一种低温强热空气源热泵系统的制作方法

本实用新型涉及暖通空调技术领域，具体涉及一种低温强热空气源热泵系统。

背景技术：

空气源热泵系统，是以低品位的空气为冷热源，以制冷剂为工作介质，由压缩机、蒸发器、冷凝器、节流装置四大装置为主要核心部件组成，按照逆卡诺循环进行工作，制取冷热水的一种可再生能源利用系统形式。

如今全球经济的高速发展，能源短缺、环境污染加剧、全球气候变暖成为世界关注的问题，尤其成为全球制冷空调行业共同面对的严峻挑战；实现能源的高效利用、低碳环保、降低能耗尤为重要。其中，空气源热泵凭借其高效节能、经济环保的技术优势，作为一种可再生的制取冷热水的系统形式，近年来在建筑空调领域内得到迅速发展。

然而传统的空气源热泵系统，其制冷循环工质主要以hcfc氢氯氟烃为主，最具代表性的工质为r22，但此制冷剂对臭氧层破坏严重，为减轻对臭氧层和环境破坏，在2007年9月，蒙特利尔议定书第19次缔约方会议通过了加速淘汰hcfcs的调整方案；目前我国hcfcs(r22)制冷剂替代主要以r410a，r407c，r134a等氢氟碳化物(hfcs)制冷剂为主，上述替代hcfcs的氢氟碳化物(hfcs)制冷剂有较高的全球变暖gwp值，在目前的环保国际环境下，只能作为短期内过渡制冷剂；但随着全年环保意识的加强，以及全球基加利修正案的批准签订显然高gwp制冷剂显然已经不在满足制冷行业低gwp环保的需求，探寻零odp且gwp值较低的环保制冷剂已成为今后一段时期内全球制冷空调行业多面临的共同课题和社会责任，是全球同行联合起来集中力量解决的全球课题。

因此以r22和r410a为工质的现有常规空气源热泵系统面临被限制使用和淘汰的边缘，不再适合空调行业的长远发展，探寻更加节能环保的新型环保冷媒已经为行业所趋。

除上述问题之外，传统空气源热泵还存在如下技术问题：

(1)热量供需矛盾：建筑需求热量与外环温呈线性反比，外环温低，需求热量大，常规空气源热泵制热量衰减明显；

(2)局限性：严寒地区，常规空气源热泵系统在环温≤-15℃无法正常启动运行，环境温度≤-20℃，coph很难超过2.0(输出水温41℃)；

(3)大压比工况下，压缩机排气温度不断升高，压缩存在过热运行风险，压缩机润滑不良，影响压缩机的使用寿命，且排气温度高，无法通过有效控制手段及方法将其在可靠范围之内。

技术实现要素：

本实用新型针对现有的技术问题，提供一种适用于r32工质补气增焓二级节流的低温强热空气源热泵系统。

本实用新型解决上述技术问题的技术方案如下：一种低温强热空气源热泵系统，包括压缩机、四通换向阀、风冷冷凝器、单向阀组件、闪发器、经济器、水侧换热器和气液分离器；

所述压缩机的吸气口与气液分离器连接，排气口通过四通换向阀与风冷冷凝器或水侧换热器连接，所述压缩机的补气口与补气回路和喷液回路连接；

所述风冷冷凝器通过所述单向阀组件与第一级节流电子膨胀阀连接；

所述第一级节流电子膨胀阀通过干燥过滤器a与闪发器连接；

所述闪发器的出液口与经济器的主侧进口连接，所述闪发器的补气口与补气回路连接；

所述经济器的主侧出口分别与喷液回路和第二级节流电子膨胀阀连接；

所述第二级节流电子膨胀阀与经济器之间设有干燥过滤器b，所述第二级节流电子膨胀阀通过单向阀组件与水侧换热器或风冷冷凝器连接。

本实用新型的有益效果是：本申请通过在主循环回路上采用第一级节流电子膨胀阀和第二级节流电子膨胀阀实现二级节流降压，利用闪发器补气兼具储液功能，实现准二级压缩，使得循环回路制冷剂流量提升20％，低温制热能力提升10％～15％，实现低温强热，使该系统可在低至-25℃严寒温度下高效稳定运行，有效解决常规空气源热泵运行范围有限，低环温制热量衰减、能效偏低的技术难题。

在上述技术方案的基础上，本实用新型为了达到使用的方便以及装备的稳定性，还可以对上述的技术方案作出如下的改进：

进一步，所述经济器的主侧出口通过干燥过滤器c与辅侧节流膨胀阀连接，所述辅侧节流膨胀阀与所述经济器的辅侧入口连接，所述经济器的辅侧出口与四通换向阀和气液分离器之间的气管连接。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：辅路循环利用经济器下游循环方式实现二次过冷，减小蒸发器入口干度，增大单位循环制冷量，有效提升机组性能。同时经济器辅侧循环采用电子膨胀阀节流，精确控制压缩机中间补气压力和中间相对补气量，有效提升机组在低温工况下的制热性能。

进一步，所述经济器的辅侧出口设有温度传感器，所述温度传感器与吸气压力传感器用于控制所述第二级节流电子膨胀阀的开度。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：通过设置温度传感器和吸气压力传感器共同实现对第二级节流电子膨胀阀进行pid控制，精确脉冲调节，实时调节第二级节流电子膨胀阀的开度，保证最佳流量动态匹配，流量调节更精确，调节范围更加宽广。

进一步，所述吸气压力传感器及吸气温度传感器设置在所述四通换向阀与气液分离器连接管路上。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：通过将吸气压力传感器和吸气温度传感器设置在上述同一管路上，可以避免吸气压降对计算的当前过热度值准确性的影响，与目标过热度比较计算实现主阀的精确控制；同时将吸气温度传感器设置在气分之前，而不是在气分之后，此布置方式可有效避免低环温机组启动时气液分离器储存的大量液态制冷剂流经吸气管进入压缩机，导致检测到的吸气温度偏低，计算当前过热度值偏小，导致电子膨胀阀开度逐步关小，低温启动供液不足，出现低环温启动频发低压报警的问题，上述布置位置有效改善了机组的低温启动特性，扩展了机组制热运行的环温下限。

进一步，所述喷液回路上设有喷液电磁阀、喷液毛细管和喷液单向阀。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：当前排气温度高于设定保护值时喷液电磁阀闭合，喷液冷却回路导通，中压液态冷媒经过喷液毛细管节流后与补气循环制冷剂混合进入压缩机补气口，对压缩机进行湿喷，降低排气温度，尤其针对r32工质循环系统排温过高的问题更为直观有效，可将压缩机排气温度控制在125℃以内，防止压缩机过热运行；同时喷液回路上设置单向阀，防止回流。

进一步，所述补气回路上设有补气单向阀。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：通过设置补气单向阀可防止气体回流。

进一步，所述第二级节流电子膨胀阀并联有旁通回路，旁通回路上设有旁通电磁阀和旁通毛细管。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：此循环回路在制冷运行模式，旁通电磁阀得电时为通路，增加低压侧冷媒循环量，弥补第二级节流电子膨胀阀供液量不足，提升机组制冷量及能效；制热模式时，旁通电磁阀失电，旁通回路不通；融霜模式时，旁通电磁阀得电，增加高温冷媒循环量，可加快融霜速度，极大缩短融霜时间。

进一步，所述压缩机为涡旋压缩机，低温强热空气源热泵系统采用的介质为r32制冷剂。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：r32制冷剂具有更好的换热特性，单位容积制冷量大，系统制冷剂充注量小，减小系统体积，同时系统性能得到显著提升；而且hfcs-r32gwp值仅为r410a的1/3，odp值为0，节能环保，为传统冷媒的中长期内较为理想的替代工质，满足制冷行业新型冷媒系统的发展趋势和要求。

进一步，风冷冷凝器为管径≤7mm的紫铜换热管，所述经济器为板式换热器。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：风冷冷凝器采用小管径换热器，更适应于r32流动及换热特性，提高其换热性能；通过设置板式经济器可实现第二级节流前中压制冷剂的二次过冷、减小节流前入口干式和闪发气体，提高蒸发侧换热性能。

进一步，所述单向阀组件包括四个膜片式单向阀。

采用上述进一步技术方案的有益效果是：通过设置单向阀组件在系统循环中起制冷剂换向的作用，制冷循环、制热循环冷凝后的高温高压制冷剂均先通过一级节流电子膨胀阀节流后进入闪发器。

附图说明

图1为本实用新型的示意图；

图2为本申请制冷模式的流程图；

图3为本申请制热模式的流程图；

图4为本申请融霜模式的流程图；

图5本申请的系统热力循环压焓p-h图。

附图标记记录如下：压缩机1、四通换向阀2、d接口2-1，e接口2-2，s接口2-3，c接口2-4，风冷冷凝器3、单向阀组件4、单向阀a4-1,单向阀b4-2，单向阀c4-3，单向阀d4-4，第一级节流电子膨胀阀5、干燥过滤器a6，闪发器7、经济器8、干燥过滤器b9、第二级节流电子膨胀阀10、旁通电磁阀11、旁通节流毛细管12、水侧换热器13、气液分离器14、干燥过滤器c15、辅侧节流膨胀阀16、喷液电磁阀17、喷液毛细管18、喷液单向阀19、补气单向阀20、排温传感器21、吸气压力传感器22、吸温传感器23、温度传感器24、翅片温度传感器25、补气回路26、喷液回路27。

具体实施方式

以下结合附图对本实用新型的原理和特征进行描述，所举实例只用于解释本实用新型，并非用于限定本实用新型的范围。

一种低温强热空气源热泵系统(参见图1至图5)，包括压缩机1、四通换向阀2、风冷冷凝器3、单向阀组件4、闪发器7、经济器8、水侧换热器13和气液分离器14；

所述压缩机1的吸气口与气液分离器14连接，排气口通过四通换向阀2的d接口2-1与风冷冷凝器3或水侧换热器13连接，所述压缩机1的补气口与补气回路26和喷液回路27连接；所述压缩机1的线圈通过吸气工质冷却，利用回气流速带油回油。所述压缩机1与四通换向阀2连接的管路上设有排温传感器21。所述风冷冷凝器3上设有翅片温度传感器25。所述喷液回路27与所述补气回路26并联，所述喷液回路27与所述补气回路26混合后与压缩机1的补气口连接。

如图5所示，现有一次节流补气增焓空气源热泵系统热力循环：1→2→3→4→5→6→7'→8'→9'→1

本申请的二级节流、补气增焓低温强热空气源热泵系统热力循环：

喷液循环回路关闭时热力循环：

喷液循环回路打开时热力循环：

本申请的低温强热空气源热泵系统，通过第一级节流电子膨胀阀5将系统循环工质由高压pc状态节流至中压pi两相态，进入闪发器7后分为饱和气态和饱和液态，闪发器7上部空间的饱和中压气体通过补气回路26进入压缩机1补气口，闪发器7下部的饱和中压液态冷媒进入中低压段的经济器8主侧循环，与辅侧循环进行逆流换热实现二次过冷后，经第二级节流电子膨胀阀10节流至低压p0气液两相态。

本申请通过二级节流、闪发器的中压补气以及中低压段板式经济器下游取液的二次过冷的特有系统形式，使得蒸发侧获取更低的入口干度和入口焓值，从而增加了蒸发侧进出口焓差，相比较现有一次节流补气增焓空气源热泵系统，从热力学理论上分析，本申请蒸发侧焓差增加△h增＝h(9')-h11＞0，即表明：在相同环境温度及蒸发压力下本申请相对于现有一次节流补气增焓系统，可在环境中吸取更多的热量，系统形式更加高效；通过理论分析和实验测试验证，本申请低温制热量相对于现有一次补气增焓的空气源热泵系统，低温工况下制热量提升10％～15％，能效提升3％～5％，实现真正意义上的低温强热和低温高效，效果显著；

同时本申请中间经济器采用下游取液方式，低压侧节流电子膨胀阀入口实现更低的入口干度，减少阀后闪发气体含量，提升蒸发侧换热系数及换热性能。

所述风冷冷凝器3通过所述单向阀组件4与第一级节流电子膨胀阀5连接；所述第一级节流电子膨胀阀5为电子膨胀阀，本申请选用电子膨胀阀，同样可选用热力膨胀阀。

所述第一级节流电子膨胀阀5通过干燥过滤器a6与闪发器7连接；所述闪发器7的出液口与经济器8的主侧进口连接，所述闪发器7的补气口与补气回路26连接。

主侧循环：所述经济器8的主侧出口通过干燥过滤器b9与第二级节流电子膨胀阀10连接；

第二级节流电子膨胀阀10通过单向阀组件4与水侧换热器13或风冷冷凝器3连接。

所述水侧换热器13为干式壳管式换热器或u型换热管，采用螺旋折流板，但水侧换热器形式不限于此，板式换热器同样适用。

水侧换热器13采用u型换热管，更有利于润滑油回到压缩机内，减小系统低压侧的存油率，压缩机得到充分润滑，有效防止其过热运行润滑不足而损坏的问题；同时采用螺旋折流板，可以增加水侧扰动，提高水侧换热系数及换热效果，进而提升机组性能。

经济器8辅侧循环：所述经济器8的主侧出口通过干燥过滤器c15与辅侧节流膨胀阀16连接，所述辅侧节流膨胀阀16与经济器8的辅侧入口连接，所述经济器8的辅侧出口与四通换向阀2和气液分离器14之间的气管连接，通过所述气液分离器14连接压缩机1的吸气口。所述四通换向阀2与气液分离器14连接的气管上设有吸气压力传感器22和吸温传感器23。

所述干燥过滤器a6、干燥过滤器b9和干燥过滤器c15为紫铜干燥过滤器。

所述经济器8的辅侧出口设有温度传感器24，所述温度传感器24与吸气压力传感器22用于控制所述第二级节流电子膨胀阀10的开度。

喷液循环回路：所述经济器8的主侧出口与喷液回路27连接，所述喷液回路27与所述补气回路26并联，所述喷液回路27与所述补气回路26混合后与压缩机1的补气口连接。

所述喷液回路27上设有串联的喷液电磁阀17、喷液毛细管18和喷液单向阀19。所述喷液回路27上的喷液电磁阀17通过目标排气温度和回差进行控制，当前排温≥目标保护排温时，喷液电磁阀17打开，喷液回路27开启；当前排气温度≤(目标排气温度-回差设定值)时，喷液电磁阀17关闭，喷液回路27关闭。可实现系统在-25～25℃环境温度范围内高效稳定运行。

所述补气回路26上设有补气单向阀20。

通过在补气回路26上耦合并联喷液回路27，在大压比工况下，通过喷液回路27开启形成湿喷射，可有效降低系统排气温度，相对比常规空气源热泵系统和现有的一次节流补气增焓系统，本申请可使压缩机1更接近于等熵压缩，压缩机1排气终点由图5系统热力循环压焓p-h图的4点左移至4'点，更接近于等熵压缩终点4s，排气温度由t4降低至t4'，有效解决了极限低环温高水温启动排气温度快速爬升和大压比工况下排气温度过高的两大技术难题，使得低温空气源热泵系统严寒地区扩展应用成为可能，本申请系统形式尤其适用于r32工质，针对r32工质排温过高特性尤为直观有效，可将压缩机排气温度控制在合理区间内，避免压缩机过热运行，保证系统高效稳定。

所述第二级节流电子膨胀阀10并联有旁通回路，旁通回路上设有旁通电磁阀11和旁通节流毛细管12。

所述压缩机1为涡旋压缩机，低温强热空气源热泵系统循环采用的介质为r32制冷剂。所述涡旋压缩机具有低压腔冷却带补气增焓功能，该低温强热空气源热泵系统循环介质不限于r32冷媒，同样适用于r22、r410a等常规制冷剂。本申请通过将r32工质应用于二级节流准二级压缩机补气增焓的热泵循环系统上，针对r32工质的换热特性和热物特性进行了适应性设计，闪发器7和风冷冷凝器3均采用小管径设计，流路优化设计，充分发挥了r32工质良好的流动特性和换热特性，两器换热器性能提升3％～5％，系统尺寸减小，成本投入降低5％左右。

所述风冷冷凝器3为管径≤7mm的紫铜换热管，所述经济器8为板式换热器。

所述单向阀组件4包括四个膜片式单向阀。

该低温强热空气源热泵系统具有制冷功能、制热功能和融霜功能三种循环功能模式：

所述制冷模式运行：四通换向阀2不得电，d接口2-1和c接口2-4连通，e接口2-2和s接口2-3连通；压缩机1压缩产生的高温高压的过热制冷剂气体经过四通换向阀2进入风冷冷凝器3进行冷却冷凝，冷凝冷却后的液态制冷剂经单向阀组件4换向导流作用，经过单向阀组件4的单向阀c4-3，由第一级节流电子膨胀阀5节流降压成为中温中压的气液两相状态进入闪发器7，饱和气体经补气单向阀20进入压缩机1的补气口，闪发器7内剩余的饱和液态制冷剂进入板式经济器8的主循环回路，与辅循环回路换热实现二次过冷后，经第二级节流电子膨胀阀10和旁通回路节流降压后，通过单向阀组件4的导向作用，经单向阀b4-2进入水侧换热器13吸热蒸发制冷，蒸发后的气体经过四通换向阀e接口2-2和s接口2-3口进入气液分离器14，回到压缩机1吸气口，再次进行压缩。

在排气温度高时，喷液回路27的喷液电磁阀17得电，喷液回路27导通，中压液态冷媒经喷液毛细管18节流降压后经喷液单向阀19进入压缩机1的补气口，形成湿喷，有效降低排气温度，防止系统排温过高报警停机。

所述制热运行模式：四通换向阀2得电，d接口2-1和e接口2-2连通，s接口2-3和c接口2-4连通；压缩机1压缩产生的高温高压的过热制冷剂气体经过四通换向阀2进入水侧换热器13进行冷却冷凝，冷凝冷却后的液态制冷剂经单向阀组件4换向导流作用，经过单向阀组件4的单向阀d4-4，由第一级电子膨胀阀5节流降压成为中温中压的气液两相状态进入闪发器7，饱和气体经补气单向阀20进入压缩机补气口，闪发器7内剩余的饱和液态制冷剂进入板式经济器8主循环回路，与辅循环回路换热实现二次过冷后，经第二级节流电子膨胀阀10节流降压，通过单向阀组件4的换向导流作用，经单向阀a4-1进入风冷冷凝器3吸热蒸发；蒸发后的气体经过四通换向阀2的c接口2-4和s接口2-3口进入气液分离器14，回到压缩机1吸气口，再次进行压缩。

在排气温度高时，喷液回路工作状态同制冷模式一致；制热模式下，与第二级节流电子膨胀阀10并联的旁通回路上的旁通电磁阀11不得电，此回路为关闭状态。

所述融霜模式：工作过程同制冷模式基本相同，但仅风冷冷凝器3上方的冷凝风机为关闭状态，同时喷液电磁阀17不得电，喷液回路27关闭。

以上所述仅为本实用新型的较佳实施例，并不用以限制本实用新型，凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。