環(huán)境溫度對空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)性能的影響

袁朝陽，陶樂仁，虞中旸，黃理浩

（上海理工大學，上海 200093）

1 前言

不同于電熱水器、燃氣熱水器和太陽能熱水器，空氣源熱泵熱水器作為新興的節(jié)能型熱水器，因具有節(jié)能、環(huán)保、方便等優(yōu)點受到越來越多用戶的青睞［1］。有研究指出其耗能約為普通電熱水器的38%，相對燃氣熱水器節(jié)省約35%，太陽能熱水器節(jié)省33%［2，3］?？諝庠礋岜脽崴魇抢涿綇耐饨绛h(huán)境的空氣中吸取熱量，通過壓縮機做功，將熱量供給較高溫度的熱源—儲熱水箱的一種逆卡諾循環(huán)裝置［4］。

實際應用中發(fā)現(xiàn)，環(huán)境溫度對系統(tǒng)性能的影響較為明顯。胡韓瑩等對外盤管空氣源熱泵熱水器進行了試驗研究，結果表明環(huán)境溫度降低，COP相應降低，達不到節(jié)能的效果，熱水出口水溫設置過高也會大大削弱系統(tǒng)的節(jié)能效果［5］。董振宇等給出了空氣源熱泵熱水器最適宜的工作溫度范圍在7～35℃左右，冷凝溫度基本不變的情況下,制熱量及COP隨環(huán)境溫度變化較為明顯,環(huán)境溫度降低時系統(tǒng)的壓比增加，排氣溫度升高，吸氣過熱度減小［6］。系統(tǒng)耗功隨著進水溫度的升高而增大，制熱量和COP隨著進水溫度的升高而降低［7～9］。本文利用循環(huán)加熱式空氣源熱泵熱水器試驗臺，模擬秋季氣溫多變的運行工況，分析不同環(huán)境溫度下系統(tǒng)運行性能的變化趨勢，為優(yōu)化系統(tǒng)控制方案提供一些參考依據(jù)。

2 試驗原理與方法

2.1 試驗裝置

空氣源熱泵熱水器試驗裝置原理如圖1所示，整個系統(tǒng)由制冷劑循環(huán)和水循環(huán)兩部分組成。

圖1 試驗裝置原理

壓縮機選用自帶氣液分離器的上海某電器有限公司型號為WHP的R134a熱泵熱水器專用壓縮機，理論排氣量18.0 ml/rev，定頻50 Hz，功率565 W。制冷劑質量流量由科氏力流量計測量，精度±0.1%。電子膨脹閥開度通過步進電機驅動器調節(jié)。蒸發(fā)器為換熱管徑φ9.52 mm×0.28 mm的紫銅管，正三角形排列，并配置額定風量530 m3/h的YWY型外轉子軸流風機。冷凝器選用TY1222型套管換熱器，原始銅管外徑φ16 mm，換熱面積0.61 m2。循環(huán)水泵采用RS-15/6型屏蔽泵，輸入功率為93 W/67 W/46 W可調。儲水箱為100 L外殼噴涂保溫承壓水箱，內膽304不銹鋼，中間保溫層采用環(huán)保型聚氨酯發(fā)泡劑。水流量計采用LZB-W（F）型浮子流量計，量程1.8～18 L/min，測量精度±2.5%。

試驗裝置中共布置了16個溫度測點和4個壓力測點，具體位置如圖1所示。溫度由T型熱電偶測量，壓力采用JYB-KH絕對壓力傳感器測量。試驗前，通過調節(jié)循環(huán)水泵功率來控制水流量，充分混合系統(tǒng)內的水，避免影響換熱效果；然后手動設定步進電機開度，控制電子膨脹閥在較小開度，避免開機時大量液態(tài)制冷劑涌入壓縮機；最后通過小型的封閉空間不斷向蒸發(fā)器正面吹入恒溫的一次性風，開始試驗。

2.2 試驗方法

試驗在模擬的秋季工況下進行，具體參數(shù)如表1所示。干球溫度由蒸發(fā)器入口處的熱電偶測得，相對濕度由溫濕度計測得，二者所測數(shù)值代入濕空氣焓濕圖查詢軟件即可得到各個工況下的濕球溫度和露點溫度。不同環(huán)境溫度試驗過程中露點溫度均在蒸發(fā)溫度以上。

表1 試驗工況

儲水箱內熱水初始溫度為22℃，循環(huán)加熱至55℃。系統(tǒng)工作過程中，熱水吸收的熱量包括3部分: 制冷劑過熱氣體的過熱焓值、冷凝潛熱和制冷劑過冷段的傳熱。單個試驗過程中環(huán)境溫度不變，水箱初始水溫由輔助電加熱調節(jié)置設定水溫，膨脹閥開度設置為10%，水流量設置為11 L/min，開機3 min待壓縮機穩(wěn)定后開始采集試驗數(shù)據(jù)，以保證數(shù)據(jù)的準確性。

2.3 計算公式

由于采用的是循環(huán)加熱的方式制取熱水，空氣源熱泵熱水器運行時，隨著入口水溫的不斷升高，系統(tǒng)的運行工況一直是在變化的，因此系統(tǒng)COP分為瞬時COPt和平均COPa，系統(tǒng)耗功也分為瞬時耗功P（即系統(tǒng)功率）和總耗功W。試驗中可測量壓縮機吸氣溫度Tsuc，排氣溫度Td，電子膨脹閥前溫度Tv，制冷劑質量流量qm，蒸發(fā)壓力Pe，系統(tǒng)功率 P，冷凝器進、出水溫度 Tw,in，Tw,out。通過Refprop9.0物性軟件可以得到制冷劑蒸發(fā)壓力下的蒸發(fā)溫度Te，排氣焓值hd，閥前焓值hv。然后通過下列計算得到系統(tǒng)COP：

式中 Tsh——過熱度

式中 Qh——制熱量，W

式中 Pp，Pf，Pc——水泵、風機和壓縮機的功率，W

式中 Mw——水箱中水的總體積，L，Mw=100 L

cw—— 循環(huán)水比熱容，kJ/（kg·℃）,取cw=4.18 kJ/（kg·℃）

Tw，end——終止水溫，℃，Tw，end=55 ℃

Tw，set——初始水溫，℃，Tw，set=22 ℃

2.4 誤差分析

由于測量器材精度的原因，每項試驗結果都會存在一定的誤差。本文采用Qzturk［10］的誤差分析法對數(shù)據(jù)進行分析。假設參數(shù)R是由N個測量參數(shù)計算得到的，即：

則各個相關量的測量誤差傳遞到參數(shù)R上的總誤差δR為：

計算得到的瞬時COPt和平均COPa的誤差分別為5.3%和4.7%。

3 試驗結果與分析

圖2反映了不同環(huán)境溫度下制熱量的變化趨勢，環(huán)境溫度為22℃時，制熱量隨著水溫的升高而增大；而在其他環(huán)境溫度下，制熱量均是先增大后減小。系統(tǒng)運行前期，環(huán)境溫度低時制熱量大，后期環(huán)境溫度低時制熱量也隨之降低。圖3是質量流量隨環(huán)境溫度的變化趨勢圖，對比圖2與圖3可發(fā)現(xiàn)，制熱量Qh和質量流量qm的變化趨勢基本一致——質量流量越大制熱量越大。在圖3中，環(huán)境溫度低時質量流量也低，這是由于環(huán)境溫度降低，蒸發(fā)溫度下降，蒸發(fā)壓力降低，壓縮機吸氣比容υ隨之增大，由于質量流量（qv為體積流量），過熱狀態(tài)滾動轉子式壓縮機容積效率η變化不大［11］，所以循環(huán)過程中質量流量降低。

圖2 不同環(huán)境溫度下制熱量變化趨勢

圖3 不同環(huán)境溫度下質量流量變化趨勢

從圖3中還可看出，同一環(huán)境溫度下，質量流量隨著過熱度的降低而增大（過熱度大于0 ℃時），這是由于冷凝器側入口水溫越高，蒸發(fā)壓力越大，制冷劑蒸汽比體積越低，制冷劑密度越大，所以質量流量越大；而當過熱度降到0 ℃時，壓縮機的余隙容積中吸入了少量液態(tài)制冷劑，導致壓縮機內的膨脹比體積增大，容積效率降低，工作性能變差，質量流量開始逐漸降低［12］。

從圖4可以看出，同一環(huán)境溫度下，蒸發(fā)器出口過熱度Tsh不斷下降，直至壓縮機出現(xiàn)濕壓縮。同時，環(huán)境溫度越低，開機運行時的起始過熱度越低，過熱度降低幅度越大，壓縮機會更早地進入濕壓縮狀態(tài)。環(huán)境溫度為20，18，16和14 ℃時，系統(tǒng)過熱度均在不斷下降最終到達0 ℃；環(huán)境溫度為22 ℃時，過熱度雖然也在不斷下降，但壓縮機一直處于吸氣過熱狀態(tài)，過熱度最低約為2.6 ℃。這是由于環(huán)境溫度較高時，制冷劑從空氣中可吸收更多的熱量，蒸發(fā)器側的制冷量大，故蒸發(fā)器出口過熱度會隨著環(huán)境溫度的升高而升高，過熱度降到0 ℃的時間也會隨之延長。在加熱初期，環(huán)境溫度越低制熱量越大，說明吸氣過熱時過熱度越小冷凝器側制冷劑與水的換熱效果越好，這也說明了為什么在相同的環(huán)境溫度下隨著過熱度的降低系統(tǒng)的制熱量是逐漸增大的。

圖4 不同環(huán)境溫度下過熱度變化趨勢

圖5 示出了系統(tǒng)功率隨環(huán)境溫度的變化趨勢。由式（3）可知，系統(tǒng)功率是風機、循環(huán)水泵和壓縮機功率之和。運行過程中，風機和循環(huán)水泵的功率基本不變，系統(tǒng)功率的變化是由壓縮機功率變化引起的。在圖5中，系統(tǒng)功率隨著水箱平均水溫的增大而增大，環(huán)境溫度越低功率越大，由于環(huán)境溫度降低蒸發(fā)壓力也會降低，而冷凝壓力是受循環(huán)水溫影響的，隨著冷凝器入口水溫的不斷升高冷凝壓力不斷上升，在相同的水溫下，不同環(huán)境溫度下的冷凝壓力基本不變，所以環(huán)境溫度越低壓縮機壓比越大，如圖6中所示壓縮機壓比隨著環(huán)境溫度的降低在不斷增大，壓比增大導致壓縮機功率上升。

圖5 不同環(huán)境溫度下功率變化曲線

并且，在相同環(huán)境溫度下，系統(tǒng)的耗功和壓比均隨著水溫的升高而增大，這是由于加熱過程中冷凝壓力隨著水溫的升高而升高，雖然冷凝壓力的升高使蒸發(fā)溫度也會相應地升高，但受環(huán)境溫度的限制蒸發(fā)溫度升高的幅度有限，最終壓縮機壓比是逐漸升高的。另外功率和壓比都是在蒸發(fā)器出口過熱度為0 ℃時升高幅度變大，這也說明濕壓縮會增加系統(tǒng)功率,降低壓縮機工作性能。

圖6 不同環(huán)境溫度下壓比變化曲線

結合圖7、8可以看出，壓縮機的吸氣溫度和排氣溫度均隨著環(huán)境溫度的降低而降低，且二者都與蒸發(fā)器出口過熱度有關。

圖7 不同環(huán)境溫度下吸氣溫度變化曲線

圖8 不同環(huán)境溫度下排氣溫度變化曲線

在過熱度降到0 ℃之前，隨著水箱平均水溫的升高，吸氣溫度在不斷減小，這是由于過熱度在不斷減小，而蒸發(fā)溫度在不斷上升導致的；過熱度降到0 ℃以后，壓縮機吸氣溫度等于蒸發(fā)溫度，而蒸發(fā)溫度隨水箱平均水溫的上升而上升，所以吸氣溫度在此時出現(xiàn)拐點不斷上升。在過熱度降到0 ℃之前，隨著水箱平均水溫的升高，排氣溫度在不斷增大，但增大的幅度卻在減緩，當過熱度在0 ℃以后排氣溫度下降，下降到冷凝溫度附近后會隨著冷凝溫度的上升而上升。過熱度為0℃時壓縮機開始濕壓縮，可有效降低系統(tǒng)的排氣溫度［13］。

圖9示出了不同環(huán)境溫度下系統(tǒng)瞬時能效比COPt的變化趨勢。從圖中可以看出，瞬時能效比COPt均隨著水箱平均水溫的上升而降低，環(huán)境溫度越低，相同水溫下的瞬時能效比COPt也越小。由式（4）可知，瞬時能效比COPt是與制熱量Qh和功率P密切相關的。結合圖2和圖5分析系統(tǒng)的瞬時能效比COPt可以看出，環(huán)境溫度為22℃時，系統(tǒng)制熱量從1746.7 W上升到2361.3 W，增大了35.2%，系統(tǒng)功率從509.8 W上升到837.6 W，增大了64.3%，制熱量雖然會隨著過熱度的降低而增大，但增大幅度僅為功率的一半，所以COPt最終會隨著水溫的升高而降低。當環(huán)境溫度低于22 ℃時，系統(tǒng)功率不斷增大，且在運行后期過熱度為0 ℃時功率增加的幅度變大，制熱量雖在吸氣過熱時不斷增大，但在過熱度為0 ℃時出現(xiàn)了拐點并開始下降，瞬時能效比COPt進一步降低，系統(tǒng)的制熱效率會下降得更加明顯。

圖9 不同環(huán)境溫度下瞬時能效比變化曲線

圖10 示出了在不同環(huán)境溫度下，將水從22℃加熱到55 ℃時，加熱時間t和系統(tǒng)的平均能效比COPa與環(huán)境溫度的關系。從圖中可以看出，平均能效比COPa隨著環(huán)境溫度的降低而降低，這是由于環(huán)境溫度越低瞬時能效比COPt越低，整個加熱過程中平均能效比COPa也就越小。COPa降低系統(tǒng)制熱效果變差，加熱熱水的時間延長，因此系統(tǒng)的加熱時間隨著環(huán)境溫度的降低而升高。

圖10 加熱時間和平均能效比隨環(huán)境溫度的變化趨勢

4 結論

（1）系統(tǒng)的制熱量受過熱度變化的影響，而蒸發(fā)器出口過熱度的大小與環(huán)境溫度有關，環(huán)境溫度越低過熱度越小。在吸氣過熱的狀態(tài)下，隨著過熱度的降低制熱量在不斷增大，當過熱度為0℃時，制熱量開始減小，如能合理控制吸氣飽和時的狀態(tài),可實現(xiàn)讓系統(tǒng)在較低環(huán)境下也能獲得較高的制熱量。

（2）系統(tǒng)的功率與壓縮機壓比有關，隨著冷凝器入口水溫的升高，冷凝壓力增大，在蒸發(fā)溫度增大幅度不大的情況下，壓比是不斷增大的。同時環(huán)境溫度越低, 系統(tǒng)的壓比越大、排氣溫度越高、過熱度越小，壓縮機更易濕壓縮加劇功率的增長，但能有效降低排氣溫度。

（3）隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)的平均能效比COPa是逐漸降低的，環(huán)境溫度越低系統(tǒng)制熱效果越差，水溫被加熱到55 ℃的時間也越長。

［1］ 郝吉波，王志華，姜宇光，等.空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)性能分析［J］.制冷與空調，2013,13（1）:59-62.

［2］ Hudon K,Sparn B,Christensen D,et al.Heat pump water heater technology assessment based on laboratory research and energy simulation models［J］.ASHRAE Transactions,2012,118（1）:683-704．

［3］ 彭金梅，羅會龍，崔國民，等.熱泵技術應用現(xiàn)狀及發(fā)展動向［J］.昆明理工大學學報（自然科學版）,2012,5（37）:54-59.

［4］ 王志華，鄭煜鑫，郝吉波，等.R134a空氣源熱泵熱水器試驗研究與性能分析［J］.制冷學報，2014,3（35）:71-76.

［5］ 胡韓瑩，巨小平，林州強，等.外盤管空氣源熱泵熱水器不同工況下的試驗研究［J］.流體機械，2012,12（40）:58-61.

［6］ 董振宇，陸春林，金蘇敏.空氣源熱泵熱水器的試驗研究［J］.流體機械，2008,8（36）:54-57.

［7］ 王超，陶樂仁，申玲，等.空氣源熱泵熱水器試驗臺的設計［J］.流體機械，2016，44（8）：65-68.

［8］ 農秉茂，仇富強.不同工況下空氣源熱泵熱水器試驗分析［J］.漯河職業(yè)技術學院學報，2012,2（11）:33-35.

［9］ 徐言生，余華明，李錫宇，等.空氣源熱泵熱水器變工況性能模型［J］.順德職業(yè)技術學院學報，2013,1（11）:15-18.

［10］ Ozturk,Mete M,Erbay,et al.An experimental analysis of air source heat pump water heater［J］.Journal of Thermal Science and Technology,2012,32（1）:117-127．

［11］ 陶宏，楊軍，劉春慧，等.吸氣過熱度對滾動轉子式壓縮機性能影響的試驗研究［J］.制冷學報，2011,32（6）:25-29．

［12］ 朱立.制冷壓縮機［M］.北京：高等教育出版社，2010.

［13］ 王樂民，陶樂仁，楊麗輝.轉子式壓縮機吸氣帶液時排氣狀態(tài)的變化［J］.能源研究與信息，2015,3（31）:131-135.