尹應德, 朱冬生, 劉世杰, 李建國, 徐子超, 劉振樂

(1. 中國科學院廣州能源研究所, 廣東 廣州 510640;2. 中國科學院可再生能源重點實驗室, 廣東 廣州 510640;3. 廣東省新能源和可再生能源研究開發(fā)與應用重點實驗室, 廣東 廣州 510640;4. 廣東紐恩泰新能源科技發(fā)展有限公司, 廣東 廣州 510800)

1 前 言

對空調、熱泵進行能效評價，有利于產品的性能評定，并有利于提高人們的節(jié)能意識。目前，我國空調與熱泵的能效標準評價方法主要參考美國空調制冷協會(the air-conditioning and refrigeration institute，ARI)和日本(Japan refrigeration and air conditioning industry association standard， JRA)標準[1]而制定。由于空調、熱泵的種類繁多，有房間空調器、單元式空調機、冷水機組、轉速可控型房間空調器、多聯式空調(熱泵)機組、水源熱泵、熱泵熱水機組等產品，因此，對應的評價標準和評價指標也不盡相同，有能量效率比(energy efficiency ratio，EER)、季節(jié)能效比(seasonal energy efficiency ratio，SEER)、性能系數(coefficient of performance，COP)、綜合部分性能系數(integrated part load value，IPLV)、全年能源消耗效率(annual performance factor，APF)和全年性能系數(annual coefficient of performance，ACOP)等。熱力學完善度是指導我國制訂與修訂制冷空調與熱泵裝置能效標準的重要依據[2]。IPLV的概念起源于美國，始于1986年；1988年被美國空調制冷協會ARI采用，并于1992年和1998年進行了兩次修改[3-4]。而在我國起步較晚，通過借鑒美國的ARI標準，在GB50189-2005《公共建筑節(jié)能設計標準》中開始使用[5]。盡管參考美國的評價標準，但是，我國的IPLV評價指標的制定與美國還是有所不同，主要區(qū)別在于參照的城市、氣候區(qū)域、建筑類型、權重系數不同以及測試的工況點也不同[6]。總的說來，與美國相比，我國的IPLV評價指標還有待進一步提高，因此，在GB50189的2015版中，進行了相關的修訂，使得IPLV評價指標更趨合理[7]。針對低環(huán)境溫度空氣源熱泵的性能評價指標，我國也出臺了相關標準，規(guī)定了測試方法[8-9]。由于低環(huán)境溫度空氣源熱泵主要服務于北方“煤改電”清潔能源采暖項目和低環(huán)境溫度的熱水制備等用途，因此，其制熱性能的綜合評價是大家關注的焦點，顯得尤為重要。目前，用于中小容量低環(huán)境溫度空氣源熱泵的壓縮機主要有滾動轉子式壓縮機和渦旋壓縮機，在一定容量范圍內，相對于渦旋壓縮機，滾動轉子式壓縮機在壓縮比、變壓比、部分負荷下的調節(jié)性能等方面，具有一定的優(yōu)勢[10]。為了研究適用于低環(huán)境溫度的清潔能源采暖技術，近年來，國內外科研人員提出了許多創(chuàng)新技術[11]，包括：兩級壓縮制熱技術[12]、壓縮機中間補氣制熱技術[13]、復疊式壓縮制熱技術[14]、壓縮機變頻控制技術[15]、加裝輔助熱源[16]等。其中，壓縮機變頻控制技術具有系統簡單、調節(jié)靈活、適用性強等優(yōu)點而受到不少科研人員關注[17-18]。研究表明：在變工況下，雙缸壓縮機與渦旋壓縮機制熱量相當，且性能略高[19]。賈慶磊等[20]的研究表明，與雙缸壓縮機熱泵相比，當室外溫度高于-15 ℃時，單缸壓縮機熱泵的制熱能力與COPh分別提升約2.29%和1.94%，但當環(huán)境溫度低于-15 ℃時，單缸壓縮機熱泵的制熱性能相對較差。

以上研究都是針對空氣源熱泵在某些特定工況下的性能研究，對低環(huán)境溫度下，空氣源熱泵的綜合性能評價研究很少。本文將依據相關標準，對帶雙缸滾動轉子式壓縮機低溫熱泵的制熱綜合部分性能系數(IPLV(H))進行試驗測試分析，以期對雙缸滾動轉子式壓縮機應用于低溫空氣源熱泵的研發(fā)和性能評價提供參考依據。

圖1 雙缸滾動轉子式壓縮機的剖面示意圖Fig.1 Schematic diagram of a dual-cylinder rotary compressor

2 單級雙缸滾動轉子式壓縮機工作原理

圖1是單級雙缸滾動轉子式壓縮機的剖面示意圖，主要由滾動活塞、氣缸體、滑板、定子、轉子等主要零件組成[21]。滾動轉子式壓縮機分為單缸和雙缸兩種形式，雙缸滾動轉子式壓縮機在工作時，上、下兩個轉子偏心方向相反，轉子的徑向力容易平衡；產生的力矩，通過裝在電動機轉子上的平衡塊進行平衡。雙缸滾動轉子式壓縮機在轉動一周內有兩次吸、排氣，兩個轉子的吸、排氣時間和運動位置正好相反，使氣體的壓力波動減小，轉矩變化的幅度較小，振動和噪聲均大大減小。

3 實驗裝置與方法

3.1 實驗裝置

低溫熱泵樣機采用的雙缸滾動轉子式壓縮機，其理論排量為42.1 cm3?rev-1，額定轉速為3 600 r?min-1，輸入電壓為220 V，電機變頻范圍為10～120 Hz。實驗裝置主要部件包括：雙缸滾動轉子式壓縮機、板式冷凝器、翅片式蒸發(fā)器、電子膨脹閥、四通閥、儲液器、汽液分離器、循環(huán)熱水泵和儲熱水箱等。低溫熱泵樣機安裝在標準焓差實驗室里，通過控制測試環(huán)境的干、濕球溫度，以實現樣機在不同低溫工況下的運行。圖2是本實驗裝置的系統示意圖，主要部件參數如表1所示。

圖2 測試系統示意圖Fig.2 Schematic diagram of the experimental setup

表1 系統主要部件參數Table 1 Specification of system components

3.2 測試工況

由文獻[9]的定義可知，低環(huán)境溫度空氣源熱泵是以空氣為熱源的熱泵機組，并能在不低于-20 ℃的環(huán)境溫度里制取熱水的機組。本文的低溫熱泵樣機是按此要求進行開發(fā)的，以期能在最低溫度為-20 ℃的工況下正常運行。

為了驗證實驗樣機在低溫環(huán)境下的制熱綜合部分性能系數(IPLV(H))，本次實驗利用標準的空調焓差實驗室。首先，分別對4種低環(huán)境溫度進行模擬和調節(jié)，并分別針對熱泵在100%、75%、50%和25%時4個制熱負荷點下的制熱量(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)進行實測和計算，最后，根據式 (1) 可算出樣機的IPLV(H)值[9]。

式中，A1為100%負荷時的制熱性能系數，kW?kW-1；B1為75%負荷時的制熱性能系數，kW? kW-1；C1為50%負荷時的制熱性能系數，kW?kW-1；D1為25%負荷時的制熱性能系數，kW? kW-1；A、B、C、D為加權平均百分比，不同典型城市的取值不同。

實驗測試的各工況點的模擬室外環(huán)境干、濕球溫度、負荷百分比數、熱水的進、出水溫度等參數，如下表2所示。

3.3 數據分析方法

目前，測試制熱量的方法主要有液體載冷劑法、熱平衡法和液體制冷劑流量計法[22]。液體載冷劑法因測試數據較少、誤差相對較小，且更能反映熱泵的實際輸出制熱量而被廣泛采用。低溫熱泵在制熱工況時，其制熱量的測試可采用液體載冷劑法，樣機的制熱量(Qh)等于板式換熱器(冷凝器)的換熱量，可根據循環(huán)熱水流量和溫差來計算，其計算式為：

表2 實驗測試工況表Table 2 Experiment conditions

式中，mc為熱水質量流量，kg?m-3；cp,c為熱水比熱，kJ?kg-1?℃-1，Vc為熱水體積流量，m3?h-1；Twi為熱水進口溫度，℃；Two為熱水出口溫度，℃。

低溫空氣源熱泵采用電力作為動力，耗電設備有壓縮機、風機和水泵，則其制熱性能系數(COPh)可定義為：

式中，Pc為壓縮機功率，W；Pf為風機功率，W；Pp為水泵功率，W；均由實測得到。

實驗結果的不確定度由測試儀器的測量誤差引起的，為了減少測量誤差，提高測量數據的精度和可靠性，對T型熱電偶(精度±0.5 ℃)、流量計(精度±0.5%)、壓力傳感器(精度±0.2%FS)、風量壓差傳感器(精度±0.5%FS)、功率表(精度±0.2%)等均進行了標定，R410A熱物性參數均參照NIST REFPROP V9.0中數據。

間接測量數據的不確定度可根據傳遞公式及直接測量數值的不確定度得到，若 y =（fx1,x2,x3,… xn)，則間接測量量y的不確定度傳遞公式如下所示：

根據不確定度公式，經計算，本測試系統制熱量的測試誤差為 5.22%，對應的制熱性能系數的測試誤差為 7.22%，基本滿足工程實際應用的需要。誤差分析結果表明本實驗臺測試系統具有較高的精度，可滿足實驗要求。

4 測試結果與討論

通過調節(jié)標準空調焓差室的干、濕球溫度、熱泵壓縮機電機的頻率和電子膨脹閥的開度，分別對100%、75%、50%和25%這4個制熱負荷點進行測定，每個工況點測定次數為7次，每隔5 min記錄一次測試數據，計算出各工況下的制熱量(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)，并進行分析和討論。

4.1 100% 制熱負荷點測試分析

在標準空調焓差室的進風干球溫度為-12.00 ℃、濕球溫度為-14.00 ℃的工況下，通過調節(jié)熱泵壓縮機電機頻率到68 Hz，電子膨脹閥的開度為100時，可將低溫熱泵樣機制熱量調節(jié)到100%的工況。圖3是100%負荷率對應的制熱能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)，從圖3中可以看出，每次測試計算得到的數據波動很小，說明熱泵系統在測試時，能保持很好的穩(wěn)定性。通過取平均值計算可知，在該工況下，樣機的制熱量為Qh= 10 303.20 W，消耗功率為Ph= 4 605.07 W，能效比為COPh=2.24。

圖3 100%負荷率對應的制熱能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.3 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 100% load rate

實驗樣機在4.1節(jié)工況下的測試，即為名義工況下的測試。本實驗測試樣機在名義工況下的制熱性能系數(COPh)為 2.24，相比文獻[9](GB/T 25127.2-2010)中規(guī)定的低溫空氣源熱泵制熱性能系數(COPh=2.10)，約提升了6.25%。因此，本實驗樣機的制熱性能優(yōu)于國標的規(guī)定，說明本文研發(fā)的低環(huán)境溫度空氣源熱泵是一款節(jié)能的產品。

4.2 75% 制熱負荷點測試分析

在標準空調焓差室的進風干球溫度為-6.00 ℃、濕球溫度為-8.00 ℃的工況下，通過調節(jié)熱泵壓縮機電機頻率到48 Hz，電子膨脹閥的開度為104時，可將低溫熱泵樣機制熱量調節(jié)到75%的工況。圖4是75%負荷率的測試結果，通過取平均值計算可知，在該工況下，樣機的制熱量為Qh= 8 322.30 W，消耗功率為Ph= 3 021.25 W，能效比為COPh=2.75。與100% 制熱負荷點相比，其能效比(COPh)提高了22.8%。其主要原因是：隨著外界環(huán)境溫度的升高，熱泵的蒸發(fā)溫度也隨著外界環(huán)境溫度的升高而上升。制冷劑蒸發(fā)溫度的升高，將導致制冷劑的密度變大，體積減小。由于壓縮機的理論排氣量是一定的，當吸入同樣體積的制冷劑氣體，制冷劑的密度變大時，其質量流量也將變大，從而導致冷凝器內的制冷劑質量流量增加，進一步導致熱泵的制熱能力上升。盡管在75%的制熱工況下，熱泵的制熱量減少，但是，壓縮機消耗的功率減少得更快，因此，導致了熱泵能效比提高。

4.3 50% 制熱負荷點測試分析

在標準空調焓差室的進風干球溫度為0.00 ℃、濕球溫度為-3.00 ℃的工況下，通過調節(jié)熱泵壓縮機電機頻率到29 Hz，電子膨脹閥的開度為114時，可將低溫熱泵樣機制熱量調節(jié)到50%的工況。從圖5中可以看出，每次測試計算得到的數據波動也很小，說明熱泵系統在該工況下測試時，也能保持很好的穩(wěn)定性。通過取平均值計算可知，在該工況下，樣機的制熱量為Qh=5 561.22 W，消耗功率為Ph= 1 888.71 W，能效比為COPh=2.94。與75% 制熱負荷點相比，其能效比(COPh)提高了6.90%。其主要原因與4.2節(jié)分析相同，但是，在相同升溫幅度(都為6 ℃)的情況下，相對于100%的制熱負荷點，75%制熱負荷點的COPh值提高了22.8%；而相對于75%的制熱負荷點，75%制熱負荷點的COPh值只提高了6.90%，其差值為15.9%。說明熱泵壓縮機在較低的頻率下運行時，熱泵的運行效率將有所降低，主要原因是壓縮機電機的效率在較低的頻率下有所降低。

圖4 75%負荷率對應的制熱能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.4 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 75% load rate

圖5 50%負荷率對應的制熱能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.5 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 50% load rate

4.4 25% 制熱負荷點測試分析

4.5 各典型城市綜合部分性能系數(IPLV(H))計算分析

由參考文獻[9]可知，根據計算公式(1)，各個典型城市的 IPLV(H)計算公式的系數并不相同。各個典型城市的 IPLV(H)計算結果如下表3所示。

由于各個典型城市的外界環(huán)境溫度不同，在計算 IPLV(H)值時，A、B、C、D的取值各不相同，從而導致各個典型城市的熱泵IPLV(H)值也不相同。從表3中可以看出，本文所研發(fā)的熱泵樣機的各個典型城市的熱泵 IPLV(H)值均大于規(guī)范要求的2.4。其中，IPLV(H)值最高的城市是西安，其IPLV(H)值為2.85，比規(guī)范要求的高18.8%；IPLV(H)值最低的城市是太原，其IPLV(H)值為2.74，比規(guī)范要求的高14.2%。IPLV(H)值反映的低溫熱泵在運行過程中的一種基于統計學的加權平均值，不是低溫熱泵在某一工況下的運行值，因此，不能實時反映出熱泵運行的實際效果。但是，較之名義工況下的能效比，IPLV(H)值綜合考慮了外界環(huán)境溫度對熱泵性能的影響，能更好地評價低溫熱泵的制熱性能，因此，不失為一種很好的評價方法。

圖6 25%負荷率對應的制熱能力(Qh)、消耗功率(Ph)和能效比(COPh)Fig.6 Profiles of heating capacity (Qh), power (Ph) and coefficient of performance (COPh) at 25% load rate

表3 各個典型城市IPLV(H)值表Table 3 IPLV(H) values of typical cities

5 結 論

通過對雙缸滾動轉子式壓縮機低溫熱泵的制熱綜合部分性能系數(IPLV(H))值進行實驗測試分析，得出的相關結論如下：

(1) 實驗樣機在名義工況下的制熱性能系數(COPh)為2.24，比GB/T 25127.2-2010所規(guī)定的COPh為2.10，提升了6.25%，說明本文研發(fā)的基于雙缸滾動轉子式壓直流變頻縮機的低環(huán)境溫度空氣源熱泵是一款節(jié)能的產品。

(2) 所開發(fā)的基于雙缸滾動轉子式壓縮機的低溫空氣源熱泵在100%、75%、50%和25%制熱負荷點的COPh值分別為2.24、2.75、2.94和2.69。

(3) 計算所得的全國各個典型城市的低溫熱泵綜合部分性能系數(IPLV(H))最高的城市是西安，IPLV(H) =2.85，最低的城市是太原，IPLV(H)=2.74。各個典型城市熱泵的 IPLV(H)與規(guī)范相比，其提升率在 14.2%～18.8%；進一步表明本文所研發(fā)的基于雙缸滾動轉子式壓直流變頻縮機的低環(huán)境溫度空氣源熱泵為一種高效節(jié)能熱泵。

(4) 低溫熱泵的制熱綜合部分性能系數(IPLV(H))值，綜合考慮了外界環(huán)境溫度對熱泵性能的影響，能更好地評價低溫熱泵的制熱性能。

2014年5月，為適應我國經濟社會發(fā)展的需要，黨中央、國務院作出了加快發(fā)展現代職業(yè)教育，逐步使一批普通本科高校向應用技術類型高校轉型的重大戰(zhàn)略部署，并對職業(yè)教育的培養(yǎng)層次作出了進一步界定，明確指出，要培養(yǎng)數以億計的高素質勞動者和技術技能型人才。2015年11月，我國教育部、發(fā)改委、財政部發(fā)布了《關于引導部分地方普通本科高校向應用型轉變的指導意見》，要求轉變發(fā)展理念，堅持需求導向，深化產教融合與校企合作，全面提高高校服務于區(qū)域經濟社會發(fā)展和創(chuàng)新驅動發(fā)展的能力。

符號說明：

A, B, C, D — 系數

COP — 性能系數

Cp— 比熱，kJ?kg-1·℃-1

EEV — 電子膨脹閥

IPLV — 綜合部分性能系數

m — 質量流量，kg?m-3

P — 功率，W

Qh— 制熱量，kW

T — 溫度，℃

ΔT — 溫差，℃

V — 體積流量，m3?h-1

下標

air — 空氣

c — 壓縮機/冷凝器

db — 干球溫度

e — 蒸發(fā)器

f — 風機

p — 水泵

wb — 濕球溫度

wi — 進水溫度

wo — 出水溫度