復(fù)合熱源熱泵熱水器變工況運(yùn)行特性分析

趙偉強(qiáng)，李舒宏，張小松

（東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇 南京210096）

復(fù)合熱源熱泵熱水器變工況運(yùn)行特性分析

趙偉強(qiáng)，李舒宏，張小松

（東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇 南京210096）

為了對復(fù)合熱源熱泵熱水器進(jìn)行變工況運(yùn)行特性分析，采用變頻壓縮機(jī)與電子膨脹閥，搭建了直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)裝置，建立了系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，并在相同工況下進(jìn)行模擬計算和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，比較發(fā)現(xiàn)，模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合良好。利用驗(yàn)證過的數(shù)學(xué)模型進(jìn)一步分析了環(huán)境溫度、太陽輻射強(qiáng)度和壓縮機(jī)頻率對系統(tǒng)性能的影響，并制定了壓縮機(jī)變頻控制策略，給出了不同工況下的推薦頻率和加熱時長，可以為用戶提供變工況運(yùn)行控制指導(dǎo)。利用南京地區(qū)典型年氣象參數(shù)，對系統(tǒng)在不同模式下的全年逐月運(yùn)行特性進(jìn)行了模擬計算并作對比分析。結(jié)果表明，相比定容量模式，系統(tǒng)在變?nèi)萘磕Ｊ较碌男阅芟禂?shù)（COP）全年平均增長49.27%，耗電量全年平均下降29.73%，節(jié)能效果顯著。

直膨式熱泵；太陽能；復(fù)合熱源；熱水器；變工況

直膨式太陽能熱泵熱水器將太陽能集熱器與熱泵蒸發(fā)器合二為一，結(jié)構(gòu)簡單，集熱效率高，更具有小型化和實(shí)用化發(fā)展?jié)摿1]，因而深受國內(nèi)外研究學(xué)者的關(guān)注，他們主要從集熱/蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[2-6]、環(huán)境參數(shù)和運(yùn)行參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響[6-10]、制冷劑的選擇[10-14]等方面對其進(jìn)行了大量的理論研究和實(shí)驗(yàn)研究并取得了一定的研究成果。但常規(guī)直膨式太陽能熱泵熱水器受太陽輻射強(qiáng)度的影響較大，在太陽輻射不足時難以滿足生活熱水供應(yīng)需求。為了解決這一問題，李舒宏、徐國英等[15-17]提出了一種新型太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器，并對系統(tǒng)的運(yùn)行模式與特性進(jìn)行了模擬研究和實(shí)驗(yàn)研究。這種新型熱水器將直膨式太陽能熱泵與空氣源熱泵相結(jié)合，在太陽輻射不足時，可同時吸收空氣中的熱量，使得系統(tǒng)能穩(wěn)定高效地運(yùn)行。

隨著變頻技術(shù)的日益成熟、普及，變頻器廣泛應(yīng)用于空調(diào)領(lǐng)域，并越來越多地成為了太陽能熱泵系統(tǒng)的控制部件。由于系統(tǒng)通常在非設(shè)計工況下運(yùn)行，尤其是當(dāng)環(huán)境溫度和太陽輻射強(qiáng)度劇烈變化時，系統(tǒng)將嚴(yán)重偏離設(shè)計工況運(yùn)行，系統(tǒng)性能將急劇下降。而變頻壓縮機(jī)的應(yīng)用可以保持變環(huán)境工況下集熱/蒸發(fā)器與壓縮機(jī)之間的容量匹配[18]。李郁武等[1,19]也對太陽能熱泵的工作性能進(jìn)行數(shù)值仿真計算，制定了系統(tǒng)變頻策略，以保證系統(tǒng)維持較高的性能系數(shù)。

本文將在李舒宏、徐國英等[15-17]的研究基礎(chǔ)上進(jìn)一步分析復(fù)合熱源熱泵熱水器的變工況運(yùn)行特性，為此搭建了采用變頻壓縮機(jī)和電子膨脹閥的直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器（DX-SASHPWH）實(shí)驗(yàn)裝置，并建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型，分析不同工況下系統(tǒng)的變頻運(yùn)行特性，制定出變頻運(yùn)行策略。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)介紹

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置與原理簡介

直膨式太陽能-空氣復(fù)合源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)原理以及主要的溫度、壓力和功率測點(diǎn)布置如圖1所示。該實(shí)驗(yàn)裝置主要包括集熱/蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、儲水箱（內(nèi)含沉浸式冷凝盤管）、儲液器、干燥過濾器、膨脹閥等，各部件具體參數(shù)見表1。

由圖1可見，該系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)原理與普通熱泵類似，只是把蒸發(fā)器和太陽能集熱器合二為一，組成集熱/蒸發(fā)器。制冷劑R134a作為系統(tǒng)循環(huán)工質(zhì)，直接在集熱/蒸發(fā)器中吸收太陽能和空氣中的熱量而蒸發(fā)，然后進(jìn)入壓縮機(jī)變成高溫高壓蒸汽，接著在水箱的冷凝盤管中冷凝放熱加熱水箱中的水，再流經(jīng)儲液器、干燥過濾器，經(jīng)膨脹閥節(jié)流降壓后回到集熱/蒸發(fā)器，完成一個循環(huán)。

圖2為集熱/蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)，截面從上而下依次為：玻璃蓋板、空氣層、集熱板、螺旋翅片蒸發(fā)管，集熱板下方、蒸發(fā)管之間鋪設(shè)保溫材料，以防止集熱板吸收的太陽能熱量直接散發(fā)到背部空氣中，增大熱損失。由圖2可知，蒸發(fā)管既可以吸收太陽能熱量，也可以吸收空氣中的熱量，實(shí)現(xiàn)太陽能熱泵與空氣能熱泵的復(fù)合。比起傳統(tǒng)的直膨式太陽能熱泵熱水器，該復(fù)合熱源熱泵熱水器增加空氣側(cè)取熱，并采用螺旋翅片管強(qiáng)化空氣側(cè)換熱，因而可以保證系統(tǒng)在太陽輻射強(qiáng)度不足的情況也能正常運(yùn)行，滿足熱水負(fù)荷需求。

表1 實(shí)驗(yàn)裝置主要部件參數(shù)

圖1 直膨式太陽能-空氣復(fù)合源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)原理圖與測點(diǎn)布置圖

圖2 集熱/蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)圖

1.2 測試系統(tǒng)及評價指標(biāo)

實(shí)驗(yàn)過程中可直接測量的參數(shù)有：集熱/蒸發(fā)器進(jìn)口溫度T1和壓力p1，壓縮機(jī)進(jìn)、出口溫度T2、T3和壓力p2、p3，冷凝盤管出口溫度T4和壓力p4，水箱內(nèi)熱水溫度Tw、集熱/蒸發(fā)器蓋板溫度Tg、環(huán)境溫度Ta、太陽輻射強(qiáng)度I、壓縮機(jī)功率Ncom等。溫度、壓力、壓縮機(jī)功率和太陽輻射強(qiáng)度采用Agilent數(shù)據(jù)采集儀進(jìn)行掃描和采集。為研究系統(tǒng)的瞬時變化特性，將掃描循環(huán)間隔時間設(shè)定為1min。以上所有參數(shù)的測試裝置名稱及規(guī)格見表2。

實(shí)驗(yàn)裝置中各測點(diǎn)的布置情況如圖1所示。其中水箱內(nèi)設(shè)置上、中、下3個溫度測點(diǎn)，取3個溫度平均值作為水箱內(nèi)熱水溫度Tw；集熱/蒸發(fā)器蓋板設(shè)置4個溫度測點(diǎn)（Tg1～Tg4），同樣取4個溫度平均值作為集熱/蒸發(fā)器蓋板溫度Tg。分光譜輻射表安裝在集熱/蒸發(fā)器旁，傾斜角度與集熱板一致，以保證太陽輻射強(qiáng)度測量的準(zhǔn)確性。

實(shí)驗(yàn)過程中，系統(tǒng)制熱量Qw、性能系數(shù)COP、集熱/蒸發(fā)器的集熱效率η并不能直接測量得到，可以按式(1)～式(3)計算。

表2 實(shí)驗(yàn)測試裝置及其規(guī)格

式中，cp,w為水的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；ρw為水的密度，kg/m3；Vw為水箱容積，m3；Tw為水溫，℃；t為時間，min；Ncom為壓縮機(jī)耗功，kW；Qe為有效熱量，kJ；Ap為集熱/蒸發(fā)器的集熱面積，m2；I為集熱/蒸發(fā)器表面太陽輻射強(qiáng)度，W/m2。

2 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立

為進(jìn)一步分析環(huán)境參數(shù)以及運(yùn)行參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響，并制定系統(tǒng)變頻控制策略，構(gòu)建了系統(tǒng)仿真模型。系統(tǒng)各部件采用穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，忽略管路壓力損失，蒸發(fā)器過熱度和冷凝器過熱度均取5℃，模型中所用的結(jié)構(gòu)參數(shù)與實(shí)驗(yàn)裝置一致。

2.1 集熱/蒸發(fā)器模型

集熱/蒸發(fā)器中制冷劑的熱量Qe主要來自兩部分，從太陽集熱板一側(cè)吸收的熱量Qp，以及從空氣側(cè)吸收的熱量Qa，如式(4)所示。

集熱板吸收的太陽輻射熱量如式(5)所示。

式中，F(xiàn)＇為集熱器效率因子，F(xiàn)＇=F+(1–F)(D/We)；F為集熱器肋效率，D為蒸發(fā)盤管外徑，m，We為蒸發(fā)盤管間距，m；α為集熱板表面的吸收率；UL為熱損失系數(shù)，可用對流損失因子Uc和輻射損失因子Ur來表示，UL=Uc+Ur[20]；Te為蒸發(fā)溫度，K。

空氣側(cè)吸收的熱量Qa及空氣側(cè)熱阻計算如式(6)～式(8)[20]。

式中，Aa為空氣側(cè)表面積，m2；αa為空氣側(cè)對流換熱系數(shù)；lo為翅片管的翅高，m；ηo為肋面總效率；ξ為肋化系數(shù)。

蒸發(fā)器中的制冷劑經(jīng)歷了相態(tài)的變化，因此需分別對兩相區(qū)和過熱區(qū)進(jìn)行傳熱計算。過熱區(qū)制冷劑的傳熱系數(shù)αsh采用格尼林斯基公式，而兩相區(qū)制冷劑的傳熱系數(shù)αtp則采用Lockhart-Martinelli參數(shù)計算，如式(9)、式(10)。

式中，λv為制冷劑的熱導(dǎo)率，W/(m2·K)；di為蒸發(fā)盤管內(nèi)徑，m；Re、Pr分別為制冷劑的雷諾數(shù)、普朗特數(shù)；f=(0.79lnRev–1.64)–2為管內(nèi)湍流流動的達(dá)爾西阻力系數(shù)；Xtt為Lockhart-Martinelli參數(shù)；下角標(biāo)l、v分別為液相和氣相。

2.2 壓縮機(jī)模型

本系統(tǒng)主要關(guān)注壓縮機(jī)的制冷劑流量mr、出口焓值hcom,o和功率Ncom，由式(11)～(13)計算。

式中，mr為制冷劑流量，kg/s；ηv為壓縮機(jī)的容積效率；ηs為壓縮機(jī)的指示效率；ηcom為壓縮機(jī)總效率；Vh為壓縮機(jī)的理論輸氣量，m3/h；vsuction為壓縮機(jī)吸氣比容，m3/kg；Ncom為壓縮機(jī)功率。下角標(biāo)com表示壓縮機(jī)；s表示等熵壓縮過程；o表示出口；i表示進(jìn)口。

2.3 冷凝水箱模型

冷凝水箱采用沉浸式冷凝螺旋盤管結(jié)構(gòu)，為簡化計算，采用集總參數(shù)法建立冷凝器模型?？紤]到水側(cè)空間較大，采用大空間自然對流公式計算水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αw，如式(14)。冷凝盤管內(nèi)制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)制冷劑的傳熱系數(shù)采用格尼林斯基公式計算，見式(9)。

式中，λw為水的熱導(dǎo)率，W/(m2·K)，do為冷卻盤管的外徑，m；Grw、Prw分別為水側(cè)的格拉曉夫數(shù)和普朗特數(shù)；C、n為與水的物性、傳熱面積、形狀和放置方式相關(guān)的系數(shù)，可通過圖表法查得。

2.4 膨脹閥模型

假定節(jié)流過程為等焓過程，即節(jié)流閥進(jìn)出口焓值相等，如式(15)。

3 結(jié)果與分析

3.1 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的驗(yàn)證

為了驗(yàn)證系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，選取2016年5月12日的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，并按實(shí)驗(yàn)時的參數(shù)進(jìn)行模擬計算，兩組數(shù)據(jù)的對比如圖3所示。由圖可見，系統(tǒng)COP模擬值和實(shí)驗(yàn)值的變化趨勢一致，且隨著運(yùn)行時間的增加兩者相互接近，其平均誤差為5.54%；水箱水溫的模擬計算誤差最大為4.48%，平均誤差僅為3.11%；加熱時長的模擬值和實(shí)驗(yàn)值分別為143min和141min，誤差為1.42%。因此該數(shù)學(xué)模型具有良好的瞬態(tài)準(zhǔn)確性。為了進(jìn)一步驗(yàn)證系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，將多組不同工況下的試驗(yàn)結(jié)果與相同條件設(shè)置下的仿真結(jié)果進(jìn)行對比，見表3。由表中數(shù)據(jù)可見，模擬計算值與實(shí)驗(yàn)值之間的最大誤差為9.89%，二者吻合較好，該數(shù)學(xué)模型可用于進(jìn)一步的模擬分析。

3.2 系統(tǒng)變工況運(yùn)行特性分析

直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器主要從空氣和太陽能吸收熱量以加熱熱水，環(huán)境溫度和太陽輻射強(qiáng)度對系統(tǒng)性能影響較大。圖4所示為太陽輻射強(qiáng)度800W/m2、頻率50Hz、將水從20.5℃加熱到55℃時系統(tǒng)性能隨環(huán)境溫度的變化，從圖中可以看出，隨著環(huán)境溫度的增大，系統(tǒng)平均蒸發(fā)溫度Te不斷增大，COP也隨之增大。當(dāng)環(huán)境溫度小于15.5℃時，蒸發(fā)溫度大于環(huán)境溫度，結(jié)合式(4)～(6)可知，此時系統(tǒng)僅從太陽能一側(cè)吸熱，并有部分熱量從空氣側(cè)散失，系統(tǒng)以太陽能熱泵模式運(yùn)行，且蒸發(fā)溫度與環(huán)境溫度的差值越大，系統(tǒng)散熱損失越大，集熱效率下降；當(dāng)環(huán)境溫度大于15.5℃時，蒸發(fā)溫度小于環(huán)境溫度，此時系統(tǒng)從太陽能一側(cè)和空氣側(cè)同時吸熱，即系統(tǒng)以復(fù)合熱源熱泵模式運(yùn)行，且環(huán)境溫度與蒸發(fā)溫度的差值越大，系統(tǒng)有效集熱量越大，COP增長的幅度越大。因此，隨著環(huán)境溫度的增大，系統(tǒng)COP以程度遞增的趨勢不斷增大。

表3 實(shí)驗(yàn)仿真結(jié)果對比

圖3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果的瞬態(tài)對比

圖5所示為環(huán)境溫度30℃、頻率50Hz、將水從27.5℃加熱到55℃時系統(tǒng)性能隨太陽輻射強(qiáng)度的變化。從圖中可以看出，隨著太陽輻射強(qiáng)度I的增大，系統(tǒng)COP不斷增大，而加熱時長逐漸縮短。這是由于太陽輻射強(qiáng)度的增加導(dǎo)致制熱量Qw增加，系統(tǒng)加熱速率變快，而壓縮機(jī)功率變化很小，所以熱水加熱時長變短，COP增大。

圖4 環(huán)境溫度對系統(tǒng)性能的影響

圖5 太陽輻射強(qiáng)度對系統(tǒng)性能的影響

圖6 壓縮機(jī)頻率對系統(tǒng)性能的影響

圖6所示為環(huán)境溫度30℃、太陽輻射強(qiáng)度800W/m2、將水從27.5℃加熱到55℃時系統(tǒng)性能隨壓縮機(jī)頻率的變化，從圖6中可以看出，隨著壓縮機(jī)頻率f的增大，系統(tǒng)COP和加熱時長均以程度遞減的趨勢下降。由圖6可知，隨著壓縮機(jī)頻率的增大，壓縮機(jī)功率Ncom增加，系統(tǒng)制熱功率Qw也隨之增加，例如，當(dāng)頻率從30Hz變?yōu)?5Hz時，制熱功率增長了11.53%，而壓縮機(jī)功率增長了35.98%，可見壓縮機(jī)功率的增長幅度大于制熱功率的增長幅度，故系統(tǒng)COP在壓縮機(jī)頻率增大時是降低的。進(jìn)一步分析可知，隨著頻率的增大，壓縮機(jī)功率和制熱功率的增長幅度差逐漸變小，例如，當(dāng)頻率從30Hz變?yōu)?5Hz時，制熱功率和壓縮機(jī)功率分別增長了11.53%和35.98%，而當(dāng)頻率從65Hz變?yōu)?0Hz時，制熱功率和壓縮機(jī)功率分別增長了6.96%和9.40%，故COP的下降幅度也逐漸變小。

由上述分析可知，環(huán)境溫度和太陽輻射強(qiáng)度對直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器系統(tǒng)性能的影響很大，當(dāng)這些氣象條件發(fā)生變化時，系統(tǒng)運(yùn)行可能偏離設(shè)計工況，使其工作性能不理想。根據(jù)太陽輻射強(qiáng)度和環(huán)境溫度的變化，通過壓縮機(jī)運(yùn)行頻率的調(diào)控可以使得系統(tǒng)在各工況下都能取得較好的綜合性能。尋求各個工況下適宜的運(yùn)行頻率對于直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器的應(yīng)用推廣至關(guān)重要。

為了分析不同氣候條件下的系統(tǒng)變頻策略，利用驗(yàn)證過的模型模擬分析了系統(tǒng)在不同工況下各性能參數(shù)隨壓縮機(jī)運(yùn)行頻率的變化規(guī)律。模擬中，假定加熱過程中太陽輻射強(qiáng)度和環(huán)境溫度保持在整個過程的平均值不變，熱水終止溫度設(shè)定為55℃，而熱水初始溫度因供水管路的原因受氣溫影響較大，據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，假定環(huán)境溫度為5℃、10℃、15℃、20℃、25℃、30℃、35℃時，初始水溫分別為7.5℃、12.5℃、14℃、20℃、24℃、27.5℃、32.5℃。

系統(tǒng)性能系數(shù)COP和熱水加熱時長是熱水器綜合性能的兩個重要考量參數(shù)，為此制定了“加熱時長小于6h，且COP不低于4.0”的約束條件，并據(jù)此制定變頻策略。圖7(a)為環(huán)境溫度5℃時，不同太陽輻射強(qiáng)度下系統(tǒng)性能隨頻率的變化規(guī)律，從圖中可以看出，當(dāng)環(huán)境溫度5℃、太陽輻射強(qiáng)度800W/m2時，滿足上述約束條件的頻率有40Hz、45Hz、50Hz，對應(yīng)的COP分別為5.31、4.68、4.22，對應(yīng)的加熱時長分別為353min、330min、311min；當(dāng)環(huán)境溫度5℃、太陽輻射強(qiáng)度500W/m2時，滿足上述約束條件的頻率只有45Hz，對應(yīng)的COP和加熱時長分別為4.14和352min；而當(dāng)太陽輻射強(qiáng)度下降為200W/m2時，環(huán)境條件惡劣，系統(tǒng)性能難以滿足上述約束條件，因此將約束條件放寬為“加熱時長小于6h，且COP不低于3.5”，則當(dāng)運(yùn)行頻率為50Hz時，可滿足要求，對應(yīng)的COP和加熱時長分別為3.51和359min。同樣地，由圖7(b)可選取環(huán)境溫度為30℃時各太陽輻射強(qiáng)度下對應(yīng)的頻率、COP和加熱時長。

圖7 不同太陽輻射強(qiáng)度下系統(tǒng)性能隨頻率的變化

根據(jù)上述約束條件和分析方法，給出不同工況下的推薦頻率及對應(yīng)的COP、加熱時長，并進(jìn)行整理匯總，如表4～表6所示。表中給出的推薦頻率可為相同結(jié)構(gòu)參數(shù)的裝置在相近工況下的變頻運(yùn)行提供參考，在推薦頻率下運(yùn)行，可以保證較高的COP和適宜的加熱時長。在對應(yīng)工況下確定壓縮機(jī)運(yùn)行頻率時，可參考所列加熱時長進(jìn)行選擇。從表4～表6還可以看出，環(huán)境溫度越高、太陽輻射強(qiáng)度越大，滿足約束條件的可供選擇的頻率范圍越大，加熱時長也越短。例如，當(dāng)環(huán)境溫度35℃、太陽輻射強(qiáng)度800W/m2時，滿足控制原則的頻率范圍為30～50Hz，加熱時長最高151min；而當(dāng)環(huán)境溫度10℃、太陽輻射強(qiáng)度200W/m2時，滿足控制原則的頻率只有40Hz，加熱時長長達(dá)351min。

表4 I為800W/m2時的運(yùn)行控制策略

表5 I為500W/m2時的運(yùn)行控制策略

表6 I為200W/m2時的運(yùn)行控制策略

3.3 變?nèi)萘肯到y(tǒng)全年運(yùn)行性能分析

為了檢測變?nèi)萘肯到y(tǒng)的全年運(yùn)行性能，利用前文已驗(yàn)證過的數(shù)學(xué)模型，根據(jù)南京地區(qū)典型氣象年氣象參數(shù)，取各月份太陽輻照強(qiáng)度和環(huán)境溫度的平均值作為模擬輸入?yún)?shù)，對DX-SASHPWH系統(tǒng)的全年運(yùn)行特性進(jìn)行模擬計算。圖8即為南京地區(qū)各月份平均太陽輻射強(qiáng)度和平均干球溫度分布圖。由圖8可知，夏季太陽輻射強(qiáng)度和環(huán)境溫度都處于高值，而冬季則有較大落差，因此若全年系統(tǒng)都以定頻模式運(yùn)行，則系統(tǒng)部件之間將難以保持良好的容量匹配關(guān)系。下文將對系統(tǒng)在變?nèi)萘磕Ｊ较潞投ㄈ萘磕Ｊ较逻\(yùn)行時的性能狀況進(jìn)行對比分析，以檢查前文提出的變頻策略的優(yōu)化效果。

從表4給出的推薦頻率可看出，夏季太陽輻射強(qiáng)度、環(huán)境溫度均較高，滿足約束條件的頻率范圍較大。且夏季初始水溫也相對較高，故加熱時長也不會太長，夏季時人們對熱水的需求也較低。因而，在對比分析中，本文在選擇變?nèi)萘磕Ｊ较碌木唧w頻率時，選取滿足約束條件的頻率中的低值（詳見圖9），這樣仍可以滿足熱水負(fù)荷需求，雖然加熱時長有所增大，但可獲得更高的COP，節(jié)能性更好。系統(tǒng)在變?nèi)萘磕Ｊ较屡c定容量模式下的性能對比分析見圖9～圖11（定容量模式下運(yùn)行頻率均為50Hz）。

圖8 1年內(nèi)南京地區(qū)逐月平均太陽輻射強(qiáng)度和平均干球溫度分布圖

圖9 1年內(nèi)各月份系統(tǒng)COP對比

圖10 1年內(nèi)各月份系統(tǒng)加熱時長對比

圖11 1年內(nèi)各月份系統(tǒng)耗電量對比

圖9～圖11分別為兩種模式下各月份系統(tǒng)COP、加熱時長、耗電量W的對比。從圖中可以看出，相比定容量模式，變?nèi)萘磕Ｊ较碌南到y(tǒng)雖然加熱時長變長，但其COP卻得到顯著提高，耗電量也大大降低，這在夏季表現(xiàn)的尤為明顯。變?nèi)萘磕Ｊ较?，在夏季時的系統(tǒng)COP由于頻率的調(diào)低而顯著提高。尤其在六月份，雖然加熱時長相比定容量模式延長了40.38%（延長63min），但全程加熱也只需219min，犧牲的加熱時長換來了COP增長83.65%，耗電量下降45.69%，節(jié)能效果顯著。從全年來看，比起定容量模式，系統(tǒng)在變?nèi)萘磕Ｊ较碌腃OP全年平均增長49.27%，耗電量平均下降29.73%，加熱時長平均延長23.83%。

當(dāng)直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器采用變?nèi)萘康倪\(yùn)行控制方式時，可以維持系統(tǒng)性能系數(shù)處于4.0以上的全年高效運(yùn)行（個別情況COP略低于4.0），能夠有效節(jié)約電能，尤其是在夏季工況，相比定容量系統(tǒng)可少消耗近45.69%的電量。但是，低頻率下運(yùn)行時系統(tǒng)制取熱水的時間較長，因此若希望縮短加熱時長，可適當(dāng)提高壓縮機(jī)頻率。

4 結(jié)論

通過搭建直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)裝置，建立了對應(yīng)的系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型并用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)加以驗(yàn)證。利用驗(yàn)證過的模型對系統(tǒng)進(jìn)行變工況運(yùn)行特性分析，得到如下結(jié)論。

（1）環(huán)境溫度和太陽輻射強(qiáng)度對直膨式太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器系統(tǒng)性能的影響很大，隨著環(huán)境溫度的增大，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度增大，COP以程度遞增的趨勢不斷增大，且當(dāng)蒸發(fā)溫度大于環(huán)境溫度時，系統(tǒng)以太陽能熱泵模式運(yùn)行；當(dāng)蒸發(fā)溫度小于環(huán)境溫度時，系統(tǒng)以復(fù)合熱源熱泵模式運(yùn)行。而隨著太陽輻射強(qiáng)度的增大，系統(tǒng)COP不斷增大，加熱時長逐漸縮短。

（2）隨著壓縮機(jī)頻率的增大，系統(tǒng)COP和加熱時長均以程度遞減的趨勢下降，這主要是由于壓縮機(jī)功率和制熱功率的增長幅度差隨頻率變化而引起的。

（3）分析了不同工況條件下系統(tǒng)的變頻運(yùn)行特性，根據(jù)“加熱時長小于6h，且COP不低于4.0”的約束條件，給出了不同工況下的推薦頻率和加熱時長，可以為用戶提供變工況運(yùn)行控制指導(dǎo)。利用南京地區(qū)典型年氣象參數(shù)，對復(fù)合熱源系統(tǒng)在不同模式下的全年逐月運(yùn)行特性進(jìn)行了模擬計算并作對比分析。結(jié)果表明，相比定容量模式，系統(tǒng)在變?nèi)萘磕Ｊ较碌募訜釙r長雖然平均延長了23.83%，但系統(tǒng)COP全年平均增長49.27%，耗電量平均下降29.73%，節(jié)能效果顯著。

[1] 李郁武. 直膨式太陽能熱泵熱水裝置的優(yōu)化分析與變?nèi)萘窟\(yùn)行研究[D]. 上海：上海交通大學(xué)，2007.LI Y H. Study on optimum analysis and variable capacity operation of direct expansion solar assisted heat pump water heater [D]. Shanghai:Shanghai Jiao Tong University，2007.

[2] 高留花，趙軍，高騰. 吸熱板參數(shù)對平板太陽集熱器熱性能的影響[J]. 太陽能學(xué)報，2014（10）：2054?2059.GAO L H，ZHAO J，GAO T. Effect of absorber plate parameter on thermal performance of flat plat solar collector[J]. Acta Energiae Solaris Sinica，2014（10）：2054?2059.

[3] 李郁武，王如竹，王泰華，等. 直膨式太陽能熱泵熱水器熱力性能分析及優(yōu)化設(shè)計[J]. 太陽能學(xué)報，2007，28（5）：464?471.LI Y W，WANG R Z，WANG T H，et al. Experimental performance analysis and optimization of a direct expansion solar assisted heat pump water heater [J]. Acta Energiae Solaris Sinica，2007，28（5）：464?471.

[4] 梁子偉，簡林樺，閆金州，等. PV/T集熱器優(yōu)化設(shè)計及實(shí)驗(yàn)[J]. 化工進(jìn)展，2016，35（5）：1326-1331.LIANG Z W，JIAN L H，YAN J Z，et al. Optimization design and experimental study on collector of photovoltaic/thermal[J]. Chemical Industry and Engineering Progress，2016，35（5）：1326-1331.

[5] 徐國英，張小松，楊磊. 兩種集熱結(jié)構(gòu)的太陽能光伏/光熱一體化熱泵性能分析[J]. 化工學(xué)報，2008，59（s2）：224-229.XU G Y，ZHANG X S，YANG L. Performance evaluation of PV/T integrated heat pump using two different collector/evaporators[J].CIESC Journal，2008，59（s2）：224-229.

[6] HAWLADER M N A，CHOU S K，ULLAH M Z. The performance of a solar assisted heat pump water heating system[J]. Applied Thermal Engineering，2001，21（10）：1049?1066.

[7] KONG X Q，ZHANG D，LI Y，et al. Thermal performance analysis of a direct-expansion solar-assisted heat pump water heater[J].Energy，2011，36（12）：6830?6838.

[8] XU G Y，ZHANG X S，DENG S M. A simulation study on the operating performance of a solar–air source heat pump water heater[J]. Applied Thermal Engineering，2006，26（11）：1257?1265.

[9] 曠玉輝，王如竹. 直膨式太陽能熱泵熱水器的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 工程熱物理學(xué)報，2005，26（3）：379?381.KUANG Y H，WANG R Z. Experimental study on the direct-expansion solar assisted heat-pump water heater [J]. Journal of Engineering Thermophysics，2005，26（3）：379?381.

[10] 孔祥強(qiáng)，李俊梟，李瑛. 直膨式太陽能熱泵熱水器不同工質(zhì)的性能分析[J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報，2016，50（4）：506?513.KONG X Q，LI J X，LI Y. Performance analysis of three different refrigerants in a direct-expansion solar-assisted heat pump water heater [J]. Journal of Shanghai Jiao Tong University，2016，50（4）：506?513.

[11] 趙軍，劉立平，李麗新,等. R134a應(yīng)用于直接膨脹式太陽能熱泵系統(tǒng)[J]. 天津大學(xué)學(xué)報，2000，33（3）：302?305.ZHAO J，LIU L P，LI L X，et al. Investigation into the use of R134a in a direct expansion solar assisted heat pump [J]. Journal of Tianjin University，2000，33（3）：302?305.

[12] CHATA F B G，CHATURVEDI S K，ALMOGBEL A. Analysis of a direct expansion solar assisted heat pump using different refrigerants [J].Energy Conversion & Management，2005，46（15-16）：2614?2624.

[13] LI S S，LI S H，ZHANG X S. Comparison analysis of different refrigerants in solar-air hybrid heat source heat pump water heater [J].International Journal of Refrigeration，2015，57：138?146.

[14] LI S S，LI S H，ZHANG X S. Simulation research of a hybrid heat source heat pump using R134a，R744 instead of R22 for domestic water heating in residential buildings [J]. Energy & Buildings，2015，91：57?64.

[15] 李舒宏，張小松，杜凱，等. 太陽能與空氣復(fù)合熱源的儲能型熱泵裝置： 1580668 [P]. 2005?02?16.LI S H，ZHANG X S，DU K，et al. Solar-air hybrid heat source energy storage heat pump device：1580668 [P]. 2005?02?16.

[16] 徐國英，張小松. 太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵熱水器的性能模擬與分析[J]. 太陽能學(xué)報，2006，27（11）：1148?1154.XU G Y，ZHANG X S. Analysis on the operating characteristics of solar-air source heat pump water heater [J]. Acta Energiae Solaris Sinica，2006，27（11）：1148?1154.

[17] 張月紅，徐國英，張小松. 太陽能與空氣復(fù)合源熱泵熱水系統(tǒng)多模式運(yùn)行實(shí)驗(yàn)特性[J]. 化工學(xué)報，2010，61（2）：484?490.ZHANG Y H，XU G Y，ZHANG X S. Experimental characteristics of solar-air source heat pump water heating system operating in different modes [J]. CIESC Journal，2010，61（2）：484?490.

[18] CHATURVEDI S K，CHEN D T，KHEIREDDINE A. Thermal performance of a variable capacity direct expansion solar-assisted heat pump[J]. Energy Conversion & Management，1998，39（3?4）：181?191.

[19] 孫振華，王如竹，李郁武. 基于仿真與實(shí)驗(yàn)的直膨式太陽能熱泵熱水器變頻策略[J]. 太陽能學(xué)報，2008，29（10）：1235?1241.SUN Z H，WANG R Z，LI Y W. Variable frequency operation control strategy for DX-SAHPWH based on simulation and experiments [J].Acta Energiae Solaris Sinica，2008，29（10）：1235?1241.

[20] 徐國英,張小松. 復(fù)合熱源熱泵系統(tǒng)集熱/蒸發(fā)器的模型[J].工程熱物理學(xué)報，2006，27（s1）：61?64.XU G Y，ZHANG X S. Simulation model of collector/evaporator for multi-source heat pump [J]. Journal of Engineering Thermophysics，2006，27（s1）：61?64.

Analysis of the operating characteristics of hybrid heat sources：heat pump water heater under variable conditions

ZHAO Weiqiang，LI Shuhong，ZHANG Xiaosong
（School of Energy and Environment，Southeast University，Nanjing 210096，Jiangsu，China）

To analyze the operating characteristics of hybrid heat sources, heat pump water heater,under variable condition, the apparatus of the direct-expansion solar-air source water heat pump was established using a variable capacity compressor and an electronic expansion valve. The mathematical model of this system was developed and verified. The simulated results were in good agreement with the experimental results. The validated mathematical model was used to further analyze the effect of ambient temperature, solar radiation intensity and compressor frequency on the system performance.The frequency conversion control strategy of the compressor was developed, and the recommended frequency and heating time under different working conditions were obtained, which can provide guidance to operations under variable conditions. Based on the meteorological parameters of typical meteorological years in Nanjing, the annual operating characteristics of the system in different modes were simulated and compared. The results showed that, compared with the constant capacity mode, theCOPof the system in the variable capacity mode annual increased by an average of 49.27%, while the power consumption decreased by 29.73%，and the energy saving was quite remarkable.

direct-expansion heat pump；solar energy；hybrid heat sources；water heater；variable condition

TK519

A

1000–6613（2017）11–3977–09

10.16085/j.issn.1000-6613.2017-0377

2017-03-07；修改稿日期2017-05-15。

國家十二五科技支撐項目（2014BAJ01B05）。

趙偉強(qiáng)（1990?），男，碩士研究生。聯(lián)系人李舒宏，博士，教授，從事太陽能熱利用研究。E-mail：equart@163.com。