低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統供熱與蓄熱特性研究

胡文舉，胡鵬程，邵正日，常默寧，楊靈艷

（1.北京建筑大學供熱、供燃氣、通風及空調工程北京市重點實驗室，北京 100044；2.營口理工學院機械與動力工程學院，遼寧營口 115000；3.中國建筑科學研究院有限公司，北京 100013）

0 引言

太陽能與空氣源熱泵互補供熱的方案主要有兩種，分別為太陽能-空氣源熱泵聯合供熱和以太陽能為低位熱源的空氣源熱泵供熱。聯合供熱方案須要太陽能集熱溫度與建筑用熱溫度相匹配、太陽能與空氣源熱泵供熱互補。王亮、武曉偉、魏澤輝和祝彩霞對太陽能與空氣源熱泵聯合供熱進行研究，研究結果表明，通過優化、匹配系統的運行和控制模式可以有效提高系統能效，降低系統運行費用[1]～[4]。與聯合供熱方案相比，將太陽能作為空氣源熱泵低位熱源的供熱方案具有太陽能集熱溫度低、集熱溫度范圍寬的優點，因而備受學者關注。陳忠梅和Liu Y通過研究太陽能作為空氣源熱泵輔助低位熱源時的供熱方式、性能影響因素、調控方法發現，以太陽能作為空氣源熱泵低位熱源有助于提高空氣源熱泵的供熱能力和性能，在低溫工況下的效果尤其顯著[5]，[6]。李蓉提出一種太陽能空氣換熱器，并對基于該換熱器的空氣源熱泵性能進行研究，得到了換熱器的最優長寬比[7]。為克服太陽能不穩定的缺點，曲德虎、倪龍和葉佳雨研究了一種基于6～9℃相變蓄能材料的太陽能輔助空氣源熱泵系統，研究結果表明，該系統的靈活性、制熱性能和穩定性優于常規熱泵，其中，系統的核心設備-相變蓄能換熱器的結構、工質參數是影響該系統性能和特性的重要因素[8]～[10]。閆澤濱提出了一套太陽能相變蓄熱型空氣源熱泵復合供熱系統，通過實驗發現，該系統有效提高了空氣源熱泵的供暖性能和可靠性[11]。水是一種性能優良的蓄熱材料。近年來，以水為低溫相變材料的熱泵技術受到學者關注，研究表明以水為熱泵低溫相變蓄能材料是可行的，且太陽能集熱器集熱效率較高[12]～[15]。

本文提出一種以水為相變蓄能材料的低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統，并在結冰釋熱和融冰蓄熱運行模式下，對該系統的供熱與蓄熱特性進行了實驗研究。

1 系統原理和實驗臺搭建

1.1 低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統原理

我國北方寒冷與嚴寒地區，日夜溫差較大。因此，一些地區雖然日間氣溫適宜空氣源熱泵運行，但夜間氣溫較低，導致熱泵能效低，制熱量不能滿足供熱需求。以北京地區為例，對供暖季各溫度段的小時數進行統計，結果如表1所示。

表1 北京地區供暖季各溫度區間的小時數Table 1 Hours of each temperature interval in heating season in Beijing

由表1可知：低于0℃的時間共計1 532 h，其中夜間小時數占比為79.5%；低于-5℃的時間共計583 h，其中夜間小時數占比為86.8%。這意味著提高空氣源熱泵夜間運行能效很重要。

為解決空氣源熱泵夜間運行能效低的問題，本文提出低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統，該系統結構如圖1所示。

圖1 低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統結構圖Fig.1 low temperature solar energy assisted air source heat pump（SEAASHP）and its heating schematic

低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統主要由壓縮機、四通閥、室內側空氣換熱器、熱力膨脹閥、室外側空氣換熱器、低溫相變蓄能換熱器、太陽能集熱器組成。本文系統運行原理：太陽能集熱器日間集取的太陽能，通過蓄熱循環熱水輸送至低溫相變蓄能換熱器來實現相變蓄熱；當夜間室外空氣溫度較低時，來自熱力膨脹閥的低溫制冷劑不再流經室外側空氣換熱器，而是直接經電磁三通閥進入低溫相變蓄能換熱器，完成蒸發吸熱過程。低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統的優點：①可以實現夜間室外空氣低溫時段熱泵的高效運行；②太陽能集熱器可在低溫條件下進行集熱，太陽能集熱器的集熱效率較高；③太陽能與空氣能互補，提高了供熱的可靠性。對于低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統，合適的相變蓄能材料與合理的相變蓄能換熱器結構是保證系統高效、穩定運行的關鍵。目前，常用的低溫相變蓄能材料及其熱物性參數如表2所示。

表2 低溫相變蓄能材料及其熱物性參數Table 2 Low temperature phase change material（PCM）and its thermophysical parameters

由表2可知，水的相變溫度較低，但其具有相變潛熱大、密度高、導熱系數大、不失效、容易獲取、無毒、無污染、無腐蝕等優點。因此，本文選定水作為低溫相變蓄能材料。此外，為強化相變蓄能材料側的傳熱性能，并使之適應多種運行模式，本文設計了一種翅片管式相變蓄能換熱器（以下簡稱為相變蓄能換熱器）。相變蓄能換熱器中制冷劑與載冷劑的換熱銅管交叉排布，翅片間隙內充注相變蓄能材料（水）。相變蓄能換熱器結構圖與實物圖如圖2所示，結構參數如表3所示。

表3 相變蓄能換熱器結構參數Table 3 Structural parameters of PCM based heat exchanger

1.2 實驗臺搭建

圖3為結冰釋熱與融冰蓄熱運行模式下，低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統特性實驗原理與測點布置圖。

圖3 低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統特性實驗原理與測點布置圖Fig.3 Principle of SEAASHP based on low temperature thermal energy storage and the experimental measurement points

實驗用壓縮機的額定制冷量為2 480 W，額定功率為735 W。實驗時，選用恒溫水浴模擬太陽能集熱器。實驗臺布置的溫度測點共計18個，其中，6個分別置于壓縮機吸、排氣管口和相變蓄能換熱器的制冷劑、載冷劑（2路）管進出口；另外12個分別置于相變蓄能換熱器內距底部5，10 cm和15 cm的平面上（分別記為A平面、B平面、C平面）。用于測溫的熱電偶的精度為±0.1℃；壓縮機吸、排氣壓力采用2個精度為0.5級、量程為0～2.5 MPa的壓力傳感器測量；相變蓄能換熱器蓄熱循環熱水的流量采用精度為1.5級、量程為60～600 L/h的流量計測量；壓縮機功率采用精度為±（0.4%讀數+0.1%量程）的功率計測量。實驗時，相變蓄能換熱器內總充水量為0.18 m3，熱泵的室內側空氣換熱器置于溫度為20℃的房間內。結冰釋熱運行模式實驗時，相變蓄能換熱器內初始水溫約為10℃。融冰蓄熱運行模式實驗時，先使熱泵在相同室內工況下以結冰釋熱模式運行，當相變蓄能換熱器內水溫和壓縮機特征參數達到預定值時，再進行融冰蓄熱實驗。本文開展了蓄熱循環熱水的供水溫度分別為6，12℃和18℃，流量分別為200，320 L/h和430 L/h，共9種工況的融冰蓄熱實驗。

2 實驗結果分析

2.1 結冰釋熱運行模式下熱泵供熱性能與特性

2.1.1相變蓄能換熱器內水溫隨時間的變化

圖4為結冰釋熱運行模式下，相變蓄能換熱器內水溫隨時間的變化情況。

圖4 相變蓄能換熱器內水溫隨時間的變化情況Fig.4 The water temperature in the PCM based heat exchanger changes with time

由圖4可知，實驗初始60 min，相變蓄能換熱器內測點水溫快速降至0℃，這是因為該時段相變蓄能換熱器內的水以釋放顯熱為主。此外，該時段各測點降溫速度基本一致，這表明相變蓄能換熱器具有良好的換熱性能。60 min后，相變蓄能換熱器各測點溫度變化緩慢（約為0℃），這表明相變蓄能換熱器進入潛熱釋熱階段。雖然潛熱釋熱過程中各平面上測點降溫速度不同，但變化規律類似。其中，A平面上的1，2測點在第100分鐘完成相變；3，4測點在第180分鐘完成相變。這是因為A平面距制冷劑入口最近，因此，最先完成結冰釋熱。A平面上4個測點完成相變后（此時相變蓄能換熱器內的水凝結為冰），冰溫逐漸降低，此時各測點進入顯熱釋熱階段。300 min左右時，A平面上的4個測點的溫度分別降至-2.454，-2.728，-2.347℃和-2.042℃，之后4個測點溫度迅速降低。這是因為冰的比熱容較小，導致測點降溫快。由圖4還可以看出：相變蓄能換熱器從下至上相變釋熱時間逐漸變長；B平面上的1，2，4測點在第180分鐘完成潛熱釋熱，但測點3至實驗結束仍未完成潛熱釋熱；C平面上的4個測點從第60分鐘開始潛熱釋熱，至實驗結束仍未完成潛熱釋熱。

2.1.2結冰釋熱運行模式下熱泵動態特性

圖5為結冰釋熱運行模式下，壓縮機吸、排氣壓力隨時間的變化情況。

圖5 壓縮機的吸、排氣壓力隨時間的變化情況Fig.5 The discharge and suction pressure of compressor changes with time

由圖5可知，在實驗初始60 min內，壓縮機的吸、排氣壓力整體呈下降趨勢，且吸、排氣壓力波動較大。這是因為相變蓄能換熱器內水溫逐漸降低導致壓縮機吸、排氣壓力逐漸降低。同時，由于相變蓄能換熱器內的水存在自然對流，使得換熱器內水溫存在波動，導致壓縮機吸、排氣壓力發生波動。60 min后，相變蓄能換熱器進入結冰釋熱階段，壓縮機吸、排氣壓力分別由0.39，1.38 MPa緩慢降低至第300分鐘的0.377 5，1.36 MPa。從第290分鐘開始，壓縮機吸、排氣壓力迅速降低。這是由于相變蓄能換熱器內結冰率升高以及冰溫的迅速降低，使相變蓄能換熱器釋熱速率迅速降低導致的。

圖6為結冰釋熱運行模式下，壓縮機功率隨時間的變化情況。

圖6 壓縮機功率隨時間的變化情況Fig.6 The power consumption of compressor changes with time

由圖6可知，壓縮機功率的變化趨勢與壓縮機排氣壓力類似。在初始60 min的顯熱釋熱階段，壓縮機功率整體呈下降趨勢且具有波動性，平均值約為545 W。隨后，由于相變蓄能換熱器釋熱速度逐漸變小，導致壓縮機功率由540 W逐漸降低至第297分鐘的530 W。

2.1.3結冰釋熱運行模式熱泵性能分析

為分析在結冰釋熱運行模式下，相變蓄能換熱器和熱泵的性能，本文在結冰釋熱實驗結束后，向相變蓄能換熱器通入蓄熱循環熱水，使水溫恢復至實驗初始溫度。蓄熱循環熱水向相變蓄能換熱器釋放的熱量即為相變蓄能換熱器結冰釋熱量，其計算式為

式中：Qc為相變蓄能換熱器結冰釋熱量，kJ；Cw為蓄熱循環熱水的比熱容，kJ/（kg℃）；Mfw為蓄熱循環熱水的流量，kg/s；Tin為相變蓄能換熱器進口處蓄熱循環熱水的溫度，℃；Tout為相變蓄能換熱器出口處蓄熱循環熱水的溫度；Δt為蓄熱時間，s。

由于顯熱釋熱階段各測點溫度變化具有較好的一致性，假定相變蓄能換熱器內的水與換熱器具有相同的溫度，可得到相變蓄能換熱器和相變蓄能換熱器內的水的顯熱釋熱量的計算式分別為

式中：QHE為相變蓄能換熱器結冰釋放的顯熱量，kJ；CHE為相變蓄能換熱器比熱容，kJ/（kg·℃）；MHE為相變蓄能換熱器的質量，kg；Mw為相變蓄能換熱器內水的質量，kg/s；ΔTHE為相變蓄能換熱器顯熱釋熱前后溫差，℃；QW為顯熱釋熱階段相變蓄能換熱器內的水釋放的顯熱量，kJ。

相變蓄能換熱器內的水結冰時釋放的潛熱釋熱量QL的計算式為

壓縮機平均制熱性能系數COP的計算式為

式中：W為壓縮機耗功，kJ。

釋熱結束時，相變蓄能換熱器內水的結冰率φ的計算式為

式中：qL為相變蓄能換熱器內水的凝結潛熱，kJ/kg。

表4為相變釋熱過程能量組成與熱泵性能。由表可知，實驗結束時，相變蓄能換熱器內水的結冰率達到56.03%，壓縮機的平均性能系數為4.14。其中：潛熱供熱階段，壓縮機的平均性能系數為3.91；顯熱供熱階段，壓縮機的平均性能系數為5.057。這表明以水作為低溫相變蓄能材料時，通過合理設計相變蓄能換熱器與控制其內的結冰率可以實現熱泵的高效運行。

表4 相變釋熱過程能量組成與熱泵性能Table 4 Energy composition and heat pump performance in thermal energy release mode

2.2 相變蓄能換熱器融冰蓄熱特性分析

2.2.1相變蓄能材料的溫度隨時間的變化

融冰蓄熱實驗前，熱泵在相同工況下運行，直至結冰釋熱實驗結束，相變蓄能換熱器溫度和壓縮機的特征參數基本保持一致。因此，可認為相變蓄能換熱器各融冰蓄熱實驗的初始溫度相同，其結冰率均為56.03%。圖7為在融冰蓄熱運行模式下，蓄熱循環熱水的流量為430 L/h，供水溫度為12℃時，相變蓄能換熱器內各測點水溫隨時間的變化情況。

圖7 蓄熱循環熱水流量為430 L/h，供水溫度為12℃時，相變蓄能換熱器內各測點水溫隨時間的變化情況Fig.7 The water temperature in the PCM based heat exchanger changes with time when the circulating hot water flow rate is 430 L/h and the temperature is 12℃

由于蓄熱循環熱水自上而下依次流經C平面、B平面、A平面。因此，相變先從C平面開始。由圖7可知：C平面上的3，4測點快速完成融冰蓄熱后水溫逐漸上升，1，2測點分別在第15，20分鐘完成相變后，溫度逐漸升高；位于B平面上的4個測點分別于第25，35，42，65分鐘完成相變蓄熱后水溫逐漸升高；位于平面A上的4個測點分別于第65，75，82，100分鐘完成相變蓄熱后溫度迅速上升。至第170分鐘，12個測點的溫度約等于蓄熱循環熱水的供水溫度。與釋熱過程相比，相變蓄能換熱器蓄熱耗時較短。分析其主要原因：①冰的融化使相變蓄能換熱器內的水在換熱器內發生流動，強化了換熱；②融冰過程中，蓄熱循環熱水和冰間的溫差較大，強化了換熱。

2.2.2蓄熱水溫與流量對蓄熱速率的影響

圖8為蓄熱循環熱水的供水溫度為12℃，流量分別為200，320 L/h和430 L/h時，相變蓄能換熱器的蓄熱速率隨時間的變化情況。

圖8 相變蓄能換熱器的蓄熱速率隨著時間的變化情況Fig.8 The heat storage speed of PCM base heat exchanger changes with time when the circulating hot water temperature is 12℃

由圖8可知：蓄熱循環熱水的流量分別為200，320 L/h和430 L/h時，相變蓄能換熱器的平均潛熱蓄熱速率分別為2.38，3.83 kW和4.30 kW，潛熱釋熱結束后，顯熱蓄熱階段的平均蓄熱速率分別為0.89，1.05 kW和1.29 kW；蓄熱速率隨時間逐漸降低，蓄熱循環熱水的流量越大，蓄熱時間越短。這是因為蓄熱循環熱水流量的增加導致蓄熱循環熱水的出水溫度升高，蓄熱循環熱水與相變蓄能換熱器間的溫差變大。由圖8還可以看出，在潛熱蓄熱階段，隨著蓄熱循環熱水的流量的增加，蓄熱速率的增加量逐漸變小。這是因為相變蓄能換熱器出口處的水溫受入口水溫的限制，相變速率的增加速度隨蓄熱循環熱水流量的增加而變小。

圖9為潛熱蓄熱階段，蓄熱速率隨蓄熱循環熱水的供水溫度與流量的變化情況。

圖9 潛熱蓄熱階段，蓄熱速率隨蓄熱循環水的流量與供水溫度的變化情況Fig.9 The heat storage speed of PCM base heat exchanger changes with circulating hot water temperature and flow rate during latent heat storage stage

由圖9可知，蓄熱循環熱水的供水溫度是影響相變蓄熱器蓄熱速率的重要因素。蓄熱循環熱水的供水溫度為6℃時，將蓄熱循環熱水的流量由200 L/h增加至430 L/h時，可使相變蓄能換熱器的蓄熱速率由1.13 kW線性增加至1.925 kW。然而，當蓄熱循環熱水的供水溫度升高時，蓄熱量增加的速度隨蓄熱循環熱水流量的增大而減小，呈非線性。例如，將蓄熱循環熱水的供水溫度增加至18℃，當蓄熱循環熱水的流量由200 L/h增加至320 L/h時，蓄熱速率由3.86 kW增加至4.73 kW；當蓄熱循環熱水的流量由320 L/h增加至430 L/h時，蓄熱速率由4.73 kW增加至4.95 kW。蓄熱循環熱水的供水溫度與流量的乘積可表征輸入相變蓄能換熱器的能量。當該乘積低于0.333 3 kg·℃/s（蓄熱循環熱水的流量為200 L/h、供水溫度為6℃）時，蓄熱速率低于1.13 kW；當該乘積為0.533 3 kg·℃/s（蓄熱循環熱水的流量為320 L/h、供水溫度為6℃）時，蓄熱速率為1.623 kW，高于潛熱取熱速率（1.514 kW）。

由圖9還可以看出，蓄熱循環熱水的流量較低時，蓄熱速率隨蓄熱循環熱水供水溫度的升高近似呈線性增加。但當蓄熱循環熱水的流量增加時，蓄熱速率升高的速度隨蓄熱循環熱水供水溫度的增加而變小。由于蓄熱循環熱水的流量會影響輸送泵能耗，蓄熱循環熱水的供水溫度會影響太陽能集熱器效率。因此，應結合蓄熱輸送能耗與太陽能集熱效率對蓄熱循環熱水的供水溫度和流量進行優化。

2.2.3蓄熱水溫與流量對蓄熱量及蓄熱時間的影響

蓄熱循環熱水的供水溫度不同時，相變蓄能換熱器蓄熱量如圖10所示。

圖10 蓄熱循環熱水的供水溫度不同時，相變蓄能換熱器的蓄熱量Fig.10 The heat storage capacity of PCM base heat exchanger changes with circulating hot water temperature

由圖10可知，當蓄熱循環熱水的供水溫度從6℃分別升高至12，18℃時，相變蓄能換熱器內水的顯熱蓄熱量分別由4 021.27 kJ升高至8 408.1，12794.9kJ，顯熱量占比由15.6%分別升高至27.9%，37.1%；相變蓄能換熱器總蓄熱量由26 597.9 kJ升高至31 130.2，35 662.6 kJ，總蓄熱量分別提高了17.1%，34.1%。因此，增加蓄熱循環水供水溫度可以提高顯熱蓄熱量，同時提高了總蓄熱量。

蓄熱循環熱水的供水溫度、流量不同時，相變蓄能換熱器所需蓄熱時間如圖11所示。由圖可知，在蓄熱循環熱水的供水溫度為18℃工況下，蓄熱循環熱水的流量由430 L/h分別降低至320，200 L/h時，相變蓄能換熱器的蓄熱時間分別由162 min升高至192，254 min，分別增加了18.5%，56.8%。在蓄熱循環熱水的供水溫度為6℃工況下，蓄熱循環熱水的流量分別由430 L/h降低至320，200 L/h時，相變蓄能換熱器的蓄熱時間分別增加了39.5%，115.9%。因此，蓄熱循環熱水的供水溫度一定時，蓄熱循環熱水的流量越小，相變蓄能換熱器的蓄熱時間越長。在蓄熱循環熱水的流量為200 L/h工況下，將蓄熱循環熱水的供水溫度由6℃升高至12，18℃時，相變蓄能換熱器的蓄熱時間由475 min可分別減少至300，254 min，分別減少了36.8%，46.5%；在蓄熱循環熱水的流量為320 L/h工況下，蓄熱循環熱水的供水溫度由6℃分別升高至12，18℃時，相變蓄能換熱器的蓄熱時間可分別減少29.0%，37.5%；在蓄熱循環熱水的流量為430 L/h工況下，蓄熱循環熱水的供水溫度由6℃升高至12，18℃時，相變蓄能換熱器的蓄熱時間可分別減少20.5%，26.4%。因此，蓄熱循環熱水的供水溫度和流量是影響相變蓄能換熱器的蓄熱時間的重要因素，蓄熱循環熱水的供水溫度越低、流量越小，相變蓄能換熱器所需蓄熱時間越長。需要注意的是，對于冬季，蓄熱時間難以達到475 min。由圖11還可以看出，蓄熱循環熱水的流量一定時，隨著蓄熱循環熱水供水溫度的增加，相變蓄能換熱器潛熱蓄熱的時間比例逐漸減小。這是因為采用水作為相變蓄能材料時，蓄熱溫度越高，蓄熱循環熱水與冰點間的溫差越大，換熱量越大，相變蓄能換熱器的潛熱蓄熱時間占比變小。

圖11 不同蓄熱循環熱水的供水溫度、流量工況下，相變蓄能換熱器所需蓄熱時間Fig.11 The heat storage time of PCM base heat exchanger changes with heating water temperature and flow rate

3 結論

本文提出了以水為相變蓄能材料的低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統，并在結冰釋熱與融冰蓄熱運行模式下，對該系統的供熱與蓄熱特性進行了實驗研究。結果表明：

①結冰釋熱運行模式下，相變蓄能換熱器的結冰率達到56.03%時，壓縮機的平均性能系數為4.14，其中，潛熱供熱階段的平均性能系數為3.91。這表明以水作為低溫相變蓄能材料時，通過合理設計相變蓄能換熱器與控制其結冰率可以實現熱泵的高效運行；

②提高蓄熱循環熱水的流量有助于提高相變蓄能換熱器的蓄熱速度。提高蓄熱循環熱水的供水溫度有助于提高相變蓄能換熱器的蓄熱速率，增加蓄熱量。當蓄熱循環熱水的供水溫度較低時，相變蓄能換熱器的蓄熱速率隨蓄熱循環熱水流量的增加呈線性增加，但當蓄熱循環熱水的供水溫度升高時，相變蓄能換熱器蓄熱速率的增加速度隨蓄熱循環熱水流量的增加而變小。因此，應結合蓄熱輸送能耗與太陽能集熱效率對相變蓄能換熱器的結構進行優化；

③當蓄熱循環熱水的供水溫度與流量的乘積低于0.333 kg·℃/s時，相變蓄能換熱器所需的蓄熱時間較長，不適合在冬季日間蓄熱。本文的研究可為推動太陽能輔助空氣源熱泵在我國北方寒冷乃至嚴寒地區的應用推廣提供技術支持。