热泵系统的制作方法

本实用新型涉及空气调节领域，尤其涉及一种热泵系统。

背景技术：

水源热泵技术能有效回收低温余热，其利用热泵工质在蒸发器中蒸发吸热，回收水源余热，蒸发出来的蒸汽经过压缩机的压缩升温、升压后，提高其能源品位并在冷凝器中冷凝，释放出的热量可用于区域供暖等。

水源热泵主要包括低温、中温和高温三种工况，相关技术中的水源热泵无法较好地满足两种以上的热泵工况，即使同时满足两种以上工况，也会造成运行范围窄，某个工况低效运行，造成巨大能源浪费。

技术实现要素：

本实用新型的一些实施例提出一种热泵系统，用于缓解相关技术中的热泵系统无法较好地满足两种以上工况需求的问题。

本实用新型的一些实施例提供了一种热泵系统，其包括依次串联连接的低压级压缩机、高压级压缩机、冷凝器、节流阀和蒸发器；

其中，所述低压级压缩机包括串联连接的第一叶轮和第二叶轮；所述高压级压缩机包括第三叶轮；所述低压级压缩机和所述高压级压缩机被配置为择一工作，或同时工作。

在一些实施例中，热泵系统还包括经济器，所述节流阀包括串联连接的第一节流阀和第二节流阀，所述经济器设于所述第一节流阀和所述第二节流阀之间。

在一些实施例中，热泵系统还包括补气管路，所述补气管路的输入端连接所述经济器，所述补气管路的输出端分为第一支路和第二支路，所述第一支路连接至所述低压级压缩机，所述第二支路连接至所述低压级压缩机与所述高压级压缩机之间；所述第一支路和所述第二支路均被配置为可选择地连通或断开。

在一些实施例中，

所述第一支路被配置为在所述低压级压缩机单独工作时连通，所述第二支路被配置为在所述低压级压缩机单独工作时断开；

所述第一支路被配置为在所述低压级压缩机和所述高压级压缩机同时工作时断开，所述第二支路被配置为在所述低压级压缩机和所述高压级压缩机同时工作时连通。

在一些实施例中，所述低压级压缩机被配置为在低温工况或中温工况时工作，所述高压级压缩机被配置为在低温工况或中温工况时不工作；所述低压级压缩机和所述高压级压缩机被配置为在高温工况时同时工作。

在一些实施例中，所述第二叶轮位于所述第一叶轮的下游，所述第一叶轮采用的叶片包括长叶片和短叶片，所述长叶片和所述短叶片围绕所述第一叶轮的中轴线交替布置，所述第二叶轮和所述第三叶轮采用的叶片均为同等长度的叶片。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d1/d2＝0.029～0.035；

其中，d1为叶轮进口轮毂直径，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d0/d1＝2～2.5；

其中，d0为叶轮进口直径，d1为叶轮进口轮毂直径。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

后弯角β＝47°～52°；

其中，后弯角β为叶片出口端的切线与叶片出口端所对应的叶轮边缘处的切线之间的夹角。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d0/d2＝0.055～0.062；

其中，d0为叶轮进口直径，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d2/d2＝0.055～0.065；

其中，d2为叶轮出口宽度，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d3/d2＝0.72～0.76；

其中，d3为扩压器宽度，d2为叶轮出口宽度。

在一些实施例中，所述第一叶轮、所述第二叶轮和所述第三叶轮均满足以下关系：

d3/d2＝1.13～1.16；

其中，d3为轮盖侧收敛后直径；d2为叶轮外径。

基于上述技术方案，本实用新型至少具有以下有益效果：

在一些实施例中，低压级压缩机包括串联连接的第一叶轮和第二叶轮；高压级压缩机包括第三叶轮；低压级压缩机和高压级压缩机被配置为择一工作，或同时工作；在低温工况或中温工况，低压级压缩机单独工作，在高温工况，低压级压缩机和高压级压缩机串联且同时工作，可在低温工况和高温工况这两种工况下高效运行，或者在中温工况和高温工况这两种工况下高效运行，降低热泵系统全年综合运行能耗。

附图说明

此处所说明的附图用来提供对本实用新型的进一步理解，构成本申请的一部分，本实用新型的示意性实施例及其说明用于解释本实用新型，并不构成对本实用新型的不当限定。在附图中：

图1为根据本实用新型一些实施例提供的热泵系统的示意图；

图2为根据本实用新型一些实施例提供的热泵系统的第一工作状态的示意图；

图3为根据本实用新型一些实施例提供的热泵系统的第二工作状态的示意图；

图4为根据本实用新型一些实施例提供的热泵系统的第一叶轮的示意图；

图5为根据本实用新型一些实施例提供的热泵系统的第二叶轮的示意图；

图6为图5所示第二叶轮的局部放大示意图；

图7为图5所示第二叶轮的剖视示意图。

附图中标号说明如下：

1-低压级压缩机；11-第一叶轮；111-长叶片；112-短叶片；12-第二叶轮；

2-高压级压缩机；21-第三叶轮；

3-冷凝器；

41-第一节流阀；42-第二节流阀；

5-蒸发器；

6-经济器；

7-补气管路；71-第一支路；72-第二支路。

具体实施方式

下面将结合本实用新型实施例中的附图，对实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述。显然，所描述的实施例仅仅是本实用新型的一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本实用新型的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本实用新型保护的范围。

在本实用新型的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本实用新型和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本实用新型保护范围的限制。

低温热泵可提供46℃的热水，以满足采用中央空调进行冷、热供给的建筑项目；中温型离心式热泵可提供46℃～55℃的热水，以满足住宅项目暖气的供热需求；高温型离心式热泵可提供55℃～85℃的热水，以实现供热锅炉设备的改造和能源站的热水供给等。

离心式水源热泵具有单机制冷制热量大、环保无污染和cop(coefficientofperformance，制冷系数)高等优点。但由于热泵工况压比高，如果同时满足两种以上的热泵工况，会造成运行范围窄，某个工况低效运行，造成巨大能源浪费，所以相关技术中的离心式热泵基本上只能高效满足低温工况、中温工况和高温工况这三种工况中的一种。

但客户对于热水侧温度的需求是变化的，可能覆盖中温和高温两个工况范围，且两个工况运行的时间长短也不一样，一般中温热泵的压比(压气机的出口总压与进口总压之比)在2.5～4之间，高温热泵的压比一般高于4.0，而4.0已经是单级离心压缩机的极限压比，此时叶轮进口叶尖马赫数超过1，属跨音速流动，易产生激波损失，效率较低；若采用多级压缩，中温工况和高温工况分别达到最高效率，气动结构参数差异较大，高温热泵工况压比高，靠近喘震区，中温热泵工况压比相对小一些，接近堵塞区，运行范围裕度小。

基于此，本公开一些实施例提供了一种热泵系统，其至少能够在中温热泵工况和高温热泵工况高效运行。

在一些实施例中，如图1所示，热泵系统包括依次串联连接的低压级压缩机1、高压级压缩机2、冷凝器3、节流阀和蒸发器5。

其中，低压级压缩机1包括串联连接的第一叶轮11和第二叶轮12；高压级压缩机2包括第三叶轮21；低压级压缩机1和高压级压缩机2被配置为择一工作，或同时工作。

在一些实施例中，低压级压缩机1包括的叶轮个数至少为两个，高压级压缩机2包括的叶轮个数至少为一个，低压级压缩机1包括的叶轮个数多于高压级压缩机包括的叶轮个数。

在一些实施例中，低压级压缩机1为双级压缩机，具有两个叶轮。高压级压缩机2为单级压缩机，具有一个叶轮。

在一些实施例中，低压级压缩机1被配置为在低温工况或中温工况时工作，高压级压缩机2被配置为在低温工况或中温工况时不工作；低压级压缩机1和高压级压缩机2被配置为在高温工况时同时工作。

在低温工况或中温工况，低压级压缩机1单独工作，在高温工况，低压级压缩机1和高压级压缩机2串联且同时工作，可使热泵系统在低温工况和高温工况这两种工况下高效运行，或者在中温工况和高温工况这两种工况下高效运行，降低热泵系统全年综合运行能耗。

在一些实施例中，热泵系统中的压缩机包括低压级压缩机1和高压级压缩机2，低压级压缩机1采用双级压缩，高压级压缩机2采用单级压缩，低压级为双级补气结构，低压级压缩机1和高压级压缩机2串联以满足高温热泵工况，低压级压缩机1单独运行以满足中温热泵工况或低温热泵工况。

本公开中的低温工况为提供小于等于46℃热水的公开，中温工况为提供大于46℃小于55℃热水的工况，高温工况为提供大于等于55℃小于等于85℃热水的工况。

在一些实施例中，热泵系统还包括经济器6，节流阀包括串联连接的第一节流阀41和第二节流阀42，经济器6设于第一节流阀41和第二节流阀42之间。

在一些实施例中，热泵系统还包括补气管路7，补气管路7的输入端连接经济器6，补气管路7的输出端分为第一支路71和第二支路72，第一支路71连接至低压级压缩机1，第二支路72连接至低压级压缩机1与高压级压缩机2之间；第一支路71和第二支路72均被配置为可选择地连通或断开。

在一些实施例中，第一支路71连接至低压级压缩机1的第一叶轮11和第二叶轮12之间。

在一些实施例中，第一支路71被配置为在低压级压缩机1单独工作时连通，第二支路72被配置为在低压级压缩机1单独工作时断开。

第一支路71被配置为在低压级压缩机1和高压级压缩机2同时工作时断开，第二支路72被配置为在低压级压缩机1和高压级压缩机2同时工作时连通。

如图2所示，在高温工况，低压级压缩机1和高压级压缩机2同时工作，第一支路71断开，第二支路72连通，也就是，补气管路7的输入端连接经济器6，补气管路7的输出端连接低压级压缩机1与高压级压缩机2之间。

如图3所示，在低温或中温工况，低压级压缩机1工作，高压级压缩机2不工作，高压级压缩机2相当于一条通路，第一支路71连通，第二支路72断开，也就是，补气管路7的输入端连接经济器6，补气管路7的输出端连接低压级压缩机1的第一叶轮11和第二叶轮12之间。

当然，在低温或中温工况，也可以选择高压级压缩机2工作，低压级压缩机1不工作，低压级压缩机1相当于一条通路，第一支路71和第二支路72的其中之一连通即可，也就是，补气管路7的输入端连接经济器6，补气管路7的输出端连接高压级压缩机2。

在一些实施例中，如图1所示，第二叶轮12位于第一叶轮11的下游，如图4所示，第一叶轮11采用的叶片包括长叶片111和短叶片112，长叶片111和短叶片112围绕第一叶轮11的中轴线交替布置，如图5所示，第二叶轮12和第三叶轮21采用的叶片均为同等长度的叶片。

对于低压级压缩机1，其一级叶轮，也就是第一叶轮11的进口比容较大，进口相对马赫数较大，宜采用长短叶片布置，其二级叶轮，也就是第二叶轮12采用全长叶片布置；另外，第三叶轮21也采用全长叶片布置。

此处的叶片的“长”、“短”是指叶片的自叶轮轮毂向叶轮外缘延伸方向的尺寸。

在一些实施例中，如图7所示，为保证高压比下运行的可靠性，提高叶片根部应力，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d1/d2＝0.029～0.035；

其中，d1为叶轮进口轮毂直径，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，如图7所示，为获得更好的气流马赫数，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d0/d1＝2～2.5；

其中，d0为叶轮进口直径，d1为叶轮进口轮毂直径。

在一些实施例中，如图7所示，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

后弯角β＝47°～52°,以适应高压头运行工况；

其中，如图6所示，后弯角β为叶片出口端的切线与叶片出口端所对应的叶轮边缘处的切线之间的夹角。

在一些实施例中，如图7所示，为防止轮盖曲率过大，造成气流分离恶化，影响叶轮出口速度的均匀性，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d0/d2＝0.055～0.062；

其中，d0为叶轮进口直径，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，如图7所示，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d2/d2＝0.055～0.065；

其中，d2为叶轮出口宽度，d2为叶轮外径。

在一些实施例中，如图7所示，叶轮以获取高效率为目的，在运行范围上主要通过扩压器宽度比进行优化，宽度比过大，不能有效缓解流动失速问题，拓展运行范围效果有限；宽度比过小，扩压器降速升压效果不明显，扩压能力不足，因此，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d3/d2＝0.72～0.76；

其中，d3为扩压器宽度，d2为叶轮出口宽度。

在一些实施例中，如图7所示，考虑叶轮出口轮盖倾斜角度比轮毂大，第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21均满足以下关系：

d3/d2＝1.13～1.16；

其中，d3为轮盖侧收敛后直径；d2为叶轮外径。

综上，d0为叶轮进口直径。d1叶轮叶片进口直径。d2为叶轮外径。d3为轮盖侧收敛后直径，也就是轮盖侧具有倾斜面，从倾斜面的起始处到终点处，扩压器的流道宽度逐渐变窄，倾斜面的终点处的直径为d3。

d1为叶轮进口轮毂直径；d2为叶轮出口宽度；d3为扩压器宽度(扩压器内流道的宽度)。

在一些实施例中，轮毂侧不进行收敛，直边与叶轮出口边对齐，并进行圆角过渡，以适应轮盖、轮毂出气气流流动。

一些实施例提供了一种上述的热泵系统的设计流量的设定方法，其包括：

获取中温工况或低温工况高效运行时的设计流量为qm1，运行时间权重为k1；

获取高温工况高效运行时的设计流量为qm2，运行时间权重为k2；

其中，qm1<qm2，k1+k2＝1；

预设热泵系统的设计流量为qm，qm＝qm1+(qm2-qm1)*k2，进行叶轮型线设计并对性能进行预估，若高压级压缩机2和低压级压缩机1同时工作时的压缩压比以及各叶轮的进口相对马赫数均满足要求，则热泵系统的设计流量q＝qm。

在一些实施例中，若高压级压缩机2和低压级压缩机1同时工作时的压缩压比和各叶轮进口马赫数有一项不满足要求，则在预设热泵系统的设计流量qm的基础上增加a＝qm*(k1/k2*(k1+k2)；

再次进行叶轮型线设计并对性能进行预估，直至高压级压缩机2和低压级压缩机1同时工作时的压缩压比和各叶轮进口马赫数均满足要求为止，此时，则热泵系统的设计流量q＝qm+n*a；

其中，n为大于0的整数，表示增加a的次数。

由于中温工况和高温工况这两个工况的设计流量是不一样的，运行的时间长短也不一样，设计流量关系到机组在两种工况下的全年综合能效，如果以中温工况的设计流量为准，则高温工况的性能将会大大降低，相反，若以高温工况的设计流量为准，则中温工况的性能也会大大降低；基于此，本公开实施例提供的热泵系统的设计流量的设定方法，采用低压级压缩机1和高压级压缩机2串联，综合考虑中温工况和高温工况两种工况的运行时间权重，以使机组在中温热泵工况和高温热泵工况下的综合性能较优。

同理，由于低温工况和高温工况这两个工况的设计流量是不一样的，运行的时间长短也不一样，设计流量关系到机组在两种工况下的全年综合能效，如果以低温工况的设计流量为准，则高温工况的性能将会大大降低，相反，若以高温工况的设计流量为准，则低温工况的性能也会大大降低；基于此，本公开实施例提供的热泵系统的设计流量的设定方法，采用低压级压缩机1和高压级压缩机2串联，综合考虑低温工况和高温工况这两种工况的运行时间权重，以使机组在低温热泵工况和高温热泵工况这两种工况下的综合性能较优。

其中，中温工况或低温工况高效运行时的设计流量qm1，可根据客户需求设置，例如：qm1为客户预期的热泵系统在中温工况或低温工况高效运行时的流量。运行时间权重k1可根据客户需求设置，例如：k1为在一天或一个月时间内，客户想要使热泵系统以中温工况或低温工况运行的时间占总时间的比例。

同理，高温工况高效运行时的设计流量qm2，可根据客户需求设置，例如：qm2为客户预期的热泵系统在高温工况高效运行时的流量。运行时间权重k2可根据客户需求设置，例如：k2为在一天或一个月时间内，客户想要使热泵系统以高温工况运行的时间占总时间的比例。

其中，qm1<qm2，k1+k2＝1。

在一些实施例中，在对热泵系统的设计流量设定完成后，对叶轮型线设计并对性能进行预估，使高压级压缩机2和低压级压缩机1同时工作时的压缩压比满足要求(包括满足高温工况的要求)，各叶轮的进口相对马赫数满足要求，例如：使最后一级叶轮的进口相对马赫数小于0.8。一般最后一级叶轮的进口马赫数最大，最后一级叶轮的进口马赫数小于0.8，前面各级叶轮的进口马赫数一般都会小于0.8。

在对热泵系统的设计流量设定完成后，对各叶轮(包括第一叶轮11、第二叶轮12和第三叶轮21)的型线设计参考以下关系：

d1/d2＝0.029～0.035；

d0/d1＝2～2.5；

后弯角β＝47°～52°；

d0/d2＝0.055～0.062；

d2/d2＝0.055～0.065；

d3/d2＝0.72～0.76；

d3/d2＝1.13～1.16；

其中，d0为叶轮进口直径。d2为叶轮外径。d3为轮盖侧收敛后直径。d1为叶轮进口轮毂直径。d2为叶轮出口宽度；d3为扩压器宽度。

在本实用新型的描述中，需要理解的是，使用“第一”、“第二”、“第三”等词语来限定零部件，仅仅是为了便于对上述零部件进行区别，如没有另行声明，上述词语并没有特殊含义，因此不能理解为对本实用新型保护范围的限制。

另外，在没有明确否定的情况下，其中一个实施例的技术特征可以有益地与其他一个或多个实施例相互结合。

最后应当说明的是:以上实施例仅用以说明本实用新型的技术方案而非对其限制；尽管参照较佳实施例对本实用新型进行了详细的说明，所属领域的普通技术人员应当理解：依然可以对本实用新型的具体实施方式进行修改或者对部分技术特征进行等同替换；而不脱离本实用新型技术方案的精神，其均应涵盖在本实用新型请求保护的技术方案范围当中。