收稿日期：2021-12-07

基金項目：佛山市高新區(qū)科技創(chuàng)新計劃（2020197000618）；桂林電子科技大學(xué)基金（UF21009Y）；廣東省企業(yè)科技特派員專項

（GDKT2020012800；GDKTP2021047200）；順德區(qū)核心技術(shù)攻關(guān)項目（2130218003037）；吉林省中科院合作專項

（2022SYHZ0027）；低碳能源與節(jié)能裝備聯(lián)合實驗室項目

通信作者：朱冬生（1964—），男，博士、教授，主要從事低碳納米能源與節(jié)能環(huán)保方面的研究。zhuds@ms.giec.ac.cn

DOI：10.19912/j.0254-0096.tynxb.2021-1501 文章編號：0254-0096（2023）04-0377-07

摘 要：為研究在低環(huán)境溫度（-25 ℃）下不同供暖水溫對低溫空氣源熱泵（ASHP）的制熱性能的影響，研制一種新型全尺寸雙系統(tǒng)空氣源熱泵樣機(jī)，該樣機(jī)可用作工業(yè)化的商業(yè)產(chǎn)品，并采用液體載冷劑（LSR）法計算制熱量。實驗結(jié)果表明：在-25 ℃環(huán)境溫度下，供暖水溫從41～55 ℃時，樣機(jī)的制熱量由29.57 kW降至19.71 kW，降低了33.33%，消耗功率從19.20 kW增至23.36 kW，增長了21.69%，制熱性能系數(shù)從1.54降至0.84，降低了45.45%。該研究可為空氣源熱泵在低溫環(huán)境下的應(yīng)用提供參考。

關(guān)鍵詞：空氣源熱泵；低環(huán)境溫度；性能系數(shù)；液體載冷劑法

中圖分類號：TK11+4"""""""""" """""""""" """""""""文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引 言

鍋爐、熱泵和工業(yè)廢熱可用于建筑供暖。在中國北方地區(qū)，冬天使用煤炭取暖會造成嚴(yán)重的污染［1-2］。近年來，以電力驅(qū)動的熱泵系統(tǒng)作為可再生和清潔能源，在中國北方供暖領(lǐng)域得到了很大的進(jìn)展［3］。熱泵根據(jù)其熱源可分為地源熱泵（GSHP）和空氣源熱泵（ASHP）［4］。地源熱泵包括地表水（SWHP）、地下水（GWHP）和土壤源（GCHP）熱泵［5］。空氣源熱泵由于其靈活性和便利性而被廣泛應(yīng)用，它通過利用空氣提取熱量，是鍋爐的最佳替代品之一［6-8］。

供暖末端，主要包括風(fēng)機(jī)盤管、地暖和鑄鐵/鋼/鋁散熱器等［9］。它們的傳熱方式不同，例如，風(fēng)機(jī)盤管通過對流傳熱，散熱器通過輻射傳熱，地暖通過對流和輻射相結(jié)合的方式傳熱。不同的供暖末端需不同的供回水溫度，風(fēng)機(jī)盤管推薦溫度為40/35 ℃，地暖推薦溫度為45/35 ℃，散熱器推薦溫度為60/50 ℃［10］。為了提高空氣源熱泵的供暖性能，文獻(xiàn)［11］進(jìn)行了降低供暖末端回水溫度的實驗，結(jié)果表明，當(dāng)風(fēng)機(jī)盤管回水溫度降低到30 ℃時，建筑供暖的溫度仍可接受。然而，與散熱器和地暖相比，進(jìn)行風(fēng)機(jī)盤管供暖時人體舒適度較差［12］。但散熱器在使用上也存在一些不足，例如散熱器的地暖熱水溫度較高，約在60 ℃以上，不利于節(jié)能。特別是在中國北方的冬季，外部環(huán)境溫度通常在-25～0 ℃，傳統(tǒng)的空氣源熱泵無法為建筑供暖提供如此高的熱水溫度，且其性能系數(shù)（coefficient of performance，[COP]）會隨環(huán)境溫度的降低迅速下降［13-14］。

近年來，為了克服傳統(tǒng)空氣源熱泵的缺點，研究人員提出許多創(chuàng)新技術(shù)［15］，包括兩級壓縮［16］、壓縮機(jī)噴氣增焓［17］、復(fù)疊式壓縮［18］、壓縮機(jī)變頻技術(shù)［19］、加裝輔助熱源等［20］。文獻(xiàn)［21］研究了在低環(huán)境溫度下采用新設(shè)計的雙轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噴氣增焓空氣源熱泵的熱性能，結(jié)果表明，空氣源熱泵的制熱量提高了5.6%～14.4%，[COP]提高了3.5%。文獻(xiàn)［22］分析了安裝在寒冷地區(qū)的噴氣增焓空氣源熱泵的性能。結(jié)果表明，當(dāng)最低環(huán)境溫度為-14.84 ℃，最高供暖水溫為50 ℃時，空氣源熱泵的[COP]為2.34，表明噴氣增焓空氣源熱泵的供暖性能良好，優(yōu)于傳統(tǒng)的空氣源熱泵。文獻(xiàn)［23］研究了新型混合噴氣增焓空氣源熱泵，在-30 ℃蒸發(fā)溫度和50 ℃冷凝溫度下與傳統(tǒng)噴氣增焓空氣源熱泵進(jìn)行了比較，結(jié)果表明，前者的[COP]比后者增加了2.8%～3.3%。文獻(xiàn)［24-25］測試了帶有閃蒸罐的單缸旋轉(zhuǎn)壓縮機(jī)噴氣增焓空氣源熱泵，并將其與傳統(tǒng)的單級蒸氣壓縮空氣源熱泵進(jìn)行了比較，結(jié)果表明，當(dāng)環(huán)境溫度為-10 ℃時，制熱量提高了9.1%～29.5%，[COP]提高了5.35%～7.89%。

綜上，目前低溫空氣源熱泵的研究多集中在單系統(tǒng)上，雙系統(tǒng)空氣源熱泵理論及應(yīng)用研究較少，特別是開發(fā)商用低溫空氣源熱泵產(chǎn)品更少。因此，本文從商用低溫空氣源熱泵實際產(chǎn)品入手，設(shè)計一種新型全尺寸雙系統(tǒng)空氣源熱泵樣機(jī)，考察在低環(huán)境溫度（-25 ℃）下供暖水溫對熱泵制熱性能的影響，以提高性價比，降低能耗。

1 實驗系統(tǒng)和方法

1.1 噴氣增焓熱泵

噴氣增焓熱泵是指采用噴氣增焓壓縮機(jī)的熱泵，即壓縮機(jī)采用兩級節(jié)流中間噴氣技術(shù)，實現(xiàn)增焓效果。壓縮機(jī)的蒸氣噴射口噴入中壓制冷劑蒸氣，與吸氣口吸入的低壓制冷劑蒸氣經(jīng)壓縮后混合，再壓縮，提高壓縮機(jī)排氣量（即增加單位體積制冷劑焓值），達(dá)到低溫環(huán)境下提升制熱能力的目的。

如圖1所示，空氣源熱泵樣機(jī)制冷劑采用R410A，由兩個獨立制冷劑子循環(huán)組成。其中，一個子循環(huán)由壓縮機(jī)1、四通閥1、冷凝器、電磁閥1、電子膨脹閥1、電子膨脹閥2、中間經(jīng)濟(jì)器1和蒸發(fā)器1組成。蒸發(fā)器1中的液態(tài)制冷劑R410A從空氣中吸取熱量并蒸發(fā)成蒸氣，低壓、低溫制冷劑蒸氣進(jìn)入壓縮機(jī)1，被壓縮至中壓、中溫，然后與從壓縮機(jī)1噴孔吸入的制冷劑混合，被壓縮成高壓高溫蒸氣，從壓縮機(jī)1排出后進(jìn)入冷凝器，向循環(huán)熱水散熱并冷凝成高壓高溫制冷劑液體。流出冷凝器后的制冷劑液體被分為2個回路，主制冷劑回路在中間經(jīng)濟(jì)器1中與輔路制冷劑進(jìn)行熱交換，通過電子膨脹閥2減壓，返回蒸發(fā)器1。輔路制冷劑吸取主路制冷劑熱量后通過電子膨脹閥1減壓，返回至壓縮機(jī)1的吸入孔。在中間經(jīng)濟(jì)器1的進(jìn)口處裝有膨脹閥1，以控制補氣壓力和補氣質(zhì)量流量。電子膨脹閥2控制吸入蒸氣過熱度在3～5 ℃范圍內(nèi)。不同環(huán)境溫度下，通過開關(guān)電磁閥1可控制子循環(huán)的運行模式，例如，當(dāng)環(huán)境溫度高于0 ℃時，電磁閥1關(guān)閉，子循環(huán)不補氣，進(jìn)入常規(guī)模式。

另一個子循環(huán)由壓縮機(jī)2、四通閥2、冷凝器、電磁閥2、電子膨脹閥3、電子膨脹閥4、中間經(jīng)濟(jì)器2和蒸發(fā)器2組成，其制冷劑循環(huán)與第一回路相同。2個子循環(huán)共用一個冷凝器，冷凝器中的制冷劑回路是分開的，但熱水回路合用。冷凝器為一種采用換熱銅管外徑為5.6 mm的內(nèi)螺旋管的新型換熱器。內(nèi)螺旋管不同于微翅片管和光滑管，具有較高的傳熱效率［26-28］。

帶中間經(jīng)濟(jì)器的噴氣增焓熱泵的p-h圖如圖2所示。系統(tǒng)制熱量為：

[Qc=mc（h3-h4）]"""" （1）

壓縮總功率為：

[W=mc（h3-h2′）+me（h2-h1）-mew2-2′]""" （2）

空氣源熱泵的[COP]為：

[SCOP=QcW] （3）

式中：[h1]、[h2]、[h2′]、[h3]、[h4]、[h5]——1、2、[2′、]3、4、5點的焓，[kJ/kg]；[mc]、[me]——冷凝器、蒸發(fā)器中制冷劑的質(zhì)量流量，[kg/m3]；[w2-2′]——吸氣和壓縮過程中壓縮機(jī)消耗功率，[kW]。

1.2 實驗裝置

圖1為用于建筑供暖的低環(huán)境溫度空氣源熱泵的全尺寸實驗樣機(jī)系統(tǒng)示意圖，它主要由2臺壓縮機(jī)、2臺風(fēng)冷蒸發(fā)器和1臺水冷冷凝器組成。樣機(jī)的主要部件如表1所示?？諝庠礋岜脴訖C(jī)設(shè)置在空調(diào)焓差實驗室的封閉空間，通過室外控制室進(jìn)行控制，熱水系統(tǒng)由輔助冷卻和調(diào)溫系統(tǒng)控制。

1.3 測量儀器

主要測量參數(shù)包括水體積流量、制冷劑壓力、熱水溫度、室外溫度和電功率。采用鉑電阻溫度計測量制冷劑、熱水和空氣的溫度；采用濕度傳感器測量室外控制室的空氣濕度；采用安裝在熱水管上的體積流量計測量熱水的體積流量；壓力變送器用于測量蒸發(fā)壓力和冷凝壓力；蒸發(fā)器的風(fēng)速由風(fēng)速變送器測量；壓縮機(jī)、風(fēng)扇和水泵消耗的電能由電能表測量；采用計算機(jī)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄所有測試數(shù)據(jù)。所有測量儀器均通過各自的方法進(jìn)行校準(zhǔn)。測試設(shè)備及精確度見表2。

1.4 測量條件

表3為樣機(jī)的測試條件。本文實驗中，室外溫度設(shè)置為-25 ℃（干球溫度），供暖水溫為41～55 ℃。

2 數(shù)據(jù)處理

2.1 制熱量

空氣源熱泵的制熱量[Qc]可定義為：

[Qc=mccp，cΔTc=ρcVccp，c（Tc，o-Tc，i）]""""" （4）

式中：[mc]——流經(jīng)冷凝器的供暖熱水質(zhì)量流量，[kg/m3;][ρc]——密度，[kJ/（kg?℃）]；[Vc]——體積流量，[m3/s]；[Tc，o]——出口溫度，[℃]；[Tc，i]——入口溫度，[℃]。

制熱量也可通過式（5）計算。

[Qc=UAΔTm]""""" （5）

式中：[U]——總傳熱系數(shù)，[W/（m2?℃）]；[A]——傳熱面積，[m2;][ΔTm]——冷凝器內(nèi)、外管流體的對數(shù)平均溫差，[℃]，[ΔTm]可通過式（6）計算。

[ΔTm=Tc-Tc，i-Tc-Tc，olnTc-Tc，iTc-Tc，o]""""" （6）

式中：[Tc]——冷凝溫度，[℃]。

2.2 空氣源熱泵制熱性能參數(shù)

在空氣源熱泵樣機(jī)中，蒸發(fā)器的壓縮機(jī)和風(fēng)扇由電力驅(qū)動。消耗功率的總和為：

[Pall=Pcom+Pf]"""" （7）

式中：[Pcom]——壓縮機(jī)電功率，[kW]；[Pf]——風(fēng)扇電功率，[kW]。

空氣源熱泵的制熱性能系數(shù)可定義為：

[SCOPh=QcPall]""" （8）

2.3 不確定性分析

實驗過程不確定性可通過二次公式給出的方法來估計。間接測量數(shù)據(jù)的不確定度可從傳遞公式和直接測量值中獲得。若[y=fx1，x2，x3，…，xn]，間接測量[y]的不確定度傳遞公式為：

[u2y=i=1N?f?xi2u2xi]"" （9）

式中：[x]、[y]——直接誤差；[?f?x]——傳遞函數(shù)；[u]——不確定度傳遞公式。根據(jù)誤差傳播理論，誤差包括系統(tǒng)誤差和隨機(jī)誤差，被用于分析測試數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性。為減少隨機(jī)誤差，本文實驗在設(shè)定條件下，每隔3分鐘采集5個穩(wěn)態(tài)測量值。該測試系統(tǒng)的制熱量和[COP]的最大相對不確定度分別為±2.50%和±4.50%，誤差小于10%，滿足實際工程應(yīng)用的需要。

3 結(jié)果與討論

本文對不同供暖水溫工況下的制熱量、消耗和系統(tǒng)[COP]等參數(shù)進(jìn)行了測試和研究，此外還研究了排氣、吸氣、蒸發(fā)和冷凝溫度的變化情況。

3.1 排氣溫度和吸氣溫度

圖3表明，在-25 ℃（干球溫度）環(huán)境溫度下，隨著供暖水溫從41 ℃升高到55 ℃，兩個子系統(tǒng)的排氣溫度也隨之升高。系統(tǒng)1的排氣溫度從97.79 ℃升高到117.63 ℃，系統(tǒng)2的排氣溫度從85.80 ℃升高到105.85 ℃。當(dāng)供暖水溫為55 ℃時，系統(tǒng)1的排氣溫度接近系統(tǒng)設(shè)定的最高限值120 ℃。如果排氣溫度高于120 ℃，樣機(jī)會受到高壓保護(hù)并自動停機(jī)，因此樣機(jī)的供暖水溫不能超過55 ℃。

圖3表明系統(tǒng)2的排氣溫度低于系統(tǒng)1的排氣溫度。低溫空氣源熱泵是一個復(fù)雜的系統(tǒng)，造成這種差異的原因有：1）系統(tǒng)1和系統(tǒng)2各組成部分的性能差異；2）制冷循環(huán)管的長度差；3）電子膨脹閥的開度、壓縮機(jī)運行頻率、風(fēng)力機(jī)轉(zhuǎn)速等。因此，雖然兩個系統(tǒng)獨立運行且部件選擇相同，但在實際運行中兩個系統(tǒng)的運行參數(shù)可能不同。

如圖4所示，在相同的實驗條件下，當(dāng)供暖水溫從41 ℃升高到55 ℃時，兩個子系統(tǒng)的吸氣溫度也隨之升高。系統(tǒng)1的吸氣溫度從-28.38 ℃升高到-26.60 ℃，系統(tǒng)2的吸氣溫度從-28.78 ℃升高到-25.89 ℃。溫差不超過3 ℃，變化幅度不大。因為吸氣溫度主要受蒸發(fā)溫度和過熱溫度影響，所以供暖水溫變化對其影響不大。

3.2 蒸發(fā)溫度和冷凝溫度

圖5表明兩個子系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度隨供暖水溫的升高而升高。系統(tǒng)1的蒸發(fā)溫度從-31.38 ℃升高到-29.65 ℃，系統(tǒng)2的蒸發(fā)溫度從-31.47 ℃升高到-30.00 ℃。由于蒸發(fā)溫度主要受環(huán)境溫度影響，溫差不超過1.8 ℃，變化不大。本文測試環(huán)境溫度保持在-25 ℃（干球溫度），因此供暖水溫的變化對蒸發(fā)溫度影響不大。通過對測試數(shù)據(jù)的分析，系統(tǒng)1的平均過熱溫度為3.05 ℃，系統(tǒng)2的平均過熱溫度為3.37 ℃，這有利于防止制冷劑氣體隨液體進(jìn)入壓縮機(jī)引起液擊，但會增加壓縮機(jī)的功耗。通常情況下，過熱溫度保持在2～3 ℃。

圖6表明兩個子系統(tǒng)的冷凝溫度隨供暖水溫的升高而升高。系統(tǒng)1的冷凝溫度由45.98 ℃升高至59.47 ℃，系統(tǒng)2的冷凝溫度由45.34 ℃升高至58.03 ℃，增長率都非常明顯。在熱泵中，冷凝溫度主要由供水溫度決定。測試數(shù)據(jù)表明，系統(tǒng)1的冷凝溫度和供暖水溫的平均溫差為4.65 ℃，系統(tǒng)2的平均溫差為3.60 ℃。

3.3 制熱量、消耗功率和[SCOPh]

在實驗樣機(jī)中，有2臺壓縮機(jī)，2臺蒸發(fā)器，但只有1臺冷凝器，因此總制熱量可通過液體載冷劑法進(jìn)行測試［29］。熱泵設(shè)備的計量方式主要有液體載冷劑法、熱平衡法和液體制冷劑流量計法3種，本文測試采用液體載冷劑法。通過測試可得到冷凝器中熱水的進(jìn)出口溫度，根據(jù)式（4）可計算出低溫空氣源熱泵的制熱量。

圖7表明，當(dāng)環(huán)境溫度保持在-25 ℃（干球溫度）時，供暖水溫由41 ℃變化到55 ℃，制熱量由29.57 kW降到19.71 kW，降低了33.33%。這表明提高供暖水溫會導(dǎo)致供暖能力大幅下降，為提高供暖能力，滿足熱負(fù)荷，應(yīng)選用低溫供暖終端，如地暖、風(fēng)機(jī)盤管等。當(dāng)環(huán)境溫度保持在-25 ℃（干球溫度）時，供暖水溫由41 ℃變化到55 ℃，樣機(jī)消耗功率由19.2 kW增加到23.36 kW，增長了21.69%。這說明提高供暖水溫導(dǎo)致消耗功率大幅增加，不利于節(jié)能。壓縮機(jī)功率增加的原因是，當(dāng)供水溫度升高時，相應(yīng)的冷凝溫度和排氣溫度也隨之升高。排氣溫度的升高意味著壓縮機(jī)的壓縮比增加，單位質(zhì)量制冷劑流量的功耗增加，進(jìn)而導(dǎo)致壓縮功率增加。

圖7顯示樣機(jī)的[COPh]在測試條件下從1.54降低到0.84，降低了45.45%。供暖水溫為50 ℃時，樣機(jī)的[COPh]為1.05，與直接電加熱的效率非常接近；供暖水溫為55 ℃時，樣機(jī)的[COPh]僅為0.84，低于直接電加熱的效率。這表明采用補氣增焓技術(shù)的樣機(jī)不適用于更高供暖水溫需求的供暖。一些技術(shù)和加熱循環(huán)可用于提高空氣源熱泵的性能，文獻(xiàn)［30］在-20 ℃室外溫度、150 Hz條件下對雙噴氣增焓空氣源熱泵進(jìn)行了實驗測試，[COP]值約為1.85；文獻(xiàn)［31］發(fā)現(xiàn)，當(dāng)供暖水溫高達(dá)75 ℃，環(huán)境溫度低至-21 ℃時，梯級熱泵系統(tǒng)的[COP]為1.69；文獻(xiàn)［32］發(fā)現(xiàn)，在-20 ℃的極冷溫度下，新型CO2空氣源熱泵系統(tǒng)實現(xiàn)了5.6 kW的最大制熱量和1.8的[COP]值。但本文中低溫空氣源熱泵作為供暖熱源，40～45 ℃熱水比較合適，無需更高的溫度等級。因此，無需使用一些更高能效比但制造成本更高的制冷循環(huán)系統(tǒng)。

4 結(jié) 論

本文在環(huán)境溫度-25 ℃（干球溫度）下，對供暖水溫從41～55 ℃不等的雙系統(tǒng)低環(huán)境溫度噴氣增焓空氣源熱泵制熱性能進(jìn)行了實驗研究，得出以下結(jié)論：

1）設(shè)計并搭建一種新型全尺寸噴氣增焓雙系統(tǒng)空氣源熱泵實驗樣機(jī)，可在-25 ℃超低環(huán)境溫度下正常運行。排氣溫度和冷凝溫度受供暖水溫的影響較大，而吸氣和蒸發(fā)溫度受供暖水溫的影響較小。

2）在測試工況下，樣機(jī)的制熱量從29.57降至19.71 kW，減少了33.33%，其消耗功率從19.20增至23.36 kW，增加了21.69%。供暖水溫的變化極大地影響了制熱量和消耗功率。樣機(jī)的[SCOPh]在測試條件下從1.54變化到0.84，降低了45.45%。由測試結(jié)果可知，在-25 ℃以上的外界環(huán)境溫度下，本文研究的低溫空氣源熱泵的供暖水溫適宜范圍為40～50 ℃，其對應(yīng)的[SCOPh]值范圍為3.39～1.05。

3）全尺寸樣機(jī)實驗結(jié)果反映了空氣源熱泵供暖的真實運行情況，為低溫空氣源熱泵供暖的實際應(yīng)用提供了指導(dǎo)。

符號表

下標(biāo)：

C"""" 冷凝器

db""" 干球

e""""" 蒸發(fā)器

h"""" 供暖

i""""" 進(jìn)口

o"""" 出口

wb"" 濕球

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EXPERIMENTAL STUDY ON EFFECT OF HEATING WATER TEMPERATURE ON HEATING PERFORMANCE OF

LOW-TEMPERATURE AIR SOURCE HEAT PUMP

Li Lulu1-3，Yin Yingde4，Liu Shijie1，3，Zhu Dongsheng1，3，Tan Lianyuan5

（1. Guangzhou Institute of Energy Conversion， Chinese Academy of Sciences， Guangzhou 510640， China；

2. University of Chinese Academy of Sciences， Beijing 100049， China；

3. Harbin Air Conditioning Co.， Ltd.， Air Cooling System Research and Development Center， Harbin150000， China；

4. Guilin University of Electronic Technology， School of Architecture and Transportation Engineering， Guilin 541004， China；

5. Foshan Bulu Energy Saving Technology Co.， Ltd.， Foshan 528000， China）

Abstract：To study the heating performance of a commercial ASHP with different water-supply temperatures at" low ambient temperature， a novel full-scale dual-system ASHP prototype was developed. The liquid secondary refrigerant（LSR） method was used to calculate the heating capacity. The prototype can be used as a commercial product for industrialization. Experiment results show that at the ambient temperature of [-25 ℃]， with the hot-water-supply temperature varying from 41 to 55 ℃， the heating capacity of the prototype is reduced from 29.57 to 19.71 kW， with33.33% reduction. The consumption power increases from 19.20 to 23.36 kW， with increasement of 21.69%. And the [COPh] is reduced from 1.54 to 0.84 by 45.45%. This study can provide a beneficial reference for the application of commercial ASHP at the low temperature environment.

Keywords：air-source heat pump （ASHP）； low ambient temperature； coefficient of performance（[COP]）； liquid secondary refrigerant（LSR） method