空气能 发布日期：2023-11-27 阅读次数：874
尹应德，李露露，朱冬生²，农雅善，赵密升³，李建国
(1.桂林电子科技大学建筑与交通工程学院，桂林541004;2. 中国科学院广州能源研究所，广州510640;3.广东纽思泰新能源科技发展有限公司，广州 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：空气源热泵作为一种低碳节能装置，具有广泛的应用前景。为研究在低环境温度(-25℃)下，不同供暖水温对低温空气源热泵(ASHP)的制热性能的影响，研制了一种新型全尺寸双系统空气源热泵样机，该样机可以用作工业化的商业产品，并采用液体载冷剂(LSR)法计算制热量。实验结果表明，在-25℃环境温度下，供暖水温从41℃变化到55℃时，样机的制热量由29.57kW降低到19.71kW,降低了33.33%,消耗功率从19.20kW提高到23.36kW,增长了21.69%,制热性能系数COPh从1.54降低到0.84,降低45.45%。该研究可为空气源热泵在低温环境下的应用提供参考。
关键词：空气源热泵(ASHP);液体载冷剂(LSR)法；低环境温度；性能系数(COP)
引言
锅炉、热泵和工业废热可以用于建筑供暖。在我国北方地区，冬天使用煤炭取暖会造成严重的污染[1,2]。近年来，以电力驱动的热泵系统作为可再生和清洁能源，在中国北方供暖领域得到了很大的进展[3]。热泵根据其热源可分为地源热泵(GSHP)和空气源热泵(ASHP)[4]。地源热泵包括地表水(SWHP)、地下水(GWHP)和土壤源(GCHP)热泵[5]。空气源热泵由于其灵活性和便利性而被广泛应用，它通过利用空气提取热量，是锅炉的最佳替代品之一[6-8]。
供暖末端，主要包括风机盘管、地暖和铸铁/钢/铝散热器等[9]。它们的传热方式不同，例如，风机盘管通过对流传热，散热器通过辐射传热，地暖通过对流和辐射相结合的方式传热。不同的供暖末端需要不同的供回水温度，风机盘管推荐温度为40/35℃,地暖推荐温度为45/35℃,散热器推荐温度为60/50℃[10]。为了提高空气源热泵的供暖性能，Jin等[11]进行了降低供暖末端回水温度的实验，结果表明，当风机盘管回水温度降低到30℃时，建筑供暖的温度仍然可以接受。然而，与散热器和地暖相比，进行风机盘管供暖时人体舒适度较差[121。但是，散热器在使用上也存在一些不足，例如散热器的地暖热水温度比较高，大约在60℃以上不利于节能。特别是在中国北方的冬季，外部环境温度通常在-25~0℃,传统的空气源热泵无法为建筑供暖提供如此高的热水温度，并且其COP会随着环境温度的降低迅速下降[13,14]。
近年来，为了克服传统空气源热泵的缺点，研究人员提出了许多创新技术[151,包括两级压缩[161、压缩机喷气增焓[17]、复叠式压缩[18],压缩机变频技术[19J,加装辅助热源等[20]。Yan等[21]研究了在低环境温度下采用新设计的双转子压缩机喷气增焓空气源热泵的热性能。结果表明，空气源热泵的制热量提高了5.6%~14.4%,COP提高了3.5%。Zhang等[22]分析了安装在寒冷地区的喷气增焓空气源热泵的性能。
结果表明，当最低环境温度为-14.84℃,最高供暖水温为50℃时，空气源热泵的COP为2.34,表明喷气增焓空气源热泵的供暖性能良好，优于传统的空气源热泵。Qi等[23]研究了新型混合喷气增焓空气源热泵，在-30℃蒸发温度和50℃冷凝温度下与传统喷气增焓空气源热泵进行了比较。结果表明，前者的COP比后者增加了2.8%~3.3%。Sun等[24,25]测试了带有闪蒸罐的单缸旋转压缩机喷气增焓空气源热泵，并将其与传统的单级蒸汽压缩空气源热泵进行了比较。结果表明，当环境温度为-10℃时，制热量提高了9.1%~29.5%,COP提高了5.35%~7.89%。
从上述参考文献来看，目前低温空气源热泵的研究多集中在单系统上，双系统空气源热泵理论及应用研究较少，特别是开发商用低温空气源热泵产品更少。因此本文从商用低温空气源热泵实际产品入手，设计了一种新型全尺寸双系统空气源热泵样机，考察在低环境温度(-25℃)下，供暖水温对热泵制热性能的影响，以提高性价比，降低能耗。
1、实验系统和方法
1.1喷气增焓热泵
喷气增焓热泵是指采用喷气增焓压缩机的热泵，即压缩机采用两级节流中间喷气技术，实现增焓效果。压缩机的蒸气喷射口喷入中压制冷剂蒸气，与吸气口吸入的低压制冷剂蒸气经压缩后混合，再压缩，提高压缩机排气量(即增加单位体积制冷剂焓值),达到低温环境下提升制热能力的目的。
如图1所示，空气源热泵样机制冷剂采用R410A,由两个独立制冷剂子循环组成。其中，一个子循环由压缩机1、四通阀1、冷凝器、电磁阀1、电子膨胀阀1、电子膨胀阀2、中间经济器1和蒸发器1组成。蒸发器1中的液态制冷剂R410A从空气中吸取热量并蒸发成蒸汽，低压、低温制冷剂蒸汽进入压缩机1,被压缩至中压、中温，然后与从压缩机1喷孔吸入的制冷剂混合，被压缩成高压高温蒸汽，从压缩机1排出后进入冷凝器，向循环热水散热并冷凝成高压高温制冷剂液体。流出冷凝器后的制冷剂液体被分为两个回路，主制冷剂回路在中间经济器1中与辅路制冷剂进行热交换，通过电子膨胀阀2减压，返回蒸发器1。辅路制冷剂吸取主路制冷剂热量后通过电子膨胀阀1减压，返回至压缩机1的吸入孔。在中间经济器1的进口处装有膨胀阀1,以控制补气压力和补气质量流量。电子膨胀阀2控制吸入蒸汽过热度在3~5℃范围内。不同环境温度下，通过开关电磁阀1可以控制子循环的运行模式，例如，当环境温度高于0℃时，电磁阀1关闭，子循环不补气，进入常规模式。
另一个子循环由压缩机2、四通阀2、冷凝器、电磁阀2、电子膨胀阀3、电子膨胀阀4、中间经济器2和蒸发器2组成，其制冷剂循环与第一回路相同两个子循环共用一个冷凝器，冷凝器中的制冷剂回路是分开的，但热水回路合用。冷凝器为一种采用换热铜管外径为5.6mm的内螺旋管的新型换热器。内螺旋管不同于微翅片管和光滑管，具有较高的传热效率[26-28]
带中间经济器的喷气增焓热泵的P-h图如图2所示。系统制热量可表示为：
Qc=me(h₃-h₄)(1)
压缩总功率可以表示为
W=m.(h₃-h₂i)+me(h₂-h₁)-meW₂-2'(2)
空气源热泵的COP可以表示为：
式中，h₁,h₂,h₂,,h₃,h₄,hs——1,2,2',3,4,5点的焓，kJ/kgm。,me——冷凝器，蒸发器中制冷剂的质量流量，kg·m-3;W₂-2¹——吸气和压缩过程中的压缩机消耗功率，kW
1.2实验装置
图1是用于建筑供暖的低环境温度空气源热泵的全尺寸实验样机系统示意图，它主要由两台压缩机、两台风冷蒸发器和一台水冷冷凝器组成。样机的主要部件如表1所示。空气源热泵样机设置在空调焓差实验室的封闭空间，通过室外控制室进行控制，热水系统由辅助冷却和调温系统控制
1.3测量仪器
主要测量参数包括水体积流量、制冷剂压力、热水温度、室外温度和电功率。采用铂电阻温度计测量制冷剂热水和空气的温度；采用湿度传感器测量室外控制室的空气湿度；采用安装在热水管上的体积流量计测量热水的体积流量；压力变送器用于测量蒸发压力和冷凝压力；蒸发器的风速由风速变送器测量；压缩机、风扇和水泵消耗的电能由电能表测量；采用计算机数据采集系统记录所有测试数据，所有测量仪器均通过各自的方法进行校准。测试设备及精确度见表2。
1.4测量条件
表3显示了样机的测试条件。该实验中，室外温度设置为-25℃(干球温度),供暖水温为41~55℃，
表3测试条件
2、数据处理
2.1制热量
空气源热泵的制热量Q.可定义为
式中，mc——流经冷凝器的供暖热水质量流量，kg·m-3;Pc——密度，
kJ-kg-1·℃-1:V——体积流量，m3.s-1Tc,o——出口温度，t;Tci——入口温度，K。
制热量也可以通过以下公式计算：Qc=mcCp,c△Tc=PeVcp.c(Tc。-Tci)(4)
Qc=UA△Tm(5)
式中，U——总传热系数
W·m-2·k-1;A—一传热面积m²:
△Tm——冷凝器内、外管流体的对数平均温差，K,△Tm可以通过以下公式计算：
式中，Te——冷凝温度，K。
2.2空气源热泵COPh
在空气源热泵样机中，蒸发器的压缩机和风扇由电力驱动。消耗功率的总和如下所示：
Palu=Pcom+P(7)
式中，Pcom——压缩机电功率，
kW,Pp——风扇电功率，kW。空气源热泵的COPh可以定义为：
2.3不确定性分析
实验过程不确定性可以通过二次公式给出的方法来估计。间接测量数据的不确定度可以从传递公式和直接测量值中获得。若y=f(x₁,x₂,X₂…xn)间接测量y的不确定度传递公式如下所示：
根据误差传播理论，误差包括系统误差和随机误差，被用于分析测试数据的准确性。为减少随机误差，该次实验在设定条件下，每隔3分钟采集5个稳态测量值。该测试系统的制热量和COP的最大相对不确定度分别为士2.50%和±4.50%,误差小于10%,满足实际工程应用的需要。
3、结果与讨论
本文对不同供暖水温工况下的制热量、消耗和系统COP等参数进行了测试和研究，此外，还研究了排气、吸气、蒸发和冷凝温度的变化情况。
3.1排气温度和吸气温度
图3表明，在-25℃(干球温度)环境温度下，随着供暖水温从41℃升高到55℃,两个子系统的排气温度也随之升高。系统1的排气温度从97.79℃升高到117.63℃,系统2的排气温度从85.80℃升高到105.85℃。当供暖水温为55℃时，系统1的排气温度接近系统设定的最高限值120℃。如果排气温度高于120℃,样机会受到高压保护并自动停机，因此样机的供暖水温不能超过55℃。
原因有很多：(1)系统1和系统2各组成部分的性能差异；(2)制冷循环管的长度差；(3)电子膨胀阀的开度、压缩机运行频率、风机转速等。因此，虽然两个系统独立运行且部件选择相同，但在实际运行中，两个系统的运行参数可能不同。
如图4所示，在相同的实验条件下，当供暖水温从41℃升高到55℃时，两个子系统的吸气温度也随之升高。系统1的吸气温度从-28.38℃上升到-26.60℃,系统2的吸气温度从-28.78℃上升到-25.89℃。温差不超过3℃,变化幅度不大。因为吸气温度主要受蒸发温度和过热温度影响，所以供暖水温变化对其影响不大。
3.2蒸发温度和冷凝温度
图5表明两个子系统的蒸发温度随着供暖水温的升高而升高。系统1的蒸发温度从-31.38℃增加到-29.65℃系统2的蒸发温度从-31.47℃增加到-30.00℃。由于蒸发温度主要受环境温度影响，温差不超过1.8℃,变化不大该次测试环境温度保持在-25℃(于球温度),因此供暖水温的变化对蒸发温度影响不大。通过对测试数据的分析，系统1的平均过热温度为3.05℃,系统2的平均过热温度为3.37℃,这有利于防止制冷剂气体随液体进入压缩机引起液击，但会增加压缩机的功耗。通常情况下，过热温度保持在2~3℃。
图6表明两个子系统的冷凝温度随着供暖水温的升高而升高。系统1的冷凝温度由45.98℃升高至59.47℃,系统2的冷凝温度由45.34℃升高至58.03℃,增长率都非常明显。在热泵中，冷凝温度主要由供水温度决定。测试数据表明，系统1的冷凝温度和供暖水温的平均温差为4.65℃,系统2的平均温差为3.60℃。
3.3制热量、消耗功率和COPh
在实验样机中，有两台压缩机，两台蒸发器，但只有一台冷凝器，因此，总制热量可以通过液体载冷剂法进行测试[29]。热泵设备的计量方式主要有三种：液体载冷剂法、热平衡法和液体制冷剂流量计法，本次测试采用液体载冷剂法。通过测试可得到冷凝器中热水的进出口温度，根据式(4)可计算出低温空气源热泵的制热量。
图7表明，当环境温度保持在-25℃(干球温度)时，供暖水温由41℃变为55℃,制热量由29.57kW降低到19.71kW,降低了33.33%。这表明提高供暖水温会导致供暖能力大幅下降，为提高供暖能力，满足热负荷，应选用低温供暖终端，如地暖、风机盘管等。当环境温度保持在-25℃(干球温度)时，供暖水温由41℃变为55℃,样机消耗功率由19.2kW增加到23.36kW,增长了21.69%。这说明提高供暖水温导致消耗功率大幅增加，不利于节能。压缩机功率增加的原因是，当供水温度升高时，相应的冷凝温度和排气温度也随之升高。排气温度的升高意味着压缩机的压缩比增加，单位质量制冷剂流量的功耗增加，进而导致压缩功率增加。
图7显示样机的COPn在测试条件下从1.54降低到0.84,降低了45.45%供暖水温为50℃时，样机的COPh为1.05,与直接电加热的效率非常接近；供暖水温为55℃时，样机的COPh仅为0.84,低于直接电加热的效率。这表明采用补气增焓技术的样机不适用于更高供暖水温需求的供暖。一些技术和加热循环可用于提高空气源热泵的性能，Kang等[30]在-20℃室外温度、150Hz条件下对双喷气增焓空气源热泵进行了实验测试，COP值约为1.85。Xu等[31]发现，当供暖水温高达75℃,环境温度低至-21℃时，梯级热泵系统的COP为1.69。Wang等[32]发现，在20℃的极冷温度下，新型CO,空气源热泵系统实现了5.6kW的最大制热量和1.8的COP值。但本文中低温空气源热泵作为供暖热源，40~45℃热水比较合适，不需要更高的温度等级。因此没有必要使用一些更高能效比但制造成本更高的制冷循环系统。
4、结论
本文在环境温度-25℃(干球温度)下，对供暖水温从41℃到55℃不等的
双系统低环境温度喷气增焓空气源热泵制热性能进行了实验研究，得出以下结论：
1.设计并搭建了一种新型全尺寸喷气增焓双系统空气源热泵实验样机可在-25℃超低环境温度下正常运行。排气温度和冷凝温度受供暖水温的影响较大，而吸气和蒸发温度受供暖水温的影响较小。
2.在测试工况下，样机的制热量从29.57kW到19.71kW,减少了33.33%,其消耗功率从19.20kW到23.36kW,增加了21.69%。供暖水温的变化极大地影响了制热量和消耗功率。样机的COP,在测试条件下从1.54到0.84不等，降低了45.45%。由测试结果可知，在-25℃以上的外界环境温度下，本文研究的低温空气源热泵的供暖水温适宜范围为40-50℃,其对应的COPh值范围为3.39-1.05。
3.全尺寸样机实验结果反映了空气源热泵供暖的真实运行情况，为低温空气源热泵供暖的实际应用提供了指导依据。
符号表下标C冷凝器db干球e蒸发器 143 h供暖i进口o出口wb湿球
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