帶閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290熱泵系統(tǒng)性能分析

寧?kù)o紅，孫慶燁

（天津商業(yè)大學(xué) 天津市制冷技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300134）

0 引言

空氣源熱泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、安裝方便、環(huán)保節(jié)能、能源利用率高的優(yōu)點(diǎn)[1]。但空氣源熱泵系統(tǒng)隨環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)性能衰減嚴(yán)重[2]，嚴(yán)重限制了空氣源熱泵在低溫環(huán)境區(qū)域的應(yīng)用。中間補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)可以在大溫差工況下穩(wěn)定運(yùn)行，可以有效解決空氣源熱泵系統(tǒng)在低溫環(huán)境下系統(tǒng)壓比過(guò)大、制熱能力不足、壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高和可靠性差等問(wèn)題，有效提高熱泵機(jī)組在低溫工況下的制熱性能[3]。馬國(guó)遠(yuǎn)等[4-5]通過(guò)對(duì)經(jīng)濟(jì)器中間補(bǔ)氣渦旋壓縮機(jī)熱泵系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)研究，得到最佳相對(duì)中間壓力范圍為1.1～1.3，系統(tǒng)能在-10～-15 ℃的低溫環(huán)境工況下供應(yīng)足量的高溫?zé)崴?。孫浩然等[6]開(kāi)發(fā)出帶閃發(fā)器中間補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)仿真模型，研究結(jié)果表明，與常規(guī)熱泵系統(tǒng)相比，在環(huán)境溫度為-20 ℃的工況下，系統(tǒng)制熱量提升18.9%。

高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能系數(shù)及能效比的提升是高溫?zé)岜妙I(lǐng)域研究的熱點(diǎn)，常規(guī)高溫?zé)岜孟到y(tǒng)隨冷凝溫度的升高，壓縮機(jī)排氣溫度升高，系統(tǒng)性能變差，效率降低[7-8]。目前，中間補(bǔ)氣大多應(yīng)用于提高熱泵系統(tǒng)在低溫工況下系統(tǒng)的性能[9]，也有部分將中間補(bǔ)氣用于高溫工況熱泵系統(tǒng)。陳云等[10]利用中間補(bǔ)氣結(jié)構(gòu)改善熱泵在高溫工況下的性能，研究表明中間補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)在高溫工況下平穩(wěn)高效運(yùn)行，能夠有效控制排氣壓力和排氣溫度。潘利生等[11]研究R152a、R245fa工質(zhì)帶閃發(fā)器熱泵系統(tǒng)的性能，結(jié)果表明，冷凝溫度100 ℃，蒸發(fā)溫度55 ℃工況下，熱泵機(jī)組性能系數(shù)分別提高了15.2%，12.4%。

渦旋式壓縮機(jī)帶中間補(bǔ)氣的熱泵系統(tǒng)，壓縮機(jī)補(bǔ)氣后的壓力取決于補(bǔ)氣孔的形狀及位置[12]。R290自然工質(zhì)的價(jià)格低廉，具有良好的熱力性能。本文針對(duì)閃發(fā)器中間補(bǔ)氣用于渦旋式壓縮機(jī)的高溫工況熱泵系統(tǒng)，以R290為循環(huán)工質(zhì)，通過(guò)建立數(shù)學(xué)模型，研究補(bǔ)氣前壓力比、平衡補(bǔ)氣壓力、相對(duì)補(bǔ)氣量、蒸發(fā)溫度、冷凝溫度等熱力參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的制熱量、總功耗、壓縮機(jī)排氣溫度和性能系數(shù)的影響，并與常規(guī)高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的性能進(jìn)行比較，研究結(jié)果為開(kāi)發(fā)自然工質(zhì)R290帶閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的熱泵系統(tǒng)具有重要意義。

1 系統(tǒng)工作原理

圖1示出了閃發(fā)器高溫?zé)岜醚h(huán)原理，該循環(huán)主要由渦旋壓縮機(jī)、冷凝器、閃發(fā)器、節(jié)流閥、蒸發(fā)器等組成。圖2示出了閃發(fā)器高溫?zé)岜醚h(huán)的P-h曲線。從渦旋壓縮機(jī)排出的R290氣體過(guò)熱蒸氣進(jìn)入冷凝器，在冷凝器中與水換熱放出熱量，冷卻至飽和液態(tài)，從冷凝器出來(lái)的R290經(jīng)過(guò)節(jié)流閥膨脹為溫度、壓力適中的兩相流體，在閃發(fā)器中氣液分離，R290飽和蒸氣與渦旋壓縮機(jī)預(yù)壓縮后排出的R290過(guò)熱蒸氣混合進(jìn)行補(bǔ)氣，飽和R290液體進(jìn)行二級(jí)節(jié)流膨脹后，溫度及壓力較低的兩相流體進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱，而后R290飽和蒸氣進(jìn)入渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行預(yù)壓縮，經(jīng)渦旋壓縮機(jī)預(yù)壓縮后，R290過(guò)熱蒸氣與閃發(fā)器來(lái)的R290飽和蒸氣混合后繼續(xù)被渦旋壓縮機(jī)壓縮，被壓縮至冷凝壓力的R290過(guò)熱蒸氣進(jìn)入冷凝器進(jìn)行下一個(gè)循環(huán)。

圖1 閃發(fā)器中間補(bǔ)氣高溫?zé)岜醚h(huán)原理Fig.1 Schematic diagram of vapor-injected high temperature heat pump cycle with flash tank

圖2 閃發(fā)器中間補(bǔ)氣高溫?zé)岜醚h(huán)P-h曲線Fig.2 P-h diagram of vapor-injected high temperature heat pump cycle with of flash tank

2 系統(tǒng)性能分析

閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的熱力性能計(jì)算時(shí)假設(shè)：（1）閃發(fā)器出口R290液體及氣體均為飽和狀態(tài)；（2）渦旋壓縮機(jī)入口R290蒸氣過(guò)熱度10 ℃、冷凝器出口R290液體過(guò)冷度5 ℃。（3）補(bǔ)氣過(guò)程中壓力修正系數(shù)取0.4；渦旋壓縮機(jī)內(nèi)容積比取2.6；（4）R290在換熱器及管路中壓降為零。

2.1 熱力性能計(jì)算

閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)熱力性能相關(guān)的計(jì)算公式如下。

壓縮機(jī)補(bǔ)氣過(guò)程中需要的單位補(bǔ)氣量a1[5]：

式中 qm0，qmk，qmb——蒸發(fā)器、冷凝器、中間補(bǔ)氣回路中R290質(zhì)量流量，kg/s；

R ——制冷劑丙烷的氣體常數(shù)，取0.189 kJ/（kg·K）；

K ——制冷劑的等熵系數(shù)，取1.29；

v2——補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮結(jié)束時(shí)工作腔中R290的比容，m3/kg；

T6——閃發(fā)器出口R290氣體溫度，K；

P2，P6——補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮結(jié)束時(shí)工作腔中R290壓力、閃發(fā)器出口R290壓力，kPa；

ξp——補(bǔ)氣過(guò)程中壓力修正系數(shù)。

補(bǔ)氣過(guò)程中壓力修正系數(shù)[5]：

式中 Pm，P2'——中間補(bǔ)氣壓力、補(bǔ)氣壓縮過(guò)程結(jié)束狀態(tài)點(diǎn)2'壓力，kPa。

循環(huán)相對(duì)閃發(fā)蒸氣量a2：

式中 h4——冷凝器出口R290液體焓值，kJ/kg；

h5，h6——閃發(fā)器出口 R290 液體、氣體焓值，kJ/kg。

閃發(fā)器能量平衡方程：

由式（1）（3）可知，壓縮機(jī)補(bǔ)氣過(guò)程中需要的單位補(bǔ)氣量a1隨中間補(bǔ)氣壓力Pm的升高而增大，閃發(fā)器的循環(huán)相對(duì)閃發(fā)蒸氣量a2隨中間補(bǔ)氣壓力Pm的升高而減小。因此存在中間補(bǔ)氣壓力Pm，使得a1=a2，此時(shí)閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的高溫?zé)岜孟到y(tǒng)達(dá)到平衡狀態(tài)，系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，此時(shí)對(duì)應(yīng)的中間補(bǔ)氣壓力Pm稱為平衡補(bǔ)氣壓力。

平衡補(bǔ)氣壓力可通過(guò)迭代的方式求得，計(jì)算時(shí)先假定中間補(bǔ)氣壓力Pm，根據(jù)補(bǔ)氣-壓縮過(guò)程的數(shù)學(xué)模型、閃發(fā)器的能量平衡計(jì)算式，計(jì)算出a1、a2，分析 a1、a2的誤差是否小于設(shè)定誤差，并保證補(bǔ)氣－壓縮結(jié)束時(shí)壓縮腔中的R290壓力小于中間補(bǔ)氣壓力Pm，以防止R290工質(zhì)倒流、減少壓縮機(jī)耗功，結(jié)束迭代過(guò)程，否則重新假定中間補(bǔ)氣壓力Pm，繼續(xù)迭代過(guò)程。補(bǔ)氣－壓縮過(guò)程的迭代計(jì)算模型如圖3所示。

圖3 平衡補(bǔ)氣壓力Pm迭代計(jì)算框圖Fig.3 Block diagram of iterative calculation of balanced vapor injection pressure Pm

閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)壓縮機(jī)的壓縮過(guò)程可分為4個(gè)階段：

（1）補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮過(guò)程。

內(nèi)容積比：

內(nèi)壓力比ε1：

（2）補(bǔ)氣-壓縮過(guò)程。

補(bǔ)氣壓縮過(guò)程中的比壓縮功：

（3）補(bǔ)氣后壓縮過(guò)程。

內(nèi)容積比：

內(nèi)壓力比：

補(bǔ)氣后混合制冷劑2'點(diǎn)的焓值：

式中 h2——補(bǔ)氣前預(yù)壓縮結(jié)束后R290焓值，kJ/kg；

（4）等容壓縮過(guò)程。

過(guò)壓縮或欠壓縮產(chǎn)生的額外比功損失：

閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)主要性能指標(biāo)：

蒸發(fā)器中R290的質(zhì)量流量：

式中 r ——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，取r =2 800 r/min；

冷凝器中R290的質(zhì)量流量：

壓縮機(jī)總功耗：

式中 ηm——壓縮機(jī)的機(jī)械效率，取0.8。

閃發(fā)器中間補(bǔ)氣高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能系數(shù)：

渦旋壓縮機(jī)準(zhǔn)二級(jí)壓縮補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮過(guò)程等熵效率[13]：

渦旋壓縮機(jī)準(zhǔn)二級(jí)壓縮補(bǔ)氣后內(nèi)壓縮過(guò)程等熵效率[13]：

2.2 計(jì)算結(jié)果分析

不同蒸發(fā)、冷凝溫度下平衡補(bǔ)氣壓力隨補(bǔ)氣前壓力比的變化如圖4所示。

圖4 不同蒸發(fā)、冷凝溫度下平衡補(bǔ)氣壓力隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.4 The change of balanced vapor injection pressure with pressure ratio before vapor injection at different evaporation and condensation temperatures

從圖4中可看出，平衡補(bǔ)氣壓力隨補(bǔ)氣前壓力比的增大而增大，這是由于在中間補(bǔ)氣壓力一定時(shí)，隨補(bǔ)氣前壓力比的增加，補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮結(jié)束點(diǎn)2的壓力升高，比容增大，根據(jù)式（1）可知，壓縮機(jī)所能容納的相對(duì)補(bǔ)氣量a1減小；在補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，壓縮機(jī)所容納中壓相對(duì)補(bǔ)氣量a1隨中間補(bǔ)氣壓力的升高而升高，而由閃發(fā)器能量平衡方程可知，閃發(fā)器循環(huán)相對(duì)閃發(fā)蒸氣量a2隨中間補(bǔ)氣壓力的升高而降低，故隨補(bǔ)氣前壓力比的增大，使得平衡補(bǔ)氣壓力增大。

冷凝溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，隨蒸發(fā)溫度的增加，平衡補(bǔ)氣壓力增加。這是由于：在冷凝溫度、中間補(bǔ)氣壓力及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，隨蒸發(fā)溫度升高，補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮結(jié)束點(diǎn)2的壓力升高，比容增大，壓縮機(jī)所能容納的相對(duì)補(bǔ)氣量a1減小，故平衡補(bǔ)氣壓力增大。

蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，冷凝溫度越高，相對(duì)應(yīng)的平衡補(bǔ)氣壓力越高。這是由于：在蒸發(fā)溫度、中間補(bǔ)氣壓力及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，隨冷凝溫度的升高，冷凝器出口R290的焓值增加，閃發(fā)器循環(huán)相對(duì)閃發(fā)蒸氣量a2增加，故平衡補(bǔ)氣壓力增大。

從圖5可看出，相對(duì)補(bǔ)氣量隨補(bǔ)氣前壓力比的增大而減小。在冷凝壓力及補(bǔ)氣前壓力比一定的情況下，相對(duì)補(bǔ)氣量隨蒸發(fā)溫度的升高而減小。蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比相同時(shí)，相對(duì)補(bǔ)氣量隨冷凝溫度的升高而升高。

圖5 不同蒸發(fā)、冷凝溫度下相對(duì)補(bǔ)氣量隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.5 The change of the relative vapor injection volume with the pressure ratio before vapor injection at different evaporation and condensation temperatures

從圖6可看出，在不同工況下，性能系數(shù)隨補(bǔ)氣前壓力比增加呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)變化，存在最佳的補(bǔ)氣前壓力比，使系統(tǒng)性能系數(shù)存在最大值。這是由于隨補(bǔ)氣前壓力比增加，平衡補(bǔ)氣壓力增加，對(duì)應(yīng)相對(duì)補(bǔ)氣量減小，因此壓縮機(jī)及冷凝器內(nèi)R290的質(zhì)量流量減小，系統(tǒng)制熱量及壓縮機(jī)功耗均減小。制熱量減小的趨勢(shì)小于壓縮機(jī)功耗減小的趨勢(shì)時(shí)，系統(tǒng)性能系數(shù)增加，制熱量減小的趨勢(shì)大于壓縮機(jī)耗功減小的趨勢(shì)時(shí)，系統(tǒng)性能系數(shù)減小。隨蒸發(fā)溫度的上升，補(bǔ)氣所帶來(lái)的效果將逐漸下降，即冷凝溫度相同時(shí)，性能系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的增加而減小。蒸發(fā)溫度相同時(shí)，性能系數(shù)隨冷凝溫度的增加而增加。這是由于：渦旋壓縮機(jī)內(nèi)容積比確定，冷凝溫度一定，蒸發(fā)溫度提高，壓縮機(jī)工作腔中壓縮終了時(shí)制冷劑氣體壓力大于壓縮機(jī)理論排氣壓力，系統(tǒng)出現(xiàn)等容膨脹，即過(guò)壓縮。過(guò)壓縮會(huì)造成系統(tǒng)能量損失，使系統(tǒng)性能系數(shù)降低。蒸發(fā)溫度提高，過(guò)壓縮程度增大，性能系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的提高而減小。蒸發(fā)溫度一定時(shí)，冷凝溫度增加，壓縮機(jī)理論排氣壓力增大，過(guò)壓縮程度減小，系統(tǒng)能量損失減小，性能系數(shù)隨冷凝溫度的增加而增加。冷凝溫度為85 ℃，蒸發(fā)溫度分別為25，30，35 ℃時(shí)，閃發(fā)器中間補(bǔ)氣高溫?zé)岜孟到y(tǒng)分別在補(bǔ)氣前壓力比為1.8，1.5，1.4時(shí)取得最大性能系數(shù) 3.95，3.61，3.38。蒸發(fā)溫度為 30 ℃時(shí)，冷凝溫度分別為80，85，90 ℃時(shí)，閃發(fā)器中間補(bǔ)氣高溫?zé)岜孟到y(tǒng)分別在補(bǔ)氣前壓力比為1.4，1.5，1.45 時(shí)取得最大性能系數(shù) 3.51，3.61，3.72。

圖6 不同蒸發(fā)、冷凝溫度下，系統(tǒng)性能系數(shù)COP隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.6 The change of the performance coefficient of the system with the pressure ratio before vapor injection at different evaporation and condensation temperatures

從圖7，8可以看出，蒸發(fā)、冷凝溫度一定時(shí)，系統(tǒng)總功耗隨補(bǔ)氣前壓力比的增加而減小。這是由于隨補(bǔ)氣前壓力比的增大，平衡補(bǔ)氣壓力逐漸增大，對(duì)應(yīng)相對(duì)補(bǔ)氣量逐漸減小，壓縮機(jī)補(bǔ)氣后壓縮過(guò)程R290質(zhì)量流量減小，因此，壓縮機(jī)補(bǔ)氣后壓縮過(guò)程耗功W1隨補(bǔ)氣前壓力比的增大而減??；隨補(bǔ)氣前壓力比增大，壓縮機(jī)補(bǔ)氣前內(nèi)壓縮結(jié)束點(diǎn)2與壓縮機(jī)吸氣點(diǎn)1的焓差增大，壓縮機(jī)補(bǔ)氣前壓縮過(guò)程功耗W2增大；補(bǔ)氣-壓縮過(guò)程功耗較穩(wěn)定；壓縮機(jī)補(bǔ)氣后壓縮過(guò)程功耗W1減小的趨勢(shì)大于壓縮機(jī)補(bǔ)氣前壓縮過(guò)程功耗W2增大的趨勢(shì)，系統(tǒng)總功耗隨補(bǔ)氣前壓力比的增加而減小。

圖7 不同蒸發(fā)溫度下，系統(tǒng)功耗隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.7 The change of system power consumption with the pressure ratio before vapor injection at different evaporation temperatures

圖8 不同冷凝溫度下，系統(tǒng)功耗隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.8 The change of system power consumption with the pressure ratio before vapor injection at different condensation temperatures

從圖7還可看出，相同冷凝溫度及補(bǔ)氣前壓力比下，系統(tǒng)總功耗隨蒸發(fā)溫度的增加而增加。這是由于：蒸發(fā)溫度增加，系統(tǒng)壓縮機(jī)過(guò)壓縮程度增加，造成系統(tǒng)能量損失增加，功耗增加。

從圖8還可看出，蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，系統(tǒng)總耗功隨冷凝溫度的增大而減小。這是由于：蒸發(fā)溫度一定時(shí)，冷凝溫度增加，壓縮機(jī)理論排氣壓力增大，系統(tǒng)壓縮機(jī)過(guò)壓縮程度減小，系統(tǒng)能量損失減小，系統(tǒng)功耗隨冷凝溫度的增加而減小。

從圖9可看出，制熱量隨補(bǔ)氣前壓力比的增加而逐漸減小。這是由于隨補(bǔ)氣前壓力比的增大，平衡補(bǔ)氣壓力逐漸增大，相對(duì)補(bǔ)氣量逐漸減小，冷凝器中制冷劑質(zhì)量流量減小，因此系統(tǒng)制熱量減小。

圖9 不同蒸發(fā)、冷凝溫度下，系統(tǒng)制熱量隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.9 The change of the heating capacity of the system with the pressure ratio before vapor injection at different evaporation and condensation temperatures

冷凝溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，制熱量隨蒸發(fā)溫度的增大而增大。蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，制熱量隨冷凝溫度的增大而減小。

從圖10看出，在不同蒸發(fā)、冷凝溫度下，壓縮機(jī)排氣溫度隨補(bǔ)氣前壓力比的升高而升高。這是由于隨補(bǔ)氣前壓力比的增大，渦旋壓縮機(jī)補(bǔ)氣口后移，平衡補(bǔ)氣壓力升高，相對(duì)補(bǔ)氣量減小，因此補(bǔ)氣過(guò)程對(duì)補(bǔ)氣后壓縮過(guò)程這一階段的制冷劑蒸氣的冷卻效果變差，因此壓縮機(jī)排氣溫度逐漸升高。

圖10 不同蒸發(fā)、冷凝溫度下，壓縮機(jī)排氣溫度隨補(bǔ)氣前壓力比的變化Fig.10 The change of the exhaust temperature of the compressor with the pressure ratio before vapor injection at different evaporation and condensation temperatures

在蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定的情況下，排氣溫度隨冷凝溫度的升高而升高。在冷凝溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定的情況下，排氣溫度隨蒸發(fā)溫度的升高而升高。

3 與常規(guī)高溫?zé)岜孟到y(tǒng)比較

冷凝溫度為85 ℃，蒸發(fā)溫度為30 ℃時(shí)，閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)在最佳補(bǔ)氣前壓力比1.5時(shí)，系統(tǒng)各性能與常規(guī)高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的比較見(jiàn)表1。從表可知，其性能系數(shù)提高18.57%，壓縮機(jī)排氣溫度下降10.03 ℃。

舒水明等[14]以R22和R134a為工質(zhì)帶中間補(bǔ)氣渦旋式壓縮機(jī)的熱泵循環(huán)研究表明，存在最佳補(bǔ)氣前壓力比1～1.3和1.2～1.6使系統(tǒng)獲得最佳的性能系數(shù)，同時(shí)降低壓縮機(jī)排氣溫度。隨蒸發(fā)溫度的增加，系統(tǒng)綜合性能優(yōu)勢(shì)逐漸減小。秦黃輝[15]對(duì)帶閃蒸經(jīng)濟(jì)器的風(fēng)冷螺桿熱泵機(jī)組性能研究表明，在更低的蒸發(fā)溫度下，即系統(tǒng)在更大的壓差下運(yùn)行，機(jī)組制熱量提升的幅度增大，性能系數(shù)提升的幅度也增大。文獻(xiàn)研究結(jié)果驗(yàn)證了本模擬的可行性。

4 結(jié)論

（1）閃發(fā)器中間補(bǔ)氣的R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)存在最佳補(bǔ)氣前壓力比，使系統(tǒng)獲得最優(yōu)的性能系數(shù)。冷凝溫度為85 ℃，蒸發(fā)溫度分別為25，30，35 ℃時(shí)，系統(tǒng)補(bǔ)氣前壓力比為 1.8，1.5，1.4，分別獲得最大性能系數(shù)3.95，3.61，3.38。蒸發(fā)溫度為 30 ℃時(shí)，冷凝溫度分別為 80，85，90 ℃時(shí)，系統(tǒng)補(bǔ)氣前壓力比為1.4，1.5，1.45，分別獲得最大性能系數(shù) 3.51，3.61，3.72。

（2）冷凝溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，隨蒸發(fā)溫度的增加，壓縮機(jī)總功耗增加，制熱量增加，過(guò)壓縮程度增加，能量損失增加，系統(tǒng)性能系數(shù)減小。蒸發(fā)溫度及補(bǔ)氣前壓力比一定時(shí)，冷凝溫度增加，壓縮機(jī)總功耗減小，制熱量減小，過(guò)壓縮程度減小，能量損失減小，系統(tǒng)性能系數(shù)增加。

（3）蒸發(fā)溫度為30 ℃、冷凝溫度85 ℃條件下，閃發(fā)器中間補(bǔ)氣R290高溫?zé)岜迷谧罴蜒a(bǔ)氣前壓力比1.5時(shí)，與常規(guī)高溫?zé)岜孟到y(tǒng)比較，系統(tǒng)性能系數(shù)提高18.57%，壓縮機(jī)排氣溫度下降10.03 ℃。

（4）閃發(fā)器中間補(bǔ)氣R290高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，在高溫工況下循環(huán)的熱力性能明顯提高，具有廣闊的應(yīng)用前景。