張偉東，王華強，梁 欣

(1.鄭州大學綜合設計研究院有限公司，河南 鄭州 450000； 2.鄭州市建筑設計院，河南 鄭州 450000； 3.河南省城鄉(xiāng)建筑設計院有限公司，河南 鄭州 450000)

目前社會能耗包括工業(yè)、交通、建筑3個部分，消耗是指生產(chǎn)及生活中所消耗的能源。能源消耗的占有量是衡量國家經(jīng)濟發(fā)展和人民生活水平的重要標志，消耗能源越大說明國家發(fā)展得越迅速。其中，建筑能耗已占社會總能耗的33%[1]。國內(nèi)外研究表明，空氣源熱泵室外空氣換熱器表面的結(jié)霜層會降低系統(tǒng)的性能系數(shù)(COP)。雖然常用的除霜和防結(jié)霜方法可以提高COP，但周期性除霜不僅降低了系統(tǒng)的能量效率，而且還惡化了室內(nèi)環(huán)境。

要解決這些問題，就必須弄清結(jié)霜現(xiàn)象，實現(xiàn)系統(tǒng)的無霜運行。對結(jié)霜路徑和結(jié)霜圖進行了分析，總結(jié)了無霜凍技術(shù)的特點。然后對無霜ASHP(FFASHP)系統(tǒng)的性能進行了綜述，并對FFASHP供熱系統(tǒng)進行了經(jīng)濟分析，提出了FFASHP技術(shù)存在的問題。結(jié)果表明，現(xiàn)有的結(jié)霜圖還需要進一步改進。FFASHP系統(tǒng)不僅可以實現(xiàn)連續(xù)無霜凍運行，而且可以降低運行成本。目前，中國屬于快速發(fā)展的階段，建筑能耗也逐漸增多，2031年后，中國建筑能耗占據(jù)的比例將增大5.1個百分點，但中國相關(guān)部門估計，未來建筑能耗占比最大值會比目前增大至少10個百分點，變成中國能源消耗最多的部分，約束我國經(jīng)濟發(fā)展。其中，空調(diào)系統(tǒng)的能耗屬于建筑能耗的核心部分[2]。據(jù)相關(guān)資料記載，空調(diào)應用高峰階段上海市空調(diào)的電力負荷占據(jù)全市電力總負荷的36.1%。所以增大空調(diào)系統(tǒng)效率對社會節(jié)能降排具有積極意義[3]。

空調(diào)中的空氣源熱泵屬于一種利用高位可以使熱量從低位熱源空氣流向高位熱源的節(jié)能裝置，空氣作為熱泵的低位熱源，是可以免費獲取的能源，是先進節(jié)能技術(shù)發(fā)展的產(chǎn)物，而且空氣熱源的安裝和使用也比較方便并且能效高，節(jié)能省電。由于傳統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)在冬天時受氣象影響，戶外換熱器表面會出現(xiàn)結(jié)霜，霜層增大了導熱電阻，并且阻礙翅片通道，以致熱泵不可以繼續(xù)運行。所以，使用除霜的形式保障系統(tǒng)繼續(xù)工作是非常必要的，而多次除霜會增大系統(tǒng)功耗，系統(tǒng)運行效率較低[4-5]。本文以無霜空氣源熱泵系統(tǒng)為例，構(gòu)建基于DEST的建筑模型，將無霜空氣源熱泵系統(tǒng)在構(gòu)建的建筑模型中進行研究，分別在冬季與夏季從多種角度分析空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)性能，為空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)工作時的節(jié)能與優(yōu)化提供參考依據(jù)[6]。

1 材料方法

1.1 試驗設計

通過計算和數(shù)值模擬研究新型工質(zhì)的低溫空氣源熱泵的適用性，對于進一步擴大空氣源熱泵作為北方冬季采暖的熱源的應用具有重要意義。

空氣源熱泵系統(tǒng)包括空氣源熱泵組件、供熱水箱和地暖管?？諝庠礋岜媒M件包括空氣熱交換器和溫度交換管，空氣熱交換器的兩端分別連接有壓縮機和膨脹閥，壓縮機和膨脹閥均與溫度交換管連接，溫度交換管置于供熱水箱中，還包括地暖水箱。膨脹閥和空氣熱交換器之間設有液體熱交換管，液體熱交換管置于地暖水箱中，地暖水箱與地暖管連通，并設有第1循環(huán)泵。

DEST的空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)性能模擬方法是利用無霜空氣源熱泵系統(tǒng)對夏季及冬季運行性能進行測試，結(jié)合模擬戶外空氣干球溫度，對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP的影響情況進行分析，從而得出空氣源熱泵系統(tǒng)性能研究方法，源熱泵空調(diào)系統(tǒng)在夏熱冬冷地區(qū)能夠滿足建筑的制冷及制熱需求，同時該空氣源熱泵空調(diào)系統(tǒng)可以根據(jù)建筑的冷/熱負荷調(diào)節(jié)其制冷量以及制熱量；在制冷工況下，室外溫度越高其制冷量越大；在制熱工況下，室外溫度越低其制熱量越大。本文以遼寧省沈陽市一棟建筑為例，采用DEST軟件構(gòu)建該建筑的模型，如圖1所示。

圖1 基于DEST軟件的建筑模型Fig.1 Building model based on DEST software

本文將無霜空氣源熱泵系統(tǒng)安裝于該建筑的每戶房間中，在冬季、夏季測試空調(diào)系統(tǒng)的空氣源熱泵系統(tǒng)性能[7-9]。

1.2 無霜空氣源熱泵系統(tǒng)運行性能試驗

試驗檢測設備具體信息參數(shù)見表1?；诙九c夏季無霜空氣源熱泵系統(tǒng)運行性能試驗具體參數(shù)，得到冬季與夏季時期空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)具體的影響情況[10-12]。

1.2.1 冬季

常規(guī)空氣源熱泵系統(tǒng)在冬天中工作時，因為戶外換熱器表面溫度小于空氣的露點溫度，低于0 ℃會出現(xiàn)結(jié)霜情況，但本文所分析的系統(tǒng)在冬天時使用雙蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)，空氣通過溶液塔除濕后通過翅片盤管換熱器實現(xiàn)換熱，它的換熱步驟與常規(guī)熱泵系統(tǒng)相比更加復雜[13]。戶外空氣的溫度、相對濕度，溶液塔的風量、溶液流量、溶液質(zhì)量分數(shù)等因素對系統(tǒng)性能也存在一定影響[14-16]。本文通過調(diào)整溶液塔的風量、溶液流量、供熱水流量、供熱水溫度等參數(shù)，在冬天進行試驗，獲取戶外空氣的溫度、濕度，溶液塔風量、溶液流量、供熱水流量、供熱水溫度和溶液質(zhì)量分數(shù)等參數(shù)對空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)的影響[17-18]。

表1 檢測信息具體參數(shù)Tab.1 Specific parameters of detection information

1.2.2 夏季

一般空氣源熱泵系統(tǒng)在夏天工作時，使用風冷形式去除冷凝熱，但本文所研究系統(tǒng)在夏季工作時使用水冷、風冷雙冷結(jié)構(gòu)，空氣通過冷卻塔然后通過翅片盤管換熱器，它的換熱流程和常規(guī)換熱泵系統(tǒng)存在差異[19-20]。換熱時步驟比較復雜。戶外空氣的溫度、相對濕度、通過冷卻塔的風量和冷卻水量、冷凍水量均影響系統(tǒng)性能[21]。所以，本文按照變換冷卻塔的風量、冷卻水量、冷凍水量在夏天進行試驗分析。獲取戶外空氣溫度、相對濕度、通過冷卻塔的風量、冷卻水量、冷凍水量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)性能的影響[22]。

2 無霜空氣源熱泵系統(tǒng)運行性能模擬結(jié)果

2.1 冬季

當戶外空氣溫度為5.1 ℃，相對濕度為71%，供熱水流量為0.64 m3/h，溶液循環(huán)流量為0.960 64 m3/h，空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.27，空氣源熱泵系統(tǒng)的供熱COP隨供熱出水溫度的升高逐漸減小，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP由出水溫度35.4 ℃的3.12減小至44.7 ℃的2.49。這是由于供熱水溫度升高使冷凝溫度升高所導致。

當供熱水出水溫度為45.1 ℃，戶外空氣相對濕度為73%，供熱水流量為0.62 m3/h，溶液循環(huán)流量為1.07 m3/h，空氣流速為3.81 m3/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.36時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP隨戶外空氣溫度的升高而逐漸增大，當戶外溫度由-4.6 ℃升高至-1.1 ℃時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)溫度慢慢升高，壓縮比減小，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)性能逐漸提高，系統(tǒng)供熱COD由-4.6 ℃的2.38增大至-1.1 ℃的2.45。

當供熱水出水溫度為46 ℃，戶外空氣溫度為1.6 ℃，供熱水流量為0.63 m/s，溶液循環(huán)流量為1.07 m3/s，空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.25時，如果戶外空氣濕度由3.05 g/kg增大至3.31 g/kg時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的供熱COP隨環(huán)境溫度的升高也出現(xiàn)一定程度的增大，濕度的增大使溶液和空氣的除濕驅(qū)動力增大，換熱前的熱量增多。而由于無霜空氣源熱泵系統(tǒng)屬于雙蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)，溶液塔里增大的潛熱換熱量對全部蒸發(fā)條件影響不大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的供熱COP變動較小。

如果戶外空氣溫度為2.6 ℃，戶外空氣相對濕度為70%，溶液循環(huán)流量為1.07 m3/s，空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.27時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP隨供熱水流量的增大而逐漸增大。供熱水流量由0.28 m3/h增大到1.57 m3/h時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP由2.34增大至2.71，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的供熱性能得以提高，若流量增大至一定程度后，系統(tǒng)供熱COP的增幅變小。這是由于供熱水流量增大，冷凝條件得到優(yōu)化，冷凝溫度降低，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)壓縮比減小導致供熱COP增大。

在供熱水出水溫度為46 ℃，戶外空氣溫度為0.1 ℃，相對濕度為72%，供熱水流量為0.64 m3/s，溶液循環(huán)流量為0.96 m3/s，空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.26的試驗環(huán)境中，戶外風速越大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP越高。伴隨戶外風速由1.21 m/s提高至3.81 m/s，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的性能出現(xiàn)增大的趨勢，在增大至一定水平供熱COP增大幅度慢慢變緩，系統(tǒng)COP由1.21 m/s的2.20增大至3.80 m/s的2.49。這是因為風量增大后，溶液與空氣換熱以及空氣與翅片盤管換熱器里的制冷器換熱條件均獲得優(yōu)化，蒸發(fā)溫度升高，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)壓縮比減小，導致供熱COP增大。

若供熱水出水溫度為46 ℃，戶外空氣溫度為5.0 ℃，相對濕度為56%，供熱水流量為0.64 m3/s，空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.26，溶液流量越大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP越高。在溶液流量自0.28 m3/s增大至0.95 m3/s時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的性能得以優(yōu)化，系統(tǒng)供熱COP由0.28 m3/s的2.53增大至0.95 m3/h的2.65。這是由于溶液流量升高，蒸發(fā)條件得以優(yōu)化，蒸發(fā)溫度升高，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)壓縮比變小，導致供熱COP增大。

若供熱水出水溫度為46 ℃，相對濕度為73%，溶液循環(huán)流量為1.07 m3/h，空氣流速為3.81 m/s，溶液質(zhì)量分數(shù)越高，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP越高。在質(zhì)量分數(shù)由0.26增大至0.36時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP增大會讓溶液和空氣的除濕驅(qū)動力增大，換熱潛熱量增大，而由于無霜空氣源熱泵系統(tǒng)屬于雙蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)，溶液塔里變大的潛熱換熱量對整體蒸發(fā)條件影響不大，系統(tǒng)的COP變動不顯著。

若空氣流速為3.81 m/s，溶液循環(huán)流量為1.04 m3/h，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.27，溶液塔入口溶液溫度與無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱COP呈負相關(guān)。在溶液塔入口溶液溫度由30.8 ℃升高至35.3 ℃，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的再生性能降低，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP由30.8 ℃的4.03減小至35.2 ℃的3.81。

若空氣流速為3.81 m/s，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.29，溶液塔溶液流量與無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生 COP呈正相關(guān)。在溶液塔溶液流量由0.25 m3/h增大至0.82 m3/h時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的再生COP得以增大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP由2.78增大至3.54，增大趨勢逐漸平穩(wěn)。這是由于溶液流量的變大讓冷凝條件得以優(yōu)化，冷凝溫度降低，壓縮比減小，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP增大。

當溶液塔入口溶液溫度為30.1 ℃，溶液循環(huán)流量為1.04 m3/h，氯化鋰溶液質(zhì)量分數(shù)為0.29時，空氣流速越大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP越高。在空氣流速由2.93 m/s增大至5.63 m/s時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的再生COP增大，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP由3.75增大至4.04，上升趨勢有所平穩(wěn)。這是由于風速變大優(yōu)化了蒸發(fā)條件，蒸發(fā)溫度升高，壓縮比減小，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生COP增大。

綜上所述，霜空氣源熱泵系統(tǒng)的供熱COP與戶外空氣溫度、供熱水流量、戶外風速、溶液流量、溶液質(zhì)量呈正相關(guān)，與戶外空氣溫度、溶液塔入口溶液溫度呈負相關(guān)。

2.2 夏季

無霜空氣源熱泵系統(tǒng)工作后COP在工作情況會出現(xiàn)明顯變動，詳情如圖2所示。

圖2 無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP隨工作時間變化Fig.2 Variation of COP with working time in frost free air source heat pump system

圖2中，當戶外溫度為35 ℃、相對濕度為47%時，0.1～3.1 min系統(tǒng)COP快速增大至4.33，3.1～13.1 min系統(tǒng)COP減小至3.4，13.1～20.1 min系統(tǒng)COP處于3.4。

當相對濕度為46%時，戶外空氣干球溫度對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP的影響如圖3所示。

圖3 戶外空氣干球溫度對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP影響Fig.3 Interference of outdoor air dry bulb temperature on COP of frost free air source heat pump system

圖3中，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP隨戶外空氣干球溫度的升高而減小，由35 ℃時的3.4減小至39 ℃的2.9，同時隨著溫度的升高，COP減小速度變快。

戶外空氣相對濕度對系統(tǒng)COP存在明顯影響，這是因為無霜空氣源熱泵系統(tǒng)里具有冷卻塔部件，空氣相對濕度對此部件的冷卻水回水溫度存在嚴重影響。當戶外空氣干球溫度為33.6 ℃時，差異戶外空氣相對濕度對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與冷卻水回水溫度的影響如圖4所示。

圖4 戶外空氣相對濕度對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與 冷卻水回水溫度的影響Fig.4 Interference of outdoor air relative humidity on COP and cooling water return temperature of frost free air source heat pump system

圖4中，伴隨戶外相對濕度由53.2%增大至63.3%時，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP由3.46減小至3.22，性能降低非常顯著，但冷卻水回水溫度自28.76 ℃升高至30.70 ℃，升高幅度明顯。

當戶外空氣干球溫度為36.6 ℃、相對濕度為71%時，戶外空氣流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP的影響如圖5所示。圖5中，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP伴隨戶外空氣流量的增大而增大，而COP增大幅度不大，表明戶外空氣流量在試驗區(qū)間里對系統(tǒng)COP的影響不大。

圖5 戶外空氣流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP的影響Fig.5 Interference of outdoor air flow to COP of frost free air source heat pump system

冷凍水流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與壓縮機功率的影響如圖6所示。圖6中，當戶外空氣干球溫度為33 ℃、相對濕度為75%、調(diào)節(jié)冷凍水流量由0.4 m3/h增大至1.4 m3/h，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP由3.41增大至3.78。能效比越大，節(jié)省的電能就越多，但壓縮機功率由941 W增大至1 010 W，且壓縮機功率和系統(tǒng)COP在初始階段增幅不大。冷凍水流速過小，會導致?lián)Q熱性能差，降低了機組制冷量；流速過大，會加速換熱管束的振動磨損導致破裂，當冷凍水流量增大至0.8 m3/h后，板式換熱器換熱速度增大，以至于蒸發(fā)溫度升高，壓縮機吸氣比容變小，制冷劑循環(huán)量增大，壓縮機功耗增大，蒸發(fā)溫度升高致使無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP變大。

圖6 冷凍水流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與 壓縮機功率的影響Fig.6 Interference of chilled water flow to COP and compressor power of frost free air source heat pump system

冷卻水流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與壓縮機功率的影響如圖7所示。

圖7 冷卻水流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP與 壓縮機功率的影響Fig.7 Interference of cooling water flow to COP and compressor power of frost free air source heat pump system

圖7中，當戶外空氣干球溫度為36 ℃、相對濕度為46%時，變換冷卻水流量由0.376 m3/h增大至1.02 m3/h，系統(tǒng)COP也由3.1增大至3.24，但壓縮機功率由1 078.2 W減小至1 016.7 W。同時，由圖7可以看出，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP在初始階段增加幅度不大，在冷卻水流量增大至0.516 m3/h后，增幅得以提升，之后變大趨勢趨于平穩(wěn)，但壓縮機功率伴隨冷卻水流量增大出現(xiàn)緩慢減小的趨勢。冷卻水流量增大，冷卻水進出水溫度降低，致使冷凝溫度降低，壓縮機壓縮比減小，導致壓縮機功率減小，但冷凝溫度的降低致使系統(tǒng)COP增大，COP值越大表明節(jié)省更多的能源，適合目前追求環(huán)保和節(jié)約能源的目標。

綜上分析可知，戶外空氣干球溫度、相對濕度與冷凍水、冷卻水流量對系統(tǒng)COP存在較大影響，但戶外空氣流量對無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP影響不大。提高冷凍水與冷卻水流量能夠優(yōu)化系統(tǒng)性能而水泵功耗變大，為節(jié)約能源就需要根據(jù)不同季節(jié)設計2種泵速運行。因此，在無霜空氣源熱泵系統(tǒng)設計與工作時，冷凍水流量與供冷風量的設定必須要經(jīng)過全面分析。

3 結(jié)論

(1)在冬季，隨著戶外空氣干球溫度、供熱水流量、溶液流量、戶外空氣流量等參數(shù)的變大以及供熱水溫度的降低，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)供熱性能COP高達3.12；隨著溶液流量、空氣流量等參數(shù)的變大與溶液溫度的變小，無霜空氣源熱泵系統(tǒng)再生性能變大，COP最大值為4.04。而戶外空氣濕度、溶液質(zhì)量分數(shù)對系統(tǒng)的供熱性能影響不大。

(2)在夏季，戶外溫度為35 ℃、相對濕度為47%時，系統(tǒng)工作后系統(tǒng)的COP穩(wěn)定于3.4；戶外空氣干球溫度對系統(tǒng)COP的影響呈負相關(guān)；戶外空氣相對濕度較大，COP較小，同時冷卻水回水溫度較高，COP上下差距為0.24，冷卻水回水溫度上下差距為1.95 ℃；冷卻水流量由0.376 m3/h增大至1.02 m3/h，系統(tǒng)COP由3.1增大至3.24，壓縮機功率由1 078.2 W減小為1 016.7W。

(3)無霜空氣源熱泵系統(tǒng)應用在冬天低溫高濕區(qū)域性能顯著。戶外空氣干球溫度為36.6 ℃、相對濕度為71%時，戶外空氣流量對系統(tǒng)COP的影響最小。

綜上所述，空調(diào)系統(tǒng)空氣源熱泵系統(tǒng)性能數(shù)值在不同環(huán)境中有所不同，希望通過本文的研究，對空調(diào)設計過程中評估外部因素的影響時有參考價值。