太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)冬季制熱性能

馮 榮，劉 曄，方俊飛，孟 欣

（1. 陜西理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，漢中 723001；2. 西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，西安 710049；3. 陜西省工業(yè)自動(dòng)化重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，漢中 723001）

0 引 言

近年來(lái)隨著農(nóng)村居民生活水平的不斷提高，農(nóng)村建筑冬季供暖需求日益增加，利用清潔的可再生能源滿足其供暖需求是應(yīng)對(duì)當(dāng)前能源與環(huán)境問(wèn)題的必然途徑[1-3]。陜南地處中國(guó)夏熱冬冷地區(qū)北端，冬季太陽(yáng)輻射較弱，陰雨天易發(fā)，但空氣熱能豐富，如何高效利用太陽(yáng)能和空氣熱能滿足當(dāng)?shù)剞r(nóng)村建筑冬季供暖需求對(duì)促進(jìn)其可持續(xù)發(fā)展有重要意義。

熱源塔熱泵是近年來(lái)發(fā)展起來(lái)的一項(xiàng)新型熱泵技術(shù)，已在中國(guó)部分地區(qū)示范應(yīng)用[4-5]，冬季時(shí)利用低冰點(diǎn)的防凍工質(zhì)在熱源塔中萃取蘊(yùn)藏在空氣中的低溫?zé)崮?，然后在熱泵機(jī)組蒸發(fā)器中釋放并經(jīng)熱泵循環(huán)后產(chǎn)生高溫?zé)崮芄┯脩羰褂?，從冷熱源角度?lái)講，熱源塔熱泵依然屬于空氣源熱泵。現(xiàn)有研究主要集中在熱源塔內(nèi)傳熱傳質(zhì)規(guī)律和熱泵系統(tǒng)供熱性能方面，Song 等[6]得到了閉式熱源塔采用甘油溶液為工質(zhì)時(shí)與空氣之間的傳熱傳質(zhì)系數(shù)關(guān)聯(lián)式，Tan 等[7]在標(biāo)準(zhǔn)冷卻塔的Merkel方程的基礎(chǔ)上，建立了開(kāi)式逆流熱泵塔內(nèi)熱質(zhì)交換的基本數(shù)學(xué)模型，Zhang 等[8]以溫度和含濕量差作為傳熱和傳質(zhì)的驅(qū)動(dòng)力，建立了熱質(zhì)傳遞過(guò)程的簡(jiǎn)化分析模型，文先太等[9]基于POPPE 理論建立并用試驗(yàn)驗(yàn)證了叉流開(kāi)式熱源塔的傳熱傳質(zhì)模型，賀志明等[10]研究了逆流閉式熱源塔內(nèi)空氣焓值的分布特性，針對(duì)開(kāi)式熱源塔冬季運(yùn)行時(shí)存在的吸濕問(wèn)題，文先太等[11-12]提出并研究了一種基于真空沸騰的新型熱源塔溶液再生系統(tǒng)，孟慶山等[13]實(shí)測(cè)了南京地區(qū)開(kāi)式能源塔熱泵機(jī)組主機(jī)的冬季性能，Huang 等[14]對(duì)比了將熱源塔熱泵和空氣源熱泵系統(tǒng)應(yīng)用于南京一辦公建筑時(shí)的性能，賈雪迎等[15]提出了熱源塔與自復(fù)疊制冷循環(huán)耦合的熱泵系統(tǒng)，Huang 等[16]分析了全球不同地區(qū)應(yīng)用熱源塔熱泵系統(tǒng)時(shí)的性能。

由于熱源塔熱泵系統(tǒng)從本質(zhì)上講是空氣源熱泵，其性能依然受空氣溫度變化嚴(yán)重影響，而利用太陽(yáng)能輔助空氣源熱泵已被證明是解決該問(wèn)題的一種有效方法[17-18]，Charters 等[19]使用平板太陽(yáng)能集熱器作為熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器，Deng 等[20]將改良直膨式太陽(yáng)能熱泵熱水器與與傳統(tǒng)直膨式太陽(yáng)能熱泵熱水器的加熱性能與COP 進(jìn)行對(duì)比研究，蘭青等[21]設(shè)計(jì)了一種圓臺(tái)型太陽(yáng)能熱泵，此外還有太陽(yáng)能集熱器與空氣源熱泵蒸發(fā)器并聯(lián)[22-25]、與空氣源熱泵冷凝器并聯(lián)[26]等形式，相關(guān)的控制與系統(tǒng)優(yōu)化研究也已開(kāi)展[27]。

但對(duì)太陽(yáng)能熱利用技術(shù)如何與熱源塔熱泵互補(bǔ)以提高其穩(wěn)定性，僅有學(xué)者進(jìn)行了理論探索[28-30]?；诖?，本文研制了一套可應(yīng)用陜南地區(qū)農(nóng)村建筑的小型太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)，并對(duì)其制熱性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，初步分析了太陽(yáng)熱能與空氣熱能的互補(bǔ)機(jī)理，以為當(dāng)?shù)馗咝Ю每諝鉄崮芎吞?yáng)熱能互補(bǔ)供暖的實(shí)際應(yīng)用提供指導(dǎo)。

1 太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)

如圖1 所示為自主研制的小型太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的實(shí)物圖。系統(tǒng)主要有由太陽(yáng)能集熱器、集熱水箱、閉式熱源塔、熱泵機(jī)組以及管道閥門等組成。太陽(yáng)能集熱器由90 支全玻璃真空集熱管組成，并通過(guò)集熱循環(huán)泵和管道與集熱水箱連接，集熱水箱內(nèi)放置有沉浸式盤(pán)管換熱器。閉式熱源塔從上到下依次為軸流風(fēng)機(jī)、噴淋裝置、翅片管換熱器、出風(fēng)口、噴淋池和噴淋泵，考慮到冬季空氣經(jīng)翅片管換熱器吸熱后溫度降低密度增大，故軸流風(fēng)機(jī)安裝時(shí)風(fēng)向設(shè)置為由上至下，同時(shí)為使防凍溶液與空氣之間的形成逆流換熱，在閉式熱源塔中防凍溶液在垂直方向的流向?yàn)橛上露稀岜脵C(jī)組由壓縮機(jī)、用作蒸發(fā)器的板式換熱器、用作冷凝器的殼管式換熱器、四通換向閥、節(jié)流閥、儲(chǔ)液罐和氣液分離器等組成，制冷劑為R22。選用體積分?jǐn)?shù)為30%的乙二醇溶液作為熱源塔防凍工質(zhì)，為保證循環(huán)通暢，在防凍液循環(huán)泵的入口前安裝有膨脹水箱，由于熱源塔為閉式結(jié)構(gòu)，故防凍溶液濃度不會(huì)受空氣濕度影響，無(wú)需再生。熱源塔風(fēng)機(jī)和防凍溶液循環(huán)泵裝配有變頻裝置，以改變其運(yùn)行參數(shù)。

圖1 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)實(shí)物圖 Fig.1 Closed-type heating tower heat pump system

圖2 給出了系統(tǒng)的工作原理，以及試驗(yàn)中溫度、相對(duì)濕度和工質(zhì)流量等參數(shù)測(cè)點(diǎn)的安裝位置。系統(tǒng)中主要設(shè)備的型號(hào)與參數(shù)見(jiàn)表1。由于系統(tǒng)制熱量與環(huán)境條件密切相關(guān)，同時(shí)太陽(yáng)能能流密度低且實(shí)時(shí)變化，并且受建筑布局影響，實(shí)際應(yīng)用時(shí)可供安裝太陽(yáng)能集熱器的空間因地而異，導(dǎo)致儲(chǔ)熱水箱水溫和儲(chǔ)熱量連續(xù)變化，因此本系統(tǒng)中熱泵機(jī)組匹配、太陽(yáng)能集熱器面積、沉浸式盤(pán)管換熱器面積和儲(chǔ)熱水箱容積根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)條件確定，研究結(jié)果可為后期系統(tǒng)優(yōu)化提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。如圖所示系統(tǒng)有2 種工作模式，并對(duì)應(yīng)3 種典型應(yīng)用工況。第一種模式為單獨(dú)熱源塔熱泵模式，對(duì)應(yīng)無(wú)太陽(yáng)熱能可利用的工況，該模式下閥門V1 打開(kāi)而V2 關(guān)閉，防凍溶液從熱泵機(jī)組蒸發(fā)器流出后進(jìn)閉式熱源中從空氣吸熱，然后直接返回蒸發(fā)器。第二種模式為太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵模式（簡(jiǎn)稱太陽(yáng)能輔助模式），此時(shí)閥門V1 關(guān)閉而V2 打開(kāi)，防凍溶液從熱泵機(jī)組蒸發(fā)器流出后先進(jìn)閉式熱源塔中從空氣吸熱，之后再流入集熱水箱中的沉浸式盤(pán)管換熱器吸收由太陽(yáng)能集熱器收集的太陽(yáng)熱能，最后返回蒸發(fā)器，該模式可對(duì)應(yīng)2 種應(yīng)用工況，其一為用戶用熱主要在夜間的工況，主要為住宅，該工況下利用日間太陽(yáng)能集熱器收集熱能并儲(chǔ)存，而在夜間釋放熱量再熱從熱源塔中流出的防凍溶液，其二為用戶用熱主要在白天的工況，如學(xué)校、辦公場(chǎng)所等，該工況下太陽(yáng)能集熱與再熱防凍溶液同時(shí)進(jìn)行。

圖2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及測(cè)點(diǎn)布置 Fig.2 System structure and measuring point

表1 系統(tǒng)中主要設(shè)備參數(shù) Table 1 Parameters of the main equipment in system

2 試驗(yàn)原理與方法

防冰溶液在閉式熱源塔中吸收空氣熱能記為Q1，在集熱水箱中吸收的太陽(yáng)熱能為記Q2，可由下式計(jì)算

式中c1為防凍溶液的比熱容，取3.589 kJ/(kg·℃)[31]；L1為防凍溶液的體積流量，m3/s；ρ1為防凍溶液的密度，取1 050 kg/m3[31]；T1為防凍溶液流出蒸發(fā)器即流進(jìn)熱源塔時(shí)的溫度，℃；T2為防凍溶液流出熱源塔時(shí)的溫度，℃；T3為防凍溶液流進(jìn)蒸發(fā)器溫度，℃。

防凍溶液的總吸熱量與機(jī)組蒸發(fā)器的吸熱量相等，并等于Q1和Q2之和，記為Qe。系統(tǒng)制熱量以及太陽(yáng)能集熱器向集熱水箱輸送的熱量記為Qc和Qh，分別由下式計(jì)算

式中c2為工質(zhì)水的比熱容，取4.187 kJ/(kg·℃)；L2為冷卻水的體積流量，m3/s；L3為集熱水的體積流量，m3/s；ρ2為水的密度，取1 000 kg/m3；T4、T5、T6和T7分別為冷卻水流進(jìn)和流出冷凝器、集熱水流進(jìn)和流出集熱器時(shí)的溫度，℃。

采用性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）和系統(tǒng)能效比（System Energy Efficiency Ratio，SEER）分別對(duì)熱源塔熱泵機(jī)組和熱泵系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行評(píng)價(jià)。機(jī)組COP 和系統(tǒng)SEER 由式（5）和式（6）求出

式中Ec、Ef、Ep和Es分別為壓縮機(jī)、軸流風(fēng)機(jī)、防凍液循環(huán)泵和集熱循環(huán)泵的耗電量，kW。

如圖2 所示，在蒸發(fā)器防凍溶液側(cè)出口與熱源塔進(jìn)口間的管道，熱源塔出口與沉浸式盤(pán)管換熱器之間的管道，沉浸式盤(pán)管換熱器與蒸發(fā)器防凍溶液側(cè)進(jìn)口間的管道，以及冷凝器工質(zhì)側(cè)進(jìn)出口的管道上安裝有測(cè)量防凍溶液和水溫度的傳感器；在沉浸式盤(pán)管換熱器與蒸發(fā)器防凍溶液側(cè)進(jìn)口間的管道和冷凝器工質(zhì)側(cè)出口的管道上安裝有測(cè)量防凍溶液和水體積流量的傳感器；在太陽(yáng)能集熱器與集熱水箱連接的管道上安裝有測(cè)量集熱水溫度和流量的傳感器，在閉式熱源塔上部進(jìn)風(fēng)口處安裝有測(cè)量環(huán)境空氣溫度的傳感器，集熱水箱中還放置有測(cè)量集熱水箱水溫的傳感器；同時(shí)用太陽(yáng)能總輻射表測(cè)量與集熱器采光面的太陽(yáng)輻射強(qiáng)度；采用三相功率變送器測(cè)量壓縮機(jī)的實(shí)時(shí)功率。所用測(cè)量?jī)x器的規(guī)格參數(shù)見(jiàn)表2。所有數(shù)據(jù)由Agilent349702 數(shù)據(jù)采集儀自動(dòng)采集并記錄，掃描間隔為10 s。

為簡(jiǎn)化計(jì)算和分析過(guò)程，作如下假設(shè)：1）整個(gè)系統(tǒng)管路熱損失損失忽略不計(jì)；2）水的比熱和密度變化忽略不計(jì)；3）軸流風(fēng)機(jī)和防凍溶液循環(huán)泵工作時(shí)的耗電量在頻率調(diào)定后不變且為實(shí)際頻率與50Hz之比與額定功率的乘積。

表2 測(cè)量參數(shù)及儀器 Table 2 Measured parameters and measurement instruments

3 試驗(yàn)結(jié)果與討論

3.1 試驗(yàn)過(guò)程

系統(tǒng)調(diào)試完成后于2020 年1 月20 日20 時(shí)至1月22 日20 時(shí)進(jìn)行了共計(jì)48 h 的測(cè)試。如圖3 所示為測(cè)試期間環(huán)境溫濕度和太陽(yáng)能集熱器采光面太陽(yáng)輻射強(qiáng)度曲線。測(cè)試期間前26 h 為單獨(dú)熱源塔熱泵模式，該模式下防凍溶液循環(huán)泵和熱源塔風(fēng)機(jī)的運(yùn)行頻率分別為25 和45 Hz，之后22 h 為太陽(yáng)能輔助模式，防凍溶液循環(huán)泵的運(yùn)行頻率依然保持25 Hz，熱源塔風(fēng)機(jī)頻率自26 h 開(kāi)始減小至30 Hz，自36 h 再次減小至15 Hz。

圖3 試驗(yàn)期間氣象參數(shù) Fig.3 Meteorological parameters during the experiment

測(cè)試期間防凍溶液、末端冷卻水、太陽(yáng)能集熱器進(jìn)出水、集熱水箱中水的溫度和流量變化分別如圖4a、4b和4c 所示。雖然防凍溶液循環(huán)泵工作頻率固定，但受溫度變化、溶液中溶解氣體等因素的影響，防凍溶液流量在1.95 m3/h 上下輕微波動(dòng)。對(duì)比圖3 可以看出，在單獨(dú)熱源塔熱泵模式下，防凍溶液進(jìn)出蒸發(fā)器的溫度與環(huán)境溫度的變化趨勢(shì)一致，而當(dāng)改變?yōu)樘?yáng)能輔助模式后，防凍溶液進(jìn)出蒸發(fā)器的溫度均有突然提高，但其后的變化趨勢(shì)依然與環(huán)境溫度的變化趨勢(shì)一致。而末端冷卻水流量同樣基本在2.85～2.90 m3/h 范圍內(nèi)輕微波動(dòng)，而冷卻水溫度受用戶用熱和機(jī)組運(yùn)行綜合影響有較大幅度的波動(dòng)，最低供熱溫度高于41.0 ℃，最高供熱溫度為53.3 ℃，表明系統(tǒng)可滿足陜南農(nóng)村地區(qū)建筑對(duì)冬季供暖溫度的要求。

太陽(yáng)能集熱循環(huán)泵在分別在第12 小時(shí)30 分至第21小時(shí)47 分和第35 小時(shí)至第46 小時(shí)運(yùn)行，集熱水循環(huán)流量在1.90 m3/h 左右，前一時(shí)段系統(tǒng)只集熱而未向防凍溶液補(bǔ)熱，所以水溫上升速度快且終溫較高，后一時(shí)段在集熱的同時(shí)給防凍溶液補(bǔ)熱，盡管太陽(yáng)輻射強(qiáng)度較高，但水溫上升速度較緩。此外，后一時(shí)段集熱泵開(kāi)始運(yùn)行后的1 h 內(nèi)雖尚無(wú)太陽(yáng)輻射，但太陽(yáng)能集熱器進(jìn)出水和集熱水箱水溫均有上升，這一方面是由于前一時(shí)段集熱泵關(guān)停后真管集熱管內(nèi)的水溫依然較高，當(dāng)水箱中的低溫水被再次輸送至集熱器后吸收了集熱管中的熱量，另一方面則是由于集熱水箱靜置10 余小時(shí)后水箱內(nèi)出現(xiàn)水溫分層，水流循環(huán)后打破分層所致?！?/p>

圖4 工質(zhì)的流量與溫度 Fig.4 Flow rate and temperature of working medium

3.2 制熱量、吸收量及壓縮機(jī)耗電量

系統(tǒng)制熱量、熱源塔吸熱量、防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能、總吸熱量以及壓縮機(jī)耗電量如圖5 所示?？梢钥吹?，在單獨(dú)熱源塔熱泵模式下，熱源塔吸熱量即為總吸熱量，二者曲線重合。當(dāng)切換到太陽(yáng)能輔助模式后，由于風(fēng)機(jī)頻率降低和防凍溶液溫度均發(fā)生變化，熱源塔吸熱量迅速降低，然后在集熱泵重新開(kāi)啟前持續(xù)升高，盡管此時(shí)空氣溫度持續(xù)下降。同時(shí)隨著太陽(yáng)能輔助模式的持續(xù)運(yùn)行，防凍溶液不斷從集熱水箱中吸熱導(dǎo)致集熱水箱水溫下降，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能持續(xù)下降；當(dāng)集熱泵重新開(kāi)啟后，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能首先升高，至集熱水箱水溫下降后下降，而熱源塔吸熱量先減小后增大。對(duì)比圖3 和圖4c 可以看出，在單獨(dú)熱源塔熱泵模式下，熱源塔吸熱量的變化與環(huán)境溫度的變化趨熱一致，在太陽(yáng)能輔助模式下，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能與集熱水箱水溫的變化趨勢(shì)一致，同時(shí)熱源塔吸熱量的變化與環(huán)境溫度的變化趨熱相反，但防凍溶液總吸熱量依然保持與環(huán)境溫度一致的變化趨勢(shì)。

對(duì)比圖3 和圖4b 可以看出，從試驗(yàn)開(kāi)始到第13 小時(shí)，環(huán)境溫度降低導(dǎo)致熱源塔吸熱量減小，同時(shí)由于冷卻水溫度升高壓縮機(jī)耗電量明顯增加，但系統(tǒng)供熱量逐漸降低，最低為12.3 kW，之后隨著環(huán)境溫度的升高和冷卻水溫度降低，熱源塔吸熱量增加，壓縮機(jī)耗電量下降，系統(tǒng)制熱量逐漸升高，最高為15.0 kW。切換到太陽(yáng)能輔助模式后系統(tǒng)制熱量的波動(dòng)范圍與單獨(dú)熱源塔熱泵模式相比略有增加，最高與最低值分別為15.2 和12.1 kW。

圖5 熱量與耗電量 Fig.5 Heat energy and power consumption

熱泵機(jī)組中壓縮機(jī)以耗功實(shí)現(xiàn)從防冰溶液中吸熱和向冷卻水排熱，在防凍溶液和冷卻水流量變化不大的情況下其耗電量主要取決于防凍溶液和冷卻水溫度。為定量分析系統(tǒng)中防溶液溶液和冷卻水溫度對(duì)壓縮機(jī)耗電量的影響，分別將冷卻水進(jìn)出冷凝器和防凍溶液進(jìn)出蒸發(fā)器的平均溫度作為自變量，將壓縮機(jī)耗電量作為因變量，采用多元線性回歸模型分析因變量與自變量之間的關(guān)系，得到多元線性回歸方程如下

樣本數(shù)量為17 281，R2為0.990 9，說(shuō)明因變量的變異性有99.09 %可由回歸方程解釋，變量間具有線性相關(guān)性強(qiáng)?？梢钥闯?，冷卻水平均溫度每升高1℃，壓縮要耗電量增加98.1 W，而防凍溶液平均溫度每升高1℃，壓縮機(jī)耗電量減小9.5 W，表明冷卻水溫度對(duì)壓縮機(jī)耗電量的影響程度大于防凍溶液溫度，因此為減小壓縮機(jī)耗電，在實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)在保證熱舒適度要求的情況下避免供熱溫度過(guò)高。

3.3 熱泵機(jī)組COP 和系統(tǒng)SEER

為合理反應(yīng)集熱泵在第二天日間9 小時(shí)17 分鐘工作耗電對(duì)SEER 的影響，將該時(shí)段集熱泵總耗電量平均分配到切換至太陽(yáng)能輔助模式開(kāi)始至集熱泵重新開(kāi)啟的9 h內(nèi)，如圖6 所示為熱泵機(jī)組COP 和系統(tǒng)SEER 實(shí)時(shí)曲線，在單獨(dú)熱源塔熱泵模式時(shí)，COP 和SEER 的范圍分別在2.3～3.5 和1.5～2.1 之間，可以看到，試驗(yàn)前13 h，由于制熱量小但壓縮機(jī)耗電量大，導(dǎo)致COP 和SEER 較低，隨著冷卻水溫度的降低，壓縮機(jī)耗電量下降，同時(shí)制熱量增加，COP 和SEER 均上升。

切換到太陽(yáng)能輔助模式后，COP 和SEER 的范圍分別在2.7～3.3 和1.8～2.4 之間，在集熱泵重新啟動(dòng)之前，盡管增加了太陽(yáng)能補(bǔ)熱，但系統(tǒng)制熱量緩慢下降而壓縮機(jī)耗電有所上升，使得機(jī)組COP 下降幅度較大，但由于熱源塔風(fēng)機(jī)耗電量的減幅大于增加的集熱泵耗電量，系統(tǒng)SEER 雖然也在下降，但降幅減小。在集熱泵重新啟動(dòng)之后，盡管壓縮機(jī)耗電量因冷卻水溫度上升而有所增加，但系統(tǒng)制熱量增幅更大，使得機(jī)組COP 迅速上升，直至蒸發(fā)器吸熱量和系統(tǒng)制熱量下降時(shí)減小；同時(shí)由于熱源塔風(fēng)機(jī)耗電量再次減小和系統(tǒng)制熱量的升高，系統(tǒng)SEER同樣迅速上升而獲得最大值，并隨蒸發(fā)器吸熱量和系統(tǒng)制熱量下降而降低。

圖6 機(jī)組COP 和系統(tǒng)SEER Fig.6 Unit COP (Coefficient of Performance) and system SEER (System Energy Efficiency Ratio)

4 太陽(yáng)熱能與空氣熱能互補(bǔ)機(jī)理初步分析

如圖7 所示為太陽(yáng)能輔助模式下防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能與空氣熱能占總吸熱量的比例。防凍溶液流進(jìn)熱源塔的溫度與環(huán)境空氣溫度的差值，以及防凍溶液流進(jìn)集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值如圖8 所示。同時(shí)對(duì)比圖3、圖4c 和圖5 可以看到在集熱泵重新啟動(dòng)之前，隨著集熱水箱水溫的降低，防凍溶液流進(jìn)集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值持續(xù)降低，使得防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能及其在總吸熱量中的占比下降，而盡管這一時(shí)段空氣溫度持續(xù)下降，但防凍溶液流進(jìn)熱源塔的溫度與環(huán)境空氣溫度的差值上升，使防凍溶液吸收的空氣熱能及其在總吸熱量中的明顯上升，這表明在熱源塔風(fēng)機(jī)頻率固定和太陽(yáng)能補(bǔ)熱量下降的情況下，熱泵機(jī)組可通過(guò)降低防凍溶液溫度，增大防凍溶液與空氣換熱溫差的方法提高熱源塔從空氣中的吸熱量。當(dāng)集熱泵重新啟動(dòng)之后，由于集熱水箱水溫升高，防凍溶液液流進(jìn)集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值增大，使得防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能及其在總吸熱量中的占比上升，同時(shí)流入熱源塔的防凍溶液溫度升高，導(dǎo)致防凍溶液與空氣的溫差降低，防凍溶液在熱源塔中的吸熱量下降。而當(dāng)將熱源塔風(fēng)機(jī)頻率再次調(diào)低后，盡管空氣溫度較之前升高，防凍溶液流進(jìn)熱源塔溫度與空氣溫度差值依然增大，但防凍溶液在熱源塔中的吸熱量總體呈下降趨勢(shì)，直至集熱水箱水溫開(kāi)始降低后，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能及其在總吸熱量中的占比下降，而從熱源塔中吸收的空氣熱能及其在總吸熱量中的占比再次上升?？傮w來(lái)看，太陽(yáng)能輔助模式下防凍溶液的總吸熱量范圍為 8.7～11.0 kW，并未出現(xiàn)大幅度變化。當(dāng)集熱水箱水溫較高時(shí)，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能及其占比上升，而當(dāng)水溫降低時(shí)則下降，熱泵機(jī)組通過(guò)增大防凍溶液與空氣的換熱溫差來(lái)增加防凍溶液從空氣中的吸熱量以及占比，總之在風(fēng)機(jī)頻率固定時(shí)，熱泵機(jī)組通過(guò)改變防凍溶液與集熱水和空氣換熱溫差的方法來(lái)改變防凍溶液從集熱水箱和空氣中的吸熱量，實(shí)現(xiàn)空氣熱能與太陽(yáng)熱能的互補(bǔ)，

圖7 太陽(yáng)熱能和空氣熱能占比 Fig.7 Percentage of solar thermal energy and air thermal energy

圖8 防凍溶液吸熱溫差 Fig.8 Endothermic temperature differences for antifreezing solution

此外，根據(jù)式（8）可以看出，防凍溶液溫度提升對(duì)減小由壓縮機(jī)耗電量作用有限，因此利用太陽(yáng)熱能再熱流出熱源塔的防凍溶液對(duì)提升熱泵機(jī)組COP 的作用同樣微弱。但對(duì)提高系統(tǒng)SEER 作用顯著，這是由于補(bǔ)充太陽(yáng)熱能后熱源塔吸熱負(fù)荷有所降低，風(fēng)機(jī)在低頻工作降低了耗電量，因此，實(shí)際工況下在集熱水箱溫度較高時(shí)可通過(guò)降低風(fēng)機(jī)頻率減小系統(tǒng)電能消耗。但需注意，盡管風(fēng)機(jī)在低頻率下工作時(shí)，熱泵機(jī)組依靠增加防凍溶液與空氣的換熱溫差來(lái)吸熱，對(duì)比風(fēng)機(jī)頻率改變前后可以發(fā)現(xiàn)，隨著風(fēng)機(jī)頻率的降低該溫差升高，而這必然會(huì)導(dǎo)致熱泵機(jī)組在低溫工況下的蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力降低，如果冷凝壓力保持不變，則機(jī)組壓縮比上升，進(jìn)而給機(jī)組的安全運(yùn)行帶來(lái)隱患。

5 結(jié) 論

本文對(duì)一套可應(yīng)用陜南地區(qū)農(nóng)村建筑的小型太陽(yáng)能輔助閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的的供制熱性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，得出如下結(jié)論：

1）單獨(dú)熱源塔熱泵制熱模式下，系統(tǒng)制熱量范圍為12.3～15 kW，熱泵機(jī)組COP 范圍為2.3～3.5，系統(tǒng)SEER范圍為1.5～2.1；太陽(yáng)能輔助熱源塔熱泵模式下，系統(tǒng)制熱量范圍為12.1～15.2 kW，熱泵機(jī)組COP 范圍為2.7～3.3，系統(tǒng)SEER 范圍為1.8～2.4；2 種模式下系統(tǒng)供熱溫度均高于41 ℃，滿足陜南地區(qū)農(nóng)村建筑供暖要求；

2）冷卻水溫度對(duì)壓縮機(jī)耗電量的影響程度大于防凍溶液溫度，冷卻水平均溫度每升高1 ℃，壓縮要耗電量增加98.1 W，而防凍溶液平均溫度每升高1 ℃，壓縮機(jī)耗電量減小9.5 W；

3）太陽(yáng)能輔助熱源塔熱泵制熱模式下，防凍溶液吸收的太陽(yáng)熱能隨集熱水箱溫度的升高而增加，反之下降，在風(fēng)機(jī)頻率固定時(shí)，熱泵機(jī)組通過(guò)改變防凍溶液與空氣和集熱水換熱溫差的方法來(lái)改變防凍溶液空氣和集熱水箱中的吸熱量，實(shí)現(xiàn)空氣熱能與太陽(yáng)熱能的互補(bǔ)。

此外，建議實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)在保證熱舒適要求的情況下避免供熱溫度過(guò)高以減小壓縮機(jī)耗電；同時(shí)在集熱水箱溫度較高時(shí)可通過(guò)降低風(fēng)機(jī)頻率減小風(fēng)機(jī)耗電以提高系統(tǒng)SEER，但應(yīng)避免風(fēng)機(jī)低頻工作可能給機(jī)組安全運(yùn)行帶來(lái)的隱患。