(北京工業(yè)大學(xué)環(huán)境與能源工程學(xué)院 北京100124)

當(dāng)前我國(guó)的能源形勢(shì)較為嚴(yán)峻，自2010年起，全國(guó)年平均能源消費(fèi)增長(zhǎng)率已達(dá)4.2%[1]，據(jù)統(tǒng)計(jì)，2014年全年能源消費(fèi)總量已達(dá)42.6 億噸標(biāo)準(zhǔn)煤。隨著經(jīng)濟(jì)發(fā)展和城鎮(zhèn)化的加快，建筑能耗在我國(guó)能源消費(fèi)結(jié)構(gòu)中所占的比例越來(lái)越高。2015年，我國(guó)建筑能耗占社會(huì)能源消費(fèi)總量的27.8%[2]。世界八大環(huán)境問(wèn)題中，位列前三位的溫室氣體排放問(wèn)題、臭氧層破壞問(wèn)題、酸雨問(wèn)題均與建筑暖通空調(diào)領(lǐng)域的能源消耗直接相關(guān)，這就意味著建筑能耗是節(jié)能潛力最大的用能領(lǐng)域之一。

空氣源熱泵是以空氣為低溫?zé)嵩?，通過(guò)少量高位電能驅(qū)動(dòng)，將空氣中的低位熱能提升為高位熱能并加以利用的裝置，具有高效節(jié)能、環(huán)保無(wú)污染等特點(diǎn)[3]，是熱泵系統(tǒng)中較為常見(jiàn)的形式。但空氣源熱泵的應(yīng)用范圍受外界條件的影響較大，尤其在某些北方寒冷地區(qū)，冬季室外溫度很低時(shí)，制熱量可能會(huì)受到很大影響，不僅無(wú)法滿足用戶的采暖要求, 而且隨著室內(nèi)外溫差的增大，壓縮機(jī)壓比也會(huì)逐漸增加，導(dǎo)致COP 急劇下降，排氣溫度迅速升高，使壓縮機(jī)無(wú)法正常運(yùn)行甚至損壞[4]。

近年來(lái)，針對(duì)傳統(tǒng)空氣源熱泵在低溫環(huán)境下使用所面臨的問(wèn)題，一些國(guó)內(nèi)外專家學(xué)者提出了不同的解決方案。馬國(guó)遠(yuǎn)等[5]提出帶輔助進(jìn)氣口的渦旋壓縮機(jī)準(zhǔn)二級(jí)熱泵系統(tǒng)，并采用過(guò)冷器進(jìn)行系統(tǒng)循環(huán)輔助，結(jié)果表明，在-15 ～-10 ℃的低溫環(huán)境，該系統(tǒng)仍具備較高的供暖能力，制熱性能顯著。許樹(shù)學(xué)等[6]提出一種單機(jī)雙腔并聯(lián)壓縮式系統(tǒng)，通過(guò)建立系統(tǒng)循環(huán)的理論模型，與普通單級(jí)壓縮系統(tǒng)相比，雙工作腔并聯(lián)系統(tǒng)的制冷量、制熱量分別提高29.6%和29.2%。柴玉鵬等[7]提出以R134a 為制冷劑的渦旋壓縮機(jī)閃蒸器補(bǔ)氣制冷/熱泵系統(tǒng)，結(jié)果表明該系統(tǒng)的制熱及制冷性能與單級(jí)系統(tǒng)相比均有較大提高。

D. H. Kim等[8-10]對(duì)以R134a/R410A為制冷劑的復(fù)疊式熱泵系統(tǒng)建立了數(shù)學(xué)模型，找出適應(yīng)該系統(tǒng)的最佳理論中間壓力。王林等[11]提出一種單級(jí)壓縮循環(huán)與復(fù)疊式壓縮循環(huán)運(yùn)行相結(jié)合的空氣源熱泵系統(tǒng)，可以在室外環(huán)境溫度為-30～40 ℃范圍內(nèi)運(yùn)行。張麗等[12]提出帶有分凝器的小型自復(fù)疊制冷循環(huán)，分析了CO2濃度、冷凝器出口蒸氣干度及分凝器高壓側(cè)出口溫度對(duì)帶有分凝器的自復(fù)疊制冷循環(huán)性能的影響。

由于室內(nèi)空調(diào)排風(fēng)相對(duì)于室外環(huán)境具有一定的熱量或冷量, 因此回收空調(diào)排風(fēng)的能量逐漸成為建筑節(jié)能領(lǐng)域的熱點(diǎn)。近年來(lái)，很多學(xué)者在提高傳統(tǒng)空氣源熱泵性能的基礎(chǔ)上，逐漸將空氣源熱泵系統(tǒng)用于公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)能量回收。吳毅平等[13]提出以空調(diào)排風(fēng)作為低溫?zé)嵩吹目諝庠礋岜孟到y(tǒng)，并分析了該系統(tǒng)的性能及節(jié)能性。趙岐華[14]提出將排風(fēng)的能量用于空氣源熱泵室外換熱器的換熱，以加強(qiáng)其換熱強(qiáng)度，并分析了該系統(tǒng)的性能及電能的消耗。李曉磊等[15]提出新型太陽(yáng)能-低溫?zé)峄厥湛諝庠礋岜寐?lián)合供暖系統(tǒng)，針對(duì)系統(tǒng)集熱側(cè)的設(shè)計(jì)，建立了太陽(yáng)能保證率、單位面積流量等關(guān)鍵參數(shù)的計(jì)算方法，并以實(shí)驗(yàn)為基礎(chǔ)，測(cè)得集熱器單位面積流量的最優(yōu)值。 Chen A.等[16]將熱泵熱回收系統(tǒng)與轉(zhuǎn)輪熱回收和板式熱回收系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明，熱泵熱回收系統(tǒng)具有更大的節(jié)能潛力。G. V. Fracastoro等[17]研究發(fā)現(xiàn)熱泵系統(tǒng)采用建筑排風(fēng)作為熱源的工作效率要遠(yuǎn)高于使用地源的情況，且該系統(tǒng)的安裝成本更低。

為進(jìn)一步提高大溫差環(huán)境下空氣源熱泵系統(tǒng)的性能，本文提出一種適合于寒冷地區(qū)的新型熱泵供暖方式——三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)，并以回收建筑空調(diào)排風(fēng)能量為基礎(chǔ)，搭建了三重回路系統(tǒng)性能測(cè)試平臺(tái)，通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法對(duì)三重回路熱泵系統(tǒng)的性能進(jìn)行測(cè)試，研究三重回路系統(tǒng)的換熱特性及其性能改進(jìn)程度。

1 系統(tǒng)循環(huán)機(jī)理

系統(tǒng)主要包括新風(fēng)換熱器、排風(fēng)換熱器、儲(chǔ)液罐、節(jié)流閥、四通換向閥、截止閥和壓縮機(jī)等。

空氣源熱泵系統(tǒng)如圖1所示。由圖1可知，通過(guò)調(diào)節(jié)5a～5c，可改變系統(tǒng)制冷劑的流向，以滿足冬夏季對(duì)系統(tǒng)的不同需求。夏季工況下，開(kāi)啟截止閥1～4、7、12～14、16～18，關(guān)閉其余截止閥，此時(shí)系統(tǒng)為單回路系統(tǒng)。制冷劑循環(huán)方向?yàn)椋簤嚎s機(jī)→排風(fēng)換熱器→儲(chǔ)液罐→節(jié)流閥→新風(fēng)換熱器→壓縮機(jī)。工作過(guò)程：壓縮機(jī)吸入低溫低壓的制冷劑蒸氣，壓縮成高溫高壓蒸氣后送至排風(fēng)換熱器，經(jīng)排風(fēng)換熱器與冷卻介質(zhì)放熱后，冷凝成高溫高壓液體，再經(jīng)節(jié)流閥節(jié)流成低溫低壓液體，進(jìn)入新風(fēng)換熱器中吸熱汽化，汽化后的低溫低壓制冷劑再被壓縮機(jī)吸入，形成完整的循環(huán)系統(tǒng)。整個(gè)循環(huán)過(guò)程中，制冷劑在新風(fēng)換熱器中從室外新風(fēng)吸熱，向新風(fēng)制冷，再將新風(fēng)排向室內(nèi)，之后再回收室內(nèi)排風(fēng)中的冷量，使制冷劑在排風(fēng)換熱器放熱，冷凝為高壓液體，整體實(shí)現(xiàn)能量回收，提高能源利用率。

1a～1c壓縮機(jī)；2a～2c新風(fēng)換熱器；3a～3c排風(fēng)換熱器；1#儲(chǔ)液罐；4a～4c節(jié)流閥；5a～5c四通換向閥；1～18截止閥。圖1 空氣源熱泵系統(tǒng)Fig.1 The air source heat pump system

在冬季工況時(shí)，只需調(diào)節(jié)3個(gè)四通換向閥，同時(shí)關(guān)閉截止閥7、12、16，開(kāi)啟8、11、15，其余截止閥狀態(tài)不變，便可由制冷模式變?yōu)橹茻崮Ｊ?。制冷劑循環(huán)方向?yàn)椋簤嚎s機(jī)→新風(fēng)換熱器→儲(chǔ)液罐→節(jié)流閥→排風(fēng)換熱器→壓縮機(jī)。工作過(guò)程類(lèi)似，只是制冷劑由室外新風(fēng)冷卻，在新風(fēng)換熱器中放熱凝結(jié)，向新風(fēng)制熱，再將新風(fēng)排向室內(nèi)，回收室內(nèi)排風(fēng)中的熱量，使制冷劑在排風(fēng)換熱器受熱蒸發(fā)，實(shí)現(xiàn)能量回收。

如圖1所示，當(dāng)截止閥1～4、13、14、17、18均處于關(guān)閉狀態(tài)，系統(tǒng)為三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)，每個(gè)回路形成獨(dú)立的循環(huán)系統(tǒng)。與單回路熱泵系統(tǒng)相比，由于三重回路系統(tǒng)的每個(gè)回路中制冷劑流量相對(duì)較少，且各回路制冷劑間不存在相互交換的問(wèn)題，使系統(tǒng)的管路也相對(duì)更簡(jiǎn)單。且僅需調(diào)節(jié)四通換向閥，便可實(shí)現(xiàn)冬、夏系統(tǒng)循環(huán)模式的轉(zhuǎn)換。

2 實(shí)驗(yàn)方法與系統(tǒng)性能評(píng)價(jià)分析

單回路與三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)中使用的換熱器相同，新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器均采用銅管-鋁翅片式換熱器，兩換熱器結(jié)構(gòu)尺寸相同，等高放置，在空氣流通方向各有3排管路，翅片為波紋形整張鋁制套片，換熱器的配套風(fēng)機(jī)為軸流式風(fēng)機(jī)，額定功率為72 W。

實(shí)驗(yàn)在焓差實(shí)驗(yàn)室中進(jìn)行，由焓差室提供恒溫恒濕的環(huán)境條件。焓差實(shí)驗(yàn)室主要由兩個(gè)測(cè)試室(室內(nèi)和室外)、空氣再處理系統(tǒng)(包括制冷設(shè)備、電加熱設(shè)備和電加濕設(shè)備)、風(fēng)速測(cè)試裝置及計(jì)算機(jī)測(cè)控系統(tǒng)(包括數(shù)字功率計(jì)、PID控制器和數(shù)據(jù)采集器)組成。室內(nèi)測(cè)試室模擬空調(diào)系統(tǒng)排風(fēng)風(fēng)道，提供排風(fēng)空氣條件；室外測(cè)試室模擬空調(diào)系統(tǒng)新風(fēng)風(fēng)道，提供新風(fēng)空氣條件。故實(shí)驗(yàn)中將排風(fēng)換熱器安裝在室內(nèi)測(cè)試室，新風(fēng)換熱器、儲(chǔ)液罐和制冷劑泵等其余部件均安裝在室外測(cè)試室。在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)前，通過(guò)查閱相關(guān)規(guī)范[18-19]確定各實(shí)驗(yàn)工況，最終選擇的三重回路空氣源熱泵熱回收實(shí)驗(yàn)工況為：冬季工況，室內(nèi)溫度為20 ℃，室外溫度分別為-20、-15、-10、-5、0、5、10、15 ℃；夏季工況，室內(nèi)溫度為27 ℃，室外溫度分別為30、33、35、38、40 ℃。

為更直觀地評(píng)價(jià)三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)的性能，本文以單回路系統(tǒng)作為對(duì)比對(duì)象，依次分析兩個(gè)系統(tǒng)在相同條件下壓縮機(jī)功率W、系統(tǒng)平均壓比及性能系數(shù)COP的變化趨勢(shì)。因此實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，需控制各工況下新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的迎面風(fēng)速、風(fēng)量(空氣的質(zhì)量流量)、制冷劑質(zhì)量流量及制冷劑種類(lèi)保持不變；單回路和三重回路系統(tǒng)使用同一套換熱器，傳熱面積相同；循環(huán)制冷劑均為R410A，系統(tǒng)的總制冷劑流量保持不變；壓縮機(jī)均采用同一型號(hào)的1 HP轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，頻率為50 Hz，適用該壓縮機(jī)的最佳制冷劑為R410A。

各回路壓縮機(jī)的吸排氣壓力可由數(shù)據(jù)采集器進(jìn)行采集；因只有單回路涉及并聯(lián)問(wèn)題，所以只有單回路循環(huán)時(shí)需計(jì)算系統(tǒng)的平均壓比；壓縮機(jī)功率及換熱器風(fēng)機(jī)功率可由數(shù)字功率計(jì)進(jìn)行測(cè)量；系統(tǒng)換熱量為排風(fēng)換熱器的換熱量，因此h1、h2為排風(fēng)換熱器進(jìn)出口空氣的焓值，在新風(fēng)換熱器進(jìn)、出口處、排風(fēng)換熱器進(jìn)、出口處各設(shè)置6 個(gè)取樣器，通過(guò)數(shù)據(jù)采集器采集新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的進(jìn)、出口干濕球溫度，進(jìn)而可計(jì)算空氣的進(jìn)、出口焓值和密度；通過(guò)風(fēng)速測(cè)試裝置可測(cè)量新風(fēng)換熱器和排風(fēng)換熱器的進(jìn)、出口風(fēng)速，換熱器的進(jìn)出口面積可通過(guò)產(chǎn)品說(shuō)明書(shū)查詢，進(jìn)而計(jì)算換熱器進(jìn)、出口空氣的質(zhì)量流量。具體計(jì)算公式如下：

平均壓比=∑pb/∑pa

(1)

(2)

(3)

COP=Q/(W1+W2+∑Wn)

(4)

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

利用上述公式，可依次分析單回路與三重回路系統(tǒng)在冬夏季室外溫度的變化下壓縮機(jī)功率、系統(tǒng)平均壓比及COP的變化趨勢(shì)。

3.1 冬季運(yùn)行模式

由于空氣源熱泵系統(tǒng)易受氣候條件的影響，所以在我國(guó)冬季室內(nèi)外溫差較大的北方寒冷地區(qū)的使用和推廣受到了嚴(yán)重影響。針對(duì)以上因素，對(duì)空氣源熱泵提出了三重回路系統(tǒng)改進(jìn)方案，因此在進(jìn)行冬季運(yùn)行模式實(shí)驗(yàn)時(shí)，室外的溫度主要以寒冷地區(qū)冬季至春季時(shí)期內(nèi)的部分溫區(qū)為主。制熱模式下，新風(fēng)換熱器僅由室外新風(fēng)冷卻，此冷卻過(guò)程不包括新風(fēng)與室內(nèi)回風(fēng)空氣的混合，新風(fēng)被加熱后再引入室內(nèi)供熱，而排風(fēng)換熱器的加熱則由室內(nèi)的排氣完成，然后直接傳送至室外。

冬季工況下，單回路與三重回路熱泵系統(tǒng)的平均壓比、壓縮機(jī)運(yùn)行功率W及COP隨室外溫度變化的對(duì)比如圖2所示。

圖2 冬季工況下單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)性能的對(duì)比Fig.2 Performance comparison of single-loop system and triple-loop system under winter condition

由圖2可知，當(dāng)室內(nèi)溫度保持20 ℃不變時(shí)，隨著室外溫度逐漸降低，單回路與三重回路系統(tǒng)的平均壓比與壓縮機(jī)功率均逐漸降低，而COP則明顯增大。

由圖2(a)可知，當(dāng)溫差從5 ℃升至40 ℃，三重回路系統(tǒng)的平均壓比與單回路系統(tǒng)相比整體有明顯的降低，單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)的平均壓比分別降低0.51、0.31，原因是單回路系統(tǒng)中新風(fēng)被逐漸加熱，導(dǎo)致新風(fēng)與換熱器中制冷劑的傳熱溫差越來(lái)越小，傳熱效果越來(lái)越差；而三重回路系統(tǒng)中各回路之間形成了不同的梯度，提高了新風(fēng)與各換熱器間的傳熱效果，改善了換熱器的傳熱溫差分布，因此單回路系統(tǒng)平均壓比降低的趨勢(shì)明顯高于三重回路系統(tǒng)。兩種回路的平均壓比隨室內(nèi)外溫差增大均呈降低趨勢(shì)，這與傳統(tǒng)的使用室外空氣作為熱源的熱泵系統(tǒng)不同，因該系統(tǒng)使用室外新風(fēng)作為新風(fēng)換熱器的冷源，使用室內(nèi)排風(fēng)作為排風(fēng)換熱器的熱源，而進(jìn)入排風(fēng)換熱器的空氣溫度遠(yuǎn)高于進(jìn)入新風(fēng)換熱器的空氣溫度，所以該系統(tǒng)的壓比會(huì)隨室內(nèi)外溫差的增大而減小。

由圖2(b)可知，隨室外溫度的降低，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的功率均呈下降趨勢(shì)，分別降低30.4% 和22%。因?yàn)樵撓到y(tǒng)的總功率是新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)功率、排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)功率與壓縮機(jī)功率的總和，而實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，新、排風(fēng)換熱器的迎面風(fēng)速、風(fēng)量不變，故新、排風(fēng)換熱器的風(fēng)機(jī)功率不變，系統(tǒng)功率與壓縮機(jī)輸入功率的變化趨勢(shì)一致。又因排氣熱回收系統(tǒng)的特征是當(dāng)室外空氣溫度變化時(shí)，壓縮機(jī)功率主要受冷凝器(或蒸發(fā)器)負(fù)荷變化的影響，符合該運(yùn)行工況下的壓縮機(jī)的運(yùn)行特性[20]。

由圖2(c)可知，隨室外溫度的降低，單回路與三重回路系統(tǒng)的COP均升高，這與傳統(tǒng)熱泵系統(tǒng)相反，同樣與該系統(tǒng)的運(yùn)行特性有關(guān)。由于該系統(tǒng)中新風(fēng)換熱器由室外新風(fēng)處理，而室外溫度的降低會(huì)導(dǎo)致冷凝溫度的降低，因此該系統(tǒng)COP會(huì)隨室外空氣溫度的降低而升高。當(dāng)溫差為5、40 ℃，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的COP分別相差0.54、3.96，增長(zhǎng)率分別達(dá)1.88和1.16。因相對(duì)于單回路系統(tǒng)，三重回路系統(tǒng)的整體換熱效果更明顯；且三重回路系統(tǒng)的壓縮機(jī)功率不僅整體均低于單回路系統(tǒng)，整體下降趨勢(shì)也較高于單回路系統(tǒng)。故三重回路系統(tǒng)的性能系數(shù)整體優(yōu)于單回路系統(tǒng)，且室內(nèi)外溫差越大，三重回路系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)越明顯，在室內(nèi)外溫差為40 ℃時(shí)，三重回路比單回路COP高54.8%。

3.2 夏季運(yùn)行模式

夏季工況不同室外溫度條件下，單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)各性能的對(duì)比如圖3 所示。

圖3 夏季工況下單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)性能的對(duì)比Fig.3 Performance comparison of single-loop system and triple-loop system under summer condition

由圖3可知，當(dāng)室內(nèi)溫度保持27 ℃不變時(shí)，隨著室內(nèi)外溫差的增大，單回路與三重回路系統(tǒng)的平均壓比均呈下降趨勢(shì)但幅度很小，兩系統(tǒng)的COP均明顯增大。

由圖3(a)可知，三重回路系統(tǒng)的平均壓比均低于單回路系統(tǒng)，且隨著室外溫度升高，三重回路與單回路系統(tǒng)的平均壓比均有所降低，原因同冬季工況。又因夏季工況下室內(nèi)外溫差相對(duì)冬季工況較小，三重回路系統(tǒng)對(duì)換熱器的傳熱溫差分布改善效果不明顯，所以單回路與三重回路系統(tǒng)平均壓比下降的幅度均較小，分別降低0.06、0.07。

由圖3(b)可知，隨室外溫度的升高，兩回路系統(tǒng)的壓縮機(jī)功率均呈上升趨勢(shì)，分別升高25.0%、28.0%，但三重回路系統(tǒng)的功率均低于單回路系統(tǒng)，符合系統(tǒng)壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)行情況。

由圖3(c)可知，兩系統(tǒng)的COP 均隨室內(nèi)外溫差的增大而升高，這是因?yàn)樵谙募竟r下，室外溫度的升高會(huì)導(dǎo)致蒸發(fā)溫度升高。當(dāng)室內(nèi)外溫差為3、13 ℃時(shí)，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的COP分別相差0.56、1.67，增長(zhǎng)率分別為89.8% 和49.3%。分析可知，由于夏季工況室內(nèi)外溫差相對(duì)較小，雖然采用三重回路系統(tǒng)改變了換熱器的傳熱溫差分布，但兩個(gè)回路系統(tǒng)的整體換熱量相差較小，所以影響COP的主要原因是三重回路系統(tǒng)的總功率較小，與冬季工況相同。又因三重回路系統(tǒng)壓縮機(jī)功率的整體上升趨勢(shì)高于單回路系統(tǒng)，導(dǎo)致三重回路系統(tǒng)的COP增長(zhǎng)率較高。當(dāng)室內(nèi)外溫差為13 ℃時(shí)，三重回路比單回路COP提高74.6%。

4 結(jié)論

為了改善傳統(tǒng)空氣源熱泵在我國(guó)北方寒冷地區(qū)使用的性能，同時(shí)解決我國(guó)能源形勢(shì)緊張的問(wèn)題，本文提出了三重回路空氣源熱泵熱回收系統(tǒng)，充分利用建筑空調(diào)系統(tǒng)的排風(fēng)能量，提高能源利用率。

針對(duì)冬夏季不同的室外環(huán)境溫度區(qū)間，對(duì)研制的熱泵樣機(jī)單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)的運(yùn)行特性進(jìn)行了測(cè)試，通過(guò)對(duì)比分析兩種回路系統(tǒng)在制熱與制冷模式下各性能的變化趨勢(shì)，得出如下結(jié)論：

1)無(wú)論冬季或夏季工況，三重回路系統(tǒng)的整體性能均明顯高于單回路系統(tǒng)，且隨室內(nèi)外溫差的增大，三重回路系統(tǒng)對(duì)于傳統(tǒng)空氣源熱泵存在的壓比過(guò)大、系統(tǒng)性能急劇降低等問(wèn)題均有明顯改善。

2)冬季室內(nèi)外溫差較大，冬季工況下系統(tǒng)的COP、壓縮機(jī)功率和系統(tǒng)平均壓比均有較明顯的波動(dòng)，主要原因是三重回路系統(tǒng)中各回路之間形成了不同的梯度，相比于單回路系統(tǒng)，提高了新風(fēng)與各換熱器間的傳熱效果，改善了換熱器的傳熱溫差分布，而夏季工況室內(nèi)外溫差較小，所以三重回路系統(tǒng)對(duì)換熱器的傳熱溫差分布幾乎沒(méi)有起到改善的作用。

3)隨室內(nèi)外溫差的增大，冬季工況下，三重回路與單回路系統(tǒng)COP增長(zhǎng)率分別達(dá)1.88和1.16，壓縮機(jī)功率分別降低30.4% 和22%，且在室內(nèi)外溫差為40 ℃時(shí)，三重回路比單回路系統(tǒng)COP提高54.8%；夏季工況下，三重回路與單回路系統(tǒng)COP增長(zhǎng)率分別為89.8% 和49.3%，壓縮機(jī)功率分別升高25.0% 和28.0%，室內(nèi)外溫差為13 ℃時(shí)，三重回路COP比單回路提高74.6%，這也說(shuō)明采用三重回路系統(tǒng)的熱回收利用率較高。

符號(hào)說(shuō)明

∑pb——單回路系統(tǒng)壓縮機(jī)總排氣壓力，kPa

∑pa——單回路系統(tǒng)壓縮機(jī)總進(jìn)氣壓力，kPa

Q——排風(fēng)換熱器換熱量，kW

h1、h2——排風(fēng)換熱器進(jìn)、出口空氣焓值，kJ/kg

ρ——排風(fēng)側(cè)空氣密度，kg/m3

υ——排風(fēng)側(cè)空氣速度，m/s

А——排風(fēng)側(cè)排風(fēng)換熱器面積，m2

COP——系統(tǒng)性能系數(shù)

W1——新風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)功率，kW

W2——排風(fēng)換熱器風(fēng)機(jī)功率，kW

∑Wn——壓縮機(jī)總功率，kW