空氣源相變儲能復合熱泵系統的運行分析

范文英，蔣綠林，蔡寶瑞，施元慶，王彥龍，陳海飛

（常州大學 石油工程學院，江蘇 常州 213164）

0 引言

目前，中國面臨著能源消耗高、利用率低和能源短缺的嚴峻現狀[1]，[2]。根據我國對各個行業在社會能源總消耗占比的調查可知，建筑能耗約占總能源消耗的30%，而制冷和采暖所需能耗占建筑能耗的40%～50%[3]。因此，節約建筑能耗，特別是節約采暖和制冷方面的能耗尤其重要[4]。

大量化石能源的使用，對環境造成了嚴重的污染，因此，近年來國家大力推廣“煤改電”、節能減排等政策，使得清潔能源的利用率大幅度提升[5]。空氣能作為取之不盡的清潔能源，已被廣泛應用于供暖裝置。空氣源熱泵作為一種將低位能源轉化為高位能源，即將空氣能轉化為熱能的節能裝置，被國內外學者廣泛關注。王亮采用負荷頻率法，對高原地區空氣源熱泵供暖系統，及采用不同輔助熱源供暖的復合式系統的4種供暖方案的能耗和熱源利用效率，進行了對比研究發現，單純的空氣源熱泵在溫度極低時易受環境影響[6]。孟新巍提出了一種空氣源熱泵復合低谷電蓄能供暖系統，以最短的初投資回收期為研究目標，建立了該供暖系統的數學模型并進行模擬，模擬結果表明，熱泵的停機溫度越低，供暖系統的初投資越低[7]。張東提出了一種噴氣增焓空氣源熱泵系統，通過實驗發現，當環境溫度為-11.2℃時，熱泵COP為2.0左右[8]。楊松提出了一種低溫空氣源熱泵雙循環聯供系統，通過實驗發現，當環境溫度為-12℃、供暖出水溫度為41℃時，系統的COP為2.75[9]。Ibrahim通過Matlab仿真得知，與電加熱器相比，空氣源熱泵熱水器可減少溫室氣體排放，能源消耗節省69%～82%[10]。Kelly通過仿真實驗得出，在供熱量相同的條件下，空氣源熱泵CO2的排放量比燃氣鍋爐與純電加熱器分別減少了12%，55%[11]。通過上述研究發現，與傳統供暖設備相比，空氣源熱泵更加節能。但在北方使用暖氣片采暖的地區，噴氣增焓空氣源熱泵無法提供60℃以上的高溫熱水，即在低溫環境下制熱效果有限。此外，在嚴寒地區，空氣源熱泵中的蒸發器容易結霜，而常見的除霜方式存在除霜次數多，效率低和時間長等缺點。Dong J通過實驗發現，蓄熱除霜所需時間僅為逆循環除霜的40%[12]。

為解決北方無熱力管網和燃氣管網地區通過暖氣片采暖時，存在的供暖不足、能耗高以及環境溫度較低時不易除霜等問題，本文設計了一套空氣源相變儲能復合熱泵系統，該系統將低溫熱源空氣能與相變儲能技術相結合，通過兩級熱泵升溫為用戶末端供暖，并通過實驗研究分析了系統的性能、經濟性與可行性。

1 系統原理及其組成

圖1為空氣源相變儲能復合熱泵系統原理圖。空氣源相變儲能復合熱泵系統的工作原理:系統運行時，通過一級熱泵（空氣源熱泵）將低溫循環工質溫度提升至23℃左右；升溫后的循環工質通過相變儲能箱進行恒溫調節，在此過程中將循環工質中多余的熱量儲存在相變儲能箱中，為二級熱泵提供20℃左右的熱源；然后，二級熱泵將循環工質溫度提升至60℃以上，升溫后的循環工質將熱量傳遞給末端循環水，使循環水溫度升高至60℃左右；最后，系統將60℃的高溫循環水傳遞給用戶末端供用戶使用。

圖1 空氣源相變儲能復合熱泵系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of air source phase change energy storage composite heat pump system

①一級熱泵工作原理為制冷劑通過蒸發器從空氣中吸收熱量，形成低溫低壓的氣體，低溫低壓的氣態制冷劑進入壓縮機壓縮，形成高溫高壓氣體，高溫高壓的氣態制冷劑在冷凝器中放熱，將熱量傳遞給低溫循環工質，冷凝后的高溫高壓液態制冷劑經過節流閥節流，形成低溫低壓的氣液混合體，氣液混合體再次進入蒸發器吸熱，如此往復循環。

②相變儲能箱的工作原理為從一級熱泵冷凝器中吸熱升溫的低溫循環工質，經過閥門b進入相變儲能箱中進行恒溫調節。當進入相變儲能箱的低溫循環工質的溫度低于23℃時，相變儲能箱中的無機相變材料放熱，低溫循環工質吸熱；當進入相變儲能箱的低溫循環工質的溫度高于23℃時，低溫循環工質放熱，將多余的熱量儲存在相變儲能箱中，為二級熱泵提供恒定的熱源。此外，在一級熱泵除霜期間，相變儲能箱為一級熱泵提供低溫熱源，使系統實現高效除霜，保障了系統的穩定性。

③二級熱泵的工作原理為蒸發器中的制冷劑吸收低溫循環工質的熱量，形成低溫低壓的氣體；低溫低壓的氣態制冷劑進入壓縮機壓縮，形成高溫高壓氣體，高溫高壓的氣態制冷劑通過冷凝器放熱，將熱量傳遞給用戶末端的循環水，使循環水溫度升高至60℃左右，冷凝后的高溫高壓液態制冷劑經過節流閥節流，形成低溫低壓的氣液混合體，氣液混合體再次回到蒸發器中吸熱，如此往復循環。

④一級熱泵（空氣源熱泵）除霜模式原理為當一級熱泵中蒸發器翅片溫度小于0℃、環境濕度大于70%時，須要對蒸發器進行除霜，此時，轉換空氣源熱泵中的四通換向閥，使空氣源熱泵中蒸發器與冷凝器的工作過程相反，空氣源熱泵所需熱量由相變儲能箱提供，即儲能除霜。

2 實驗平臺建設

本文實驗臺搭建在山西省臨汾市，測試時間為山西省最冷月（12月）。其中，建筑供暖包括兩部分，一部分為建筑辦公室供暖，另一部分為生活熱水供暖，實際供暖負荷為建筑供暖負荷與生活熱水供暖負荷的總和。實驗中，建筑供暖面積為20 000 m2，建筑供暖負荷為1 104 kW，24 h不間斷供暖，冬季室內設計溫度為20℃，室外計算溫度為-20℃。

2.1 實驗設備選型

①一級熱泵主要零部件包括漢鐘壓縮機公司生產的型號為RC2-1020A的螺桿壓縮機、采用管翅式換熱器的蒸發器、采用板翅式換熱器的冷凝器和艾默生制冷公司生產的型號為EX8-U21的電子膨脹閥。本文采用R410a作為空氣源熱泵的制冷劑。制冷劑的蒸發溫度為-20℃、冷凝溫度為25℃，一級熱泵的額定輸入功率為118.5 kW。

②相變儲能箱選擇常州海卡熱泵有限公司生產的相變溫度為23℃，型號為EST63-160的小溫差高效相變儲能箱，額定儲能量為160 kW·h。其中，相變材料為氧化石墨/復合Na2SO4·10H2O，相變焓為216.5 J/g。

③二級熱泵的主要零部件包括比澤爾制冷設備有限公司生產的型號為CSH9593-300Y的半封閉整體式螺桿壓縮機、采用臥式殼管式換熱器的冷凝器、干式蒸發器和艾默生制冷有限公司生產的型號為EX8-U21的電子膨脹閥。二級熱泵所用的制冷劑為R134a。制冷劑的蒸發溫度為20℃、冷凝溫度為60℃，二級熱泵的額定輸入功率為195 kW。

④實驗測試儀表包括常州金艾聯電子科技有限公司生產的型號為JK-16U，精度為0.5%的多路溫度巡檢儀、中環天儀公司生產的型號為LWY-25C，精度為0.35%的渦輪流量計、永諾電器生產的型號為YN194E-2SY，電壓與電流精度為0.5級，功率精度為1.0級的多功能電力儀表和常州海卡太陽能熱泵有限公司生產的型號為CD0652的二級熱泵機組控制器。

2.2 實驗步驟及平臺搭建

（1）實驗臺的安裝與布置

將相變儲能箱和二級熱泵的主機建立在原有機房內，并以模塊機組的方式放置；將一級熱泵放置在室外。設備連接完成后，通過充入氮氣檢查機組連接的氣密性，確保氣密性良好后，分別向一級熱泵和二級熱泵中注入制冷劑R410a和R134a，分別向相變儲能箱回路和末端管路中注入低溫循環工質和自來水，充注完成后進行保溫工作。

（2）實驗測試儀器的布置及相關參數的檢測

測試點布置如圖2所示。首先，將測試儀表安裝在相應的測試點；然后，對相關參數進行檢測。測量參數主要有環境溫度Tair，一級熱泵中包括一級熱泵進/出液溫度Tai/Tao，壓縮機輸入功率Wa；相變儲能箱進/出液溫度Tsi/Tso；二級熱泵中包括蒸發器進/出口處制冷劑溫度Twi/Two，冷凝器進/出口處制冷劑溫度Tli/Tlo，壓縮機輸入功率Ww；用戶末端供/回水溫度To/Ti；載冷劑流量q。

圖2 測試點布置圖Fig.2 Test point layout

3 實驗結果及其分析

3.1 實驗數據處理

本文主要研究空氣源相變儲能復合熱泵系統的可行性和性能效果。系統的得熱量Q和供暖瞬時性能系數COP的計算式分別為

式 中:cp為 末 端 循 環 水 的 比 熱 容，J/（kg·℃）；W為系統凈功率，kW；qm為末端循環水流量，kg/s。

3.2 實驗結果及其分析

實驗測試時間為12月10-20日。實驗分析時，選取了實驗測試10 d中溫度最低的一天，即12日8:00-13日8:00的實驗數據進行分析。圖3為12日8:00-13日8:00的環境溫度隨時間的變化情況。

圖3 環境溫度隨時間的變化情況Fig.3 Changes in ambient temperature over time

由圖3可知，最低氣溫出現在13日6:00，為-17.3℃，最高氣溫出現在12日15:30，為0.2℃，測量溫度滿足空氣源熱泵最低蒸發溫度-20℃的要求。

圖4為8:00-次日8:00，一級熱泵進/出液溫 度（Tai/Tao）和 相 變 儲 能 箱 進/出 液 溫 度（Tsi/Tso）隨時間的變化情況。由圖可知，一級熱泵和相變儲能箱的進/出液溫度，在較短時間基本達到了穩定狀態。由 圖4（a）可以看出，8:40左右，一級熱泵進液溫度達到14℃左右，出液溫度達到23℃，之后進/出液溫度基本保持穩定。由圖4（b）可以看出，在8:30-12:00和4:00-7:30，相變儲能箱進液溫度明顯高于出液溫度，這是因為這兩個時間段相變儲能材料發生相變儲能，儲能時長約為7 h，其余時間段，相變儲能箱進/出液溫度基本相等。此外，由于低溫循環工質通過一級熱泵中的冷凝器流入相變儲能箱時，存在不可逆損失，因此，一級熱泵出液溫度略大于相變儲能箱進液溫度。當相變儲能箱進液溫度高于相變材料的相變點時，系統將多余的熱量釋放，并儲存在相變儲能箱中，因此，相變儲能箱進液溫度高于出液溫度。

圖4 一級熱泵進/出液溫度(Tai/Tao)和相變儲能箱進/出液溫度(Tsi/Tso)隨時間的變化情況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

由圖4可知，即使在夜間，當一級熱泵進液溫度約為13℃時，出液溫度和相變儲能箱進/出液溫度基本可維持在24℃左右，且雖有變化但都在一定范圍內小幅度波動。另外，在11:30，15:30，21:00，1:00，4:00和6:20左 右，一 級 熱 泵 出液溫度和相變儲能箱進液溫度驟降，這是因為在該時刻一級熱泵進行了除霜模式，每次除霜10 min，由于晝夜溫差較大，因此，白天除霜2次、夜間除霜4次。在除霜期間，一級熱泵中蒸發器與冷凝器工作原理相反，因此，一級熱泵不能為二級熱泵提供低溫熱源，此時，相變儲能箱放熱，代替一級熱泵為二級熱泵提供低溫熱源，從而保障系統持續、穩定、高效地運行。

圖5為12日8:00-13日8:00，二級熱泵中主要部件進/出口處制冷劑的溫度隨時間的變化情況。

圖5 二級熱泵中主要部件進/出口處制冷劑的溫度隨時間的變化情況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

由圖5（a）可知，實驗初期，二級熱泵中蒸發器出口處和冷凝器出口處制冷劑溫度曲線斜率較大，這是由于此時實驗裝置處于暖機狀態，導致二級熱泵中蒸發器出口處和冷凝器出口處制冷劑溫度快速上升，曲線斜率較大。另外，由于制冷劑先在蒸發器中吸熱，而后進入冷凝器放熱，因此，冷凝器出口處制冷劑溫度達到穩定的時間晚于蒸發器。

由圖5還可以看出，系統整體運行較為穩定。從12日9:00左右-13日8:00，各部件進/出口處制冷劑的溫度基本保持穩定。二級熱泵中蒸發器進/出口處制冷劑的溫度分別穩定在15℃和24℃左右，冷凝器進/出口處制冷劑的溫度分別穩定在60℃和30℃左右。

圖6為12日8:00-13日8:00，一級熱泵、二級熱泵中壓縮機的輸入功率（Wa/Ww）及供暖末端供/回水溫度（To/Ti）隨時間的變化情況。

圖6 一級熱泵、二級熱泵中壓縮機的輸入功率(Wa/Ww)及供暖末端供/回水溫度(To/Ti)隨時間的變化情況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 圖6（a）可 知，實 驗 初 期，末 端 供/回 水 溫 度的曲線斜率較大，這是由于熱量的傳遞需要一定時間，且在12日8:00-9:00，末端建筑負荷較大、換熱溫差大，導致末端供/回水溫度快速上升、曲線斜率較大。12日9:00之后，系統運行趨于穩定，一級熱泵中壓縮機輸入功率穩定在118 kW左右，二級熱泵中壓縮機輸入功率穩定在195.4 kW左右，末端的供/回水溫度分別保持在58℃和28℃左右。與圖5二級熱泵中冷凝器進/出口處制冷劑溫度對比發現，冷凝器換熱溫差始終保持在30℃左右，這反映了冷凝器換熱效果良好，系統運行穩定、持續且高效，本文設計的系統能夠為用戶末端持續供應高溫熱水。而對于普通噴氣增焓空氣源熱泵而言，當蒸發溫度為-15～-20℃時，噴氣增焓空氣源熱泵只能使末端水溫達到40℃左右，即噴氣增焓空氣源熱泵制熱效果有限，不能滿足通過暖氣片采暖的用戶的需求。

圖7為12日8:00-13日8:00，系統瞬時得熱量Q與性能系數COP隨時間的變化情況。

圖7 系統瞬時得熱量Q與瞬時性能系數COP隨時間的變化情況Fig.7 The instantaneous heat gain Q and the instantaneous performance coefficient COP of the system change with time

由 圖7（a）可 知，12日8:00-9:00，系 統 得 熱量與COP值逐漸減小，曲線呈現出下降的趨勢，這是由于實驗初期系統末端負荷較大，系統換熱量大導致的。隨著時間的推移，系統所需得熱量逐漸減小，最終在9:00左右趨于穩定。9:00之后系統的瞬時得熱量維持在760～840 kW。

通 過 對 比 圖7（b）和 圖7（a）發 現，圖7（b）中系統瞬時得熱量的平均值高于圖7（a），這是因為夜間建筑負荷大于白天，且在7:00-8:00，環境溫度較低，末端換熱量增大，因此，該時段系統瞬時得熱量升高。本文系統在北方地區極寒天氣（-20℃）下運行時，能通過兩級熱泵升溫為用戶末端提供60℃左右的熱水，還能使系統全天的COP值基本維持在2.6左右。通過對比發現，在低溫環境下運行時，本文系統的性能優于噴氣增焓空氣源熱泵。如文獻[13]中，在嚴寒地區對噴氣增焓空氣源熱泵供暖系統進行實驗研究發現，當房間溫度達到19.56℃，室外溫度為-18℃時，機組的COP為1.55。

3.3 經濟性分析

根據山西供暖時間為4個月，建筑供暖面積為20 000 m2，24 h不間斷供暖的情況，計算得到各系統燃料用量，運行費用及碳排放量如表1所示。其中，煤、油、電和天然氣的價格分別為0.9元/kg，6.5元/kg，0.5元/（kW·h）和2.2元/m3，對 應的標準煤折算系數分別為0.714 3 kgce/kg，1.457 1 kgce/kg，0.31 kgce/（kW·h）和1.33 kgce/m3，標 準煤CO2的排放系數為2.47。

表1 多種能源系統經濟性分析匯總表Table 1 Summary table of economic analysis of multiple energy systems

由表1可知，本文系統的經濟性和環保性優于傳統供暖方式。本文系統的運行費用和CO2排放量只占燃煤鍋爐的85.6%和66.9%，分別節省了14.4%和33.1%；只占燃油鍋爐的27.6%和76.4%，分別節省了72.4%和23.6%；均占電鍋爐的36%，節省了64%；只占燃氣鍋爐的83.8%和86%，分別節省了16.2%和14%。其中，燃氣鍋爐的煤耗量最少，電鍋爐的煤耗量最多，本文系統的煤耗量分別占燃氣鍋爐的86%和電鍋爐的36%。本文系統在滿足供暖的需求下，各組成部分的初投資分別為一級熱泵60萬元、相變儲能箱36.4萬元、二級熱泵28萬元、管道及其他配套費用10.4萬元，總計134.8萬元。通過上述分析可知，傳統供暖方式碳排放量較大，造成大氣環境質量急劇下降，與我國環境友好的生態文明建設理念不符[14]。雖然本文系統的初投資費用高，但運行費用較低且環保效益較好。

空氣源相變儲能復合熱泵系統的所有測試數據，是在一級熱泵連續運行24 h的情況下得到的。而系統中相變儲能箱先后共儲能約7 h，此時未釋放熱能。設計工況下，當相變儲能箱儲能完成后，一級熱泵回液溫度大于14℃時，一級熱泵停機，只須相變儲能箱為二級熱泵提供低溫熱源，即相變儲能箱可以釋放熱能4 h以上。綜上可知，在相變儲能箱未釋放熱能，一級熱泵連續運行時，本文系統的經濟效益明顯；當相變儲能箱釋放熱能時，壓縮機的輸入功率減少，系統的經濟性和節能性更為顯著。

4 結論

針對目前北方供暖裝置存在的問題，本文提出了一種空氣源相變儲能復合熱泵系統，并通過實驗研究與分析，得出如下結論。

①本文系統能夠在環境溫度為-20℃的條件下保持穩定的運行狀態，全天的系統瞬時得熱量大于建筑負荷，全天瞬時COP值能夠保持在2.6左右，解決了空氣源熱泵在北方低溫環境下，性能差、性能系數隨著環境溫度的下降而急速下降的問題。

②空氣源熱泵與相變儲能技術聯合運行時，相變儲能箱既可以通過溫度調節為二級熱泵裝置提供持續穩定的低溫熱源，還可以解決空氣源熱泵除霜期間能量供需的矛盾，且能在熱量充裕時儲存能量，減少熱量的散失。

③與傳統供暖模式相比，本文系統的經濟性和環保性更好，同時，系統能夠高效穩定地運行，適合在北方大幅度推廣。