孫健，秦宇，王寅武，吳可欣，郝俊紅，楊勇平

（華北電力大學(xué)能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，北京 102206）

0 引言

能源是人類(lèi)生存和社會(huì)經(jīng)濟(jì)發(fā)展的基石。近些年能源短缺與相應(yīng)的環(huán)境污染已經(jīng)成為制約人類(lèi)發(fā)展的重要問(wèn)題。目前，我國(guó)工業(yè)能源消耗約占全國(guó)能源消耗總量的70%［1-2］，建筑能耗已超過(guò)社會(huì)總能耗的23%，我國(guó)北方地區(qū)由于氣候寒冷，供暖面積大、周期長(zhǎng)，使得其供暖能耗所占建筑能耗比例最大［3］。隨著我國(guó)能源轉(zhuǎn)型的不斷加速，清潔制熱的需求逐漸增加。在日常生活中我們需要用到大量生活熱水，我國(guó)居民制取生活熱水的方式主要為電熱水器和太陽(yáng)能熱水器，前者制取熱水需要大量高品位的電能，因此運(yùn)行耗能較高。后者受氣溫和天氣因素影響，運(yùn)行不穩(wěn)定，出水量較小，表現(xiàn)較差。以低品位熱能為驅(qū)動(dòng)，具有耗電量小、可以回收廢熱、減少碳排放等特點(diǎn)的吸收式熱泵在清潔制熱方面的潛力很大［4］。若采用吸收式熱泵制取熱水，則存在無(wú)法在零下氣溫環(huán)境中運(yùn)行的問(wèn)題。

為了提升吸收式熱泵和電動(dòng)壓縮式熱泵的性能和工作范圍，國(guó)內(nèi)外針對(duì)2 種熱泵的性能與組合方式進(jìn)行了研究。馮慧敏等人［5］提出將水蒸氣壓縮機(jī)引入吸收式熱泵系統(tǒng)，以解決系統(tǒng)中存在的對(duì)驅(qū)動(dòng)熱源溫度要求較高的問(wèn)題，同時(shí)提高系統(tǒng)輸出熱源溫度，進(jìn)而擴(kuò)大系統(tǒng)的適用范圍。Ayala 等人［6］將壓縮機(jī)與溶液吸收循環(huán)采用并聯(lián)的方式進(jìn)行了試驗(yàn)研究。Fukuta 等人［7］在單效吸收式循環(huán)中蒸發(fā)器和吸收器之間加入壓縮機(jī)以降低稀溶液質(zhì)量濃度從而提升放氣范圍。王長(zhǎng)慶［8］介紹了一種制取更高溫度熱水或蒸汽的兩級(jí)式第二類(lèi)溴化鋰吸收式熱泵。姜秀華［9］將單效和雙效吸收式熱泵相結(jié)合，根據(jù)用熱需求和低品位熱源的溫度確定運(yùn)行形式。張紅巖［10］等人對(duì)第一類(lèi)溴化鋰吸收式熱泵和蒸氣壓縮式熱泵進(jìn)行了綜合對(duì)比，得出2 種熱泵各自最佳的工作范圍。米玉鴻等人［11］構(gòu)建了亞臨界熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組耦合吸收式熱泵系統(tǒng)，測(cè)試其工作性能得出在相同熱負(fù)荷下，熱泵介入工況的經(jīng)濟(jì)性好于熱泵切除的工況。薛小軍等人［12］提出用燃?xì)鉄犭娐?lián)產(chǎn)與地源熱泵耦合替代燃?xì)忮仩t供熱，結(jié)果表明不僅可以有效減少天然氣的消耗量以及二氧化碳的排放量，而且燃?xì)鉄犭娐?lián)產(chǎn)耦合地源熱泵供熱方案具有良好的經(jīng)濟(jì)性。Kohlenbacha 等人［13］研究了熱慣性對(duì)吸收式熱泵動(dòng)態(tài)特性的影響，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)時(shí)間隨系統(tǒng)熱慣性的增加而變長(zhǎng)。熊軍等人［4］建立考慮傳質(zhì)和分布參數(shù)的溴化鋰吸收式熱泵動(dòng)態(tài)仿真模型，結(jié)果表明；熱源工質(zhì)入口溫度的上限受到系統(tǒng)制熱能效比（COP）及結(jié)晶風(fēng)險(xiǎn)的雙重影響；冷卻水入口溫度的下降可增大系統(tǒng)COP，其下限受結(jié)晶風(fēng)險(xiǎn)的限制。周勇等人［14］提出采用能效分析的方法對(duì)比傳統(tǒng)換熱與吸收式熱泵換熱方式，對(duì)吸收式熱泵建立了模擬模型，發(fā)現(xiàn)低溶液質(zhì)量濃度、低發(fā)生器壓力及高一次網(wǎng)溫度有利于提高吸收式熱泵的供熱能力。陳清等人［15］通過(guò)對(duì)單效溴化鋰吸收式熱泵系統(tǒng)進(jìn)行熱力計(jì)算，通過(guò)改變?cè)O(shè)計(jì)工況下某單一變量，分別分析了機(jī)組效率變化情況。

綜上所述，為了提升溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組的制熱性能和工作范圍，本文提出一種將吸收式與壓縮式深度耦合的新型空氣源耦合熱泵機(jī)組［16］，系統(tǒng)中將吸收式循環(huán)中的蒸發(fā)器與壓縮式循環(huán)中的冷凝器耦合成為雙相變換熱器。該系統(tǒng)采用城市熱網(wǎng)一次水驅(qū)動(dòng)，同時(shí)實(shí)現(xiàn)吸收式和壓縮式循環(huán)，由于利用城市熱網(wǎng)一次水驅(qū)動(dòng)，在相同制熱量下，相比于常規(guī)電加熱制取生活熱水，利用熱泵制取熱水的方式顯著降低了制熱成本?？紤]到機(jī)組循環(huán)運(yùn)行的安全穩(wěn)定性，吸收式循環(huán)以無(wú)毒無(wú)味的溴化鋰水溶液為工質(zhì)，壓縮式循環(huán)以常用的安全環(huán)保工質(zhì)R134a為工質(zhì)。

1 空氣源耦合熱泵機(jī)組模型建立

空氣源耦合熱泵系統(tǒng)循環(huán)流程如圖1 所示，為了提高吸收式熱泵系統(tǒng)的工作范圍，在系統(tǒng)循環(huán)內(nèi)嵌入了氟利昂壓縮機(jī)，還額外增加了水蒸氣壓縮機(jī)和雙相變換熱器［17-21］。由于耦合循環(huán)采用城市熱網(wǎng)一次水驅(qū)動(dòng)，所以吸收式循環(huán)中濃溶液的質(zhì)量濃度較低，為了保證吸收式循環(huán)的循環(huán)倍率在一個(gè)合理安全的范圍內(nèi)，通過(guò)在發(fā)生器出口設(shè)置水蒸氣壓縮機(jī)以降低發(fā)生器壓力，進(jìn)而提升濃溶液的質(zhì)量濃度。

圖1 機(jī)組耦合循環(huán)流程Fig.1 Coupling cycle of the unit

建立機(jī)組循環(huán)過(guò)程如下：首先，對(duì)循環(huán)中每個(gè)設(shè)備建立能量和質(zhì)量平衡方程；其次，建立水蒸氣壓縮機(jī)和氟利昂壓縮機(jī)模型；最后，聯(lián)立各設(shè)備相應(yīng)的方程組進(jìn)行求解，以獲得每個(gè)設(shè)備的進(jìn)出口狀態(tài)參數(shù)。系統(tǒng)中每個(gè)方程組的求解采用EES 軟件來(lái)完成［18］，系統(tǒng)循環(huán)數(shù)學(xué)模型假設(shè)如下［19］。

（1）工質(zhì)的蒸發(fā)與冷凝為等壓過(guò)程，忽略蒸發(fā)與冷凝過(guò)程壓降的影響。

（2）節(jié)流前后為等焓過(guò)程。

（3）工質(zhì)在相變過(guò)程以及管道流動(dòng)過(guò)程中與外界沒(méi)有熱量交換。

（4）壓縮過(guò)程的循環(huán)效率為電機(jī)效率、機(jī)械效率和等熵效率的乘積。其中，電機(jī)效率為0.85，機(jī)械效率為0.85，等熵效率為0.90。

系統(tǒng)循環(huán)中設(shè)備模擬的數(shù)學(xué)模型如下。

（1）發(fā)生器。能量守恒方程為

式中：Qg為發(fā)生器熱負(fù)荷，kW；qm，d為冷劑蒸汽流量，kg/s；hd為冷劑蒸汽比焓，kJ/kg；qm，d，sol，qm，c，sol分別為稀溶液與濃溶液的質(zhì)量流量，kg/s；hd，sol，out，hc，sol，in分別為發(fā)生器入口稀溶液與發(fā)生器出口濃溶液的比焓，kJ/kg。

（2）溶液熱交換器。能量守恒方程為

式中：hd.sol，in為溶液熱交換器入口稀溶液比焓，kJ/kg；hc，sol，out為溶液熱交換器出口濃溶液比焓，kJ/kg。

（3）冷凝器。能量守恒方程為

式中：Qc為冷凝器熱負(fù)荷，kW；hcom，1，out為水蒸氣壓縮機(jī)出口冷劑蒸汽比焓，kJ/kg；hw，con.out為冷凝器出口冷劑比焓，kJ/kg。

（4）吸收器。能量守恒方程為

式中：Qa為吸收器熱負(fù)荷，kW；qm，w為制冷劑（水）流量，kg/s；hw，abs，out為雙相變換熱器出口冷劑蒸汽比焓，kJ/kg。

（5）雙相變換熱器的換熱量為

式中：qm，r為氟利昂工質(zhì)流量，kg/s；hcom，2，out為氟利昂壓縮機(jī)出口制冷劑工質(zhì)比焓，kJ/kg；hv，in為雙相變換熱器出口制冷劑工質(zhì)比焓，kJ/kg。

（6）蒸發(fā)器。能量平衡方程為

式中：Qe為蒸發(fā)器熱負(fù)荷，kW；hcom，2，in，hv，out分別為蒸發(fā)器進(jìn)出口的制冷劑工質(zhì)焓，kJ/kg。

（7）節(jié)流裝置。能量平衡方程為

（8）水蒸氣壓縮機(jī)的功耗計(jì)算公式為

式中：WⅠ為水蒸氣壓縮機(jī)功耗，kW。

（9）水蒸氣壓縮機(jī)的效率為

式中：η為壓縮機(jī)壓縮效率；hcom，1，ins為水蒸氣壓縮機(jī)入口冷劑蒸汽等熵壓縮后的比焓，kJ/kg。

（10）氟利昂壓縮機(jī)的功耗為

式中：WⅡ?yàn)榉簤嚎s機(jī)功耗，kW。

（11）氟利昂壓縮機(jī)的效率為

（12）溴化鋰溶液的質(zhì)量守恒方程

式中：ωd，sol，ωc，sol為溴化鋰溶液中濃溶液和稀溶液的質(zhì)量分?jǐn)?shù)，%。

熱泵機(jī)組循環(huán)性能系數(shù)

式中：ηe為發(fā)電效率。

式中：qm，h為驅(qū)動(dòng)熱源流量，kg/s；hheat，in，hheat，out為驅(qū)動(dòng)熱源進(jìn)出口比焓，kJ/kg；T0為室外環(huán)境溫度，K；sheat，in，sheat，out為驅(qū)動(dòng)熱源進(jìn)出口比熵，J/（kg·K）。

2 空氣源耦合熱泵機(jī)組性能分析

耦合機(jī)組能在低溫下運(yùn)行的重要原因是嵌入了壓縮式循環(huán)系統(tǒng)，耦合機(jī)組循環(huán)中雙相變換熱器是由吸收式循環(huán)中的蒸發(fā)器與壓縮式循環(huán)中的冷凝器耦合而成，避免了吸收式熱泵的蒸發(fā)器在低溫條件下無(wú)法工作的問(wèn)題。雙相變換熱器中吸收式循環(huán)的蒸發(fā)溫度與壓縮式循環(huán)的冷凝溫度互相影響，兩者的變化影響著機(jī)組的性能系數(shù)。當(dāng)制取生活熱水的溫度一定時(shí)，隨著雙相變換熱器內(nèi)蒸發(fā)溫度的上升，吸收式循環(huán)的蒸發(fā)溫度與吸收式循環(huán)的性能系數(shù)成正比，與水蒸氣壓縮機(jī)功耗成反比。與此同時(shí)，壓縮式循環(huán)的冷凝溫度與壓縮式循環(huán)的性能系數(shù)成反比，與氟利昂壓縮機(jī)功耗成正比。

2.1 雙相變換熱器中蒸發(fā)溫度對(duì)機(jī)組性能的影響分析

首先，設(shè)定機(jī)組運(yùn)行的條件為：驅(qū)動(dòng)熱源進(jìn)出口溫度為120/100 ℃，其流量為13 kg/s。制取的生活熱水首先進(jìn)入吸收器內(nèi)吸收熱量，再經(jīng)過(guò)冷凝器二次吸熱。室外冷空氣進(jìn)出口溫度為-10/-25 ℃。設(shè)定雙相變換熱器內(nèi)換熱溫差為2 ℃。吸收式循環(huán)中的水蒸氣壓縮機(jī)壓比取4，吸收式循環(huán)工質(zhì)為溴化鋰溶液，壓縮式循環(huán)工質(zhì)為R134a，分析不同蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響，結(jié)果如圖2所示。

圖2 機(jī)組制熱量隨蒸發(fā)溫度的變化情況Fig.2 Variation of heat production of the unit with evaporation temperature

系統(tǒng)制熱量來(lái)自于吸收式循環(huán)中冷凝器與吸收器的熱負(fù)荷，當(dāng)雙相變換熱器內(nèi)蒸發(fā)溫度上升時(shí)，吸收式循環(huán)冷凝溫度不變，蒸發(fā)冷凝的溫差減小，熱泵機(jī)組性能提升，制熱量顯著升高。

分析可知，水蒸氣壓縮機(jī)壓比取值為4（當(dāng)水蒸氣壓縮機(jī)壓比過(guò)低時(shí)，導(dǎo)致濃溶液濃度過(guò)低，吸收式循環(huán)無(wú)法正常運(yùn)轉(zhuǎn)），水蒸氣壓縮機(jī)功耗變化取決于壓縮機(jī)進(jìn)出口的水蒸氣參數(shù)，因而蒸發(fā)溫度的變化對(duì)于其影響較小，功耗變化幅度較小。由于雙相變換熱器內(nèi)設(shè)定了固定的換熱溫差，壓縮式循環(huán)冷凝溫度與蒸發(fā)溫度相關(guān)聯(lián)，冷凝溫度的升高，使氟利昂壓縮機(jī)功耗提升較大，從69.6 kW 增加至107.6 kW，如圖3所示。

圖3 2臺(tái)壓縮機(jī)功耗隨蒸發(fā)溫度的變化情況Fig.3 Variation of the power consumption of the two compressors with evaporation temperature

由圖4分析可知，蒸發(fā)溫度越高，對(duì)機(jī)組的制熱能力越不利。由于吸收式循環(huán)中采用的制冷工質(zhì)為水，接近0 ℃時(shí)水易結(jié)冰，影響機(jī)組循環(huán)的安全穩(wěn)定性，所以蒸發(fā)溫度取5 ℃。

圖4 機(jī)組性能系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的變化情況Fig.4 Variation of the unit performance coefficient with evaporation temperature

2.2 制取熱水溫度對(duì)機(jī)組性能的影響分析

在機(jī)組實(shí)際使用過(guò)程中，制取熱水溫度隨著用戶(hù)的用熱需求不斷變化，以最低制取熱水溫度60 ℃為例（壓縮機(jī)壓比設(shè)為8），分析熱水溫度上升時(shí)對(duì)機(jī)組性能的影響。由圖5 分析可知，隨著制取熱水溫度的提升，機(jī)組的性能系數(shù)呈現(xiàn)下降趨勢(shì)，熱水溫度從60 ℃提升至76 ℃，其性能系數(shù)從2.90 下降至2.70。

圖5 機(jī)組性能系數(shù)隨制取熱水溫度的變化情況Fig.5 Variation of the unit performance coefficient with the temperature of produced hot water

由圖6分析可知，制取熱水溫度不斷升高時(shí)，冷凝壓力隨之升高。在相同水蒸氣壓縮機(jī)壓比情況下，冷凝壓力升高，水蒸氣壓縮機(jī)功耗隨之增加。耦合循環(huán)內(nèi)2 臺(tái)壓縮機(jī)的功耗均有上升趨勢(shì)，在熱水溫度為75 ℃前壓縮機(jī)的功耗比較平穩(wěn)。

圖6 壓縮機(jī)功耗隨制取熱水溫度的變化情況Fig.6 Variation of the compressor power consumption with the temperature of produced hot water

由圖7分析可知，隨著制取熱水溫度的升高，系統(tǒng)制熱量呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。主要原因是制取熱水溫度升高，壓縮機(jī)功耗增加，機(jī)組的制熱性能下降。

圖7 機(jī)組制熱量隨制取熱水溫度的變化情況Fig.7 Variation of heat production of the unit with the temperature of produced hot water

2.3 環(huán)境溫度對(duì)機(jī)組性能的影響分析

耦合熱泵機(jī)組工作在低溫地區(qū)時(shí)，環(huán)境溫度主要影響系統(tǒng)中壓縮式循環(huán)的運(yùn)行情況。由圖8分析可知，隨著室外溫度下降，壓縮式循環(huán)的蒸發(fā)壓力下降，需要氟利昂壓縮機(jī)來(lái)做更多的功，隨之壓縮機(jī)功耗呈現(xiàn)極大的上升趨勢(shì)。當(dāng)環(huán)境溫度從-10 ℃下降至-25 ℃時(shí)，壓縮機(jī)的功耗從87.4 kW 上升至151.6 kW。

圖8 氟利昂壓縮機(jī)功耗隨室外溫度的變化情況Fig.8 Variation of Freon compressor power consumption with outdoor temperature

由圖9分析可知，隨著室外溫度的下降，氟利昂壓縮機(jī)功耗增加，機(jī)組性能系數(shù)呈現(xiàn)下降趨勢(shì)，當(dāng)環(huán)境溫度從-10 ℃下降至-25 ℃時(shí)，機(jī)組性能系數(shù)從3.31下降至2.75。

圖9 機(jī)組性能系數(shù)隨室外溫度的變化情況Fig.9 Variation of the unit performance coefficient with outdoor temperature

2.4 水蒸氣壓縮機(jī)壓比對(duì)機(jī)組性能的影響分析

在耦合機(jī)組系統(tǒng)循環(huán)中，通過(guò)不斷調(diào)整水蒸氣壓縮機(jī)的壓比可以調(diào)整吸收式循環(huán)內(nèi)冷凝器的冷凝壓力，當(dāng)壓比增加時(shí)冷凝器壓力上升，吸收式循環(huán)濃溶液濃度上升，從而溶液循環(huán)倍率增大，進(jìn)而提升了吸收式循環(huán)的性能。但壓比增大后，水蒸氣壓縮機(jī)功耗顯著上升而導(dǎo)致機(jī)組性能系數(shù)下降。取雙相變換熱器蒸發(fā)溫度為2 ℃時(shí)，不同水蒸氣壓縮機(jī)壓比機(jī)組性能的計(jì)算結(jié)果如圖10 所示。隨著水蒸氣壓縮機(jī)壓比增加，機(jī)組性能系數(shù)呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。在吸收式循環(huán)中，需要一定的溶液質(zhì)量濃度差以確保循環(huán)安全穩(wěn)定運(yùn)行，壓縮機(jī)壓比不宜過(guò)高，否則會(huì)引起濃溶液濃度過(guò)高產(chǎn)生結(jié)晶問(wèn)題，影響機(jī)組運(yùn)行的安全穩(wěn)定性。

圖10 機(jī)組性能系數(shù)隨水蒸氣壓縮機(jī)壓比的變化情況Fig.10 Unit performance coefficient varying with the pressure ratio of the steam compressor

由圖11分析可知，隨著水蒸氣壓縮機(jī)壓比不斷增大，其功耗呈上升趨勢(shì)，但系統(tǒng)的制熱量趨于穩(wěn)定，與水蒸氣壓縮機(jī)壓比關(guān)聯(lián)不大。

圖11 水蒸氣壓縮機(jī)功耗隨壓縮機(jī)壓比的變化情況Fig.11 Power consumption of the steam compressor varying with its pressure ratio

3 機(jī)組運(yùn)行的節(jié)能特性分析

耦合機(jī)組的提出是為了在低溫地區(qū)也能付出較小的代價(jià)來(lái)制取生活熱水，吸收式熱泵由于工作時(shí)溫度條件的限制無(wú)法工作，故不與耦合機(jī)組進(jìn)行比較。以制取60 ℃生活熱水為例，本文將耦合機(jī)組與壓縮式熱泵進(jìn)行比較，見(jiàn)表1。在制取相同溫度的熱水時(shí)，耦合循環(huán)機(jī)組的性能系數(shù)高，壓縮機(jī)功耗小。在相同冷負(fù)荷的條件下，制取相同溫度熱水時(shí)，耦合機(jī)組的熱水流量更大。

表1 耦合循環(huán)機(jī)組與壓縮式熱泵運(yùn)行情況比較Table 1 Comparison of the working situations of coupled cycle units and compression heat pumps

4 結(jié)論

吸收式熱泵機(jī)組在我國(guó)東北地區(qū)零下氣溫環(huán)境中無(wú)法工作，該研究提出一種新型耦合循環(huán)機(jī)組，其將吸收式循環(huán)與壓縮式循環(huán)進(jìn)行深度耦合，相比現(xiàn)有熱泵機(jī)組，顯著地提升了其工作范圍和性能系數(shù)，該研究通過(guò)對(duì)耦合機(jī)組進(jìn)行運(yùn)行模擬，分析了幾個(gè)關(guān)鍵參數(shù)對(duì)耦合循環(huán)系統(tǒng)性能的影響，并與常規(guī)壓縮式熱泵進(jìn)行了對(duì)比，具體結(jié)論如下。

（1）向吸收式循環(huán)中嵌入水蒸氣壓縮機(jī)以及設(shè)立雙相變換熱器的耦合循環(huán)相比現(xiàn)有的吸收式熱泵顯著提升了熱泵機(jī)組的工作范圍，采用安全環(huán)保的溴化鋰溶液為工質(zhì)時(shí)可高效制取60 ℃以上生活熱水滿足家庭生活需求。

（2）在耦合循環(huán)中設(shè)置了水蒸氣壓縮機(jī)與氟利昂壓縮機(jī)，增大水蒸氣壓縮機(jī)的壓比時(shí)吸收式循環(huán)性能略微下降，但制取的熱水溫度顯著提高。設(shè)置的氟利昂壓縮機(jī)可提升雙相變換熱器內(nèi)的蒸發(fā)冷凝溫度，提高耦合機(jī)組的工作范圍。

（3）雙相變換熱器內(nèi)蒸發(fā)溫度的高低對(duì)機(jī)組循環(huán)的性能具有顯著影響，當(dāng)蒸發(fā)溫度升高時(shí)，吸收式循環(huán)由于蒸發(fā)溫度上升導(dǎo)致性能提升，但壓縮式循環(huán)的冷凝溫度隨之上升進(jìn)而性能下降。雙相變換熱器的推薦蒸發(fā)溫度分別為5 ℃。

（4）與常規(guī)壓縮式熱泵相比，耦合循環(huán)的機(jī)組運(yùn)行優(yōu)勢(shì)較為顯著，制取熱水溫度為60 ℃，其性能系數(shù)、循環(huán)功耗與制取熱水流量均好于同狀態(tài)下壓縮式熱泵，具有較好的市場(chǎng)推廣應(yīng)用前景。