具有回熱特性的雙級壓縮高溫熱泵系統(tǒng)熱力學性能分析及研究

張彥廷，黃 崢，張 晧，徐敬玉，王 林，張廣志

（1.中國石油大學(華東)機電工程學院，山東 青島 266580；2.上海昊姆節(jié)能科技有限公司，上海 200335；3.河南科技大學土木工程學院，河南 洛陽 471000）

隨著熱泵技術的發(fā)展，現(xiàn)階段熱泵技術的研究逐漸由中低溫熱泵技術向高溫熱泵技術轉(zhuǎn)變。在電力工業(yè)中，冷端損失是電廠最大的熱損失。利用大型熱泵回收電廠冷端余熱是電力行業(yè)節(jié)能減排的一項重要措施。但是因為大部分可利用的冷端余熱溫度較低，高溫熱泵系統(tǒng)在單級壓縮循環(huán)下的壓比過大，導致系統(tǒng)能效系數(shù)（CCOP）和經(jīng)濟效益較低等問題[1-4]。因此，提高大壓比熱泵系統(tǒng)的CCOP是冷端余熱回收高溫熱泵技術發(fā)展的重要途徑。

參考制冷系統(tǒng)的相關結(jié)構(gòu)，19世紀提出的雙級壓縮循環(huán)結(jié)構(gòu)可以有效分攤單級壓縮中工質(zhì)壓力的增量，降低系統(tǒng)中壓縮機的壓比，提高系統(tǒng)CCOP；1982年張明元等[5]就率先提出了多級壓縮循環(huán)結(jié)構(gòu)，通過經(jīng)濟器進行補氣作業(yè)提高系統(tǒng)的CCOP；2011年Torrella等人[6]根據(jù)雙級壓縮的循環(huán)結(jié)構(gòu)特征將其歸總為7個循環(huán)類型。

但隨著雙級壓縮循環(huán)研究的進一步加深，將雙級壓縮循環(huán)的7種類型縮減為具有較好工作性能的4種循環(huán)類型，分別為一級節(jié)流中間不完全冷卻式雙級壓縮、一級節(jié)流中間完全冷卻式雙級壓縮、二級節(jié)流中間不完全冷卻式雙級壓縮以及二級節(jié)流中間完全冷卻式雙級壓縮。黃輝等[7]從系統(tǒng)的排氣溫度、熱泵效率、回油性能以及制冷劑輸送距離4個指標對4種循環(huán)方式進行了簡單分析。其結(jié)果表明，具有二級節(jié)流特性的循環(huán)系統(tǒng)更適用于大壓比的作業(yè)環(huán)境。

電廠行業(yè)隨著熱泵系統(tǒng)余熱回收技術的發(fā)展，對高溫熱泵余熱回收系統(tǒng)的需求量逐步增加，考慮系統(tǒng)的經(jīng)濟效益，需要進一步優(yōu)化高溫熱泵系統(tǒng)，提高系統(tǒng)的CCOP[8-10]。為此，本文針對工質(zhì)的壓焓特性，引入工質(zhì)液擊斜率定義及相關參數(shù)，通過對比系統(tǒng)的壓焓變化斜率來判定系統(tǒng)中是否出現(xiàn)液擊現(xiàn)象。此外，為提高系統(tǒng)的熱力學性能，通過研究中間回熱器對系統(tǒng)CCOP、壓焓變化斜率等參數(shù)的影響，構(gòu)建出3種具有兩級回熱特性的高熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，以期提高高溫熱泵系統(tǒng)的熱力學性能。

1 工質(zhì)液擊斜率及系統(tǒng)壓焓變化斜率

為避免工質(zhì)在壓縮過程中變?yōu)闅庖簝上鄳B(tài)而造成壓縮機的液擊現(xiàn)象，希望在壓縮過程中，工質(zhì)的狀態(tài)點始終處于工質(zhì)飽和氣態(tài)曲線的右側(cè)[11]。在壓縮機作業(yè)時，工質(zhì)壓力由低壓pl升高至高壓ph，焓值h多為單調(diào)遞增關系，如圖1所示。因此本文僅對該類工質(zhì)進行討論。

圖1 工質(zhì)液擊斜率示意Fig.1 Schematic diagram of liquid hammer slope of the working medium

在該類工質(zhì)的p-h圖中，2個壓力所對應的氣態(tài)飽和點分別為（hl，pl）、（hh，ph）且hh為壓縮階段中的最大焓值。由此可將工質(zhì)液擊斜率定義為

式中，klp即為工質(zhì)的液擊斜率，kJ-1·(kg·kPa)。

當系統(tǒng)循環(huán)作業(yè)的冷凝溫度與蒸發(fā)溫度分別為393.15 K及328.15 K時，幾種高溫工質(zhì)的臨界溫度及工質(zhì)液擊斜率見表1[12]。

表1 幾種高溫工質(zhì)的臨界溫度及工質(zhì)液擊斜率Tab.1 The critical temperature of several high temperature refrigerants and liquid slope of working fluids

當壓縮機壓縮前工質(zhì)無過熱度時，由于壓縮機存在等熵效率，則壓縮前后的實際比焓為ha、hb：

式中：hb表示壓縮前工質(zhì)的比焓，kJ/kg；h'a表示等熵壓縮后的工質(zhì)比焓，kJ/kg；ha表示實際壓縮后的工質(zhì)比焓，kJ/kg；ηh表示壓縮機的等熵效率。

當壓縮機壓縮前工質(zhì)存在過熱度時，壓縮前后的實際比焓為ha、hb：

式中，Δh表示由工質(zhì)過熱帶來的比焓增量，kJ/kg。

由此得出工質(zhì)實際壓縮過程中的壓焓變化斜率與系統(tǒng)液擊斜率為：

式中，kt為工質(zhì)壓縮過程中的壓焓變化斜率，kJ–1·(kg·kPa)。

無過熱度工質(zhì)和存在過熱度工質(zhì)壓焓示意如圖2所示。

圖2 壓焓示意Fig.2 Schematic diagram of pressure enthalpy

由圖2可見：當壓縮機吸入工質(zhì)無過熱度時，只有kt≤klp，系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)在壓縮工程中不產(chǎn)生液擊；當壓縮機吸入工質(zhì)存在因為工質(zhì)過熱帶來的比焓增量時，系統(tǒng)液擊斜率klp相對于工質(zhì)無過熱時有明顯增大，允許工質(zhì)壓縮變化斜率的范圍變大。

綜上，當比焓增量Δh一定時，kt≤klp是滿足系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)在壓縮過程中不產(chǎn)生液擊的充分條件。因此，在滿足作業(yè)需求、工質(zhì)臨界物性需求的前提下，工質(zhì)的液擊斜率越大，同等環(huán)境下所需要的吸氣過熱度越小，所適用壓縮機的等熵效率范圍越大。但是，當kt＞klp時，則需要通過增加工質(zhì)的吸氣過熱度來避免壓縮機出現(xiàn)液擊現(xiàn)象，在系統(tǒng)中設置中間回熱器可以較好地實現(xiàn)這一目的。

2 具有回熱特性的新型熱泵系統(tǒng)模型建立

基于工質(zhì)液擊斜率，分析傳統(tǒng)具有兩級節(jié)流特性的兩級壓縮熱泵系統(tǒng)的熱力學性能。圖3為完全冷卻式兩級節(jié)流兩級壓縮系統(tǒng)及不完全冷卻式兩級節(jié)流兩級壓縮系統(tǒng)[13]模型示意。

圖3 傳統(tǒng)兩級節(jié)流兩級壓縮熱泵系統(tǒng)模型Fig.3 The conventional two-stage throttling two-stage compression heat pump system model

2.1 傳統(tǒng)兩級壓縮熱泵系統(tǒng)的壓焓變化斜率分析

根據(jù)上述熱泵系統(tǒng)的循環(huán)結(jié)構(gòu)，令冷凝溫度為393.15 K、蒸發(fā)溫度為328.15 K，壓縮機的等熵效率定為0.72，當中間閃發(fā)溫度取在343.15~392.15 K范圍內(nèi)，采用工質(zhì)R236ea進行循環(huán)作業(yè)，計算圖3a)系統(tǒng)中壓縮機的排氣溫度及系統(tǒng)的壓焓變化斜率，結(jié)果如圖4所示。由圖4可見：工質(zhì)R236ea的液擊斜率為54.140，系統(tǒng)壓焓變化斜率隨著中間閃發(fā)器溫度的提升先減小后增大；二級壓縮機的排氣溫度隨著中間閃發(fā)器溫度的增加也呈先上升后下降的趨勢，但是當系統(tǒng)的壓焓變化斜率大于54.140后，壓縮機的排氣溫度恒定為393.15 K，意味著此時壓縮機排出的工質(zhì)呈氣液兩相態(tài)，即壓縮過程中將會出現(xiàn)液擊現(xiàn)象。

圖4 完全冷卻型系統(tǒng)壓焓變化斜率Fig.4 The change slope of pressure and enthalpy of complete cooling system

對圖3b)系統(tǒng)進行相同環(huán)境下的計算，得出傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)下的不完全冷卻型系統(tǒng)的壓焓變化斜率如圖5所示。由圖5可以看出：在不完全冷卻型系統(tǒng)中，系統(tǒng)的壓焓變化斜率隨著中間閃發(fā)器溫度升高呈先下降后增長的趨勢；但由于壓焓變化斜率的數(shù)值均高于工質(zhì)R236ea的液擊斜率54.14，因此壓縮機的排氣溫度始終處于393.15 K，即工質(zhì)壓縮過程均產(chǎn)生液擊現(xiàn)象。

圖5 不完全冷卻型系統(tǒng)壓焓變化斜率Fig.5 The change slope of pressure and enthalpy of incomplete cooling system

2.2 新型雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的模型特性

中間回熱器早期應用于制冷系統(tǒng)中，通過回熱器熱交換作業(yè)實現(xiàn)系統(tǒng)中熱量轉(zhuǎn)移，使系統(tǒng)具有吸氣過熱及增加制冷量等優(yōu)勢[14-16]。結(jié)合上述傳統(tǒng)兩級壓縮熱泵系統(tǒng)壓焓變化斜率較低所帶來的問題，將系統(tǒng)中加入中間回熱器，來分析中間回熱器對熱泵系統(tǒng)熱力學性能的影響。

根據(jù)上述兩級壓縮循環(huán)具有較大壓比以及兩級壓縮等特性，在新型系統(tǒng)中設置2個中間回熱器來滿足較大的回熱量需求。將系統(tǒng)是否完全冷卻以中間回熱器的回熱點位置作為研究對象，對新型熱泵系統(tǒng)進行分析，模型結(jié)構(gòu)如圖6所示。新型熱泵系統(tǒng)采用新型雙級回熱，指在雙級壓縮中，由于兩級壓縮腔相對獨立，回熱器可分別安置在2個壓縮機前端進行作業(yè)。

圖6 基于回熱特性的新型兩級壓縮式熱泵系統(tǒng)Fig.6 The new two-stage compression heat pump systems with regenerative characteristics

2.3 新型雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的模型計算

為對比新型系統(tǒng)的熱力學性能與傳統(tǒng)雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的差異，需要對新型熱泵系統(tǒng)的熱力學性能參數(shù)進行計算并分析。為了方便計算，先對上述系統(tǒng)進行如下假設[17-18]：1）分析系統(tǒng)的熱量傳遞過程中，忽略系統(tǒng)自身與外界的熱量交換；2）假定工質(zhì)在蒸發(fā)器及冷凝器等熱交換器作業(yè)中沒有能量損失；3）為對比傳統(tǒng)系統(tǒng)的壓焓變化斜率，令冷凝溫度為393.15 K，蒸發(fā)溫度為328.15 K，且中間閃發(fā)溫度取在343.15~392.15 K范圍內(nèi)變化；4）假設回熱器過冷度端的溫度差值始終為5 K，且回熱器換熱過程忽略熱量損失；5）壓縮機等熵效率恒定為0.72；6）假定閃發(fā)器中的補氣工質(zhì)為純氣態(tài)，不攜帶液相工質(zhì)；7）假設熱泵子系統(tǒng)中擁有精準且穩(wěn)定的控制系統(tǒng)，可控制閃發(fā)壓力使系統(tǒng)CCOP穩(wěn)定保持最優(yōu)化；8）系統(tǒng)內(nèi)任一節(jié)流方式均為等焓節(jié)流。

根據(jù)上述假設，建立具有回熱特性的雙級壓縮熱泵系統(tǒng)的熱力學模型，并根據(jù)熱泵作業(yè)要求設定冷凝溫度Tcond與蒸發(fā)溫度Teva，得出工質(zhì)冷凝液態(tài)與蒸發(fā)氣態(tài)的飽和狀態(tài)：

式中：h表示工質(zhì)比焓，kJ/kg；s表示工質(zhì)比熵，kJ/(kg·K)；p表示工質(zhì)壓力，kPa。

根據(jù)假設條件，回熱器的過冷度均為5 K，由此2種新型系統(tǒng)在節(jié)點8處的狀態(tài)均為

通過精準控制閃發(fā)器溫度，可以表示T9趨于343.15~392.15 K范圍內(nèi)，由于節(jié)點8到節(jié)點9為等焓節(jié)流，得到h8=h9。由此得出2種新型系統(tǒng)的中間壓力p9為

2.3.1 新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)

新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)中，本節(jié)變量下標1—13均對應圖6a)中節(jié)點狀態(tài)，由節(jié)點9參數(shù)狀態(tài)計算閃發(fā)器中飽和氣及飽和液工質(zhì)的狀態(tài)，則節(jié)點10、節(jié)點11表示為：

按照假設條件，閃發(fā)器中的氣態(tài)工質(zhì)不攜帶液態(tài)工質(zhì)，將氣態(tài)工質(zhì)的氣液比設為xa/(1–xa)，結(jié)合能量守恒，可得xa的計算表達式為

節(jié)點11到節(jié)點12為二級回熱，根據(jù)假設，回熱過冷度為5 K，因此T12=T11–5；假定工質(zhì)在管道內(nèi)無壓力損失，則p12=p11=p9，由此可計算節(jié)點12其余熱力學參數(shù)為

節(jié)點12到節(jié)點13的過程為等焓節(jié)流，h12=h13，壓力由中間壓力p9降低至工質(zhì)的蒸發(fā)壓力p1，得出節(jié)點13的熱力學參數(shù)為

節(jié)點1到節(jié)點2為回熱器的工質(zhì)過熱階段，根據(jù)回熱器傳熱無熱能損失假設，工質(zhì)過熱的比焓增量應與工質(zhì)由節(jié)點11到節(jié)點12的比焓減少量相等，由此得到h2的表達式為

節(jié)點2至節(jié)點3為壓縮機的壓縮過程，在等熵壓縮下節(jié)點3的比焓h3s可表示為

p3為節(jié)點3壓力，根據(jù)不完全冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，p3=p9。

實際過程中節(jié)點工質(zhì)的比焓h3可表示為

式中ηs為等熵效率，無量綱。

其中節(jié)點4的工質(zhì)由節(jié)點3與節(jié)點10混合而成，其比焓h4表示為

新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)在系統(tǒng)循環(huán)結(jié)構(gòu)中將一級回熱器的過熱端放在了二級壓縮機的進口前，此時由圖6a)中的節(jié)點4到節(jié)點5的工質(zhì)流量與節(jié)點7到節(jié)點8的工質(zhì)流量一致，因此該結(jié)構(gòu)的以及回熱過熱端節(jié)點5的比焓表達式為

與節(jié)點2到節(jié)點3算法一致，節(jié)點6的壓力與節(jié)點7一致，可得到節(jié)點6的熱力學參數(shù)為：

由此可以計算系統(tǒng)壓縮機的比功w，表示單位循環(huán)工質(zhì)作業(yè)時壓縮機的做功：

式中ηm為機械效率，無量綱。

系統(tǒng)的能效系數(shù)CCOP可以表示為

2.3.2 新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)

本節(jié)變量下標1—13均對應圖6b)中節(jié)點狀態(tài)，新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)在系統(tǒng)作業(yè)穩(wěn)定后，閃發(fā)器的氣液比不但與節(jié)點9有關，并且與節(jié)點3一級壓縮機排出的工質(zhì)比焓有一定關系。

該系統(tǒng)中，閃發(fā)器的液態(tài)工質(zhì)狀態(tài)即為節(jié)點10的工質(zhì)參數(shù)，工質(zhì)經(jīng)過二級回熱器的過冷端，節(jié)點11的溫度T11=T9–5。工質(zhì)由節(jié)點11到節(jié)點12為等焓節(jié)流，且節(jié)點12的工質(zhì)壓力p12=p1、工質(zhì)比焓h12=h11，由此節(jié)點12的其余熱力學參數(shù)為

節(jié)點1到節(jié)點2為工質(zhì)在回熱器過熱端的過熱過程，根據(jù)熱量守恒，節(jié)點2處工質(zhì)比焓表達式為

此外，根據(jù)壓縮機的實際壓縮過程的比焓計算，得到節(jié)點3處的工質(zhì)比焓表達式為

式中，h3表示一級壓縮機等熵壓縮時節(jié)點3的比焓，

kJ/kg。

依據(jù)上述參數(shù)，結(jié)合工質(zhì)的質(zhì)量守恒及能量守恒，可計算該系統(tǒng)中閃發(fā)器中氣態(tài)工質(zhì)占比xc，表達式為

節(jié)點4狀態(tài)為閃發(fā)器中工質(zhì)的飽和氣態(tài)，由節(jié)點4到節(jié)點5為一級回熱器的工質(zhì)過熱過程，同樣根據(jù)假設條件得出節(jié)點5的工質(zhì)比焓：

節(jié)點6的壓力與節(jié)點7一致，可得到節(jié)點6的熱力學參數(shù)：

系統(tǒng)壓縮機比功及能效系數(shù)CCOP均參照上述兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)中的計算過程。

3 新型熱泵系統(tǒng)的綜合性能分析

3.1 壓焓變化斜率及系統(tǒng)液擊分析

通過上述模型，結(jié)合系統(tǒng)的壓焓變化斜率，對具有回熱特性的新型系統(tǒng)進行熱力學分析。與傳統(tǒng)系統(tǒng)進行對比，采用R236ea作為循環(huán)工質(zhì)進行計算，得出系統(tǒng)壓焓變化斜率及排氣溫度如圖7所示。由圖7可以看出：新型系統(tǒng)的壓焓變化斜率均低于工質(zhì)R236ea的液擊斜率（54.140）；中間閃發(fā)器溫度在343.15~392.15 K區(qū)間內(nèi)，排氣工質(zhì)均過熱，即不發(fā)生壓縮機液擊；從趨勢上看，系統(tǒng)的排氣溫度與壓焓變化斜率幾乎趨于一致，在相同環(huán)境作業(yè)下新型不完全冷卻系統(tǒng)與新型完全冷卻系統(tǒng)相比，不完全冷卻系統(tǒng)的排氣過熱度較低，同時其壓焓變化斜率也較低，出于工質(zhì)排氣過熱度來看，不完全冷卻系統(tǒng)更具有實用優(yōu)勢。

圖7 系統(tǒng)液擊性能對比Fig.7 Comparison of liquid hammer performance between different systems

3.2 CCOP及系統(tǒng)過熱對比分析

具有中間閃發(fā)器的熱泵系統(tǒng)隨著中間閃發(fā)溫度的變化具有最優(yōu)的系統(tǒng)CCOP，結(jié)合系統(tǒng)得到的工質(zhì)排氣過熱度進一步進行相關計算，得出新型系統(tǒng)的系統(tǒng)CCOP變化如圖8所示。

圖8 系統(tǒng)CCOP及過熱度分析Fig.8 The CCOP and superheat analysis for the systems

由圖8可以看出，新型系統(tǒng)最優(yōu)CCOP所對應的中間閃發(fā)器溫度不同。假定系統(tǒng)可以做到精準控制中間溫度，則傳統(tǒng)不完全冷卻系統(tǒng)的最優(yōu)CCOP為3.382，傳統(tǒng)完全冷卻系統(tǒng)的最佳CCOP為3.388，新型不完全冷卻系統(tǒng)的最優(yōu)CCOP為3.520。在該狀態(tài)下系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)的排氣過熱度為7.60 K，新型完全冷卻系統(tǒng)中的最優(yōu)CCOP為3.487，系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)的排氣過熱度為5.68 K。綜上，新型系統(tǒng)的最優(yōu)CCOP相對于傳統(tǒng)系統(tǒng)CCOP均有所提高，且新型完全冷卻系統(tǒng)相較新型不完全冷卻系統(tǒng)，其CCOP僅降低0.9%，而對應的工質(zhì)排氣過熱度卻降低了25.3%。因此，同等環(huán)境作業(yè)下，新型完全冷卻系統(tǒng)的綜合熱力學性能遠優(yōu)于新型不完全冷卻系統(tǒng)。

3.3 新型系統(tǒng)所需壓縮容積及經(jīng)濟性分析

除了考慮系統(tǒng)的熱力學性能，還要考慮系統(tǒng)的經(jīng)濟性。系統(tǒng)中壓縮機通過額定的吸氣量來保障正常的壓縮作業(yè)，工質(zhì)在壓縮機吸氣前的體積流量越大，壓縮機所對應的體積越大、功率越高，導致系統(tǒng)的占地面積大、作業(yè)成本高。為此，計算單位質(zhì)量流量工質(zhì)作業(yè)下兩級壓縮機的所需容積變化，結(jié)合系統(tǒng)的經(jīng)濟性進一步判定系統(tǒng)的優(yōu)劣，如上述描述環(huán)境，新型系統(tǒng)中壓縮機的所需容積如圖9所示。

圖9 系統(tǒng)兩級壓縮機所需容積Fig.9 The required volume of two-stage compressor in the systems

圖9 中，左側(cè)y坐標表示單位質(zhì)量流量循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下一級壓縮機的所需容積變化，右側(cè)y坐標表示單位質(zhì)量流量循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下二級壓縮機的所需容積變化。從趨勢上來看，單位質(zhì)量流量循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下，新型系統(tǒng)二級壓縮機的所需容積數(shù)值及變化幾乎趨于一致，但系統(tǒng)一級壓縮機的所需容積差異較為顯著。二級壓縮機的所需容積差異主要是由二級壓縮機吸氣溫度的變化所導致；一級壓縮機的所需容積差異主要是由新型系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不同導致循環(huán)工質(zhì)進入中間閃發(fā)器的氣液比不同。

根據(jù)上述參數(shù)，新型系統(tǒng)在單位質(zhì)量流量循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下壓縮機總的所需容積變化如圖10所示。由圖10可以看出，在同等環(huán)境作業(yè)下，新型完全冷卻系統(tǒng)中壓縮機的總所需容積數(shù)值最小，數(shù)值為0.031 7 m3，對比新型系統(tǒng)2單位質(zhì)量流量的循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下可節(jié)省壓縮機容積的3.22%，因此新型完全冷卻系統(tǒng)具有較好的經(jīng)濟性。

圖10 系統(tǒng)壓縮機總所需容積Fig.10 The total required volume of compressors in the systems

綜上所述，新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)在大壓比、高冷凝溫度的作業(yè)環(huán)境下具有較好的綜合性能，在保障壓縮機不發(fā)生液擊現(xiàn)象的前提下排氣過熱度較低，其CCOP較傳統(tǒng)完全冷卻系統(tǒng)提高2.93%。

4 結(jié) 論

1）采用工質(zhì)液擊斜率、系統(tǒng)壓焓變化斜率作對比，判斷所設計系統(tǒng)在作業(yè)過程中是否產(chǎn)生液擊現(xiàn)象，采用傳統(tǒng)完全冷卻兩級壓縮系統(tǒng)及不完全冷卻兩級壓縮系統(tǒng)進行判別，驗證了該參數(shù)的有效性。

2）通過采用中間回熱器改變系統(tǒng)的壓焓變化斜率來避免大壓比下傳統(tǒng)雙級壓縮系統(tǒng)出現(xiàn)的液擊現(xiàn)象，構(gòu)造出兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)及兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)2種具備回熱特性的新型熱泵系統(tǒng)。

3）在工作介質(zhì)為R236ea，工作溫差為65 K、冷凝溫度為393.15 K的作業(yè)條件下，新型系統(tǒng)均不會產(chǎn)生液擊現(xiàn)象，其中新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)的最優(yōu)CCOP可達到3.520，在新型系統(tǒng)中最高；新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)的最優(yōu)CCOP為3.487，僅比前者低了0.9%，比傳統(tǒng)完全冷卻系統(tǒng)高出2.93%。此外，相同作業(yè)條件下新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)的排氣過熱度相較新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)降低了25.3%，有效提升了壓縮機的使用壽命。

4）考慮經(jīng)濟性因素，計算單位質(zhì)量流量的循環(huán)工質(zhì)作業(yè)下，新型兩級回熱完全冷卻系統(tǒng)中壓縮機的總所需容積相較新型兩級回熱不完全冷卻系統(tǒng)節(jié)省了3.22%，不僅節(jié)省了壓縮機的占地面積、材料成本，同時降低了壓縮機的作業(yè)能耗。