冬冷地區(qū)冰源熱泵系統(tǒng)清潔供暖的經(jīng)濟(jì)性

王瑛瀅，傅德坤，陳明彪，宋文吉，馮自平,5

（1中國(guó)科學(xué)院廣州能源研究所；2中國(guó)科學(xué)院可再生能源重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；3廣東省新能源和可再生能源研究開(kāi)發(fā)與應(yīng)用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東廣州 510640；4中國(guó)科學(xué)院大學(xué)，北京 100049；5中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)工程科學(xué)學(xué)院，安徽合肥 230026）

根據(jù)建筑熱工分區(qū)，夏熱冬冷地區(qū)屬于非集中供暖區(qū)域[1]。隨著人民生活水平的提高，對(duì)居住舒適性的要求越來(lái)越高，冬季熱需求明顯增大[2-3]。目前這些地區(qū)主要通過(guò)分散式供暖設(shè)備進(jìn)行供暖，主要包括燃?xì)忮仩t和空氣源熱泵。但上述系統(tǒng)均存在一定的局限。隨著“煤改氣”清潔供暖的推進(jìn)，天然氣的需求量大增。但2019 年我國(guó)天然氣對(duì)外依存度仍為45.2%[4]，因此供應(yīng)的保障能力較弱。此外，天然氣管道鋪設(shè)成本高，并存在一定安全隱患，因此天然氣管網(wǎng)的覆蓋范圍較小，多集中于城市。而空氣源熱泵在冬冷地區(qū)運(yùn)行時(shí)，由于低溫高濕的環(huán)境因素，室外盤(pán)管極易發(fā)生結(jié)霜。研究表明，空氣源熱泵在低溫高濕地區(qū)供暖時(shí)，系統(tǒng)日平均COP 約為2.0，在結(jié)霜工況下，系統(tǒng)性能僅為1.5左右[5]。因此，針對(duì)夏熱冬冷地區(qū)，急需高效清潔的供暖新方式。

有學(xué)者提出利用水發(fā)生凝固時(shí)釋放的相變潛熱進(jìn)行供暖。哈爾濱工業(yè)大學(xué)的孫德興等[6]在國(guó)內(nèi)最早提出提取水的凝固熱進(jìn)行清潔供暖，對(duì)刮削式提取凝固熱系統(tǒng)中的換熱裝置進(jìn)行了研究。結(jié)果表明，入口水溫與管壁溫度越低、管徑與Re越小、管長(zhǎng)越大，瞬時(shí)凝固當(dāng)量換熱系數(shù)比越高。此外，天津商業(yè)大學(xué)的劉圣春等[7]通過(guò)實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，與無(wú)預(yù)冷工作模式相比，小型刮片式冰漿制取裝置在預(yù)冷工況下，制冰機(jī)出口的出冰溫度明顯降低，成冰所需時(shí)間縮短，系統(tǒng)能效比EER 提高了近43%。Kauffeld 等[8]將冰漿制取系統(tǒng)與天然冷媒相結(jié)合，通過(guò)冰蓄冷將其應(yīng)用于大型建筑的冷熱聯(lián)供。運(yùn)行結(jié)果顯示，與傳統(tǒng)制冷方式相比，利用冰蓄冷進(jìn)行制冷可節(jié)約20%～30%的能耗。由此可見(jiàn)，提取冷水中的相變能進(jìn)行供暖具有重要的節(jié)能和環(huán)保效益。而現(xiàn)有的機(jī)械刮削式提取凝固熱的技術(shù)存在初投資成本高、排冰效果不佳、設(shè)備磨損嚴(yán)重等問(wèn)題[9]，且無(wú)法滿(mǎn)足連續(xù)、穩(wěn)定的供熱需求。

為彌補(bǔ)現(xiàn)有提取凝固熱供暖系統(tǒng)間斷運(yùn)行的短板，本文提出了直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)。該系統(tǒng)利用水的過(guò)冷相變特性，使水的相變結(jié)晶過(guò)程解耦為板式換熱器內(nèi)的過(guò)冷換熱和超聲波促晶器內(nèi)的相變結(jié)晶兩個(gè)獨(dú)立過(guò)程，進(jìn)而連續(xù)、高效提取水的相變潛熱用于供暖[10-11]。目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)連續(xù)制冰系統(tǒng)中冰漿的流動(dòng)換熱特性也有了深入的研究。通過(guò)實(shí)驗(yàn)和模擬發(fā)現(xiàn)，隨著流速和含冰率的增加，冰漿在管道中的壓降隨之增大[12-14]。含冰量為0～20%的純水冰漿在換熱器內(nèi)的壓降約為冷卻水的1.2～1.6倍，冰漿的總傳熱系數(shù)隨流率的增大而增大[15]。這為直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)應(yīng)用于生產(chǎn)生活的供暖提供了堅(jiān)實(shí)的理論基礎(chǔ)。

能效和經(jīng)濟(jì)性是評(píng)價(jià)熱泵系統(tǒng)運(yùn)行性能的重要指標(biāo)，然而目前對(duì)冰源熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行能效和經(jīng)濟(jì)性還缺乏定量的研究。對(duì)冰源熱泵系統(tǒng)而言，過(guò)冷度與冷凝溫度是影響系統(tǒng)性能的重要參數(shù)。因此，本文利用EES(engineering equation solver)軟件對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行仿真分析，重點(diǎn)研究了不同工質(zhì)、過(guò)冷度和冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)的性能系數(shù)(COPsys)和單位質(zhì)量供熱量(qcond)的影響規(guī)律。此外，選取夏熱冬冷地區(qū)兩個(gè)典型城市，上海和重慶某200 m2居民建筑，利用TRNSYS 軟件模擬其供暖期熱負(fù)荷，結(jié)合系統(tǒng)的性能參數(shù)，核算該系統(tǒng)應(yīng)用時(shí)的運(yùn)行費(fèi)用，明確冰源熱泵系統(tǒng)在夏熱冬冷地區(qū)的經(jīng)濟(jì)性，從而為冰源熱泵系統(tǒng)的應(yīng)用推廣提供理論基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)描述

圖1 直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)圖Fig.1 Schematic diagram of direct evaporation ice source heat pump

直接蒸發(fā)式冰源熱泵清潔供暖系統(tǒng)由三個(gè)循環(huán)回路構(gòu)成：①蒸汽壓縮循環(huán)，通過(guò)蒸發(fā)器(制冷劑直接蒸發(fā)的板式換熱器)自液態(tài)水中提取溫差顯熱和相變潛熱，通過(guò)冷凝器為用戶(hù)提供高品位熱量；②制冰循環(huán)由蓄冰槽、制冰泵、冰核過(guò)濾器、防傳播器和促晶器等部件組成，通過(guò)與制冷劑的熱交換，釋放冰-水的相變潛熱；為使該循環(huán)持續(xù)穩(wěn)定運(yùn)行，將排出蓄冰槽內(nèi)過(guò)多的冰，并補(bǔ)充液態(tài)水；③供熱循環(huán)，通過(guò)不同類(lèi)型的室內(nèi)換熱器(風(fēng)機(jī)盤(pán)管、地板采暖等)，將熱量輸送至室內(nèi)，滿(mǎn)足采暖需求。

冰源熱泵技術(shù)的核心就是連續(xù)提取液態(tài)水的凝固潛熱，是基于水的過(guò)冷特性，實(shí)現(xiàn)換熱器內(nèi)的過(guò)冷換熱和促晶器內(nèi)的絕熱相變。因此，對(duì)系統(tǒng)能效而言，水的過(guò)冷度、冷凝溫度等是影響系統(tǒng)運(yùn)行能效的關(guān)鍵參數(shù)，因而通過(guò)建立冰源熱泵的能效計(jì)算模型，模擬系統(tǒng)運(yùn)行特性。另外，冰源熱泵運(yùn)行過(guò)程中存在排冰補(bǔ)水過(guò)程，除電能外耗水量也不可忽視。因此在計(jì)算運(yùn)行費(fèi)用時(shí)，綜合考慮電費(fèi)及水費(fèi)，全面分析系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性。

2 系統(tǒng)能效計(jì)算模型

對(duì)冰源熱泵系統(tǒng)分析時(shí)作如下假設(shè)：①系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)；②忽略制冷劑在換熱器和管道中的流動(dòng)損失；③壓縮過(guò)程為絕熱壓縮；④蒸發(fā)器和冷凝器出口的制冷劑為飽和態(tài)。

其等熵效率可由式(1)[16]計(jì)算

式中，下標(biāo)2 為壓縮機(jī)進(jìn)氣點(diǎn)，3 為壓縮機(jī)排氣點(diǎn)。根據(jù)壓縮機(jī)等熵效率的定義可計(jì)算出口3的實(shí)際焓值，由式(2)得出

壓縮機(jī)耗功量用式(3)求得，單位容積制熱量為式(4)

式中，下標(biāo)4 代表冷凝器出口制冷劑的狀態(tài)點(diǎn)。

蒸發(fā)器中單位容積制冷劑得熱量用式(5)表示

式中，下標(biāo)1 代表蒸發(fā)器入口制冷劑的狀態(tài)點(diǎn)。

蒸發(fā)器采用板式換熱器，其換熱效率η1取0.95，則熱源水獲得熱量根據(jù)式(6)計(jì)算

則過(guò)冷水質(zhì)量流量可根據(jù)式(7)計(jì)算

式中，ts,c為過(guò)冷水的過(guò)冷度，℃。

則水泵耗功量根據(jù)式(8)計(jì)算

式中，H為水泵揚(yáng)程，m；η2為水泵效率，取0.8；Q為流量，m3/h。

電機(jī)功率與水泵軸功率的關(guān)系為

式中，ηt為傳動(dòng)裝置功率，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取值0.98；ηd為電動(dòng)機(jī)功率，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取值0.9。

水泵的揚(yáng)程主要由三方面損失決定

式中，Hv為開(kāi)式循環(huán)管出口到蓄冰槽液面的垂直高度，m；Hf為管內(nèi)循環(huán)的水頭損失，m，包括沿程損失Hfl和局部損失Hf0；Hp為出口壓力導(dǎo)致的水頭損失，m；v為過(guò)冷水流速，m/s，從而得到系統(tǒng)的制熱系數(shù)COPsys為式(12)

3 系統(tǒng)性能分析

基于以上計(jì)算模型，利用EES 軟件對(duì)該熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行特性進(jìn)行仿真分析。研究了不同工質(zhì)(R22、R410A、R134A、R407C)、過(guò)冷度(1.0～3.5 K)、冷凝溫度(35～55 ℃)對(duì)冰源熱泵機(jī)組COPsys和單位質(zhì)量制熱量qcond的影響。

3.1 不同工質(zhì)的影響

圖2 給出了4 種常用工質(zhì)R22、R410A、R134A 和R407C 的COPsys。由圖可知，隨著過(guò)冷度和冷凝溫度的增大，不同工質(zhì)熱泵循環(huán)的COPsys均呈單調(diào)遞減的趨勢(shì)。幾種工質(zhì)COPsys大小順序?yàn)镽22、R134A、R410A 和R407C。其中，在不同的過(guò)冷度下，R22 的COPsys比R410A，R134A 和R407C分別約高5.2%、2.7%和16.4%。在不同的冷凝溫度下，R22 的COPsys比R410A、R134A 和R407C 分別約高3.8%～7.8%、0.7%～5.0% 和16.3%～17.6%。因此，本文選取R22 作為制冷劑，研究過(guò)冷度及冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響。

圖2 不同工質(zhì)的COPsys隨過(guò)冷度和冷凝溫度的變化Fig.2 Changes of COPsys of different working fluids with subcooling degree and condensation temperature

3.2 過(guò)冷度的影響

基于上文，已明確工質(zhì)R22的COPsys在各工況下均最高。因此，對(duì)于過(guò)冷度和冷凝溫度對(duì)系統(tǒng)性能的研究均基于R22工質(zhì)。

圖3給出了過(guò)冷度對(duì)單位質(zhì)量制熱量及COPsys的影響規(guī)律。由圖可知，COPsys隨過(guò)冷度的增大而降低，而單位質(zhì)量制熱量隨著過(guò)冷度的升高而提升。因過(guò)冷度變化范圍較小，結(jié)果曲線均趨于線性。當(dāng)過(guò)冷度從1.0 K 提升至3.5 K 時(shí)，COPsys由2.87降低至2.71，降低了5.57%；單位質(zhì)量制熱量由195.1 kJ/kg 升高至198.6 kJ/kg，增加了1.8%。隨著過(guò)冷度的增大，蒸發(fā)溫度降低，進(jìn)而COPsys降低。

3.3 冷凝溫度的影響

當(dāng)過(guò)冷度為2 K時(shí)，系統(tǒng)的COPsys和單位質(zhì)量制熱量隨冷凝溫度的變化如圖4 所示。由圖可知，隨著冷凝溫度的升高，COPsys明顯降低，由3.4 降至2.3，降低了32.4%。單位質(zhì)量供熱量先降低后升高，但變化幅度很小，最大值和最小值僅相差2.0 kJ/kg。

圖3 過(guò)冷度對(duì)單位質(zhì)量制熱量和COPsys的影響Fig.3 The effect of subcooling on per unit mass heating capacity and COPsys

圖4 冷凝溫度對(duì)單位質(zhì)量制熱量和COPsys的影響Fig.4 The effect of condensation temperature on per unit mass heating capacity and COPsys

4 經(jīng)濟(jì)性分析

為明確冰源熱泵系統(tǒng)在實(shí)際運(yùn)行時(shí)的經(jīng)濟(jì)性，本文綜合考慮夏熱冬冷地區(qū)不同城市的地理位置及經(jīng)濟(jì)發(fā)展水平，選定上海和重慶兩地某200 m2住宅，利用TRNSYS 軟件模擬供暖期的建筑能耗，結(jié)合特定工況下的系統(tǒng)性能，計(jì)算該熱泵系統(tǒng)在供暖期的耗水量。進(jìn)一步地，計(jì)算水費(fèi)與電費(fèi)，確定供暖期系統(tǒng)的運(yùn)行費(fèi)用，并與冬冷地區(qū)常用的分散式燃?xì)忮仩t和空氣源熱泵的供暖方式進(jìn)行對(duì)比，明確冰源熱泵系統(tǒng)在夏熱冬冷地區(qū)供熱的運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性。

4.1 建筑能耗模擬

上海和重慶兩地居民住宅均采用熱水地面輻射系統(tǒng)進(jìn)行供暖，設(shè)定供暖溫度、濕度分別為18 ℃、50%。利用TRNSYS 軟件，模擬建筑供暖期熱負(fù)荷Q供。圍護(hù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿(mǎn)足《夏熱冬冷地區(qū)居住建筑節(jié)能設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》JGJ 134—2010要求，同時(shí)參考文獻(xiàn)[17]，確定建筑圍護(hù)結(jié)構(gòu)的具體參數(shù)。能耗模擬結(jié)果如圖5所示。

熱負(fù)荷主要受溫度和濕度的影響，其中受溫度的影響更大。由圖5可知，就供暖期而言，上海該住宅總熱負(fù)荷約為4.0×107kJ，主要集中于11月中旬至次年3 月中旬，最大熱負(fù)荷達(dá)3.5×107kJ/h。重慶總熱負(fù)荷約為1.8×107kJ，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大熱負(fù)荷約為2.4×107kJ/h。

同時(shí)，根據(jù)圖6，在最大熱負(fù)荷周內(nèi)，建筑熱負(fù)荷存在周期性變化。在夜間至次日凌晨的熱負(fù)荷需求較大，其余時(shí)間需求較小。上海和重慶晝夜熱負(fù)荷差值分別約為2.0×107kJ 和1.0×107kJ。這是由于該時(shí)間段內(nèi)氣溫較低，從而有較大的熱負(fù)荷需求。

4.2 耗水量

基于上文模擬的建筑熱負(fù)荷，計(jì)算供暖期逐時(shí)耗水量。計(jì)算時(shí)，熱泵機(jī)組過(guò)冷度取2 K。住宅采用熱水地面輻射系統(tǒng)供暖，供回水溫度為45、40 ℃[18]，取冷凝溫度50 ℃，此時(shí)COPsys為2.5。其中，系統(tǒng)中冰的轉(zhuǎn)化率ζ取50%，當(dāng)高于50%時(shí)，采用機(jī)械方式將固態(tài)冰排出，同時(shí)通過(guò)自來(lái)水管網(wǎng)向系統(tǒng)內(nèi)補(bǔ)水，補(bǔ)水的初始水溫取10 ℃；供熱末端傳熱效率η取80%。耗水量計(jì)算公式如下

圖5 不同城市供暖期逐時(shí)熱負(fù)荷Fig.5 Hourly heating load during heating period in different cities

圖6 不同城市最大熱負(fù)荷周Fig.6 Maximum heat load week in different cities

式中，r為水的相變潛熱，為336 kJ/kg；Δt為熱源水的溫差，℃。計(jì)算結(jié)果如圖7所示。

圖7 供暖期逐日耗水量Fig.7 Daily water consumption during heating period

根據(jù)計(jì)算模型可知，系統(tǒng)運(yùn)行耗水量主要受建筑熱負(fù)荷的影響。由圖7可知，上海地區(qū)供暖期耗水量主要集中于12月中旬至次年3月中旬，總耗水量約為1.0×105kg，最大日耗水量約為1866 kg。重慶住宅總耗水量約為4.6×104kg，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大日耗水量約為1165 kg。日均耗水量與熱負(fù)荷一致。該段時(shí)間內(nèi)上海和重慶地區(qū)氣溫較低，建筑熱負(fù)荷較大，因此耗水量更大。

4.3 運(yùn)行費(fèi)用比較

我國(guó)冬冷地區(qū)一般采用分散式的燃?xì)忮仩t和空氣源熱泵進(jìn)行供暖。為明確冰源熱泵運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性，將其與燃?xì)鉄岜眉翱諝庠礋岜霉┡倪\(yùn)行費(fèi)用進(jìn)行對(duì)比。根據(jù)發(fā)展與改革委員會(huì)的規(guī)定，上海和重慶電價(jià)、水價(jià)及天然氣價(jià)格匯總于表1中。

表1 電價(jià)、水價(jià)及天然氣價(jià)格表Table 1 Electricity,water and natural gas price

其中，空氣源熱泵在低溫高濕的環(huán)境下運(yùn)行時(shí)，室外盤(pán)管極易發(fā)生結(jié)霜。研究表明，空氣源熱泵在低溫高濕地區(qū)供暖時(shí)，系統(tǒng)日平均COP 約為2.0[5]。經(jīng)核算，各系統(tǒng)供暖期的運(yùn)行費(fèi)用如表2所示。

表2 單位供暖面積在供暖期內(nèi)的運(yùn)行費(fèi)用Table 2 Operating cost per unit heating area during heating period

由表2計(jì)算結(jié)果可知，采用冰源熱泵進(jìn)行供暖的運(yùn)行費(fèi)用最低，上海和重慶的單位面積供暖費(fèi)用分別為12.7 元/m2和5.6 元/m2，分別比燃?xì)忮仩t和空氣源熱泵供暖方式減少了46.0%、8.0% 和8.2%、8.2%。因此，熱負(fù)荷需求越大，冰源熱泵的經(jīng)濟(jì)性更高，具有更好的應(yīng)用潛力。

5 結(jié)論

本文詳細(xì)闡述了直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)的工作原理。其次，對(duì)該冰源熱泵系統(tǒng)的能效進(jìn)行了定量計(jì)算，并結(jié)合實(shí)際建筑分析系統(tǒng)運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性。主要結(jié)論如下。

（1）針對(duì)直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)，采用R22工質(zhì)時(shí)，COPsys最高。COPsys隨過(guò)冷度的增大(1.0～3.5 K)而降低了5.57%，而單位質(zhì)量制熱量隨著過(guò)冷度的升高而提升1.8%。而隨著冷凝溫度的升高(35～55 ℃)，COPsys降低了32.4%，效果明顯。

（2）將冰源熱泵應(yīng)用于上海和重慶兩地某200 m2住宅時(shí)，上海地區(qū)供暖期單位面積運(yùn)行費(fèi)用約12.7元/m2；重慶地區(qū)為5.6元/m2。

符號(hào)說(shuō)明

COPsys——系統(tǒng)性能系數(shù)

P—功率，kW

H—揚(yáng)程，m

Q—供熱量，kJ

M—耗水量，kg/h

h—比焓，kJ/kg

s—比熵，kJ/(kg·K)

p—壓力，MPa

w—單位質(zhì)量耗功量，kJ/kg

q—單位質(zhì)量供熱量，kJ/kg

m?—質(zhì)量流量，kg/s

c—水的定壓比熱容，kJ/(kg·℃)

t—溫度，℃

v—流速，m/s

l—管長(zhǎng)，m

d——管徑，m

ξ—冰轉(zhuǎn)化率

η—效率

θ—管道局部阻力系數(shù)

λ—管道沿程阻力系數(shù)

下角標(biāo)

1～4—冰源熱泵循環(huán)的狀態(tài)點(diǎn)

is—等熵過(guò)程

comp—壓縮機(jī)

cond—冷凝器

evap—蒸發(fā)器

pump—水泵

s,c—過(guò)冷水

z—軸

d—電機(jī)

t—傳動(dòng)裝置

v—垂直方向

f—管道內(nèi)部

f0—管道沿程

f1—管道局部

p—管道出口