尹應德，李露露，朱冬生²，農雅善，趙密升³，李建國

(1.桂林電子科技大學(xué)建筑與交通工程學(xué)院，桂林541004;2. 中國科學(xué)院廣州能源研究所，廣州510640;3.廣東紐思泰新能源科技發(fā)展有限公司，廣州 511325)

Experimental study on the effect of heating water temperature on the heating performance of a low-temperature air source heat pump Yin  Yingde,LiLulu²,Zhu Dongsheng²,Nongyasha,Zhao  Misheng,LiJianguo³

1.Guilin University of Electronic Technology,School of Architecture and Transportation Engineering,Guilin  541004,China;

2.Guangzhou Institute of Energy Conversion,Chinese Academy of Sciences,Guangzhou 510640,China;

3.GuangdongNew Energy Technology Development Co.,Ltd,Guangzhou 511325,China)

Abstract: Air source heat pump as a low carbon energy conservation device has a wide application prospect.To study the heating performance of a commercial air-source heat pump(ASHP)with  different water-supply temperatures  at  a  low  ambient  temperature,a novel full-scale dual-system ASHP prototype was developed.The liquid secondary refrigerant (LSR)method was used to calculate  the  heating  capacity.The  prototype can  be used  as  a  commercial  product  for industrialization.Experiment  results showed  that,at  the  ambient  temperature  of  -25   ℃,  with the hot-water-supply temperature varying  from 41 to 55  ℃,the heating capacity of the  prototype  was  reduced  from 29.57  to   19.71  kW,a   33.33%reduction, consumption power increased from 19.20 to 23.36 kW,an increase of 21.69%,and COP n was reduced from 1.54 to 0.84,are duction of 45.45%.This study can provide a beneficial reference for the application of commercial air source heat pump at the low temperature environment.

Keywords: air-source heat pump(ASHP); liquid secondary refrigerant (LSR)method; low   ambient  temperature;coefficient   of performance (COP)

 

摘要：空氣源熱泵作為一種低碳節能裝置，具有廣泛的應用前景。為研究在低環(huán)境溫度(-25℃)下，不同供暖水溫對低溫空氣源熱泵(ASHP)的制熱性能的影響，研制了一種新型全尺寸雙系統空氣源熱泵樣機，該樣機可以用作工業(yè)化的商業(yè)產(chǎn)品，并采用液體載冷劑(LSR)法計算制熱量。實(shí)驗結果表明，在-25℃環(huán)境溫度下，供暖水溫從41℃變化到55℃時(shí)，樣機的制熱量由29.57kW降低到19.71kW,降低了33.33%,消耗功率從19.20kW提高到23.36kW,增長(cháng)了21.69%,制熱性能系數COPh從1.54降低到0.84,降低45.45%。該研究可為空氣源熱泵在低溫環(huán)境下的應用提供參考。

關(guān)鍵詞：空氣源熱泵(ASHP);液體載冷劑(LSR)法；低環(huán)境溫度；性能系數(COP)

引言

鍋爐、熱泵和工業(yè)廢熱可以用于建筑供暖。在我國北方地區，冬天使用煤炭取暖會(huì )造成嚴重的污染[1,2]。近年來(lái)，以電力驅動(dòng)的熱泵系統作為可再生和清潔能源，在中國北方供暖領(lǐng)域得到了很大的進(jìn)展[3]。熱泵根據其熱源可分為地源熱泵(GSHP)和空氣源熱泵(ASHP)[4]。地源熱泵包括地表水(SWHP)、地下水(GWHP)和土壤源(GCHP)熱泵[5]?？諝庠礋岜糜捎谄潇`活性和便利性而被廣泛應用，它通過(guò)利用空氣提取熱量，是鍋爐的最佳替代品之一[6-8]。

供暖末端，主要包括風(fēng)機盤(pán)管、地暖和鑄鐵/鋼/鋁散熱器等[9]。它們的傳熱方式不同，例如，風(fēng)機盤(pán)管通過(guò)對流傳熱，散熱器通過(guò)輻射傳熱，地暖通過(guò)對流和輻射相結合的方式傳熱。不同的供暖末端需要不同的供回水溫度，風(fēng)機盤(pán)管推薦溫度為40/35℃,地暖推薦溫度為45/35℃,散熱器推薦溫度為60/50℃[10]。為了提高空氣源熱泵的供暖性能，Jin等[11]進(jìn)行了降低供暖末端回水溫度的實(shí)驗，結果表明，當風(fēng)機盤(pán)管回水溫度降低到30℃時(shí)，建筑供暖的溫度仍然可以接受。然而，與散熱器和地暖相比，進(jìn)行風(fēng)機盤(pán)管供暖時(shí)人體舒適度較差[121。但是，散熱器在使用上也存在一些不足，例如散熱器的地暖熱水溫度比較高，大約在60℃以上不利于節能。特別是在中國北方的冬季，外部環(huán)境溫度通常在-25~0℃,傳統的空氣源熱泵無(wú)法為建筑供暖提供如此高的熱水溫度，并且其COP會(huì )隨著(zhù)環(huán)境溫度的降低迅速下降[13,14]。

近年來(lái)，為了克服傳統空氣源熱泵的缺點(diǎn)，研究人員提出了許多創(chuàng )新技術(shù)[151,包括兩級壓縮[161、壓縮機噴氣增焓[17]、復疊式壓縮[18],壓縮機變頻技術(shù)[19J,加裝輔助熱源等[20]。Yan等[21]研究了在低環(huán)境溫度下采用新設計的雙轉子壓縮機噴氣增焓空氣源熱泵的熱性能。結果表明，空氣源熱泵的制熱量提高了5.6%~14.4%,COP提高了3.5%。Zhang等[22]分析了安裝在寒冷地區的噴氣增焓空氣源熱泵的性能。

結果表明，當最低環(huán)境溫度為-14.84℃,最高供暖水溫為50℃時(shí)，空氣源熱泵的COP為2.34,表明噴氣增焓空氣源熱泵的供暖性能良好，優(yōu)于傳統的空氣源熱泵。Qi等[23]研究了新型混合噴氣增焓空氣源熱泵，在-30℃蒸發(fā)溫度和50℃冷凝溫度下與傳統噴氣增焓空氣源熱泵進(jìn)行了比較。結果表明，前者的COP比后者增加了2.8%~3.3%。Sun等[24,25]測試了帶有閃蒸罐的單缸旋轉壓縮機噴氣增焓空氣源熱泵，并將其與傳統的單級蒸汽壓縮空氣源熱泵進(jìn)行了比較。結果表明，當環(huán)境溫度為-10℃時(shí)，制熱量提高了9.1%~29.5%,COP提高了5.35%~7.89%。

從上述參考文獻來(lái)看，目前低溫空氣源熱泵的研究多集中在單系統上，雙系統空氣源熱泵理論及應用研究較少，特別是開(kāi)發(fā)商用低溫空氣源熱泵產(chǎn)品更少。因此本文從商用低溫空氣源熱泵實(shí)際產(chǎn)品入手，設計了一種新型全尺寸雙系統空氣源熱泵樣機，考察在低環(huán)境溫度(-25℃)下，供暖水溫對熱泵制熱性能的影響，以提高性?xún)r(jià)比，降低能耗。

1、實(shí)驗系統和方法

1.1噴氣增焓熱泵

噴氣增焓熱泵是指采用噴氣增焓壓縮機的熱泵，即壓縮機采用兩級節流中間噴氣技術(shù)，實(shí)現增焓效果。壓縮機的蒸氣噴射口噴入中壓制冷劑蒸氣，與吸氣口吸入的低壓制冷劑蒸氣經(jīng)壓縮后混合，再壓縮，提高壓縮機排氣量(即增加單位體積制冷劑焓值),達到低溫環(huán)境下提升制熱能力的目的。

如圖1所示，空氣源熱泵樣機制冷劑采用R410A,由兩個(gè)獨立制冷劑子循環(huán)組成。其中，一個(gè)子循環(huán)由壓縮機1、四通閥1、冷凝器、電磁閥1、電子膨脹閥1、電子膨脹閥2、中間經(jīng)濟器1和蒸發(fā)器1組成。蒸發(fā)器1中的液態(tài)制冷劑R410A從空氣中吸取熱量并蒸發(fā)成蒸汽，低壓、低溫制冷劑蒸汽進(jìn)入壓縮機1,被壓縮至中壓、中溫，然后與從壓縮機1噴孔吸入的制冷劑混合，被壓縮成高壓高溫蒸汽，從壓縮機1排出后進(jìn)入冷凝器，向循環(huán)熱水散熱并冷凝成高壓高溫制冷劑液體。流出冷凝器后的制冷劑液體被分為兩個(gè)回路，主制冷劑回路在中間經(jīng)濟器1中與輔路制冷劑進(jìn)行熱交換，通過(guò)電子膨脹閥2減壓，返回蒸發(fā)器1。輔路制冷劑吸取主路制冷劑熱量后通過(guò)電子膨脹閥1減壓，返回至壓縮機1的吸入孔。在中間經(jīng)濟器1的進(jìn)口處裝有膨脹閥1,以控制補氣壓力和補氣質(zhì)量流量。電子膨脹閥2控制吸入蒸汽過(guò)熱度在3~5℃范圍內。不同環(huán)境溫度下，通過(guò)開(kāi)關(guān)電磁閥1可以控制子循環(huán)的運行模式，例如，當環(huán)境溫度高于0℃時(shí)，電磁閥1關(guān)閉，子循環(huán)不補氣，進(jìn)入常規模式。

另一個(gè)子循環(huán)由壓縮機2、四通閥2、冷凝器、電磁閥2、電子膨脹閥3、電子膨脹閥4、中間經(jīng)濟器2和蒸發(fā)器2組成，其制冷劑循環(huán)與第一回路相同兩個(gè)子循環(huán)共用一個(gè)冷凝器，冷凝器中的制冷劑回路是分開(kāi)的，但熱水回路合用。冷凝器為一種采用換熱銅管外徑為5.6mm的內螺旋管的新型換熱器。內螺旋管不同于微翅片管和光滑管，具有較高的傳熱效率[26-28]

帶中間經(jīng)濟器的噴氣增焓熱泵的P-h圖如圖2所示。系統制熱量可表示為：

Qc=me(h?-h?)(1)

壓縮總功率可以表示為

W=m.(h?-h?i)+me(h?-h?)-meW?-2'(2)

空氣源熱泵的COP可以表示為：

式中，h?,h?,h?,,h?,h?,hs——1,2,2',3,4,5點(diǎn)的焓，kJ/kgm。,me——冷凝器，蒸發(fā)器中制冷劑的質(zhì)量流量，kg·m-3;W?-2¹——吸氣和壓縮過(guò)程中的壓縮機消耗功率，kW

1.2實(shí)驗裝置

圖1是用于建筑供暖的低環(huán)境溫度空氣源熱泵的全尺寸實(shí)驗樣機系統示意圖，它主要由兩臺壓縮機、兩臺風(fēng)冷蒸發(fā)器和一臺水冷冷凝器組成。樣機的主要部件如表1所示?？諝庠礋岜脴訖C設置在空調焓差實(shí)驗室的封閉空間，通過(guò)室外控制室進(jìn)行控制，熱水系統由輔助冷卻和調溫系統控制

1.3測量?jì)x器

主要測量參數包括水體積流量、制冷劑壓力、熱水溫度、室外溫度和電功率。采用鉑電阻溫度計測量制冷劑熱水和空氣的溫度；采用濕度傳感器測量室外控制室的空氣濕度；采用安裝在熱水管上的體積流量計測量熱水的體積流量；壓力變送器用于測量蒸發(fā)壓力和冷凝壓力；蒸發(fā)器的風(fēng)速由風(fēng)速變送器測量；壓縮機、風(fēng)扇和水泵消耗的電能由電能表測量；采用計算機數據采集系統記錄所有測試數據，所有測量?jì)x器均通過(guò)各自的方法進(jìn)行校準。測試設備及精確度見(jiàn)表2。

1.4測量條件

表3顯示了樣機的測試條件。該實(shí)驗中，室外溫度設置為-25℃(干球溫度),供暖水溫為41~55℃，

表3測試條件

2、數據處理

2.1制熱量

空氣源熱泵的制熱量Q.可定義為

式中，mc——流經(jīng)冷凝器的供暖熱水質(zhì)量流量，kg·m-3;Pc——密度，

kJ-kg-1·℃-1:V——體積流量，m3.s-1Tc,o——出口溫度，t;Tci——入口溫度，K。

制熱量也可以通過(guò)以下公式計算：Qc=mcCp,c△Tc=PeVcp.c(Tc。-Tci)(4)

Qc=UA△Tm(5)

式中，U——總傳熱系數

W·m-2·k-1;A—一傳熱面積m²:

△Tm——冷凝器內、外管流體的對數平均溫差，K,△Tm可以通過(guò)以下公式計算：

式中，Te——冷凝溫度，K。

2.2空氣源熱泵COPh

在空氣源熱泵樣機中，蒸發(fā)器的壓縮機和風(fēng)扇由電力驅動(dòng)。消耗功率的總和如下所示：

Palu=Pcom+P(7)

式中，Pcom——壓縮機電功率，

kW,Pp——風(fēng)扇電功率，kW?？諝庠礋岜玫腃OPh可以定義為：

2.3不確定性分析

實(shí)驗過(guò)程不確定性可以通過(guò)二次公式給出的方法來(lái)估計。間接測量數據的不確定度可以從傳遞公式和直接測量值中獲得。若y=f(x?,x?,X?…xn)間接測量y的不確定度傳遞公式如下所示：

根據誤差傳播理論，誤差包括系統誤差和隨機誤差，被用于分析測試數據的準確性。為減少隨機誤差，該次實(shí)驗在設定條件下，每隔3分鐘采集5個(gè)穩態(tài)測量值。該測試系統的制熱量和COP的最大相對不確定度分別為士2.50%和±4.50%,誤差小于10%,滿(mǎn)足實(shí)際工程應用的需要。

3、結果與討論

本文對不同供暖水溫工況下的制熱量、消耗和系統COP等參數進(jìn)行了測試和研究，此外，還研究了排氣、吸氣、蒸發(fā)和冷凝溫度的變化情況。

3.1排氣溫度和吸氣溫度

圖3表明，在-25℃(干球溫度)環(huán)境溫度下，隨著(zhù)供暖水溫從41℃升高到55℃,兩個(gè)子系統的排氣溫度也隨之升高。系統1的排氣溫度從97.79℃升高到117.63℃,系統2的排氣溫度從85.80℃升高到105.85℃。當供暖水溫為55℃時(shí)，系統1的排氣溫度接近系統設定的最高限值120℃。如果排氣溫度高于120℃,樣機會(huì )受到高壓保護并自動(dòng)停機，因此樣機的供暖水溫不能超過(guò)55℃。

原因有很多：(1)系統1和系統2各組成部分的性能差異；(2)制冷循環(huán)管的長(cháng)度差；(3)電子膨脹閥的開(kāi)度、壓縮機運行頻率、風(fēng)機轉速等。因此，雖然兩個(gè)系統獨立運行且部件選擇相同，但在實(shí)際運行中，兩個(gè)系統的運行參數可能不同。

如圖4所示，在相同的實(shí)驗條件下，當供暖水溫從41℃升高到55℃時(shí)，兩個(gè)子系統的吸氣溫度也隨之升高。系統1的吸氣溫度從-28.38℃上升到-26.60℃,系統2的吸氣溫度從-28.78℃上升到-25.89℃。溫差不超過(guò)3℃,變化幅度不大。因為吸氣溫度主要受蒸發(fā)溫度和過(guò)熱溫度影響，所以供暖水溫變化對其影響不大。

3.2蒸發(fā)溫度和冷凝溫度

圖5表明兩個(gè)子系統的蒸發(fā)溫度隨著(zhù)供暖水溫的升高而升高。系統1的蒸發(fā)溫度從-31.38℃增加到-29.65℃系統2的蒸發(fā)溫度從-31.47℃增加到-30.00℃。由于蒸發(fā)溫度主要受環(huán)境溫度影響，溫差不超過(guò)1.8℃,變化不大該次測試環(huán)境溫度保持在-25℃(于球溫度),因此供暖水溫的變化對蒸發(fā)溫度影響不大。通過(guò)對測試數據的分析，系統1的平均過(guò)熱溫度為3.05℃,系統2的平均過(guò)熱溫度為3.37℃,這有利于防止制冷劑氣體隨液體進(jìn)入壓縮機引起液擊，但會(huì )增加壓縮機的功耗。通常情況下，過(guò)熱溫度保持在2~3℃。

圖6表明兩個(gè)子系統的冷凝溫度隨著(zhù)供暖水溫的升高而升高。系統1的冷凝溫度由45.98℃升高至59.47℃,系統2的冷凝溫度由45.34℃升高至58.03℃,增長(cháng)率都非常明顯。在熱泵中，冷凝溫度主要由供水溫度決定。測試數據表明，系統1的冷凝溫度和供暖水溫的平均溫差為4.65℃,系統2的平均溫差為3.60℃。

3.3制熱量、消耗功率和COPh

在實(shí)驗樣機中，有兩臺壓縮機，兩臺蒸發(fā)器，但只有一臺冷凝器，因此，總制熱量可以通過(guò)液體載冷劑法進(jìn)行測試[29]。熱泵設備的計量方式主要有三種：液體載冷劑法、熱平衡法和液體制冷劑流量計法，本次測試采用液體載冷劑法。通過(guò)測試可得到冷凝器中熱水的進(jìn)出口溫度，根據式(4)可計算出低溫空氣源熱泵的制熱量。

圖7表明，當環(huán)境溫度保持在-25℃(干球溫度)時(shí)，供暖水溫由41℃變?yōu)?5℃,制熱量由29.57kW降低到19.71kW,降低了33.33%。這表明提高供暖水溫會(huì )導致供暖能力大幅下降，為提高供暖能力，滿(mǎn)足熱負荷，應選用低溫供暖終端，如地暖、風(fēng)機盤(pán)管等。當環(huán)境溫度保持在-25℃(干球溫度)時(shí)，供暖水溫由41℃變?yōu)?5℃,樣機消耗功率由19.2kW增加到23.36kW,增長(cháng)了21.69%。這說(shuō)明提高供暖水溫導致消耗功率大幅增加，不利于節能。壓縮機功率增加的原因是，當供水溫度升高時(shí)，相應的冷凝溫度和排氣溫度也隨之升高。排氣溫度的升高意味著(zhù)壓縮機的壓縮比增加，單位質(zhì)量制冷劑流量的功耗增加，進(jìn)而導致壓縮功率增加。

圖7顯示樣機的COPn在測試條件下從1.54降低到0.84,降低了45.45%供暖水溫為50℃時(shí)，樣機的COPh為1.05,與直接電加熱的效率非常接近；供暖水溫為55℃時(shí)，樣機的COPh僅為0.84,低于直接電加熱的效率。這表明采用補氣增焓技術(shù)的樣機不適用于更高供暖水溫需求的供暖。一些技術(shù)和加熱循環(huán)可用于提高空氣源熱泵的性能，Kang等[30]在-20℃室外溫度、150Hz條件下對雙噴氣增焓空氣源熱泵進(jìn)行了實(shí)驗測試，COP值約為1.85。Xu等[31]發(fā)現，當供暖水溫高達75℃,環(huán)境溫度低至-21℃時(shí)，梯級熱泵系統的COP為1.69。Wang等[32]發(fā)現，在20℃的極冷溫度下，新型CO,空氣源熱泵系統實(shí)現了5.6kW的最大制熱量和1.8的COP值。但本文中低溫空氣源熱泵作為供暖熱源，40~45℃熱水比較合適，不需要更高的溫度等級。因此沒(méi)有必要使用一些更高能效比但制造成本更高的制冷循環(huán)系統。

4、結論

本文在環(huán)境溫度-25℃(干球溫度)下，對供暖水溫從41℃到55℃不等的

雙系統低環(huán)境溫度噴氣增焓空氣源熱泵制熱性能進(jìn)行了實(shí)驗研究，得出以下結論：

1.設計并搭建了一種新型全尺寸噴氣增焓雙系統空氣源熱泵實(shí)驗樣機可在-25℃超低環(huán)境溫度下正常運行。排氣溫度和冷凝溫度受供暖水溫的影響較大，而吸氣和蒸發(fā)溫度受供暖水溫的影響較小。

2.在測試工況下，樣機的制熱量從29.57kW到19.71kW,減少了33.33%,其消耗功率從19.20kW到23.36kW,增加了21.69%。供暖水溫的變化極大地影響了制熱量和消耗功率。樣機的COP,在測試條件下從1.54到0.84不等，降低了45.45%。由測試結果可知，在-25℃以上的外界環(huán)境溫度下，本文研究的低溫空氣源熱泵的供暖水溫適宜范圍為40-50℃,其對應的COPh值范圍為3.39-1.05。

3.全尺寸樣機實(shí)驗結果反映了空氣源熱泵供暖的真實(shí)運行情況，為低溫空氣源熱泵供暖的實(shí)際應用提供了指導依據。

符號表下標C冷凝器db干球e蒸發(fā)器 143 h供暖i進(jìn)口o出口wb濕球

參考文獻

[1]LI  L,LIU  D  J.Study  on  an  Air  quality evaluation   model   for   Beijing   city under haze-fog pollution based on new ambient   air   quality   standards   [J] International journal of environmental  research  and  public  health,2018,11(9) 8909-8923.

[2]ZHANG J,KOTANI K,SAIJO T Public acceptance of environmentally friendly heating in Beijing:a case of a low temperature air source heat pump [J].Energy policy,2018,117:75-85.

[3]LUND J W,BOYD T L.Direct utilization of geothermal energy 2015 worldwide review    [J].Geothermics, 2016,60:66-93.

[4]SARBU  I,     SEBARCHIEVICI    C General review of ground-source heat  pump systems for heating and cooling of buildings[J].Energy  and  buildings,  2014,70:441-454.

[5]American Society of Heating ASHRAE Handbook,HVAC Applications [M]  Atlanta,Refrigerating    and    Air-Conditioning Engineers,2011

[6]ZHANGY,MAQ,LIB,etal Application of an air source heat pump  (ASHP)for    heating    in    Harbin,the  coldest provincial  capital  of China[J]  Energy    and    buildings,2017,138:96-  103.

[7]sONGMJ,XUX,MAON,etal   Energy  transfer  procession  in  an  air source heat pump unit     during defrosting    [J].Applied    energy,2017, 204:679-689.

[8]SONG   M   J,DANG   C,MAO   N,et   al Energy  transfer  procession  in  an  ain source     heat     pump    unit     during defrosting  with  melted  frost  locally drainage  in  its  multi-circuit   outdoor coil   [J].Energy   and   buildings,2018,164:109-120

[9]JANSEN    sC,TERES-ZUBIAGA    J,LUSCUERE P G.The exergy approach for   evaluating   and   developing   an energy system for a social dwelling[J] Energy    and    buildings,2012,55:693- 703.

[10]HU   B,WANG RZ,XIAO   B,et   al.  Performance evaluation of different heating terminals used in air   source    heat    pump    system    [J] International  journal  of  refrigeration-  revue  internationale  du  froid,2019,98: 274-282.

[11]JIN    L,CAO    F.YANG    D    F.et     al Performance    investigations  of  an R404A   source   heat  pump  with   an internal heat exchanger for residential heating    in    northern    China     [J] International journal  of  refrigeration-  revue  internationale  du  froid,2016,67:239-248.

[12]Dchghan MH,   Abdolzadeh    M Comparison  study  on  air  flow  and particle  dispersion  in  a  typical  room  with  floor,skirt  boarding,and  radiator heating  systems  [J].Building    and environment,2018,133:161-177

[13]王灃浩，王志華，鄭煜鑫，等.低溫環(huán)境 下空氣源熱泵的研究現狀及展望[J]  制冷學(xué)報，2013,34(05):47-54 WANG F,WANG Z,ZHENG Y,et al  Research progress and prospect of air source heat pump in low temperature environment  [J].Journal  of refrigeration,2013,34(5):47-54

[14]sONG    M,DENG    S,DANG    C,et    al Review on improvement for air source heat  pump  units  during  frosting  and defrosting[J].Applied  energy,2018, 211:1150-1170

[15]ZHANG  L,JIANG  Y  Q,DONG  JK,et al.Advances in vapor compression air  source   heat   pump   system   in   cold  regions:A review   [J].Renewable & sustainable energy  reviews,2018  81(1):353-365

[16]WEI   W   Z,NI   L,ZHOU   C   H,et   al  Performance  analysis  of  a  quasi-two stage   compression   air   source   heat pump in severe cold region with a new control   strategy   [J].Applied   thermal engineering,2020,174:1-12

[17]WANG   B   L,DING   Y   C,SHI   W   X Experimental    research    on    vapor-  injected  rotary  compressor  through   end-plate    injection    structure with  check   valve[J].International   journal   of  refrigeration-revue   internationale  du      froid,2018.96:131-138

[18]HE   H,WANG   L,YUAN   J   F,et   al   Performance    evaluation      of    solar   absorption-compression cascade refrigeration system with an integrated   air-cooled   compression   cycle    [J]

Energy  conversion  and  management, 2019,201:1-14

[19]ADHIKARI  R  S,ASTE  N,MANFREN M.Energy   savings   through   variable   speed compressor heat pump  systems   [C].Energy  procedia,2012,14:    1337-1342.

[20]BANISTER    C    J,COLLINS    M    R Development  and  performance  of  a   dual   tank   solar-assisted   heat   pump  system       [J].Applied       energy,2015   149:125-13.

[21]YAN    G,JIA    Q,BAI    T.Experimental investigation   on  vapor-injected  heat pump  with  a  newly  designed  twin rotary  variable  speed  compressor  for cold   regions[J].International   journal of   refrigeration-revue    internationale du      froid.2016.62:232-241

[22]ZHANG   D,LI   JP,NAN   J   H.et    al Thermal  performance  prediction   and   analysis  on  the   economized  vapor-   injected air-source heat pump in cold   climate     region     of     China     [J] Sustainable  energy  technologies  and assessments,2016,18:127-133

[23]QI  H  J,LIU  F  Y,YU  J  L.Performance analysis   of   a   novel   hybrid   vapor injected  cycle  with  sub-cooler  and  flash tank for air-source heat pumps[J] International journal  of refrigeration revue  internationale  du  froid,2017,74 540-549.

[24]SUN   JF,ZHU   D   S,YIN   Y   D,et   al. Experimental    investigation    of    the heating   performance of   refrigerant  injection   heat  pump   with   a   single  cylinder         inverter-driven rotary compressor [J],Journal of    thermal  analysis   and   calorimetry,2018,133(3) 1579-1588.

[25]SUN    J    F,ZHU    D    S,YIN    Y    D 等   .Experimental    research    on    the heating    performance    of    a    single cylinder   refrigerant   injection   rotary compressor heat pump with flash tank [J]. 中國科學(xué)：技術(shù)科學(xué)：英文 版.2018.(12):1814-1823

[26]KIMNH.Convective boiling  of R410A in 5.0 and 7.0 mm outer diameter  microfin  tubes [J] Experimental    heat    transfer,  2020, 33(4):355-373.

[27]wuJH,ZOUsK,WANG LL,et al. Condensation heat transfer of R290 in  micro-fin tube with inside diameter of 6.3  mm[J].Experimental  heat  transfer 2020.34(1):1-17

[28]WANG  L  L,DAI  Y  D,WU  JH,et  al Experimental   investigation  on   flow  boiling heat transfer characteristics of  R1234ze(E)/R152a     in     6-mm   ID  horizontal     smooth  tube  [J ] Experimental     Heat     Transfer,2020 34(4):342-355.

[297張曉平， 王榮軍，咎世昌，蒸汽壓 縮循環(huán)冷水(熱泵)機組性能試驗方法(GBT  10870-2014)[s]. 北京：中國標 準出版社，2014,4-8

ZHANG X P,WANG RJ,and ZAN S   C.The  methods  of performance  test   for    water    chilling   (heat    pump)   packages        using       the   vapor  compression  cycle(GBT  10870-2014)[s].Beijing:China    Standard    Press:4-8,2014.

[30]KANG  DH,JEONG  JH,and  RYU  B  J Heating  performance  of a  VRF  heat pump   system   incorporating   double  vapor-injected  in  scroll  compressor[J] International Journal of Refrigeration-  Revue  Internationale  Du  Froid,2018  96:50-62.

[31]XUY   J.HUANGY   G.JIANG   N.et   al Experimental and theoretical study on   an air-source heat pump water heater   for  northern   China   in   cold  winter Effects   of  environment   temperature and  switch  of  operating  modes  [J]   Energy   and   Buildings,2019,191:164 173.

[32]WANG DD,YUBB,LIWY.Heating performance evaluation of a CO2 heat  pump system for an electrical vehicle  at   cold   ambient   temperatures  [J] Applied Thermal  Engineering,2018  142:656-664.