武漢科技大學      劉秋新    郎倩珺

摘   要：本文提出一種基于太陽能-空氣源熱泵的冷、熱、熱水三聯供系統，通過合理的系統控制，可以實現制冷、供熱、供熱水、制冷兼供供熱水、供熱兼供熱水、利用熱水供熱、利用熱水除霜以及太陽能熱水器單獨運行等功能，實現一機多用，高效節能且節省空間。

關鍵詞：空氣源熱泵；太陽能；三聯供

0   引言

熱泵是一種利用少量電能驅動，把熱量從低品位能轉化成中高品位能的高效能源利用裝置^[1]。熱效率基本在300%以上^[2]，在暖通空調以及熱水領域的應用越來越廣泛。相比其他形式的熱泵，空氣源熱泵節能效果十分顯著，能效比一般都能保持在2至4之間，比常規空調系統節約能源40%以上,且節能效果明顯^[3][4]。但是，空氣源熱泵在運行過程中，也存在一些缺陷。作為公認的唯一可替代主要能源的可再生能源，太陽能來源豐富我國太陽能的輻射總量在3300MJ/(m²·a)-8400 MJ/(m²·a)之間，年太陽輻射照量超過5000MJ/m²以及年日照時數超過2200h的地區占我國國土總面積的2/3^[5][6][7]。

結合上訴問題，提出了一種基于太陽能-空氣源熱泵的冷、熱、熱水三聯供系統，通過數學建模和系統模擬，探究實現冷暖空調、空氣源熱泵熱水器、太陽能熱水器三機一體的能效。如圖1，系統主要由壓縮機、兩臺翅片式風冷換熱器（分別用作室內機和室外機）、套管式換熱器、四通換向閥、膨脹閥、儲熱水箱、混合水箱、循環水泵、太陽能集熱器等部件組成，通過自控系統控制各閥門的開啟和關閉使機組實現不同的功能。可實現如下功能：

單獨制冷；單獨供熱；單獨供熱水；制冷兼供熱水；供熱兼供熱水；制冷、太陽能供熱水獨立運行；利用熱水供熱；單獨供熱水模式下除霜；單獨供熱模式下除霜；供熱兼供生活熱水模式下除霜；太陽能熱水器。

1–壓縮機； 2–四通閥；3–電磁閥1；4–套管式換熱器；5–電磁閥2；6–室外機風冷換熱器；7–單向閥1；8–電磁閥3；9–儲液器；10–干燥過濾器；11–視液鏡；12–膨脹閥；13–電磁閥4；14–電磁閥5；15–單向閥2；
16–單向閥3；17–室內機風冷換熱器；18–電磁閥6；19–電磁閥7；20–氣液分離器；21–電動二通閥1；22–電動二通閥2；23–太陽能集熱器；24–循環水泵；25–電動二通閥3；26–電動二通閥4；27–混合水箱；28–接自來水；
29–接生活用水龍頭；30–電動二通閥5 ；31–電動二通閥6；32–電動二通閥7；33–熱水箱；34–電動二通閥8
圖1   太陽能-空氣源熱泵三聯供機組系統圖

1   模型的建立

1.1   Cleland簡化模型

Cleland模型^[8]將指數函數和多項式函數結合作為擬合函數，處于過冷區的流體按照不可壓縮流體進行處理。本文決定使用環保型二元近共沸混合制冷劑R401A。在對R401A進行物性參數擬合的時候，采用的參考物性參數來自文獻^[9]。

飽和蒸氣壓：

通過MATLAB進行數據擬合，最后得到式（1）中的系數，具體見表1。

表1   式1中的系數

1.2   壓縮機的數學模型

為了方便計算，簡化模型，對壓縮及建模的時候做如下假設：

（1）壓縮機是定頻的；

（2）忽略管路的壓力損失。

式中：T₁為壓縮機的吸氣溫度（K）；T₂為壓縮機的排氣溫度（K）；p_c為冷凝壓力（Pa）；p_e為蒸發壓力（Pa）；k為圧縮過程的多變指數。

1.3   冷凝器的數學模型

對冷凝器建模的時候做如下假設：

（1）冷凝器中管外空氣與管內制冷劑進行逆流換熱；

（2）冷凝器中管外空氣的流動看作是一維流動；

（3）冷凝器中管內制冷劑的流動視為一維均相流且制冷劑的壓力假定沿程不變；

（4）管壁的熱阻小到忽略不計。

空氣側的流動換熱方程：

式中：Q_a為空氣側的換熱量（W）；m_a為空氣的流量（kg/s）；h_a1為微元空氣的進口焓（J/kg）；h_a2為微元空氣的出口焓（J/kg）。

制冷劑側的流動換熱方程：

式中：Q_r為制冷劑側的換熱量（W）；m_r為制冷劑的流量（kg/s）；h_r1為微元制冷劑的進口焓（J/kg）；h_r2為微元制冷劑的出口焓（J/kg）。

1.4   套管式換熱器作為蒸發器時的數學模型

為方便建模，做如下假設：

（1）水與制冷劑在套管式換熱器中進行逆流換熱；

（2）制冷劑在內管中的流動視為一維均相流動；

（3）不考慮制冷劑在內管中的壓降；

（4）換熱器的管壁徑向溫度一致。

水側的流動換熱方程：

式中：Q_w為水側換熱量（W）；m_w為水的質量流量（kg/s）；cp為水的定壓比熱（J/(kg·K)）；t_w1為微元進口水溫（K）；t_w2為微元出口水溫（K）。

制冷劑側的流動換熱方程：

式中：Q_r為制冷劑側換熱量（W）；m_r為制冷劑的質量流量（kg/s）；h_r1為制冷劑的進口焓（J/kg）；h_r2為制冷劑的出口焓（J/kg）。
2   模擬結果

本文的模擬采用TRNSYS軟件進行模擬。由于系統中缺少熱力膨脹閥的有效計算模型，因此，在建模的時候利用其Assembly計算器模塊手動建立熱力膨脹閥的計算模型。

2.1   制冷模式的模擬
在對熱泵系統運行制冷模式的模擬的時候分兩種情況進行：冷凝溫度不變，改變蒸發溫度和蒸發溫度不變，改變冷凝溫度。

圖2~5是系統穩定運行冷凝溫度保持45℃不變，過熱度設為5℃、過冷度設為10℃時，蒸發壓力、排氣溫度、壓縮比和COP隨蒸發溫度的變化。從圖中可以看出蒸發壓力和COP都是隨著蒸發溫度的提高而升高的，當蒸發溫度從1℃上升到15℃時，蒸發壓力從0.824MPa上升到1.254MPa，系統的COP從3.5上升到5.72；而系統的排氣溫度和壓縮比則是隨著蒸發溫度的升高而降低的，當蒸發溫度從1℃上升到15℃時，排氣溫度從80.33℃降低到69.22℃，壓縮比從3.31降低到2.17。

圖2   蒸發壓力隨蒸發溫度的變化	圖3   排氣溫度隨蒸發溫度的變化
圖4   壓縮比隨蒸發溫度的變化	圖5   COP隨蒸發溫度的變化

圖6~9是系統穩定運行時蒸發溫度保持5℃不變，過熱度設為5℃、過冷度設為10℃時，系統的冷凝壓力、排氣溫度、壓縮比和COP隨冷凝溫度的變化。從圖中可以看出，當冷凝溫度從35℃上升到55℃的時候，系統的排氣溫度由61.14℃上升到92.39℃，冷凝壓力由2.138MPa上升到3.431MPa，壓縮比由2.29上升到3.28，而系統的COP由5.7降低到2.9。

圖6   排氣溫度隨冷凝溫度的變化	圖7   冷凝壓力隨冷凝溫度的變化
圖8   壓縮比隨冷凝溫度的變化	圖9   COP隨冷凝溫度的變化

由此可知，當以R410A為制冷劑運行制冷工況，蒸發溫度為5℃時，即使冷凝溫度高達55℃系統的COP仍然可以達到2.9，比JG/T 401 2013《空氣源三聯供機組》規定的2.6高出0.3。考慮到排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比等綜合因素都不宜偏高，再按照《空調器性能測試技術》中對于家用空調制冷系統設計性能參數的參考值設計制冷時蒸發溫度設為9℃，冷凝溫度設為45℃，過熱度取5℃，過冷度取10℃，那么系統在運行制冷模式時的COP將高達4.56，節能效果顯著。

2.2   制冷兼供熱水的模擬

夏季制冷兼供熱水的模擬針對蒸發溫度不變套管式換熱器溫度逐漸升高時系統的運行狀況，此時設置系統的蒸發溫度為5℃，過熱度為5℃，過冷度為15℃。系統的排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比、COP隨套管式換熱器進水溫度的變化見圖10~13所示。

圖10   排氣溫度隨套管式換熱器進水溫度的變化	圖11   冷凝壓力隨套管式換熱器進水溫度的變化
圖12   壓縮比隨套管式換熱器進水溫度的變化	圖13   COP隨套管式換熱器進水溫度的變化

從圖中可以看出當系統穩定運行時系統的排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比都是隨著套管式換熱器進水溫度的升高而升高的，系統的COP的變化趨勢相反。當水溫上升到45℃時，系統的綜合COP為8.87，此時是G/T 401  2013《空氣源三聯供機組》中三聯供機組的額定制冷量不大于50kW時系統供冷同時供生活熱水的綜合性能系數不得低于4.4的規定的兩倍多，而且此時壓縮機的排氣壓力為80.14℃，仍然在正常的溫度范圍內，但是此時的壓縮比已經達到了3.28，水溫繼續上升壓縮比必定會增大，會對制冷產生不良影響，為了兼顧制冷效果，此時將系統轉為制冷、供生活熱水獨立運行模式，由太陽能集熱器繼續提供加熱生活熱水的熱量。

2.3   供熱兼供熱水模式的模擬

在對供熱兼供熱水模式進行模擬時，系統的蒸發溫度設置為2℃，過熱度設置為5℃，過冷度設為10℃。系統的排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比、COP隨著套管式換熱器進水溫度的變化見圖14~17所示。

圖14   排氣溫度隨套管式換熱器進水溫度的變化	圖15   冷凝溫度隨套管式換熱器進水溫度的變化
圖16   壓縮比隨套管式換熱器進水溫度的變化	圖17   COP隨套管式換熱器進水溫度的變化

從圖中可以看出當系統穩定運行時系統的排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比都是隨著套管式換熱器進水溫度的升高而升高的，系統的COP的變化趨勢則相反。當水溫達到55℃時，系統的排氣溫度已經達到102.46℃，系統的COP降低至3.33，壓縮比達到了4.51，仍然比G/T 401 2013《空氣源三聯供機組》中三聯供機組的額定制冷量不大于50kW時系統供熱同時供生活熱水的綜合性能系數不得低于2.4的規定高出許多。當熱水溫度達到52℃時，壓縮機的排氣溫度達到了97.92℃，壓縮比為4.22，系統的COP為3.53。顯然冬季供熱的同時供生活熱水時，如果熱水的溫度設置的過高時將會導致系統的壓縮比和排氣溫度過高，因此，在冬季使用時，熱水的溫度不宜設置的過高。

3   結論

由于篇幅原因，本文只討論了制冷兼供熱水模擬、供熱兼供熱水模式、利用熱水供熱模式三種模式。

（1）研究可以發現，在進行制冷兼供熱水模擬、供熱兼供熱水模式、利用熱水供熱的時候，系統都能夠有效運行，當蒸發溫度不變，冷凝溫度升高時系統的排氣溫度、冷凝壓力、壓縮比都會升高，系統的COP則降低；當冷凝溫度不變，蒸發溫度升高時系統的排氣溫度、壓縮比降低，系統的蒸發壓力、COP隨升高。

（2）通過對比模擬的結論發現，想要提高系統的制冷性能，應該在合理的范圍內盡可能提高蒸發溫度；同時控制系統的冷凝溫度，使其不至于過高而影響系統的正常運行。

（3）冬季供熱兼供熱水模式運行時，熱水溫度不宜設置得過高，否則將導致系統的壓縮比、排氣溫度、冷凝壓力偏高。

參考文獻

[1] 孫源淵, 吳榮華, 孫春錦.各類熱泵研究應用現狀與進展[J]. 卷宗.2016(3).

[2] 陳新,白冰. 空氣源熱泵輔助加熱太陽能集中熱水系統的設計和應用[J]. 建筑節能,2011,10:40–42.

[3] 趙誠忠. 淺談熱泵技術在國內的發展[J]. 現代工業經濟和信息化,2016,12:51–54.

[4] 孟喆.淺談空氣源熱泵.中國高新技術企業, 2016,0(13);96–97.

[5] 蘇培莉,韋正范. 太陽能-空氣源熱泵-熱能回收熱水系統在HN公司辦公樓的應用研究[J]. 建筑節能,2015,01:52–54+61.

[6] 鄭素芬.太陽能輔助空氣源熱泵在生活熱水工程中的合理運用.城市建筑,2016,0(17);336–336.

[7] 李超,盧強,郭萌,趙勇. 空氣源熱泵+太陽能在熱水制備系統中的應用[J]. 建筑節能,2015,07:39–41+48.

[8] Cleland A C. Computer subroutines for rapid evaluation of refrigerant thermodynamic properties[J]. International Journal of Refrigeration, 1986, 9(6): 346–351.

[9] DuPont. Thermodynamic Properties of Suva 9100 Refrigerant（R410A）. DuPont Technical information, 1996.

備注：本文收錄于《建筑環境與能源》2019年7月刊總第23期。
版權歸論文作者所有,任何形式轉載請聯系作者。