CN115289871A - 一种双结构水源热泵换热系统 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种换热系统，具体涉及一种双结构水源热泵换热系统，包括依次连接并形成循环的压缩机、水源换热器、膨胀阀和空气源换热器；水源换热器包括用于通过冷媒的冷媒管以及套设固定于冷媒管外侧的用于通过水的水管，冷媒与水在水源换热器内进行逆流换热；冷媒管两端的管口分别与压缩机和膨胀阀相连；冷媒管包括相互连接的粗管和细管；粗管的粗管口与压缩机相连，细管的细管口与膨胀阀相连；冷媒在粗管内交换显热，在细管内发生相变；水管两端分别设置水源换热器入水口和水源换热器出水口；水由水源换热器入水口进入水管，在与冷媒换热后，由水源换热器出水口离开水管。与现有技术相比，本发明能够有效提升换热系统的能效比。

Description

一种双结构水源热泵换热系统
技术领域
本发明涉及一种换热系统，具体涉及一种双结构水源热泵换热系统。
背景技术
空调设备能效比的高低，主要由压缩机和换热器两大部件决定；为了提高设备的能效比，可以分别提高压缩机和换热器的能效比，然而要想继续提高现代压缩机的能效比，已经非常困难和有限，因而只能改进换热器或改变换热方式(更换换热介质)进行，来提高空调的能效比。
冷媒过冷度的高低是衡量空调能效比高与低的重要指标。以冷媒R22为例，空调在进入正常工作工况下，冷媒冷凝温度为50℃，市面上使用空气源换热器的冷凝器出口冷媒温度，年平均在45℃左右，即空气源空调年平均过冷度为50℃-45℃＝5℃。可见冷媒通过单一结构换热器换热后，其过冷度年平均只有5℃左右，低冷媒过冷度对应低能效比，所以空调和空气能热水器的能效比年平均都在3.0左右。
此外，这种低冷媒过冷度的热泵系统采用循环方式加工热水时，压缩机的排气温度最高可达甚至超过120℃，同时压缩机的高压压力普遍超过压缩机的额定允许最高工作压力，在这样的条件下长时间工作会触发压缩机的过热保护器，进而自动断开压缩机电源，停止工作；高排气压力和高排气温度会进一步使得压缩机寿命短、噪音大，影响使用效果。而该种系统在冬季较低环境温度下使用时，由于室外蒸发器是以空气为换热介质，因而会导致结霜，造成压缩机的工作效率随工作时间的增长而下降，当结霜达到一定程度时，必须由制热模式转换成制冷模式来进行除霜，这又会进一步造成大量电能的消耗。
综上所述，现有的市面上常见的空调和空气能热水器都采用单一结构的双换热器组合：单一结构的空气源换热器，以空气为换热介质。这样的系统过冷度较低，因而能效比较低，仅能维持在3.0左右；同时在夏季和冬季，该系统还会面临过热或结霜的问题，导致采用该种换热系统的空调和空气能热水器存在高耗电、高成本、短寿命的问题。为进一步提高能效比，并且避免发生夏季过热、冬季结霜的问题，需要提出一种新型的换热系统。
发明内容
本发明的目的就是为了解决上述问题至少其一而提供一种双结构水源热泵换热系统，能够有效提升换热系统的能效比，并且可以有效避免夏季过热、冬季结霜的问题。
本发明的目的通过以下技术方案实现：
一种双结构水源热泵换热系统，包括依次连接并形成循环的压缩机、水源换热器、膨胀阀和空气源换热器；
所述的水源换热器包括用于通过冷媒的冷媒管以及套设固定于冷媒管外侧的用于通过水的水管，冷媒与水在水源换热器内进行逆流换热；所述的冷媒管两端的管口分别与压缩机和膨胀阀相连；
所述的冷媒管包括相互连接的粗管和细管；所述的粗管的粗管口与压缩机相连，所述的细管的细管口与膨胀阀相连；冷媒在粗管内交换显热，在细管内发生相变；
所述的水管两端分别设置水源换热器入水口和水源换热器出水口；所述的水由水源换热器入水口进入水管，在与冷媒换热后，由水源换热器出水口离开水管；
当换热系统进行制冷时，所述的空气源换热器为蒸发器，所述的水源换热器为冷凝器；冷媒于水源换热器中冷凝放热并由气态转化为液态，经膨胀阀节流降压后进入空气源换热器蒸发吸热，同时液态冷媒转化为气态，随后经压缩机压缩提压后进入水源换热器形成循环；
当换热系统进行制热时，所述的空气源换热器为冷凝器，所述的水源换热器为蒸发器；冷媒于水源换热器中蒸发吸热并由液态转化为气态，经压缩机压缩提压后进入空气源换热器冷凝放热，同时气态冷媒转化为液态，随后经膨胀阀节流降压后进入水源换热器蒸发吸热形成饱和蒸汽，随后再进入压缩机形成循环。
在水源换热器中，由于粗管管径大于细管管径，因而在粗管部分的冷媒的密度相对较低，低密度有利于冷媒与管外流过的水充分对流交换显热，有利于降低冷媒的压力并提高换热后的冷媒过冷度；在粗管中充分交换显热的冷媒温度已达到或低于相变的温度，此时的冷媒进入细管后，与管外反向流过的水对流交换冷媒中的潜热并充分发生相变。这样的水源换热器的结构设计能够充分交换冷媒的显热和潜热，使得流出水源换热器的流体为单一态相(气态或液态)，进而使全部的冷媒在进入空气源蒸发器时均能得到充分利用，有效提高了换热效率。进一步由于冷媒与水采用逆流换热，如果将换热器热水出口热水温度控制在60℃以下，则在冷媒出口处的冷媒温度即是常温水的温度，因而有效提高了冷媒的过冷度。
优选地，所述的粗管的管径为细管管径的1.5-8倍；所述的细管的管长为粗管管长的3-8倍。粗管与细管之间的大管径差能够使得流过的冷媒的密度差相对较大，以提升显热和潜热的交换效果。更长的细管也有利于冷媒在细管中充分释放/吸收潜热，以完成完全的相变；并保证在冷媒与不同温度的常温水换热时，换热器冷媒出口的温度都能等于或接近于常温水的温度。
优选地，所述的细管为一根或多根；所述的细管设置多根时，各细管并联设置。根据不同的总换热功率需求，选用不同数量的细管。
优选地，所述的换热系统还包括设置于压缩机排气口的排气温度探头；所述的排气温度探头检测压缩机排气口温度，当压缩机排气口温度≥40℃时，水源换热器入水口开始进水。在压缩机排气口温度≥40℃时开始进水，可以有效控制压缩机排气口的温度，较低的排气温度即会有较低的排气压力，有效避免压缩机中的润滑油由于高温而发生变稀和结炭等变质问题；同时低排气温度和低排气压力也延缓了压缩机运动部件的磨损，压缩机线圈也不会因高温导致绝缘电阻降低进而造成漏电和短路，从而能极大延长压缩机和整机的使用寿命；此外，压缩机持续工作在较低排气温度和较低排气压力之下，产生的噪音也会大幅降低。
优选地，所述的水源换热器入水口设有入水口温度探头，所述的水源换热器出水口设有出水口温度探头；
当换热系统进行制冷时，通过控制水流量使出水口温度探头与入水口的温度探头的温差≤10℃；
当换热系统进行制热时，通过控制水流量使出水口温度探头>0℃。
优选地，所述的换热系统还包括水量伺服器；所述的水量伺服器与水源换热器入水口连接。
当换热系统进行制冷时，水量伺服器控制水流量使出水口温度探头与入水口的温度探头的温差≤10℃；
当换热系统进行制热时，水量伺服器控制水流量使出水口温度探头>0℃。
进行制冷时，空气源换热器为蒸发器，水源换热器为冷凝器。以空调为例，根据逆卡诺热机效率公式
Figure BDA0003792395720000041
可知，为了提高制冷能效比，可以提高房间内的设定温度，即T低温处，或降低高温处的温度，即T高温处。其中，夏天房间内温度一般控制在26℃左右；因而需通过降低高温处的温度，在水源换热器中，可以通过控制水源换热器出口的热水温度实现，以提高逆卡诺热机效率以及空调的制冷效率。
进行制热时，控制出水口温度>0℃，主要是保证换热后的冷水能够顺利流动并顺利排出换热系统。
优选地，所述的换热系统还包括水流传感器；所述的水流传感器出口与水量伺服器入口连接；进入换热系统的水依次经过水流传感器和水量伺服器后由水源换热器入水口进入细管所对应的壳程区域，与冷媒中的潜热进行换热，随后水进入粗管所对应的壳程区域，与冷媒中的显热进行换热，之后由水源换热器出水口离开水管，并随后排出换热系统。
优选地，所述的换热系统还包括设置于压缩机吸气口的吸气温度探头、设置于空气源换热器入口的空气源换热器入口温度探头以及设置于水源换热器入口的水源换热器入口温度探头；
当换热系统进行制冷时，控制膨胀阀的开度使吸气温度探头与空气源换热器入口温度探头的温差≥5℃；
当换热系统进行制热时，控制膨胀阀的开度使吸气温度探头与水源换热器入口温度探头的温差≥5℃。
压缩机的吸气温度高于空气源换热器入口温度/水源换热器入口温度至少5℃是为了保证压缩机吸入的冷媒蒸气有足够的过热度，不会吸入带液湿冷媒蒸气，以免带液冷媒损坏压缩机的进排气部件。
优选地，所述的换热系统还包括四通阀；所述的四通阀分别与水源换热器、空气源换热器、压缩机吸气口以及压缩机排气口相连；
当换热系统进行制冷时，由空气源换热器流出的气态冷媒经四通阀由压缩机吸气口进入压缩机，在压缩机压缩提压后经压缩机排气口和四通阀流入水源换热器；
当换热系统进行制热时，由水源换热器流出的气态冷媒经四通阀由压缩机吸气口进入压缩机，在压缩机压缩提压后经压缩机排气口和四通阀流入空气源换热器。
四通阀的设置可以方便的在同一机体内实现制冷和制热的切换。
优选地，所述的换热系统还包括储液器；所述的储液器设置于压缩机吸气口与四通阀之间。
储液器的设置进一步减少进入压缩机的液体量，以保护压缩机的进排气部件。
优选地，所述的压缩机为热泵压缩机。
优选地，所述的换热系统可以应用于空调和/或空气能热水器中。
与现有技术相比，本发明具有以下有益效果：
1、在水源换热器中通过一粗一细的两段管路的设置，使得冷媒在水源换热器可以阶段性的分别释放显热和潜热，保证冷媒在经过水源换热器后能够充分完成相变，进而提升冷媒过冷度和换热系统的热交换效率，使得使用本换热系统的换热装置的能效比得到有效提升。
2、采用自然界的常温水代替空气作为冷媒的换热对象，根据季节不同、气温/水温的不同，冷媒的年最低过冷度通常达30℃，而最高过冷度可达45℃，年平均过冷度约为35℃；相较于传统的空气源换热器中冷媒的年过冷度3-10℃，年平均过冷度5℃，可见过冷度差距达约7倍，制冷能效比可达采用双空气源换热器的3-4倍以上，即相当于本换热系统的能效比能提高至9-12以上。
3、由于选用水作为换热对象，因而即便是在冬天时使用该换热系统进行制热，也不会如传统的空气源换热器，一般在长时间使用后发生室外蒸发器结霜的情况，进而本换热系统在长时间使用后，仍能够保持原有的换热效率，并且避免消耗大量电能以进行除霜。此外，水的比热容大于空气，因而水温相对于空气温度更为稳定。因而，本换热系统在应用于大型冷库或北方冬季取暖等大规模的制热过程中，可以大幅降低电能、天然气和煤炭的消耗，提供更清洁的热源。
4、本换热系统中压缩机排气温度较低，因而排气压力也相应较低，经测定，压缩机的排气压力和排气温度相较于空气源换热器最高可降低30％。较低的排气温度和排气压力，可以避免出现压缩机内润滑油变稀、结炭等变质问题；同时也缓解了压缩机中运动部件的磨损进度；此外，压缩机的线圈也不会由于高温而导致绝缘电阻降低进而造成漏电或短路，因而能够大幅延长压缩机以及使用该换热系统的换热装置的使用寿命；进一步地，由于排气温度和排气压力都处于较低水平，因而噪音也会得以大幅降低，经测定，采用本换热系统的空调相较于传统的空气源换热器的空调在同一工作环境下，具有更低的噪音。
5、本换热系统还可应用于空气能热水器中，用R22冷媒生产55℃热水，实测热泵压缩机功率小于额定功率的90％，同时排气温度只有80℃左右；而用环保冷媒134A生产75℃高温热水，压缩机也工作在额定功率，同时排气温度也小于95℃。进一步由于冷媒具有高过冷度，因而采用本换热系统的热水器的能效比年平均能够提高至电热水器的7.2倍。由于能效比的增加，因而在应用于热水器中时，可以缩小水箱的体积；或者在水箱体积不变时，降低热泵压缩机的功率。
6、本换热系统的水可直接采用常温水，在进行换热后可以直接排入环境，进入城市雨水管网，流回自然水体，由于天然水体的面积与空调空气源换热器面积相比而言，天然水体面积足够大，因而换热后的水在还未回到天然水体前就有可能降至接近环境温度，而在回到天然水体后，它的温度会快速接近并等于水体的温度；由于在换热系统中仅是作热交换用途，因而不发生任何的物质交换，直接排放不会产生污染。
附图说明
图1为实施例1的水源换热器的结构示意图；
图2为实施例1的换热系统的结构示意图；
图中：1-细管口；2-水源换热器入水口；3-细管；4-水管；5-粗管；6-水源换热器出水口；7-粗管口；8-压缩机；9-排气温度探头；10-四通阀；11-储液器；12-吸气温度探头；13-水源换热器；14-水源换热器入口温度探头；15-膨胀阀；16-空气源换热器入口温度探头；17-空气源换热器；18-入水口；19-入水口温度探头；20-水电磁阀；21-第一三通阀；22-水流传感器；23-水量伺服器；24-出水口；25-出水口温度探头；26-第二三通阀。
具体实施方式
下面结合附图和具体实施例对本发明进行详细说明。
实施例1
一种双结构水源热泵换热系统，如图1和图2所示，包括依次连接并形成循环的压缩机8、水源换热器13、膨胀阀15和空气源换热器17；
水源换热器13包括用于通过冷媒的冷媒管以及套设固定于冷媒管外侧的用于通过水的水管4，冷媒与水在水源换热器13内进行逆流换热；冷媒管两端的管口分别与压缩机8和膨胀阀15相连；
冷媒管包括相互连接的粗管5和细管3；粗管5的粗管口7与压缩机8相连，细管3的细管口1与膨胀阀15相连；冷媒在粗管5内交换显热，在细管3内发生相变；
水管4两端分别设置水源换热器入水口2和水源换热器出水口6；水由水源换热器入水口2进入水管4，在与冷媒换热后，由水源换热器出水口6离开水管4；
当换热系统进行制冷时，空气源换热器17为蒸发器，水源换热器13为冷凝器；冷媒于水源换热器13中冷凝放热并由气态转化为液态，经膨胀阀15节流降压后进入空气源换热器17蒸发吸热，同时液态冷媒转化为气态，随后经压缩机8压缩提压后进入水源换热器13形成循环，并进入下一个换热循环；
当换热系统进行制热时，空气源换热器17为冷凝器，水源换热器13为蒸发器；冷媒于水源换热器13中蒸发吸热并由液态转化为气态，经压缩机8压缩提压后进入空气源换热器17冷凝放热，同时气态冷媒转化为液态，随后经膨胀阀15节流降压后进入水源换热器13蒸发吸热形成饱和蒸汽，随后再进入压缩机8中形成循环，并进入下一个换热循环。
更具体地，本实施例中：
如图1所示，水源换热器13由水管4嵌套冷媒管形成，其中，水管4在两端分别设置了水源换热器入水口2和水源换热器出水口6；冷媒管由一根粗管5和一根或多根细管3连接构成。当冷媒管选用一根粗管5和多根细管3的结构时，各根细管采用并联的方式连接于粗管5一端(如可根据需要选用3根、8根、15根等)连接构成(根据换热功率选定)，并且粗管5与细管3的管径比为1.5-8，细管3与粗管5的管长比为3-8，具体的细管3设置的数量以及细管3与粗管5之间的管径、管长的比值可以根据实际需求的换热功率、冷媒流量等条件确定。冷媒由冷媒管中通过并与换热系统的其他部分相连通，形成整体的循环；换热用的水采用常温水，由水源换热器入水口2进入水源换热器13的水管4部分，换热(与冷媒采用逆流换热的方式)完成后由水源换热器出水口6离开水源换热器13，并最终被排出系统。
如图2所示，换热系统中冷媒的通路由水源换热器13、四通阀10(电磁四通阀)、储液器11、压缩机8(热泵压缩机)、空气源换热器17和膨胀阀15(电子膨胀阀)的连接共同构成。其中水源换热器13被加工成盘状，其粗管5的粗管口7与四通阀10其中一通路口相连接，四通阀10另三个通路口分别与储液器11进气端、压缩机8出气口以及空气源换热器17的一端端口相连通。空气源换热器17另一端端口与膨胀阀15相连通，并通过膨胀阀15连接至水源换热器13的细管3的细管口1，形成冷媒的通路循环。储液器11进气端伸入至储液器11的底部位置，出口段则位于储液器11的顶部，使气体中的液体留在储液器11的底部，顶部为气体。
在进行制冷时，空气源换热器17作为蒸发器，而水源换热器13则为冷凝器。压缩机8工作，高温高压的气态冷媒通过四通阀10后由粗管口7进入水源换热器13，冷媒首先在粗管5内向水中释放显热。由于粗管5的管径相比于冷媒即将前往的细管3要大数倍，因而相对而言，高温冷媒在粗管5中具有较低的密度，有利于进行显热的交换，可以快速降低冷媒气体的温度；当气态冷媒进入细管3时，冷媒的温度已经降低达到或低于冷凝的温度，通过逆流的常温水继续进行吸收冷媒中的热量，冷媒在细管3中持续释放冷媒中的潜热，使冷媒逐步由气态转化为气液混合物，并进一步随着换热的进行以及越靠近水源换热器入水口2处水温越低，冷媒最终被全部转化为液态且温度与常温水相同或相近。由水源换热器13细管口1流出的高压液态冷媒前往膨胀阀15中进行节流降压，转变为低温低压的液态冷媒，随后进入空气源换热器17进行蒸发并吸收空气中的热量。经空气源换热器17换热后的冷媒又转变为气态冷媒，随后通过四通阀10进入储液器11，随后在压缩机8压缩提压后重新转变为高温高压的气态冷媒，进入水源蒸发器进行新一轮的制冷循环。
在进行制热时，空气源换热器17作为冷凝器，而水源换热器13则为蒸发器。压缩机8工作，高温高压的气态冷媒通过四通阀10后进入空气源换热器17进行冷凝并向空气中释放热量。经空气源换热器17换热后的冷媒转化为液态冷媒，并在膨胀阀15中进行节流降压，随后由水源换热器13的细管口1进入水源换热器13进行换热。液态冷媒在细管3中吸收来自水中的热量，并不断蒸发成为气态冷媒，当冷媒进入粗管5时已完全转化为气体；由于粗管5管径较细管3管径突然增大数倍，因而由细管3进入粗管5的气态冷媒的密度大幅降低，而低密度气态冷媒能够在单位时间内由水中吸收更多的热量，并且越靠近水的入口(由于逆流，此时图1中所示的水源换热器入水口2转变为水的出口，而水源换热器出水口6转变为水的入口)，水温越高，越有利于冷媒的吸热。当气态冷媒到达粗管口7时，其温度已接近或等于常温水温度，并通过四通阀10和储液器11进入压缩机8，在压缩机8压缩提压后重新转化为温高压的气态冷媒并进入空气源蒸发器进行新一轮的制热循环。
如图2所示，换热系统中水的通路由入水口18、水电磁阀20、水流传感器22、水量伺服器23、第一三通阀21(电磁三通阀)、第二三通阀26(电磁三通阀)和出水口24的连接共同构成。其中水由入水口18进入换热系统，在依次经过水电磁阀20、水流传感器22和水量伺服器23后由第一三通阀21或第二三通阀26进入水源换热器13的水管4中，完成换热并离开水源换热器13后再由第二三通阀26或第一三通阀21通至出水口24后离开换热系统。
在进行制冷时，常温水由入水口18进入换热系统，在依次经过水电磁阀20、水流传感器22和水量伺服器23后由第二三通阀26进入水管4。完成换热后，经第一三通阀21由出水口24离开换热系统。
在进行制热时，常温水由入水口18进入换热系统，在依次经过水电磁阀20、水流传感器22和水量伺服器23后由第一三通阀21进入水管4。完成换热后，经第二三通阀26由出水口24离开换热系统。
在入水口18处设置入水口温度探头19，在出水口24处设置出水口温度探头25。为提高制冷能效比，可以根据水流传感器22反馈的流量数据控制水量伺服器23，以改变进入水源换热器13的水量，进而控制出水口温度探头25与入水口的温度探头19的温差≤10℃。在进行制热时，还需要注意控制水量使出水口温度探头25测得的水温高于0℃，以保证水能够充分流出换热系统。
在压缩机8的排气口处设置排气温度探头9，当检测到排气口处的气体温度≥40℃时，水电磁阀20通电打开，开始向水源换热器13中通入常温水。需要注意的是，如若将本换热系统应用于空气能热水器中时，当检测到排气口处的气体温度≥40℃时，水电磁阀20通电打开，水量伺服器23缓慢开启，根据压缩机8的功率大小确定进入的水量，保持较小的水量进入水源换热器13。只有存在水流流出出水口24才能保证出水口温度探头25能够测得实时水温。小水流是为了防止压缩机8在刚工作时，即有较多的低温热水进入保温水箱，影响水箱中的热水温度。当出水口温度探头25检测到热水温度不低于设定的热水温度时，才会逐步开打水量伺服器23以让热水温度恒定在设定的热水温度。
在压缩机8的吸气口处设置吸气温度探头12，在空气源换热器17作为蒸发器时的入口处(以图2为例，即是空气源换热器17的下侧端口)设置空气源换热器入口温度探头16，在水源换热器13作为蒸发器时的入口处(以图2为例，即是水源换热器13的左侧端口)设置水源换热器入口温度探头14。为保证压缩机8吸入的冷媒蒸汽能够具有足够的过热度，而不会吸入带液湿冷媒蒸汽(气液混合物)，以免损坏压缩机8的进排气部件，需要通过控制膨胀阀15的开度，使压缩机8吸气口温度高于空气源换热器17入口温度(制冷时)/水源换热器13入口温度(制热时)至少5℃。
本实施例的换热系统还进一步配有ARM微处理器作为控制器，该控制器分别与各温度探头以及水电磁阀20、水流传感器22、水量伺服器23、第一三通阀21、第二三通阀26、四通阀10、膨胀阀15、压缩机8相电连接，具体为：ARM微处理器与各温度探头和水流传感器22通过I/O接口传递电信号以获取温度数据和流量数据；与水电磁阀20、水量伺服器23、第一三通阀21、第二三通阀26、四通阀10和膨胀阀15通过电路电连接，通过发出电信号(不同大小的电压或电流)指令各阀及各通路的开与关；与压缩机8的电机电连接，指令电机的运行与否以及转速以控制压缩机8的输出功率。
实际应用时，以夏天、1.5P定频压缩机空调为例，将室外机改用新型水源换热器13，配大3P室内空气源换热器17，即形成本实施例所描述的换热系统。就近从自然水体深处取水作为换热用的常温水，夏季的水体平均温度为25℃，用水约10升/分，流出冷凝器的热水温度为38℃，空调系统1小时耗电能约0.75kW/h，热水COP＝10升/分×60分×(38℃-25℃)÷860÷0.75kW/h≈12.1，其制冷COP＝11.1，1.5P空调的制冷量为11.1×0.75＝8.32(kW/h)。由于3P空调的标准制冷量是7.2kW/h，而3P纯空气源空调1小时耗电量为2.2kW/h，可以计算出水源换热器空调达到相同3P纯空气源空调制冷量7.2kW/h的实际用电量为0.75×7.2÷8.32≈0.65(kW/h)。用于换热的冷却水量为10升/分，即1小时600升，泵取冷却水，假若扬程37米，消耗电能小于0.2kW/h，大3P室内空气源风机每小时耗电量低于0.1kW/h，使用水源换热器13空调总耗电量0.65+(0.2+0.1)＝0.95kW/h，约是3P纯空气源空调消耗电量2.2kW/h的0.95÷2.2≈43％，节能效果显而易见。
空气能热水器中国国家标准COP的测试要求：环境干球温度20℃(T低温处)，空气湿球温度15℃，自来水温度15℃，15℃为热泵加热的初始自来水温度，热水温度55℃(T高温处)。则采用本换热系统的空气能热水器生产55℃热水时的过冷度为50℃-15℃＝35℃，逆卡诺热机效率η＝(273+20)÷[(273+55)-(273+20)]≈8.37，这时实测冷凝器出口的热水能效比COP≈7.2。可以看出在中国国家规定的空气能热水器的标准测试条件下，本换热系统的热水能效比已经非常接近理论计算的逆卡诺热机效率的8.37。如果把冷凝器出口热水温度降至38℃，使用水源换热器13的空调出38℃热水的逆卡诺热机效率η＝(273+20)÷[(273+38)-(273+20)]≈16.3，出38℃热水的逆卡诺热机效率比出55℃热水的逆卡诺热机效率提高16.3÷8.37≈195％，逆卡诺热机效率越高，在同一环境温度条件下其对应的能效比也越高，水源换热器13出38℃热水理论COP＝7.2×175％≈14，制冷COP≈13，可达到双空气源空调制冷能效比的4倍以上。
进一步，以夏季的中国上海为例，夏天空调制冷室内标准温度为26℃(T低温处)，将水源换热器13与高温冷媒交换热量后的热水温度(T高温处)控制在38℃(可作为夏季时的洗浴热水)，逆卡诺热机效率η＝(273+26)÷[(273+38)-(273+26)]≈24.9。
另一个例子，同样以夏季的中国上海为例，测定常温自来水温度约为25℃，并通过控制水流量以控制出水口24处的热水温度为35℃，根据逆卡诺热机效率计算，夏天制冷平均能效比COP在10.0左右，约现在纯风冷换热器空调实际能效比COP的3倍。
在不同环境温度下使本系统用于空气能热水器生产55℃热水，测得的能效比分别为：环境温度0℃时，COP≥3；环境温度5℃时，COP≥4；环境温度10℃，COP≥5；环境温度20℃，COP≥7.2。
上述的对实施例的描述是为便于该技术领域的普通技术人员能理解和使用发明。熟悉本领域技术的人员显然可以容易地对这些实施例做出各种修改，并把在此说明的一般原理应用到其他实施例中而不必经过创造性的劳动。因此，本发明不限于上述实施例，本领域技术人员根据本发明的揭示，不脱离本发明范畴所做出的改进和修改都应该在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，包括依次连接并形成循环的压缩机(8)、水源换热器(13)、膨胀阀(15)和空气源换热器(17)；
所述的水源换热器(13)包括用于通过冷媒的冷媒管以及套设固定于冷媒管外侧的用于通过水的水管(4)，冷媒与水在水源换热器(13)内进行逆流换热；所述的冷媒管两端的管口分别与压缩机(8)和膨胀阀(15)相连；
所述的冷媒管包括相互连接的粗管(5)和细管(3)；所述的粗管(5)的粗管口(7)与压缩机(8)相连，所述的细管(3)的细管口(1)与膨胀阀(15)相连；冷媒在粗管(5)内交换显热，在细管(3)内发生相变；
所述的水管(4)两端分别设置水源换热器入水口(2)和水源换热器出水口(6)；所述的水由水源换热器入水口(2)进入水管(4)，在与冷媒换热后，由水源换热器出水口(6)离开水管(4)；
当换热系统进行制冷时，所述的空气源换热器(17)为蒸发器，所述的水源换热器(13)为冷凝器；冷媒于水源换热器(13)中冷凝放热并由气态转化为液态，经膨胀阀(15)节流降压后进入空气源换热器(17)蒸发吸热，同时液态冷媒转化为气态，随后经压缩机(8)压缩提压后进入水源换热器(13)形成循环；
当换热系统进行制热时，所述的空气源换热器(17)为冷凝器，所述的水源换热器(13)为蒸发器；冷媒于水源换热器(13)中蒸发吸热并由液态转化为气态，经压缩机(8)压缩提压后进入空气源换热器(17)冷凝放热，同时气态冷媒转化为液态，随后经膨胀阀(15)节流降压后进入水源换热器(13)形成循环。
2.根据权利要求1所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的粗管(5)的管径为细管(3)管径的1.5-8倍；所述的细管(3)的管长为粗管(5)管长的3-8倍。
3.根据权利要求2所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的细管(3)为一根或多根；所述的细管(3)设置多根时，各细管(3)并联设置。
4.根据权利要求1所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括设置于压缩机(8)排气口的排气温度探头(9)；所述的排气温度探头(9)检测压缩机(8)排气口温度，当压缩机(8)排气口温度≥40℃时，水源换热器入水口(2)开始进水。
5.根据权利要求1所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的水源换热器入水口(2)设有入水口温度探头(19)，所述的水源换热器出水口(6)设有出水口温度探头(25)；
当换热系统进行制冷时，控制水流量使出水口温度探头(25)与入水口的温度探头(19)的温差≤10℃；
当换热系统进行制热时，控制水流量使出水口温度探头(25)>0℃。
6.根据权利要求5所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括水量伺服器(23)；所述的水量伺服器(23)与水源换热器入水口(2)连接。
7.根据权利要求6所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括水流传感器(22)；所述的水流传感器(22)出口与水量伺服器(23)入口连接；进入换热系统的水依次经过水流传感器(22)和水量伺服器(23)后由水源换热器入水口(2)进入细管(3)所对应的壳程区域，与冷媒中的潜热进行换热，随后水进入粗管(5)所对应的壳程区域，与冷媒中的显热进行换热，之后由水源换热器出水口(6)离开水管(4)，并随后排出换热系统。
8.根据权利要求1所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括设置于压缩机(8)吸气口的吸气温度探头(12)、设置于空气源换热器(17)入口的空气源换热器入口温度探头(16)以及设置于水源换热器(13)入口的水源换热器入口温度探头(14)；
当换热系统进行制冷时，控制膨胀阀(15)的开度使吸气温度探头(12)与空气源换热器入口温度探头(16)的温差≥5℃；
当换热系统进行制热时，控制膨胀阀(15)的开度使吸气温度探头(12)与水源换热器入口温度探头(14)的温差≥5℃。
9.根据权利要求1所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括四通阀(10)；所述的四通阀(10)分别与水源换热器(13)、空气源换热器(17)、压缩机(8)吸气口以及压缩机(8)排气口相连；
当换热系统进行制冷时，由空气源换热器(17)流出的气态冷媒经四通阀(10)由压缩机(8)吸气口进入压缩机(8)，在压缩机(8)压缩提压后经压缩机(8)排气口和四通阀(10)流入水源换热器(13)；
当换热系统进行制热时，由水源换热器(13)流出的气态冷媒经四通阀(10)由压缩机(8)吸气口进入压缩机(8)，在压缩机(8)压缩提压后经压缩机(8)排气口和四通阀(10)流入空气源换热器(17)。
10.根据权利要求9所述的一种双结构水源热泵换热系统，其特征在于，所述的换热系统还包括储液器(11)；所述的储液器(11)设置于压缩机(8)吸气口与四通阀(10)之间。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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CN102022853A (zh) * 2010-11-18 2011-04-20 海尔集团公司 空调器系统
CN105180431A (zh) * 2015-09-23 2015-12-23 赵心阁 空气能热泵热水器
KR101702884B1 (ko) * 2016-10-04 2017-02-06 주식회사 혜경 히트 펌프형 냉난방 시스템
CN107218681A (zh) * 2017-06-21 2017-09-29 郑庆福 双源双凝空调机组
CN112082269A (zh) * 2019-06-12 2020-12-15 赵心阁 一种直热空气能热水器
CN115289871A (zh) * 2022-08-11 2022-11-04 赵心阁 一种双结构水源热泵换热系统

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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