冷熱兩用型飲用水復(fù)合高溫?zé)岜孟到y(tǒng)性能研究

候召寧，王 林，馬愛華，宋夢宇

(河南科技大學(xué) 土木工程學(xué)院，河南 洛陽 471023)

0 引言

隨著社會經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，飲用水裝置在學(xué)校、醫(yī)院、機(jī)場、車站和辦公建筑等公共場所的需求日益增多[1]。公共場所的人群對飲用水適宜溫度的要求不同，高溫飲用水(如開水)的獲取通常由自來水過濾后再由電加熱至沸騰，或飲水機(jī)提供常溫的純凈水直接飲用，對溫度有特殊需求的用戶，則需對純凈水電加熱至適宜溫度。對低于常溫的飲用水的需求，通常通過純凈水或開水以半導(dǎo)體制冷或壓縮制冷的方式來實現(xiàn)[2-3]。相比于電開水器，熱泵型開水器具備能量轉(zhuǎn)換效率高的優(yōu)點，是一種可替代電開水器的節(jié)能技術(shù)[4-5]。

大溫跨熱泵技術(shù)是一種可實現(xiàn)供熱溫升為65～100 K，且產(chǎn)生高溫水的技術(shù)，應(yīng)用前景廣闊?；诟邷?zé)岜眉夹g(shù)的研究主要圍繞系統(tǒng)效率和換熱溫跨兩方面。文獻(xiàn)[6]對高溫制冷工質(zhì)R1234ze(E)和R1234ze(Z)應(yīng)用于高溫?zé)岜孟到y(tǒng)進(jìn)行了試驗。試驗結(jié)果表明：R1234ze(Z)具有較高的制熱性能，且冷凝溫度為105 ℃和125 ℃時的系統(tǒng)性能優(yōu)于75 ℃時的系統(tǒng)性能。文獻(xiàn)[7]提出了一種自動聯(lián)級熱泵系統(tǒng)，以期提高寒冷地區(qū)的供熱性能，模擬結(jié)果表明：環(huán)境溫度為-10 ℃，供熱溫度為50 ℃時，系統(tǒng)性能因數(shù)可達(dá)2.15。文獻(xiàn)[8]提出了一種應(yīng)用于空氣源兩級熱泵系統(tǒng)的氣體噴射渦旋壓縮機(jī)，蒸發(fā)溫度和冷凝溫度分別為45 ℃和-20 ℃時，以R1234yf/R32為混合工質(zhì)的新型系統(tǒng)與單級熱泵系統(tǒng)相比，制熱性能可提高13%～16%。文獻(xiàn)[9]研究了一種溫升可達(dá)68 ℃的熱泵系統(tǒng)，該系統(tǒng)具有兩相回?zé)崞?，環(huán)境溫度為-20 ℃時，采用R1270/Hexane作為制冷工質(zhì)的系統(tǒng)制熱性能因數(shù)可達(dá)2.1。文獻(xiàn)[10]對寒冷地區(qū)的空氣源熱泵系統(tǒng)的制熱性能進(jìn)行了研究，結(jié)果表明：環(huán)境溫度和熱源溫度分別為-20.9～-10.4 ℃和21.9～27.3 ℃時，系統(tǒng)制熱性能因數(shù)為1.04～2.44。文獻(xiàn)[11]將一種新型壓縮機(jī)應(yīng)用于蒸汽-噴射熱泵系統(tǒng)，經(jīng)測試，該系統(tǒng)在較低環(huán)境溫度下供熱能力可提高5.6%～14.4%，性能因數(shù)(coefficient of performance,COP)可提高3.5%。文獻(xiàn)[12]構(gòu)建了風(fēng)冷冷凝器輔助的吸收-壓縮復(fù)合制冷系統(tǒng)，模擬結(jié)果表明：提高吸收制冷子循環(huán)蒸發(fā)溫度可提高新系統(tǒng)性能。采用大溫跨熱泵技術(shù)制取開水的熱泵開水器尚未投入應(yīng)用，尤其以制冷循環(huán)作為底循環(huán)的一機(jī)兩用的冷熱飲用水系統(tǒng)有待進(jìn)一步研究。

基于此，本文以R245fa作為工質(zhì)，提出了一種冷熱飲用水兩用型復(fù)合高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，通過壓縮制冷循環(huán)同時制取冷熱飲用水，一機(jī)兩用，使得能源利用效率顯著提升。在構(gòu)建新系統(tǒng)基礎(chǔ)上，分析了新系統(tǒng)性能因數(shù)和熱力完善度的影響因素，并對冷熱兩用型飲用水復(fù)合高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的能耗和經(jīng)濟(jì)性與傳統(tǒng)電開水器進(jìn)行了比較分析。

1 空氣源復(fù)合熱泵系統(tǒng)

1.1 工作原理

冷熱兩用型飲用水空氣源復(fù)合熱泵系統(tǒng)原理如圖1所示。系統(tǒng)由帶有四通換向閥的壓縮機(jī)、冷凝器、止回閥、儲液器、膨脹閥、空氣-制冷劑換熱器、冷水箱、熱水箱、冷水龍頭、熱水龍頭、水泵、過濾器、熱回收器和電磁流量閥組成。熱回收器和四通換向閥實現(xiàn)了提高系統(tǒng)性能及同時制取冷熱飲用水的目的，滿足了不同季節(jié)人群對飲用水溫度的需求。

熱水制取模式：壓縮機(jī)排出的高溫高壓制冷劑蒸汽(狀態(tài)1)進(jìn)入冷凝器，被冷凝放熱為飽和制冷劑液體(狀態(tài)2)，飽和制冷劑液體(狀態(tài)2)進(jìn)入回?zé)崞?，與來自蒸發(fā)器的飽和制冷劑蒸汽(狀態(tài)6)進(jìn)行熱交換，飽和制冷劑液體(狀態(tài)2)放熱變?yōu)檫^冷制冷劑液體(狀態(tài)3)，然后制冷劑進(jìn)入儲液器內(nèi)，再由儲液器流出(過程3～4)，進(jìn)入膨脹閥Ⅱ被絕熱節(jié)流，絕熱節(jié)流后的制冷劑變?yōu)榈蜏氐蛪旱闹评鋭裾羝?狀態(tài)5)。濕蒸汽進(jìn)入空氣-制冷劑換熱器內(nèi)，與外界環(huán)境發(fā)生熱交換(過程5～6)，濕蒸汽吸熱后成為飽和蒸汽(狀態(tài)6)，飽和蒸汽進(jìn)入回?zé)崞鲀?nèi)再次吸熱，變?yōu)檫^熱蒸汽(狀態(tài)7)后被吸入壓縮機(jī)，在壓縮機(jī)內(nèi)被絕熱壓縮為高溫高壓的過熱制冷劑蒸汽(狀態(tài)1)。至此，熱水制取模式完成一個完整的循環(huán)。

冷水制取模式：為了制取冷水，需要先將自來水經(jīng)過熱泵循環(huán)加熱成開水實現(xiàn)高溫消毒過程。壓縮機(jī)排出的高溫高壓制冷劑蒸汽(狀態(tài)9)進(jìn)入空氣-制冷劑換熱器內(nèi)(過程6～5)，與外界環(huán)境發(fā)生熱交換，過熱蒸汽(狀態(tài)9)被冷凝放熱成為飽和液體(狀態(tài)10)，然后進(jìn)入膨脹閥Ⅰ被絕熱節(jié)流(過程10～12)，制冷劑變?yōu)榈蜏氐蛪旱臐裾羝?狀態(tài)12)。濕蒸汽(狀態(tài)12)流入冷水箱內(nèi)與自來水發(fā)生熱交換(過程21～22)，濕蒸汽蒸發(fā)吸熱變?yōu)轱柡驼羝?狀態(tài)13)后，直接進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)，再次被絕熱壓縮(過程13～9)。至此，冷水制取模式完成一個完整的循環(huán)。

圖1 冷熱兩用型飲用水空氣源復(fù)合熱泵系統(tǒng)原理示意圖

1.2 壓焓圖

圖2 系統(tǒng)的壓焓圖

系統(tǒng)制熱循環(huán)和制冷循環(huán)由兩個絕熱過程組成，系統(tǒng)壓焓圖如圖2所示。制熱循環(huán)條件：假定低溫?zé)嵩?即環(huán)境介質(zhì))溫度為T0，高溫?zé)嵩?即被加熱介質(zhì))溫度為Th，工質(zhì)溫度在吸熱過程中為T0，放熱過程中為Th。即吸熱和放熱過程中工質(zhì)與冷源和熱源之間沒有溫差，傳熱在等溫下進(jìn)行。制熱循環(huán)過程：首先，工質(zhì)在T0溫度下吸熱，進(jìn)行等溫膨脹(5～6)，在回?zé)崞鲀?nèi)等壓加熱(6～7)；然后，通過絕熱壓縮(7～1)，使其溫度升高至Th，在Th下等溫壓縮(1～2)，向被加熱介質(zhì)放熱，進(jìn)入回?zé)崞鞯葔哼^冷(2～3)；最后，再進(jìn)行絕熱膨脹(3～5)，使其溫度降至T0，至此完成一個循環(huán)。制冷循環(huán)條件：假定低溫?zé)嵩?即被冷卻介質(zhì))溫度為Tc，高溫?zé)嵩?即環(huán)境介質(zhì))溫度為T0。制冷循環(huán)過程：首先，工質(zhì)在Tc溫度下從冷源吸熱，進(jìn)行等溫膨脹(12～13)；然后，通過絕熱壓縮(13～9)，使其溫度由Tc升高至Th，再在T0下等溫壓縮(9～10)，并向被加熱介質(zhì)放熱；最后，進(jìn)行絕熱膨脹(10～12)，使溫度由T0降至Tc，至此完成一個循環(huán)。

2 系統(tǒng)能量模型

以提出一種冷熱兩用型飲用水復(fù)合高溫?zé)岜孟到y(tǒng)為理論基礎(chǔ)，針對R245fa為制冷劑的熱泵系統(tǒng)建立數(shù)學(xué)模型。為簡化熱力學(xué)計算過程，模型建立做出以下假設(shè)：(Ⅰ)系統(tǒng)為穩(wěn)態(tài)過程；(Ⅱ)節(jié)流過程視為絕熱過程；(Ⅲ)忽略換熱設(shè)備間的流動阻力損失以及與環(huán)境之間的熱交換；(Ⅳ)蒸發(fā)器出口為飽和制冷劑蒸汽；(Ⅴ)空氣-制冷劑換熱器的選型以熱水制取模式為依據(jù)，致使冷水模式換熱量大，造成換熱器出口制冷劑處于過冷狀態(tài)，有助于制冷性能的提高，模擬計算假設(shè)空氣-制冷劑換熱器出口為飽和液體；(Ⅵ)壓縮機(jī)的壓縮過程為非等熵絕熱過程，等熵效率的計算依據(jù)文獻(xiàn)[13]。

2.1 制取熱水模式

(Ⅰ)壓縮機(jī)

壓縮機(jī)理論功率：

Wcom,h=mh(h1-h7)，

(1)

其中：Wcom,h為制熱模式壓縮機(jī)理論功率，kW；mh為制熱模式制冷劑流量，kg/s。

壓縮機(jī)實際功率：

(2)

其中：Wh為制熱模式壓縮機(jī)實際功率，kW；ηi為壓縮機(jī)等熵效率。

(Ⅱ)冷凝器

被加熱介質(zhì)吸熱量：

Qcon,h=mh(h1-h2)=mw,1Cp(t18-t17)，

(3)

其中：Qcon,h為冷凝器換熱量，kW；mw,1為流經(jīng)冷凝器的自來水流量，kg/s；Cp為水的定壓比熱容，Cp=4.18 kJ/(kg·K)。

(Ⅲ)系統(tǒng)制熱性能

系統(tǒng)制熱性能因數(shù)：

(4)

其中：COPh為制熱模式系統(tǒng)的性能因數(shù)。

熱力完善度：

(5)

2.2 制取冷水模式

(Ⅰ)壓縮機(jī)

壓縮機(jī)理論功率：

Wcom,c=mc(h9-h13)，

(6)

其中：Wcom,c為制冷模式壓縮機(jī)理論功率，kW；mc為制冷模式制冷劑流量，kg/s。

壓縮機(jī)實際功率：

(7)

其中：Wc為制冷模式壓縮機(jī)實際功率，kW。

(Ⅱ)蒸發(fā)器

被冷卻介質(zhì)放熱量：

Qcon,c=mc(h13-h12)=mw,2Cp(t21-t22)，

(8)

其中：Qcon,c為蒸發(fā)器換熱量，kW；mw,2為流經(jīng)蒸發(fā)器的自來水流量，kg/s。

(Ⅲ)系統(tǒng)制冷性能

系統(tǒng)制冷性能因數(shù)：

(9)

其中：COPc為制冷模式系統(tǒng)的性能因數(shù)。

熱力完善度：

(10)

2.3 自來水系統(tǒng)

熱回收器的換熱量：

Qexch=mw,1Cp(t17-t16)=mw,2Cp(t20-t21)，

(11)

其中：Qexch為熱回收器換熱量，kW。

自來水預(yù)熱節(jié)能率：

(12)

其中：ηpre,heat為自來水預(yù)熱節(jié)能率，%。

自來水預(yù)冷節(jié)能率：

(13)

其中：ηpre,cool為自來水預(yù)冷節(jié)能率，%。

2.4 開水器成本

開水器花費由初投資和運行費用兩部分組成，開水器使用周期內(nèi)成本費用可用下式計算：

R=R0+AEX，

(14)

其中：R為開水器成本，元；R0為開水器的初投資，元；A為電費單價，取0.51元/(kW·h)；E為開水器年均耗電量，kW·h/a；X為年數(shù)，自購買之日起為第1年。

3 結(jié)果與討論

3.1 系統(tǒng)性能分析

以北京市每月第15天室外干球溫度作為該月平均溫度，對系統(tǒng)性能進(jìn)行評估?？紤]到北京市冬季氣溫過低，開水器制熱循環(huán)一年四季運行，制冷循環(huán)僅每年5月份至10月份運行，以系統(tǒng)性能因數(shù)和熱力完善度為評價標(biāo)準(zhǔn)，室外干球溫度以及系統(tǒng)的COPh和COPc逐月變化曲線如圖3所示，室外干球溫度以及系統(tǒng)的ηh和ηc逐月變化曲線如圖4所示。

由圖3可以看出：制冷循環(huán)的平均性能因數(shù)COPc,ave為4.92，是制熱循環(huán)的平均性能因數(shù)COPh,ave(1.79)的2.75倍，說明系統(tǒng)制冷循環(huán)的節(jié)能優(yōu)勢明顯大于制熱循環(huán)。制熱循環(huán)的COPh隨著室外干球溫度的升高而升高，在8月份達(dá)到最大值，COPh,max為2.35；1月份達(dá)到最小值，COPh,min為1.20。綜上可知，系統(tǒng)的制熱性能比電開水器的制熱性能(0.8～0.9)要高，相比全年COPh,ave，系統(tǒng)性能因數(shù)提高了3.06～3.44倍。同時，制冷循環(huán)的COPc隨著室外干球溫度的升高而降低，在8月份系統(tǒng)制冷性能因數(shù)達(dá)到最小值，COPc,min為3.89。這是因為室外溫度的升高將提高壓縮比，降低壓縮機(jī)效率，減小進(jìn)氣量，降低制冷循環(huán)性能因數(shù)。

圖3 室外干球溫度和系統(tǒng)的COPh和COPc逐月變化曲線

圖4 室外干球溫度和系統(tǒng)的ηh和ηc逐月變化曲線

熱力完善度是一個評價系統(tǒng)熱力循環(huán)與工作溫度完全相同的接近理想循環(huán)程度的參數(shù)，相比于COP，用η來評價系統(tǒng)熱力性能可更直觀地了解能耗水平。由圖4可以看出：系統(tǒng)制熱平均熱力完善度ηh,ave為42.8%，高于制冷循環(huán)(37.0%)。圖3中COPh,ave遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于COPc,ave，而圖4中ηh,ave高于ηc,ave，這說明制熱循環(huán)性能低于制冷循環(huán)，然而制熱循環(huán)更接近理想的可逆循環(huán)。

制熱循環(huán)的ηh隨著溫度的升高而升高，8月份熱力完善度最高，ηh,max達(dá)到0.50，1月份的熱力完善度最低，ηh,min也達(dá)到0.35。制冷循環(huán)的ηc隨室外溫度的升高而降低，8月份ηc,min為0.36。系統(tǒng)在較高環(huán)境溫度運行，制熱循環(huán)熱力學(xué)性能更趨近于理想循環(huán)，制冷循環(huán)反之。壓縮機(jī)、換熱器傳熱溫差以及節(jié)流閥等的不可逆損失都影響熱力完善度。室外溫度升高，制熱循環(huán)中空氣-制冷劑換熱器傳熱溫差減小，壓比降低，壓縮機(jī)效率提高，系統(tǒng)熱力完善度提高，制冷循環(huán)反之。

圖5 冷凝溫度和蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)性能的影響

為了進(jìn)一步研究制熱循環(huán)的冷凝溫度和制冷循環(huán)的蒸發(fā)溫度對性能的影響，選取冷凝溫度tc分別為105 ℃、110 ℃和115 ℃來研究tc對系統(tǒng)COPh的影響，蒸發(fā)溫度te分別為0 ℃、4 ℃和8 ℃來研究te對系統(tǒng)COPc的影響。冷凝溫度和蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)性能的影響如圖5所示。由圖5可知：系統(tǒng)制熱循環(huán)COPh隨著冷凝溫度的升高而降低，溫度越高時，tc的升高對COPh的降低越明顯，冷凝溫度由105 ℃連續(xù)增加5 ℃時，制熱循環(huán)的COPh,ave由1.79分別降低了0.17和0.14，隨著冷凝溫度升高，其對COPh,ave的影響降低。制冷循環(huán)的COPc隨著蒸發(fā)溫度的升高而升高。與tc對COPh的影響曲線相比，室外的干球溫度越低，te的變化對COPc的影響越明顯。蒸發(fā)溫度te由0 ℃連續(xù)升高4 ℃，系統(tǒng)制冷循環(huán)的COPc,ave由4.92分別提高了1.59和2.17，冷凝溫度或蒸發(fā)溫度越接近工作流體變化，對制熱循環(huán)或制冷循環(huán)的性能因數(shù)影響越明顯。

3.2 熱泵開水器與電開水器對比分析

3.2.1 兩種開水器的綜合性能對比

從加熱時間、初投資、運行費用以及環(huán)境影響等角度，對熱泵開水器和電開水器綜合性能進(jìn)行對比分析[14-15]，如表1所示。由表1可知：熱泵開水器相比于電開水器具有制熱效率高、節(jié)能環(huán)保的優(yōu)點以及巨大的市場潛力。

表1 熱泵開水器和電開水器綜合性能比較

3.2.2 能耗與成本對比

為對比兩種開水器的能耗，假定電開水器的效率為0.6，飲用水標(biāo)準(zhǔn)按照1.8 L/(人·d)[16]，開水器每天可供20人使用，月均制熱水量為1 080 L。自來水進(jìn)水溫度依據(jù)15 ℃計算，5月份至10月份制冷循環(huán)和制熱循環(huán)同時運行，冷水飲用量為總進(jìn)水用量的50%。制熱循環(huán)冷凝溫度取105 ℃，開水溫度取100 ℃；制冷循環(huán)蒸發(fā)溫度取0 ℃，冷水溫度取10 ℃。熱回收器將回收冷凝熱，以冷水箱進(jìn)水溫度tch,in分別以40 ℃、50 ℃和60 ℃為例，熱泵開水器的逐月能耗曲線如圖6所示。由圖6可知：隨室外溫度的升高，制熱循環(huán)性能提高，耗電量降低。隨著tch,in的升高，冷凝器進(jìn)水溫度降低，制熱循環(huán)制熱量提高，耗電量提高，預(yù)冷溫度分別選取40 ℃、50 ℃和60 ℃時，年均耗電量E分別為702.63 kW·h/a、720.27 kW·h/a和737.90 kW·h/a，為電開水器年均耗電量(2 138.40 kW·h/a)的32.86%、33.68%和34.51%。預(yù)冷溫度為50 ℃時，熱泵開水器的節(jié)能率可達(dá)66.32%，節(jié)能效果明顯。

將圖6中冷水進(jìn)水溫度tch,in取40 ℃時的年耗電量與傳統(tǒng)開水器對比，取表1中的初投資和使用壽命，得到兩種開水器的成本經(jīng)濟(jì)性對比曲線，如圖7所示。熱泵開水器和電開水器的年平均運行費用分別為0.36千元和1.09千元時，使用熱泵開水器的回收期為3.8 a。使用年限為8 a時，熱泵開水器的費用(初投資和運行費用總和)相比電開水器可節(jié)約成本4.5千元。

圖6 熱泵開水器的逐月能耗曲線

圖7 兩種開水器逐年所需費用變化曲線

4 結(jié)論

(1)當(dāng)自來水進(jìn)水溫度為15 ℃、冷水箱進(jìn)水溫度為50 °C、制熱循環(huán)的冷凝溫度為105 ℃、制冷循環(huán)的蒸發(fā)溫度為0 ℃、月均制熱水量1 080 L、冷水飲水量為總進(jìn)水量的50%以及電開水器效率為0.6時，系統(tǒng)的年均性能因數(shù)COPh.ave為1.79，COPc,ave為4.92。年均耗電量為720.27 kW·h/a，與電開水器年均耗電量(2 138.40 kW·h/a)相比，節(jié)能率可達(dá)66.32%，新型熱泵系統(tǒng)具有較高的能源利用效率和發(fā)展前景。

(2)冷凝溫度由105 ℃每增加5 ℃，COPh.ave分別降低0.17和0.14；蒸發(fā)溫度由0 ℃每增加4 ℃，COPc,ave分別提高1.59和2.17。制取冷水溫度的升高對系統(tǒng)性能提升具有重要影響。

(3)同等使用年限下，新型熱泵系統(tǒng)相比傳統(tǒng)開水器的回收期為3.8 a，滿足節(jié)能型產(chǎn)品經(jīng)濟(jì)性回收周期的要求，未來可市場化發(fā)展。