50 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.006

Yongning HE, Wenliang CAO, Suao WANG, Mingwen LUO, Bin HU, Linfen XING, Xuehong WU. Comparative study on performance of quasi‑three‑stage high temperature heat pump[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (8) : 44 -50 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.006

正文

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0　引言

收起

热泵技术可以利用工业生产过程中的余热并提高余热品位后再次用于工业生产过程^［1］，具有重要的社会和经济效益，蒸气压缩式热泵系统供热温度和供热量范围较宽，可满足不同应用场景的加热需求。工业生产中，大多数需要供热温度超过100 ℃^［2］，随着冷凝温度的升高，冷凝过程接近热泵工质临界点，使得工质汽化潜热值降低。循环加热过程冷凝器冷却条件较差，冷凝器出口工质过冷度较小，导致其对节流机构耐高温的额外需求及系统能效的下降。提高热泵制热能效及制热量，是拓展高温热泵技术应用的关键，现有研究多聚焦在多级压缩和压缩机补气技术等方面。

多级压缩系统相较于单级压缩系统，压缩过程分多个阶段进行，通过减小各级压比和排气温度，实现更高的输出温度^［3］。压缩机补气增焓技术通过向压缩机补气，调节压缩机工作过程，实现近饱和气线压缩，可有效改善热泵系统能效，在常规热泵系统中应用较广^［4-5］。多级压缩和压缩机补气增焓技术被认为是提升热泵系统能效的有效方法。MATEU‑ROYO等^［6］得出单级压缩系统适用于温升50 ℃以下，而两级压缩系统适用于温升60 ℃以上。HU等^［7］分析了单级、两级、三级压缩系统，结果表明，随着压缩级数的增加，系统具有更高的能效和㶲效率。闫超杰等^［8］通过试验研究证明补气式热泵具有优异的性能，能有效适应低温热源条件并满足高出水温度的使用需求。在补气增焓压缩系统中，补气压力是影响系统性能的关键因素^［9-11］。CEYLAN^［12］梳理了准二级闪蒸补气热泵系统，得出存在一个最优补气压力使系统性能系数最优。CHABOT等^［13］分析了167种工质在补气系统的工作过程，发现在相同工况下，每种工质的性能系数都存在一个最优补气压力。

R1233zd（E）工质的臭氧损耗潜值接近于0、温室效应潜能为1、安全等级为A1，具有良好的环保性能和循环特性，可以有效替代R245fa^［14-15］。目前，补气技术与多级压缩协同提升高温热泵系统性能的研究较少，环保工质在高温多级补气系统中的适配性有待验证。本文使用R1233zd（E）工质，提出结合两级压缩系统和压缩机补气技术的两种准三级压缩高温热泵系统。对比分析补气参数对两类准三级压缩系统性能的影响，归纳系统性能随冷凝温度的变化规律，为高温热泵系统的最优运行参数提供理论支撑。

1　系统原理

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图1，2分别示出2种准三级压缩高温热泵的系统示意和p-h图。在两级压缩系统基础上将低压级压缩机或高压级压缩机更换为补气压缩机，通过闪蒸器产生饱和工质蒸气并向压缩机进行补气，实现准三级压缩。按补气压缩机所处位置分为低压级补气系统和高压级补气系统。

在进行准三级压缩热泵系统模型的热力学计算分析时，作如下假设：

（1）系统所有部件均处于稳定运行状态时，各部件压降和管道热损失忽略不计；

（2）冷凝器、蒸发器出口和补气进口工质均为饱和状态，压缩机补气过程为定压混合过程；

（3）系统节流降压和闪蒸过程均为绝热过程；

（4）冷凝器、蒸发器中的传热温差为5 ℃。

1.1　热力学模型

基于质量守恒和能量守恒原理，建立准三级压缩高温热泵系统的热力学模型，以高压级补气系统为例，阐述热力学模型，低压级补气系统的热力学模型仅存在状态点的差异，此处不再赘述。

低压级压缩过程：

m 1 = η v o l ρ 1 v s u c

（1）

W 1 = m 1 h 2, s - h 1 / η s 1

（2）

η s 1 = 0.8014 - 0.0484 p 2 / p 1

（3）

η v o l = 0.95 - 0.0125 p 2 / p 1

（4）

式中，m₁为压缩机吸气质量流量，kg/s；η_vol为容积效率；ρ₁为压缩机吸气口工质密度，kg/m³；v_suc为压缩机吸气流量，m³/s，取v_suc=0.0 536 m³/s；W为压缩机功率，kW；h为焓值，kJ/kg；

h s

为等熵排气比焓，kJ/kg；η_s为等熵效率；p为压力，kPa；下标1，2，为状态点。

两级压缩补气过程：

p 11 = p 1 p 4

（5）

c = m 12 m 8 = h 7 - h 8 h 12 - h 11

（6）

T 8 = T 11 + Δ T I H X

（7）

式中，p₁₁为两级压缩系统的中间压力，kPa；c为两级压缩系统的中间换热器两股流体质量流量比例系数；ΔT_IHX为中间换热器换热温差，℃，ΔT_IHX=5 ℃。

高压级补气压缩机补气前压缩过程：

W 2 = m 3 h 3', s - h 3 / η s 2

（8）

η s 2 = 0.8014 - 0.0484 p 3' / p 3

（9）

补气压缩补气过程：

p 6 = a p 3 p 4

（10）

x = (h 6 - h 7) / (h 10 - h 7)

（11）

b = m 10 m 7 = h 6 - h 7 h 10 - h 6 = x 1 - x

（12）

式中，p₆为补气压缩的补气压力，kPa；a为补气压力系数；b为补气系数；x为工质干度。

高压级补气压缩机补气后压缩过程：

W 3 = m 4 h 4, s - h 4' / η s 3

（13）

η s 3 = 0.8014 - 0.0484 p 4 / p 4'

（14）

1.2　系统性能参数

系统制热量：

Q c = m 4 h 4 - h 5

（15）

压缩机功耗：

W = W 1 + W 2 + W 3

（16）

系统性能系数COP：

C O P = Q c / W

（17）

单位容积制热量VHC^［16］：

V H C = m 4 h 4 - h 5 / m 1 ρ 1 + m 10 ρ 10 + m 12 ρ 12

（18）

状态点㶲：

E x = m [(h - h 0) - T 0 (s - s 0)]

（19）

式中，下标0为环境状态；T₀为环境温度，℃，T₀=25 ℃；p₀为环境压力，kPa，p₀=101.325 kPa。

系统㶲平衡：

∑ E x i n + W = ∑ E x o u t + ∑ E x k

（20）

式中，Ex_in，Ex_out为系统流入与流出㶲，kW；Ex_k为系统部件㶲损失，kW。

系统㶲损失：

E x t o t = ∑ E x k

（21）

系统㶲效率：

η E x = ∑ E x o u t W + ∑ E x i n = 1 - E x t o t W + ∑ E x i n

（22）

2　系统设置

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2.1　方法和设置

准三级压缩高温热泵系统涉及工质压缩、换热、混合和再压缩等过程，系统热力学过程计算流程如图3所示。首先，输入初始工况参数，调取两级压缩模型，计算两级压缩中间压力和中间换热器中两股流体质量流量比例系数c；其次，调取补气压缩模型，计算出补气压缩过程的补气压力和补气系数b，如果系统COP未达到最优，通过调整补气压力系数a改变补气压力，迭代计算出系统最大COP及对应的最优补气压力p_opt；最后，改变系统冷凝温度，重复计算过程，获得不同冷凝温度下的性能参数。

2.2　模型验证

将所建立的系统模型与文献［17］中两级压缩系统进行对比，COP、压缩机功耗和制热量的对比结果如图4所示。

采用水做为工质，冷凝温度固定为140 ℃，蒸发温度为75~100 ℃，系统过冷度5 ℃，低压级压缩机吸气流量0.512 5 m³/s，模拟结果的系统COP、压缩机功耗和制热量与文献结果最大误差分别为5.81%，3.81%，2.11%。

3　结果与讨论

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基于上述系统热力学模型，在分析计算中，两级压缩系统的中间压力取冷凝压力与蒸发压力的几何平均值，在蒸发温度50 ℃，冷凝温度100~130 ℃时，对比分析两种准三级压缩系统与两级压缩系统的性能。

3.1　不同补气压力下系统性能变化

固定蒸发温度50 ℃、冷凝温度130 ℃时，COP和VHC随补气压力系数的变化如图5所示，制热量和压缩机功耗随补气压力系数的变化如图6所示。可以看出，随着补气压力系数增大，低压级补气压力范围为374.75~608.97 kPa，高压级补气压力范围为955.79~1 553.16 kPa，两类补气系统的COP与VHC均先上升后下降，存在使系统COP达到最大的最优补气压力。

两类系统均处于最优补气压力时，高压级补气系统的COP为3.14，比低压级补气系统提高3.83%；低压级补气系统的VHC最高为2 499.59 kJ/m³，与高压级补气系统相比，提高了2.19%。随着补气压力系数增大，低压级补气系统的制热量和压缩机功耗均下降，高压级补气系统的制热量和压缩机功耗先下降后上升。

3.2　不同冷凝温度下系统性能比较

固定蒸发温度为50 ℃，最优补气压力和补气系数随冷凝温度的变化如图7所示，低压级补气系统和高压级补气系统的最优补气压力随冷凝温度增大而上升，受中间压力的影响，高压级补气系统的最优补气压力和其变化幅度均大于低压级补气系统。

制热量和压缩机功耗随冷凝温度的变化如图8所示。

从图可见，系统的压缩机功耗和系统制热量随冷凝温度升高均上升。低压级补气系统的制热量最大，压缩机功耗最大且升高速度最快；高压级补气系统的压缩机功耗最小且升高速度最慢。冷凝温度由100 ℃升至130 ℃时，低压级补气系统压缩机功耗增大85.77%，高压级补气系统压缩机功耗增大62.98%。当冷凝温度为130 ℃时，与两级压缩系统相比，低压级补气系统的制热量提高20.08%，高压级补气系统的压缩机功耗降低12.67%。

系统COP随冷凝温度的变化如图9所示，VHC随冷凝温度的变化如图10所示。

从图中可以看出，各系统的COP和VHC随冷凝温度升高而下降。高压级补气系统的COP最高，且随冷凝温度升高，COP增幅越来越大。低压级补气系统的VHC最高，且随冷凝温度升高，VHC增幅越来越大。当冷凝温度为130 ℃时，与两级压缩系统相比，低压级补气系统和高压级补气系统的COP分别提高5.38%和9.42%，VHC分别提高4.82%和2.57%。高冷凝温度下，高压级补气系统具有较高的性能收益，低压级补气系统具有较高的制热收益。

3.3　系统㶲分析

㶲损失和㶲效率随冷凝温度的变化如图11所示，随冷凝温度升高，系统的㶲损失上升，㶲效率下降。冷凝温度100~130 ℃时，高压级补气系统的㶲损失最低且上升速度最慢，㶲效率保持在0.695~0.659的最高区间，且随冷凝温度升高，㶲效率优势逐渐增大。冷凝温度为130 ℃时，与两级压缩系统相比，高压级补气系统的㶲损失减小21.04%，㶲效率提高7.15%。高冷凝温度下，高压级补气系统具有较高的㶲收益。

系统各部件㶲损失占比如图12所示，蒸发温度50 ℃、冷凝温度130 ℃时，系统各部件的㶲损失占比中，压缩机和节流阀㶲损失占比较大，压缩机㶲损失占比超过系统总㶲损失的50%，节流阀㶲损失占比约20%。

4　结论

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（1）在两级压缩系统中，增加压缩机补气过程后，可有效增加冷凝器出口工质过冷度，回收的热量补入压缩机中，可调节系统制热量及能效，改善高温热泵系统性能。

（2）相同工况下，高压级补气系统COP高于低压级补气系统，低压级补气系统VHC高于高压级补气系统。蒸发温度50 ℃，冷凝温度130 ℃时，高压级补气系统COP较低压级补气系统提高3.83%；低压级补气系统VHC较高压级补气系统提高2.19%。

（3）随着冷凝温度升高，准三级压缩高温热泵性能优势越显著。冷凝温度130 ℃时，与两级压缩系统相比，高压级补气系统的COP和㶲效率分别提高9.42%和7.15%；低压级补气系统的VHC和制热量分别提高4.82%和20.08%。准三级压缩高温热泵适用于大温升工况。

参考文献

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文献

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参考文献引证文献

排序方式：

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2025年第53卷第8期

101

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.006

接收时间：2024-11-17
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-08-30

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收稿日期：2024-11-17
修回日期：2025-06-20

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¹郑州轻工业大学能源与动力工程学院，郑州 450001

²广东美的暖通设备有限公司，广州 510380

³上海诺通新能源科技有限公司，上海 201107

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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