三重回路空氣源熱泵熱回收系統(tǒng)的熱力性能分析

(北京工業(yè)大學環(huán)境與能源工程學院 北京100124)

當前我國的能源形勢較為嚴峻，自2010年起，全國年平均能源消費增長率已達4.2%[1]，據(jù)統(tǒng)計，2014年全年能源消費總量已達42.6 億噸標準煤。隨著經(jīng)濟發(fā)展和城鎮(zhèn)化的加快，建筑能耗在我國能源消費結(jié)構(gòu)中所占的比例越來越高。2015年，我國建筑能耗占社會能源消費總量的27.8%[2]。世界八大環(huán)境問題中，位列前三位的溫室氣體排放問題、臭氧層破壞問題、酸雨問題均與建筑暖通空調(diào)領(lǐng)域的能源消耗直接相關(guān)，這就意味著建筑能耗是節(jié)能潛力最大的用能領(lǐng)域之一。

空氣源熱泵是以空氣為低溫熱源，通過少量高位電能驅(qū)動，將空氣中的低位熱能提升為高位熱能并加以利用的裝置，具有高效節(jié)能、環(huán)保無污染等特點[3]，是熱泵系統(tǒng)中較為常見的形式。但空氣源熱泵的應用范圍受外界條件的影響較大，尤其在某些北方寒冷地區(qū)，冬季室外溫度很低時，制熱量可能會受到很大影響，不僅無法滿足用戶的采暖要求, 而且隨著室內(nèi)外溫差的增大，壓縮機壓比也會逐漸增加，導致COP 急劇下降，排氣溫度迅速升高，使壓縮機無法正常運行甚至損壞[4]。

近年來，針對傳統(tǒng)空氣源熱泵在低溫環(huán)境下使用所面臨的問題，一些國內(nèi)外專家學者提出了不同的解決方案。馬國遠等[5]提出帶輔助進氣口的渦旋壓縮機準二級熱泵系統(tǒng)，并采用過冷器進行系統(tǒng)循環(huán)輔助，結(jié)果表明，在-15 ～-10 ℃的低溫環(huán)境，該系統(tǒng)仍具備較高的供暖能力，制熱性能顯著。許樹學等[6]提出一種單機雙腔并聯(lián)壓縮式系統(tǒng)，通過建立系統(tǒng)循環(huán)的理論模型，與普通單級壓縮系統(tǒng)相比，雙工作腔并聯(lián)系統(tǒng)的制冷量、制熱量分別提高29.6%和29.2%。柴玉鵬等[7]提出以R134a 為制冷劑的渦旋壓縮機閃蒸器補氣制冷/熱泵系統(tǒng)，結(jié)果表明該系統(tǒng)的制熱及制冷性能與單級系統(tǒng)相比均有較大提高。

D. H. Kim等[8-10]對以R134a/R410A為制冷劑的復疊式熱泵系統(tǒng)建立了數(shù)學模型，找出適應該系統(tǒng)的最佳理論中間壓力。王林等[11]提出一種單級壓縮循環(huán)與復疊式壓縮循環(huán)運行相結(jié)合的空氣源熱泵系統(tǒng)，可以在室外環(huán)境溫度為-30～40 ℃范圍內(nèi)運行。張麗等[12]提出帶有分凝器的小型自復疊制冷循環(huán)，分析了CO2濃度、冷凝器出口蒸氣干度及分凝器高壓側(cè)出口溫度對帶有分凝器的自復疊制冷循環(huán)性能的影響。

由于室內(nèi)空調(diào)排風相對于室外環(huán)境具有一定的熱量或冷量, 因此回收空調(diào)排風的能量逐漸成為建筑節(jié)能領(lǐng)域的熱點。近年來，很多學者在提高傳統(tǒng)空氣源熱泵性能的基礎上，逐漸將空氣源熱泵系統(tǒng)用于公共建筑空調(diào)系統(tǒng)排風能量回收。吳毅平等[13]提出以空調(diào)排風作為低溫熱源的空氣源熱泵系統(tǒng)，并分析了該系統(tǒng)的性能及節(jié)能性。趙岐華[14]提出將排風的能量用于空氣源熱泵室外換熱器的換熱，以加強其換熱強度，并分析了該系統(tǒng)的性能及電能的消耗。李曉磊等[15]提出新型太陽能-低溫熱回收空氣源熱泵聯(lián)合供暖系統(tǒng)，針對系統(tǒng)集熱側(cè)的設計，建立了太陽能保證率、單位面積流量等關(guān)鍵參數(shù)的計算方法，并以實驗為基礎，測得集熱器單位面積流量的最優(yōu)值。 Chen A.等[16]將熱泵熱回收系統(tǒng)與轉(zhuǎn)輪熱回收和板式熱回收系統(tǒng)進行對比，結(jié)果表明，熱泵熱回收系統(tǒng)具有更大的節(jié)能潛力。G. V. Fracastoro等[17]研究發(fā)現(xiàn)熱泵系統(tǒng)采用建筑排風作為熱源的工作效率要遠高于使用地源的情況，且該系統(tǒng)的安裝成本更低。

為進一步提高大溫差環(huán)境下空氣源熱泵系統(tǒng)的性能，本文提出一種適合于寒冷地區(qū)的新型熱泵供暖方式——三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)，并以回收建筑空調(diào)排風能量為基礎，搭建了三重回路系統(tǒng)性能測試平臺，通過實驗的方法對三重回路熱泵系統(tǒng)的性能進行測試，研究三重回路系統(tǒng)的換熱特性及其性能改進程度。

1 系統(tǒng)循環(huán)機理

系統(tǒng)主要包括新風換熱器、排風換熱器、儲液罐、節(jié)流閥、四通換向閥、截止閥和壓縮機等。

空氣源熱泵系統(tǒng)如圖1所示。由圖1可知，通過調(diào)節(jié)5a～5c，可改變系統(tǒng)制冷劑的流向，以滿足冬夏季對系統(tǒng)的不同需求。夏季工況下，開啟截止閥1～4、7、12～14、16～18，關(guān)閉其余截止閥，此時系統(tǒng)為單回路系統(tǒng)。制冷劑循環(huán)方向為：壓縮機→排風換熱器→儲液罐→節(jié)流閥→新風換熱器→壓縮機。工作過程：壓縮機吸入低溫低壓的制冷劑蒸氣，壓縮成高溫高壓蒸氣后送至排風換熱器，經(jīng)排風換熱器與冷卻介質(zhì)放熱后，冷凝成高溫高壓液體，再經(jīng)節(jié)流閥節(jié)流成低溫低壓液體，進入新風換熱器中吸熱汽化，汽化后的低溫低壓制冷劑再被壓縮機吸入，形成完整的循環(huán)系統(tǒng)。整個循環(huán)過程中，制冷劑在新風換熱器中從室外新風吸熱，向新風制冷，再將新風排向室內(nèi)，之后再回收室內(nèi)排風中的冷量，使制冷劑在排風換熱器放熱，冷凝為高壓液體，整體實現(xiàn)能量回收，提高能源利用率。

1a～1c壓縮機；2a～2c新風換熱器；3a～3c排風換熱器；1#儲液罐；4a～4c節(jié)流閥；5a～5c四通換向閥；1～18截止閥。圖1 空氣源熱泵系統(tǒng)Fig.1 The air source heat pump system

在冬季工況時，只需調(diào)節(jié)3個四通換向閥，同時關(guān)閉截止閥7、12、16，開啟8、11、15，其余截止閥狀態(tài)不變，便可由制冷模式變?yōu)橹茻崮Ｊ?。制冷劑循環(huán)方向為：壓縮機→新風換熱器→儲液罐→節(jié)流閥→排風換熱器→壓縮機。工作過程類似，只是制冷劑由室外新風冷卻，在新風換熱器中放熱凝結(jié)，向新風制熱，再將新風排向室內(nèi)，回收室內(nèi)排風中的熱量，使制冷劑在排風換熱器受熱蒸發(fā)，實現(xiàn)能量回收。

如圖1所示，當截止閥1～4、13、14、17、18均處于關(guān)閉狀態(tài)，系統(tǒng)為三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)，每個回路形成獨立的循環(huán)系統(tǒng)。與單回路熱泵系統(tǒng)相比，由于三重回路系統(tǒng)的每個回路中制冷劑流量相對較少，且各回路制冷劑間不存在相互交換的問題，使系統(tǒng)的管路也相對更簡單。且僅需調(diào)節(jié)四通換向閥，便可實現(xiàn)冬、夏系統(tǒng)循環(huán)模式的轉(zhuǎn)換。

2 實驗方法與系統(tǒng)性能評價分析

單回路與三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)中使用的換熱器相同，新風換熱器和排風換熱器均采用銅管-鋁翅片式換熱器，兩換熱器結(jié)構(gòu)尺寸相同，等高放置，在空氣流通方向各有3排管路，翅片為波紋形整張鋁制套片，換熱器的配套風機為軸流式風機，額定功率為72 W。

實驗在焓差實驗室中進行，由焓差室提供恒溫恒濕的環(huán)境條件。焓差實驗室主要由兩個測試室(室內(nèi)和室外)、空氣再處理系統(tǒng)(包括制冷設備、電加熱設備和電加濕設備)、風速測試裝置及計算機測控系統(tǒng)(包括數(shù)字功率計、PID控制器和數(shù)據(jù)采集器)組成。室內(nèi)測試室模擬空調(diào)系統(tǒng)排風風道，提供排風空氣條件；室外測試室模擬空調(diào)系統(tǒng)新風風道，提供新風空氣條件。故實驗中將排風換熱器安裝在室內(nèi)測試室，新風換熱器、儲液罐和制冷劑泵等其余部件均安裝在室外測試室。在進行實驗前，通過查閱相關(guān)規(guī)范[18-19]確定各實驗工況，最終選擇的三重回路空氣源熱泵熱回收實驗工況為：冬季工況，室內(nèi)溫度為20 ℃，室外溫度分別為-20、-15、-10、-5、0、5、10、15 ℃；夏季工況，室內(nèi)溫度為27 ℃，室外溫度分別為30、33、35、38、40 ℃。

為更直觀地評價三重回路空氣源熱泵系統(tǒng)的性能，本文以單回路系統(tǒng)作為對比對象，依次分析兩個系統(tǒng)在相同條件下壓縮機功率W、系統(tǒng)平均壓比及性能系數(shù)COP的變化趨勢。因此實驗過程中，需控制各工況下新風換熱器和排風換熱器的迎面風速、風量(空氣的質(zhì)量流量)、制冷劑質(zhì)量流量及制冷劑種類保持不變；單回路和三重回路系統(tǒng)使用同一套換熱器，傳熱面積相同；循環(huán)制冷劑均為R410A，系統(tǒng)的總制冷劑流量保持不變；壓縮機均采用同一型號的1 HP轉(zhuǎn)子式壓縮機，頻率為50 Hz，適用該壓縮機的最佳制冷劑為R410A。

各回路壓縮機的吸排氣壓力可由數(shù)據(jù)采集器進行采集；因只有單回路涉及并聯(lián)問題，所以只有單回路循環(huán)時需計算系統(tǒng)的平均壓比；壓縮機功率及換熱器風機功率可由數(shù)字功率計進行測量；系統(tǒng)換熱量為排風換熱器的換熱量，因此h1、h2為排風換熱器進出口空氣的焓值，在新風換熱器進、出口處、排風換熱器進、出口處各設置6 個取樣器，通過數(shù)據(jù)采集器采集新風換熱器和排風換熱器的進、出口干濕球溫度，進而可計算空氣的進、出口焓值和密度；通過風速測試裝置可測量新風換熱器和排風換熱器的進、出口風速，換熱器的進出口面積可通過產(chǎn)品說明書查詢，進而計算換熱器進、出口空氣的質(zhì)量流量。具體計算公式如下：

平均壓比=∑pb/∑pa

(1)

(2)

(3)

COP=Q/(W1+W2+∑Wn)

(4)

3 實驗結(jié)果與分析

利用上述公式，可依次分析單回路與三重回路系統(tǒng)在冬夏季室外溫度的變化下壓縮機功率、系統(tǒng)平均壓比及COP的變化趨勢。

3.1 冬季運行模式

由于空氣源熱泵系統(tǒng)易受氣候條件的影響，所以在我國冬季室內(nèi)外溫差較大的北方寒冷地區(qū)的使用和推廣受到了嚴重影響。針對以上因素，對空氣源熱泵提出了三重回路系統(tǒng)改進方案，因此在進行冬季運行模式實驗時，室外的溫度主要以寒冷地區(qū)冬季至春季時期內(nèi)的部分溫區(qū)為主。制熱模式下，新風換熱器僅由室外新風冷卻，此冷卻過程不包括新風與室內(nèi)回風空氣的混合，新風被加熱后再引入室內(nèi)供熱，而排風換熱器的加熱則由室內(nèi)的排氣完成，然后直接傳送至室外。

冬季工況下，單回路與三重回路熱泵系統(tǒng)的平均壓比、壓縮機運行功率W及COP隨室外溫度變化的對比如圖2所示。

圖2 冬季工況下單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)性能的對比Fig.2 Performance comparison of single-loop system and triple-loop system under winter condition

由圖2可知，當室內(nèi)溫度保持20 ℃不變時，隨著室外溫度逐漸降低，單回路與三重回路系統(tǒng)的平均壓比與壓縮機功率均逐漸降低，而COP則明顯增大。

由圖2(a)可知，當溫差從5 ℃升至40 ℃，三重回路系統(tǒng)的平均壓比與單回路系統(tǒng)相比整體有明顯的降低，單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)的平均壓比分別降低0.51、0.31，原因是單回路系統(tǒng)中新風被逐漸加熱，導致新風與換熱器中制冷劑的傳熱溫差越來越小，傳熱效果越來越差；而三重回路系統(tǒng)中各回路之間形成了不同的梯度，提高了新風與各換熱器間的傳熱效果，改善了換熱器的傳熱溫差分布，因此單回路系統(tǒng)平均壓比降低的趨勢明顯高于三重回路系統(tǒng)。兩種回路的平均壓比隨室內(nèi)外溫差增大均呈降低趨勢，這與傳統(tǒng)的使用室外空氣作為熱源的熱泵系統(tǒng)不同，因該系統(tǒng)使用室外新風作為新風換熱器的冷源，使用室內(nèi)排風作為排風換熱器的熱源，而進入排風換熱器的空氣溫度遠高于進入新風換熱器的空氣溫度，所以該系統(tǒng)的壓比會隨室內(nèi)外溫差的增大而減小。

由圖2(b)可知，隨室外溫度的降低，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的功率均呈下降趨勢，分別降低30.4% 和22%。因為該系統(tǒng)的總功率是新風換熱器風機功率、排風換熱器風機功率與壓縮機功率的總和，而實驗過程中，新、排風換熱器的迎面風速、風量不變，故新、排風換熱器的風機功率不變，系統(tǒng)功率與壓縮機輸入功率的變化趨勢一致。又因排氣熱回收系統(tǒng)的特征是當室外空氣溫度變化時，壓縮機功率主要受冷凝器(或蒸發(fā)器)負荷變化的影響，符合該運行工況下的壓縮機的運行特性[20]。

由圖2(c)可知，隨室外溫度的降低，單回路與三重回路系統(tǒng)的COP均升高，這與傳統(tǒng)熱泵系統(tǒng)相反，同樣與該系統(tǒng)的運行特性有關(guān)。由于該系統(tǒng)中新風換熱器由室外新風處理，而室外溫度的降低會導致冷凝溫度的降低，因此該系統(tǒng)COP會隨室外空氣溫度的降低而升高。當溫差為5、40 ℃，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的COP分別相差0.54、3.96，增長率分別達1.88和1.16。因相對于單回路系統(tǒng)，三重回路系統(tǒng)的整體換熱效果更明顯；且三重回路系統(tǒng)的壓縮機功率不僅整體均低于單回路系統(tǒng)，整體下降趨勢也較高于單回路系統(tǒng)。故三重回路系統(tǒng)的性能系數(shù)整體優(yōu)于單回路系統(tǒng)，且室內(nèi)外溫差越大，三重回路系統(tǒng)的優(yōu)勢越明顯，在室內(nèi)外溫差為40 ℃時，三重回路比單回路COP高54.8%。

3.2 夏季運行模式

夏季工況不同室外溫度條件下，單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)各性能的對比如圖3 所示。

圖3 夏季工況下單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)性能的對比Fig.3 Performance comparison of single-loop system and triple-loop system under summer condition

由圖3可知，當室內(nèi)溫度保持27 ℃不變時，隨著室內(nèi)外溫差的增大，單回路與三重回路系統(tǒng)的平均壓比均呈下降趨勢但幅度很小，兩系統(tǒng)的COP均明顯增大。

由圖3(a)可知，三重回路系統(tǒng)的平均壓比均低于單回路系統(tǒng)，且隨著室外溫度升高，三重回路與單回路系統(tǒng)的平均壓比均有所降低，原因同冬季工況。又因夏季工況下室內(nèi)外溫差相對冬季工況較小，三重回路系統(tǒng)對換熱器的傳熱溫差分布改善效果不明顯，所以單回路與三重回路系統(tǒng)平均壓比下降的幅度均較小，分別降低0.06、0.07。

由圖3(b)可知，隨室外溫度的升高，兩回路系統(tǒng)的壓縮機功率均呈上升趨勢，分別升高25.0%、28.0%，但三重回路系統(tǒng)的功率均低于單回路系統(tǒng)，符合系統(tǒng)壓縮機的實際運行情況。

由圖3(c)可知，兩系統(tǒng)的COP 均隨室內(nèi)外溫差的增大而升高，這是因為在夏季工況下，室外溫度的升高會導致蒸發(fā)溫度升高。當室內(nèi)外溫差為3、13 ℃時，三重回路系統(tǒng)與單回路系統(tǒng)的COP分別相差0.56、1.67，增長率分別為89.8% 和49.3%。分析可知，由于夏季工況室內(nèi)外溫差相對較小，雖然采用三重回路系統(tǒng)改變了換熱器的傳熱溫差分布，但兩個回路系統(tǒng)的整體換熱量相差較小，所以影響COP的主要原因是三重回路系統(tǒng)的總功率較小，與冬季工況相同。又因三重回路系統(tǒng)壓縮機功率的整體上升趨勢高于單回路系統(tǒng)，導致三重回路系統(tǒng)的COP增長率較高。當室內(nèi)外溫差為13 ℃時，三重回路比單回路COP提高74.6%。

4 結(jié)論

為了改善傳統(tǒng)空氣源熱泵在我國北方寒冷地區(qū)使用的性能，同時解決我國能源形勢緊張的問題，本文提出了三重回路空氣源熱泵熱回收系統(tǒng)，充分利用建筑空調(diào)系統(tǒng)的排風能量，提高能源利用率。

針對冬夏季不同的室外環(huán)境溫度區(qū)間，對研制的熱泵樣機單回路系統(tǒng)與三重回路系統(tǒng)的運行特性進行了測試，通過對比分析兩種回路系統(tǒng)在制熱與制冷模式下各性能的變化趨勢，得出如下結(jié)論：

1)無論冬季或夏季工況，三重回路系統(tǒng)的整體性能均明顯高于單回路系統(tǒng)，且隨室內(nèi)外溫差的增大，三重回路系統(tǒng)對于傳統(tǒng)空氣源熱泵存在的壓比過大、系統(tǒng)性能急劇降低等問題均有明顯改善。

2)冬季室內(nèi)外溫差較大，冬季工況下系統(tǒng)的COP、壓縮機功率和系統(tǒng)平均壓比均有較明顯的波動，主要原因是三重回路系統(tǒng)中各回路之間形成了不同的梯度，相比于單回路系統(tǒng)，提高了新風與各換熱器間的傳熱效果，改善了換熱器的傳熱溫差分布，而夏季工況室內(nèi)外溫差較小，所以三重回路系統(tǒng)對換熱器的傳熱溫差分布幾乎沒有起到改善的作用。

3)隨室內(nèi)外溫差的增大，冬季工況下，三重回路與單回路系統(tǒng)COP增長率分別達1.88和1.16，壓縮機功率分別降低30.4% 和22%，且在室內(nèi)外溫差為40 ℃時，三重回路比單回路系統(tǒng)COP提高54.8%；夏季工況下，三重回路與單回路系統(tǒng)COP增長率分別為89.8% 和49.3%，壓縮機功率分別升高25.0% 和28.0%，室內(nèi)外溫差為13 ℃時，三重回路COP比單回路提高74.6%，這也說明采用三重回路系統(tǒng)的熱回收利用率較高。

符號說明

∑pb——單回路系統(tǒng)壓縮機總排氣壓力，kPa

∑pa——單回路系統(tǒng)壓縮機總進氣壓力，kPa

Q——排風換熱器換熱量，kW

h1、h2——排風換熱器進、出口空氣焓值，kJ/kg

ρ——排風側(cè)空氣密度，kg/m3

υ——排風側(cè)空氣速度，m/s

А——排風側(cè)排風換熱器面積，m2

COP——系統(tǒng)性能系數(shù)

W1——新風換熱器風機功率，kW

W2——排風換熱器風機功率，kW

∑Wn——壓縮機總功率，kW