空气源相变储能复合热泵系统的运行分析

范文英，蒋绿林，蔡宝瑞，施元庆，王彦龙，陈海飞

（常州大学 石油工程学院，江苏 常州 213164）

0 引言

目前，中国面临着能源消耗高、利用率低和能源短缺的严峻现状[1]，[2]。根据我国对各个行业在社会能源总消耗占比的调查可知，建筑能耗约占总能源消耗的30%，而制冷和采暖所需能耗占建筑能耗的40%～50%[3]。因此，节约建筑能耗，特别是节约采暖和制冷方面的能耗尤其重要[4]。

大量化石能源的使用，对环境造成了严重的污染，因此，近年来国家大力推广“煤改电”、节能减排等政策，使得清洁能源的利用率大幅度提升[5]。空气能作为取之不尽的清洁能源，已被广泛应用于供暖装置。空气源热泵作为一种将低位能源转化为高位能源，即将空气能转化为热能的节能装置，被国内外学者广泛关注。王亮采用负荷频率法，对高原地区空气源热泵供暖系统，及采用不同辅助热源供暖的复合式系统的4种供暖方案的能耗和热源利用效率，进行了对比研究发现，单纯的空气源热泵在温度极低时易受环境影响[6]。孟新巍提出了一种空气源热泵复合低谷电蓄能供暖系统，以最短的初投资回收期为研究目标，建立了该供暖系统的数学模型并进行模拟，模拟结果表明，热泵的停机温度越低，供暖系统的初投资越低[7]。张东提出了一种喷气增焓空气源热泵系统，通过实验发现，当环境温度为-11.2℃时，热泵COP为2.0左右[8]。杨松提出了一种低温空气源热泵双循环联供系统，通过实验发现，当环境温度为-12℃、供暖出水温度为41℃时，系统的COP为2.75[9]。Ibrahim通过Matlab仿真得知，与电加热器相比，空气源热泵热水器可减少温室气体排放，能源消耗节省69%～82%[10]。Kelly通过仿真实验得出，在供热量相同的条件下，空气源热泵CO2的排放量比燃气锅炉与纯电加热器分别减少了12%，55%[11]。通过上述研究发现，与传统供暖设备相比，空气源热泵更加节能。但在北方使用暖气片采暖的地区，喷气增焓空气源热泵无法提供60℃以上的高温热水，即在低温环境下制热效果有限。此外，在严寒地区，空气源热泵中的蒸发器容易结霜，而常见的除霜方式存在除霜次数多，效率低和时间长等缺点。Dong J通过实验发现，蓄热除霜所需时间仅为逆循环除霜的40%[12]。

为解决北方无热力管网和燃气管网地区通过暖气片采暖时，存在的供暖不足、能耗高以及环境温度较低时不易除霜等问题，本文设计了一套空气源相变储能复合热泵系统，该系统将低温热源空气能与相变储能技术相结合，通过两级热泵升温为用户末端供暖，并通过实验研究分析了系统的性能、经济性与可行性。

1 系统原理及其组成

图1为空气源相变储能复合热泵系统原理图。空气源相变储能复合热泵系统的工作原理:系统运行时，通过一级热泵（空气源热泵）将低温循环工质温度提升至23℃左右；升温后的循环工质通过相变储能箱进行恒温调节，在此过程中将循环工质中多余的热量储存在相变储能箱中，为二级热泵提供20℃左右的热源；然后，二级热泵将循环工质温度提升至60℃以上，升温后的循环工质将热量传递给末端循环水，使循环水温度升高至60℃左右；最后，系统将60℃的高温循环水传递给用户末端供用户使用。

图1 空气源相变储能复合热泵系统原理图Fig.1 Schematic diagram of air source phase change energy storage composite heat pump system

①一级热泵工作原理为制冷剂通过蒸发器从空气中吸收热量，形成低温低压的气体，低温低压的气态制冷剂进入压缩机压缩，形成高温高压气体，高温高压的气态制冷剂在冷凝器中放热，将热量传递给低温循环工质，冷凝后的高温高压液态制冷剂经过节流阀节流，形成低温低压的气液混合体，气液混合体再次进入蒸发器吸热，如此往复循环。

②相变储能箱的工作原理为从一级热泵冷凝器中吸热升温的低温循环工质，经过阀门b进入相变储能箱中进行恒温调节。当进入相变储能箱的低温循环工质的温度低于23℃时，相变储能箱中的无机相变材料放热，低温循环工质吸热；当进入相变储能箱的低温循环工质的温度高于23℃时，低温循环工质放热，将多余的热量储存在相变储能箱中，为二级热泵提供恒定的热源。此外，在一级热泵除霜期间，相变储能箱为一级热泵提供低温热源，使系统实现高效除霜，保障了系统的稳定性。

③二级热泵的工作原理为蒸发器中的制冷剂吸收低温循环工质的热量，形成低温低压的气体；低温低压的气态制冷剂进入压缩机压缩，形成高温高压气体，高温高压的气态制冷剂通过冷凝器放热，将热量传递给用户末端的循环水，使循环水温度升高至60℃左右，冷凝后的高温高压液态制冷剂经过节流阀节流，形成低温低压的气液混合体，气液混合体再次回到蒸发器中吸热，如此往复循环。

④一级热泵（空气源热泵）除霜模式原理为当一级热泵中蒸发器翅片温度小于0℃、环境湿度大于70%时，须要对蒸发器进行除霜，此时，转换空气源热泵中的四通换向阀，使空气源热泵中蒸发器与冷凝器的工作过程相反，空气源热泵所需热量由相变储能箱提供，即储能除霜。

2 实验平台建设

本文实验台搭建在山西省临汾市，测试时间为山西省最冷月（12月）。其中，建筑供暖包括两部分，一部分为建筑办公室供暖，另一部分为生活热水供暖，实际供暖负荷为建筑供暖负荷与生活热水供暖负荷的总和。实验中，建筑供暖面积为20 000 m2，建筑供暖负荷为1 104 kW，24 h不间断供暖，冬季室内设计温度为20℃，室外计算温度为-20℃。

2.1 实验设备选型

①一级热泵主要零部件包括汉钟压缩机公司生产的型号为RC2-1020A的螺杆压缩机、采用管翅式换热器的蒸发器、采用板翅式换热器的冷凝器和艾默生制冷公司生产的型号为EX8-U21的电子膨胀阀。本文采用R410a作为空气源热泵的制冷剂。制冷剂的蒸发温度为-20℃、冷凝温度为25℃，一级热泵的额定输入功率为118.5 kW。

②相变储能箱选择常州海卡热泵有限公司生产的相变温度为23℃，型号为EST63-160的小温差高效相变储能箱，额定储能量为160 kW·h。其中，相变材料为氧化石墨/复合Na2SO4·10H2O，相变焓为216.5 J/g。

③二级热泵的主要零部件包括比泽尔制冷设备有限公司生产的型号为CSH9593-300Y的半封闭整体式螺杆压缩机、采用卧式壳管式换热器的冷凝器、干式蒸发器和艾默生制冷有限公司生产的型号为EX8-U21的电子膨胀阀。二级热泵所用的制冷剂为R134a。制冷剂的蒸发温度为20℃、冷凝温度为60℃，二级热泵的额定输入功率为195 kW。

④实验测试仪表包括常州金艾联电子科技有限公司生产的型号为JK-16U，精度为0.5%的多路温度巡检仪、中环天仪公司生产的型号为LWY-25C，精度为0.35%的涡轮流量计、永诺电器生产的型号为YN194E-2SY，电压与电流精度为0.5级，功率精度为1.0级的多功能电力仪表和常州海卡太阳能热泵有限公司生产的型号为CD0652的二级热泵机组控制器。

2.2 实验步骤及平台搭建

（1）实验台的安装与布置

将相变储能箱和二级热泵的主机建立在原有机房内，并以模块机组的方式放置；将一级热泵放置在室外。设备连接完成后，通过充入氮气检查机组连接的气密性，确保气密性良好后，分别向一级热泵和二级热泵中注入制冷剂R410a和R134a，分别向相变储能箱回路和末端管路中注入低温循环工质和自来水，充注完成后进行保温工作。

（2）实验测试仪器的布置及相关参数的检测

测试点布置如图2所示。首先，将测试仪表安装在相应的测试点；然后，对相关参数进行检测。测量参数主要有环境温度Tair，一级热泵中包括一级热泵进/出液温度Tai/Tao，压缩机输入功率Wa；相变储能箱进/出液温度Tsi/Tso；二级热泵中包括蒸发器进/出口处制冷剂温度Twi/Two，冷凝器进/出口处制冷剂温度Tli/Tlo，压缩机输入功率Ww；用户末端供/回水温度To/Ti；载冷剂流量q。

图2 测试点布置图Fig.2 Test point layout

3 实验结果及其分析

3.1 实验数据处理

本文主要研究空气源相变储能复合热泵系统的可行性和性能效果。系统的得热量Q和供暖瞬时性能系数COP的计算式分别为

式 中:cp为 末 端 循 环 水 的 比 热 容，J/（kg·℃）；W为系统净功率，kW；qm为末端循环水流量，kg/s。

3.2 实验结果及其分析

实验测试时间为12月10-20日。实验分析时，选取了实验测试10 d中温度最低的一天，即12日8:00-13日8:00的实验数据进行分析。图3为12日8:00-13日8:00的环境温度随时间的变化情况。

图3 环境温度随时间的变化情况Fig.3 Changes in ambient temperature over time

由图3可知，最低气温出现在13日6:00，为-17.3℃，最高气温出现在12日15:30，为0.2℃，测量温度满足空气源热泵最低蒸发温度-20℃的要求。

图4为8:00-次日8:00，一级热泵进/出液温 度（Tai/Tao）和 相 变 储 能 箱 进/出 液 温 度（Tsi/Tso）随时间的变化情况。由图可知，一级热泵和相变储能箱的进/出液温度，在较短时间基本达到了稳定状态。由 图4（a）可以看出，8:40左右，一级热泵进液温度达到14℃左右，出液温度达到23℃，之后进/出液温度基本保持稳定。由图4（b）可以看出，在8:30-12:00和4:00-7:30，相变储能箱进液温度明显高于出液温度，这是因为这两个时间段相变储能材料发生相变储能，储能时长约为7 h，其余时间段，相变储能箱进/出液温度基本相等。此外，由于低温循环工质通过一级热泵中的冷凝器流入相变储能箱时，存在不可逆损失，因此，一级热泵出液温度略大于相变储能箱进液温度。当相变储能箱进液温度高于相变材料的相变点时，系统将多余的热量释放，并储存在相变储能箱中，因此，相变储能箱进液温度高于出液温度。

图4 一级热泵进/出液温度(Tai/Tao)和相变储能箱进/出液温度(Tsi/Tso)随时间的变化情况Fig.4 The change of the inlet or outlet temperature（Tai/Tao）of the first-stage heat pump and the inlet or outlet temperature（Tsi/Tso）of the phase change storage tank over time

由图4可知，即使在夜间，当一级热泵进液温度约为13℃时，出液温度和相变储能箱进/出液温度基本可维持在24℃左右，且虽有变化但都在一定范围内小幅度波动。另外，在11:30，15:30，21:00，1:00，4:00和6:20左 右，一 级 热 泵 出液温度和相变储能箱进液温度骤降，这是因为在该时刻一级热泵进行了除霜模式，每次除霜10 min，由于昼夜温差较大，因此，白天除霜2次、夜间除霜4次。在除霜期间，一级热泵中蒸发器与冷凝器工作原理相反，因此，一级热泵不能为二级热泵提供低温热源，此时，相变储能箱放热，代替一级热泵为二级热泵提供低温热源，从而保障系统持续、稳定、高效地运行。

图5为12日8:00-13日8:00，二级热泵中主要部件进/出口处制冷剂的温度随时间的变化情况。

图5 二级热泵中主要部件进/出口处制冷剂的温度随时间的变化情况Fig.5 The change of the temperature of the refrigerant at the inlet or outlet of the main components of the two-stage heat pump over time

由图5（a）可知，实验初期，二级热泵中蒸发器出口处和冷凝器出口处制冷剂温度曲线斜率较大，这是由于此时实验装置处于暖机状态，导致二级热泵中蒸发器出口处和冷凝器出口处制冷剂温度快速上升，曲线斜率较大。另外，由于制冷剂先在蒸发器中吸热，而后进入冷凝器放热，因此，冷凝器出口处制冷剂温度达到稳定的时间晚于蒸发器。

由图5还可以看出，系统整体运行较为稳定。从12日9:00左右-13日8:00，各部件进/出口处制冷剂的温度基本保持稳定。二级热泵中蒸发器进/出口处制冷剂的温度分别稳定在15℃和24℃左右，冷凝器进/出口处制冷剂的温度分别稳定在60℃和30℃左右。

图6为12日8:00-13日8:00，一级热泵、二级热泵中压缩机的输入功率（Wa/Ww）及供暖末端供/回水温度（To/Ti）随时间的变化情况。

图6 一级热泵、二级热泵中压缩机的输入功率(Wa/Ww)及供暖末端供/回水温度(To/Ti)随时间的变化情况Fig.6 Changes in the input power（Wa/Ww）of the compressor in the primary heat pump and secondary heat pump and the temperature of the supply and return water（To/Ti）at the heating terminal over time

由 图6（a）可 知，实 验 初 期，末 端 供/回 水 温 度的曲线斜率较大，这是由于热量的传递需要一定时间，且在12日8:00-9:00，末端建筑负荷较大、换热温差大，导致末端供/回水温度快速上升、曲线斜率较大。12日9:00之后，系统运行趋于稳定，一级热泵中压缩机输入功率稳定在118 kW左右，二级热泵中压缩机输入功率稳定在195.4 kW左右，末端的供/回水温度分别保持在58℃和28℃左右。与图5二级热泵中冷凝器进/出口处制冷剂温度对比发现，冷凝器换热温差始终保持在30℃左右，这反映了冷凝器换热效果良好，系统运行稳定、持续且高效，本文设计的系统能够为用户末端持续供应高温热水。而对于普通喷气增焓空气源热泵而言，当蒸发温度为-15～-20℃时，喷气增焓空气源热泵只能使末端水温达到40℃左右，即喷气增焓空气源热泵制热效果有限，不能满足通过暖气片采暖的用户的需求。

图7为12日8:00-13日8:00，系统瞬时得热量Q与性能系数COP随时间的变化情况。

图7 系统瞬时得热量Q与瞬时性能系数COP随时间的变化情况Fig.7 The instantaneous heat gain Q and the instantaneous performance coefficient COP of the system change with time

由 图7（a）可 知，12日8:00-9:00，系 统 得 热量与COP值逐渐减小，曲线呈现出下降的趋势，这是由于实验初期系统末端负荷较大，系统换热量大导致的。随着时间的推移，系统所需得热量逐渐减小，最终在9:00左右趋于稳定。9:00之后系统的瞬时得热量维持在760～840 kW。

通 过 对 比 图7（b）和 图7（a）发 现，图7（b）中系统瞬时得热量的平均值高于图7（a），这是因为夜间建筑负荷大于白天，且在7:00-8:00，环境温度较低，末端换热量增大，因此，该时段系统瞬时得热量升高。本文系统在北方地区极寒天气（-20℃）下运行时，能通过两级热泵升温为用户末端提供60℃左右的热水，还能使系统全天的COP值基本维持在2.6左右。通过对比发现，在低温环境下运行时，本文系统的性能优于喷气增焓空气源热泵。如文献[13]中，在严寒地区对喷气增焓空气源热泵供暖系统进行实验研究发现，当房间温度达到19.56℃，室外温度为-18℃时，机组的COP为1.55。

3.3 经济性分析

根据山西供暖时间为4个月，建筑供暖面积为20 000 m2，24 h不间断供暖的情况，计算得到各系统燃料用量，运行费用及碳排放量如表1所示。其中，煤、油、电和天然气的价格分别为0.9元/kg，6.5元/kg，0.5元/（kW·h）和2.2元/m3，对 应的标准煤折算系数分别为0.714 3 kgce/kg，1.457 1 kgce/kg，0.31 kgce/（kW·h）和1.33 kgce/m3，标 准煤CO2的排放系数为2.47。

表1 多种能源系统经济性分析汇总表Table 1 Summary table of economic analysis of multiple energy systems

由表1可知，本文系统的经济性和环保性优于传统供暖方式。本文系统的运行费用和CO2排放量只占燃煤锅炉的85.6%和66.9%，分别节省了14.4%和33.1%；只占燃油锅炉的27.6%和76.4%，分别节省了72.4%和23.6%；均占电锅炉的36%，节省了64%；只占燃气锅炉的83.8%和86%，分别节省了16.2%和14%。其中，燃气锅炉的煤耗量最少，电锅炉的煤耗量最多，本文系统的煤耗量分别占燃气锅炉的86%和电锅炉的36%。本文系统在满足供暖的需求下，各组成部分的初投资分别为一级热泵60万元、相变储能箱36.4万元、二级热泵28万元、管道及其他配套费用10.4万元，总计134.8万元。通过上述分析可知，传统供暖方式碳排放量较大，造成大气环境质量急剧下降，与我国环境友好的生态文明建设理念不符[14]。虽然本文系统的初投资费用高，但运行费用较低且环保效益较好。

空气源相变储能复合热泵系统的所有测试数据，是在一级热泵连续运行24 h的情况下得到的。而系统中相变储能箱先后共储能约7 h，此时未释放热能。设计工况下，当相变储能箱储能完成后，一级热泵回液温度大于14℃时，一级热泵停机，只须相变储能箱为二级热泵提供低温热源，即相变储能箱可以释放热能4 h以上。综上可知，在相变储能箱未释放热能，一级热泵连续运行时，本文系统的经济效益明显；当相变储能箱释放热能时，压缩机的输入功率减少，系统的经济性和节能性更为显著。

4 结论

针对目前北方供暖装置存在的问题，本文提出了一种空气源相变储能复合热泵系统，并通过实验研究与分析，得出如下结论。

①本文系统能够在环境温度为-20℃的条件下保持稳定的运行状态，全天的系统瞬时得热量大于建筑负荷，全天瞬时COP值能够保持在2.6左右，解决了空气源热泵在北方低温环境下，性能差、性能系数随着环境温度的下降而急速下降的问题。

②空气源热泵与相变储能技术联合运行时，相变储能箱既可以通过温度调节为二级热泵装置提供持续稳定的低温热源，还可以解决空气源热泵除霜期间能量供需的矛盾，且能在热量充裕时储存能量，减少热量的散失。

③与传统供暖模式相比，本文系统的经济性和环保性更好，同时，系统能够高效稳定地运行，适合在北方大幅度推广。