1  引言

 

  空氣源熱泵具有利用大氣中低品位能、冷熱共用同一系統(tǒng)利用效率高以及無污染等優(yōu)點。這正是空氣源熱泵作為重要的節(jié)能性供熱空調(diào)設備能在長江中下游地區(qū)、中南地區(qū)、西南地區(qū)以及華南地區(qū)能得到廣泛使用的主要原因之一。長期以來, 我國北方冬季氣溫低、氣溫變化范圍大、采暖周期長, 所以集中供熱在過去還是比較適合北方地區(qū)的供熱特點的。但是, 隨著城市規(guī)模迅速擴大, 眾多新建的建筑物將難以依賴傳統(tǒng)的集中供熱;由于人們生活質量的提高, 對居住環(huán)境也提出新的要求, 比如夏季人們要求供冷, 冬季一些用戶要求提前供熱, 一些用戶卻要求推遲供熱, 甚至在春秋兩季人們對供冷供熱也提出了不同程度的要求, 這些都是傳統(tǒng)的供熱方式無法實現(xiàn)的;同時這種以燃煤為基礎的供暖方式所帶來的日益嚴重的環(huán)境污染問題也正面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。盡管空氣源熱泵兼有制冷制熱、無污染、節(jié)能等優(yōu)點, 能較大程度滿足用戶對冷熱要求, 尤其在我國北方水資源缺乏條件下, 作為傳統(tǒng)供熱的替代方式具有廣闊的前景, 但是, 在冬季因氣溫下降所引起的壓縮比增加, 效率急劇下降等問題尚待解決。基于此, 提出一種新型空氣源熱泵解決傳統(tǒng)的空氣源熱泵在北方冬季供熱所遇到的一系列問題, 并對其工作過程、性能指標和最佳節(jié)能控制條件進行分析討論。

 

  2  新型空氣源熱泵循環(huán)流程結構

 

  圖1 是為了實現(xiàn)能在我國北方冬季寒冷天氣條件下供熱的新型空氣源熱泵系統(tǒng)圖。該系統(tǒng)圖由高溫環(huán)路(帶H 字母)和低溫環(huán)路(帶L 字母)組成。

 

  這里的低溫環(huán)路和高溫環(huán)路是根據(jù)系統(tǒng)按復疊循環(huán)運行時冷凝溫度高的環(huán)路定義為高溫環(huán)路, 冷凝溫度低的環(huán)路定義為低溫環(huán)路。其中:H1 和L1 是壓縮機,H2 和L2 是四通換向閥, H4 和L4 是膨脹裝置,HL 是板式換熱器。在供熱條件下,H3 和L3 是冷凝器, 向用戶提供熱量,H5 和L5 是蒸發(fā)器向室外空氣中吸收熱量。

 

  2 .1  制冷工作過程

 

  夏季室外氣溫較低時, 僅高溫環(huán)路參與制冷循環(huán), 高溫環(huán)路的閥門H6 和H8 打開,H7 關閉。從壓縮機H1 排出的制冷劑過熱氣體經(jīng)四通換向閥H2流向冷凝器H5 , 與室外空氣進行熱交換后制冷劑液體經(jīng)膨脹裝置H4 節(jié)流后流向蒸發(fā)器H3 向用戶供冷, 制冷劑蒸氣經(jīng)四通閥H2 流向壓縮機以完成一個循環(huán)過程。

 

  隨著室外氣溫升高, 冷凝壓力增加, 壓縮比增大, 輸氣量減少, 高溫環(huán)路所提供制冷量減少, 同時由于室外氣溫升高, 用戶側所需冷負荷也會增加, 此時, 可啟動低溫環(huán)路來提供不足部分制冷量。低溫環(huán)路的閥門L7 和L8 打開,H6 關閉。從壓縮機L1排出的制冷劑過熱氣體經(jīng)四通換向閥L2 流向冷凝器L5 , 與室外空氣進行熱交換后制冷劑液體經(jīng)膨脹裝置L4 節(jié)流后流向蒸發(fā)器L3 供冷后變成蒸氣流向壓縮機, 從而完成一個低溫環(huán)路循環(huán)。

 

  2 .2  供熱工作過程

 

  在冬季室外氣溫較高條件下, 僅通過高溫環(huán)路即可提供用戶所需熱負荷。高溫環(huán)路的閥門H6 和H8 打開,H7 關閉。從壓縮機H1 排出的制冷劑過熱氣體經(jīng)四通換向閥H2 流向冷凝器H3 , 向用戶側供熱后的制冷劑液體經(jīng)膨脹裝置H4 節(jié)流后流向蒸發(fā)器H5 , 在蒸發(fā)器中的制冷劑液體在蒸發(fā)過程中不斷向室外空氣吸收熱量后變成蒸氣經(jīng)四通換向閥H2流向壓縮機以完成一個供熱循環(huán)過程。

 

  隨著環(huán)境溫度的降低, 室外空氣側蒸發(fā)溫度降低, 壓縮比增加, 輸氣量顯著減少, 熱泵制熱量減少,同時因氣溫降低也會使用戶側所需熱負荷增加, 顯然僅通過高溫環(huán)路已不足以提供用戶所需熱負荷,此時需啟動低溫環(huán)路來補充不足部分供熱量。與夏季不同的時, 低溫環(huán)路啟動后, 關閉閥門H8 , L8 , 板式換熱器HL 參與換熱。來自高溫環(huán)路室外蒸發(fā)器H5 的制冷劑蒸氣和來自低溫環(huán)路用戶側冷凝器L3的制冷劑液體在板式換熱器中進行熱交換后, 高溫環(huán)路的制冷劑蒸氣的過熱度增加, 這對防止壓縮機濕壓縮是有益的, 而低溫環(huán)路過冷度增加必將增加其制熱量。

 

  隨著環(huán)境溫度繼續(xù)降低, 熱泵供熱量會急劇下降, 系統(tǒng)COP 值顯著減少, 系統(tǒng)由單級循環(huán)轉向復疊循環(huán)運行。此時H5 和L3 已不參與系統(tǒng)熱交換,應關閉閥門H6 和L7 , 打開閥門H7 和L6 。低溫環(huán)路蒸發(fā)器L5 從外界環(huán)境中吸收熱量通過板式換熱器HL 進行熱交換后再通過H3 向用戶提供熱負荷。

 

  這樣就實現(xiàn)了在較低溫環(huán)境溫度條件下, 熱泵系統(tǒng)仍然能保持較高的供熱效率, 甚至在極低環(huán)境溫度條件下仍能繼續(xù)工作來提供用戶所需要的熱負荷。

 

  由于環(huán)路的相對獨立性, 整個系統(tǒng)控制簡單易行, 比如可通過斷續(xù)的啟停低溫環(huán)路壓縮機來達到用戶側所需冷負荷目的。同時在供熱條件下, 為了盡可能節(jié)能, 必須設定從單級循環(huán)轉向復疊循環(huán)的最佳控制條件。在冬季供熱條件下, 室外蒸發(fā)器會產(chǎn)生結霜問題, 這不但會削弱空氣側換熱, 而且增加空氣的流動阻力。選擇正確的除霜方法對系統(tǒng)節(jié)能具有重要意義。測試表明, 在冬季因除霜所耗能量占總能耗的10 %, 而且有近30 %的動作是多余的。目前在熱泵中常用的除霜方法是逆向循環(huán)法。該法對單級循環(huán)還是適用的, 卻不適用于復疊制熱循環(huán), 應該研究適合于該循環(huán)的除霜方式。

 

  3  新型空氣源熱泵制冷制熱循環(huán)性能模擬分析圖2 是新型空氣源熱泵制冷制熱循壓焓示意圖。高溫環(huán)路的循環(huán)過程為H5 ※H1 ※H2 ※H3 ※H5 , 低溫環(huán)路的循環(huán)過程L5 ※L1 ※L2 ※L3 ※L5 , ■T表示系統(tǒng)以復疊循環(huán)方式運行時冷凝蒸發(fā)器中低溫環(huán)路的冷凝溫度(又稱中間溫度)和高溫環(huán)路的蒸發(fā)溫度之差。冷凝蒸發(fā)器兩側制冷劑的傳熱溫差為5～ 8 ℃。中間溫度(Tm)依據(jù)高溫環(huán)路和低溫環(huán)路壓縮比大致相等的原則來確定。

 

  3 .2  模擬分析

 

  高溫環(huán)路壓縮機輸入功率3 .675kW, 壓縮機指示效率取0 .75 , 機械效率取0 .8 。低溫環(huán)路壓縮機輸入功率根據(jù)冬季用戶側最大熱負荷確定。制冷劑為R22 。根據(jù)前面的討論, 熱泵在制冷工況下在南方和北方都是普遍適用的, 而且因北方夏季氣溫低于南方, 相同熱泵在北方運行的制冷量和COP 值比南方偏大, 壓縮比偏小;在此僅計算在夏季標準工況下熱泵的性能指標;由于冬季南北氣溫差異較大, 這導致熱泵的性能指標存在顯著不同, 因此選擇我國冬季氣溫呈梯度分布的5 個城市廣州、武漢、濟南、太原和哈爾濱來進行分析。

 

  夏季熱泵標準制冷工況參數(shù):蒸發(fā)溫度7 .2 ℃,冷凝溫度54 .4 ℃, 壓縮機吸氣溫度18 .3 ℃, 過冷溫度46 .1℃;夏季室外空氣干球溫度35 .0 ℃, 濕球溫度24.01 ℃。經(jīng)計算可得:熱泵在標準工況下的制冷量為10 .00kW, 熱泵在標準工況下的COP 值為2.72。

 

  在冷凝溫度為55 ℃, 過冷度為5 ℃條件下, 根據(jù)以下6 個城市的冬季供熱計算溫度, 分別模擬計算了單級熱泵和新型熱泵的COP 值, 結果如表1 。

 

  從表1 可知, 在冷凝溫度不變條件下, 隨室外氣溫降低, 單級熱泵循環(huán)制熱量不斷減少,COP 值不斷降低。這是因為隨著蒸發(fā)溫度降低, 壓縮比不斷增大, 輸氣量減少, 還因蒸發(fā)溫度降低制冷劑蒸發(fā)所吸收氣化潛熱減少的緣故;同時, 壓縮比增加, 排氣溫度升高, 使壓縮機長時間在高溫下運行, 對壓縮機是非常不利的。當室外溫度低于-10 ℃后, 壓縮比已接近8 限制, 室外溫度低于-15 ℃后, 排氣溫度已超過130 ℃限制。

 

  在室外氣溫較低時, 熱泵由單級轉向復疊循環(huán)模式運行, 熱泵的壓縮比和排氣溫度大大減少, 而且隨氣溫降低, 效果越明顯, 甚至在氣溫為-29 ℃時,壓縮比僅為4 .5 左右, 約為單級1 4 , 排氣溫度也只有114 ℃, 低于130 ℃限制。

 

  可見, 新型熱泵對解決單級熱泵所遇到的壓縮比過大、排氣溫度過高是十分有利的。

 

  新型熱泵不但可解決供熱不足問題, 而且比單級熱泵更節(jié)能。隨氣溫降低, 隨高溫環(huán)路冷凝溫度增加, 節(jié)能效果越顯著。比如, 在氣溫為-29 ℃、壓縮機輸入功率均為7 .53kW 條件下, 冷凝溫度為55 ℃時, 前者比后者節(jié)能15 .3 %左右, 冷凝溫度為65 ℃時, 前者比后者節(jié)能17 .4 %。從表1 還可知, 在冷凝溫度一定的條件下, 隨氣溫下降, 低溫環(huán)路壓縮機輸入功率較為穩(wěn)定, 這不但增加系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性, 而且壓縮機控制也變得容易。

 

  4  新型熱泵由單級轉向復疊循環(huán)方式運行最佳條件從模擬結果已知, 低溫環(huán)境下熱泵以復疊方式運行更節(jié)能, 為了使熱泵的運行處于總最佳節(jié)能狀態(tài), 故應分析熱泵由單級運行轉向復疊運行的最佳控制點。隨著隨室外氣溫降低, 熱泵供熱量會急劇下降, 系統(tǒng)COP 值顯著減少。在這種情況下, 盡管高低溫環(huán)路所提供的總制熱量還足以提供用戶所需熱負荷, 但此時應考慮能量利用效率問題, 因為復疊循環(huán)COP 值可能已大于了單級壓縮循環(huán)COP 值, 顯然, 如果繼續(xù)采用單級循環(huán)是不利于節(jié)能的。也就是說, 當熱泵COP 值尚未降低到圖3 所示的性能曲線交點值時, 熱泵應以單級熱泵方式運行, 之后應以復疊循環(huán)熱泵方式運行。不難得出, 當高溫環(huán)路COP 值小于或等于復疊循環(huán)COP 值時, 即可啟動復疊循環(huán)來提供用戶熱負荷。在提供相同熱負荷條件下, 單級熱泵的性能系數(shù).

 

  在壓縮機輸入功率(指高低溫環(huán)路壓縮機輸入功率總和)一定的條件下, 對高溫環(huán)路的每一冷凝溫度值, 總有唯一確定的最佳節(jié)能室外氣溫值以實現(xiàn)系統(tǒng)節(jié)能最大。也就是說, 最佳節(jié)能室外氣溫值是單級循環(huán)和復疊循環(huán)的分界點, 當室外氣溫高于該值時以單級循環(huán)運行, 反之, 以復疊循環(huán)運行。反過來, 對于每一確定室外溫度, 總有唯一確定的最佳節(jié)能冷凝溫度值(高溫環(huán)路)。如圖反映了高溫環(huán)路的每一冷凝溫度和最佳節(jié)能室外氣溫值的變化關系。

 

  比如, 在輸入總功率為條件下, 高溫環(huán)路冷凝溫度為40 ℃時, 最佳節(jié)能室外氣溫值為-2 ℃, 可控制系統(tǒng)當氣溫高于-2 ℃以單級熱泵運行, 低于-2 ℃以復疊循環(huán)方式運行。

 

  5  結論

 

  提出采用單級循環(huán)與復疊循環(huán)相結合的空氣源熱泵。在室外氣溫很低條件下, 按復疊循環(huán)方式制熱仍能達到壓縮比小, 排氣溫度低, 制熱量高要求。

 

  在低溫條件下, 以復疊循環(huán)方式運行比單級運行的能量利用效率更高。熱泵在在最佳節(jié)能控制條件下運行可實現(xiàn)最大限度節(jié)能。

 

  該系統(tǒng)不但使用于中小型熱泵, 如熱泵空調(diào)器或戶式中央空調(diào), 而且適用于大型的空氣源熱泵機組, 特別是大型熱泵機組通常設有備用機組, 這將大大減少初投資。

 

  新型熱泵不但能滿足在正常工況下用戶對冷熱的要求, 而且還能滿足夏季酷熱冬季嚴寒條件下對冷熱要求, 能實現(xiàn)在環(huán)境溫度為40 ℃～ -30 ℃范圍內(nèi)對冷熱的要求, 溫度適用范圍寬, 工作性能穩(wěn)定,控制調(diào)節(jié)簡單方便;能夠隨環(huán)境溫度的變化, 使系統(tǒng)COP 值總趨于較大值, 系統(tǒng)總是朝最有利于節(jié)能的趨勢工作。對解決我國北方寒冷地區(qū)的低溫適用和節(jié)能等問題具有重要指導意義。