1  引言

 

  空氣源熱泵具有利用大氣中低品位能、冷熱共用同一系統利用效率高以及無污染等優點。這正是空氣源熱泵作為重要的節能性供熱空調設備能在長江中下游地區、中南地區、西南地區以及華南地區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的供熱特點的。但是, 隨著城市規模迅速擴大, 眾多新建的建筑物將難以依賴傳統的集中供熱;由于人們生活質量的提高, 對居住環境也提出新的要求, 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, 這些都是傳統的供熱方式無法實現的;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境污染問題也正面臨嚴峻的挑戰。盡管空氣源熱泵兼有制冷制熱、無污染、節能等優點, 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、性能指標和最佳節能控制條件進行分析討論。

 

  2  新型空氣源熱泵循環流程結構

 

  圖1 是為了實現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圖。該系統圖由高溫環路(帶H 字母)和低溫環路(帶L 字母)組成。

 

  這里的低溫環路和高溫環路是根據系統按復疊循環運行時冷凝溫度高的環路定義為高溫環路, 冷凝溫度低的環路定義為低溫環路。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, 僅高溫環路參與制冷循環, 高溫環路的閥門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膨脹裝置H4 節流后流向蒸發器H3 向用戶供冷, 制冷劑蒸氣經四通閥H2 流向壓縮機以完成一個循環過程。

 

  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, 可啟動低溫環路來提供不足部分制冷量。低溫環路的閥門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膨脹裝置L4 節流后流向蒸發器L3 供冷后變成蒸氣流向壓縮機, 從而完成一個低溫環路循環。

 

  2 .2  供熱工作過程

 

  在冬季室外氣溫較高條件下, 僅通過高溫環路即可提供用戶所需熱負荷。高溫環路的閥門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膨脹裝置H4 節流后流向蒸發器H5 , 在蒸發器中的制冷劑液體在蒸發過程中不斷向室外空氣吸收熱量后變成蒸氣經四通換向閥H2流向壓縮機以完成一個供熱循環過程。

 

  隨著環境溫度的降低, 室外空氣側蒸發溫度降低, 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, 顯然僅通過高溫環路已不足以提供用戶所需熱負荷,此時需啟動低溫環路來補充不足部分供熱量。與夏季不同的時, 低溫環路啟動后, 關閉閥門H8 , L8 , 板式換熱器HL 參與換熱。來自高溫環路室外蒸發器H5 的制冷劑蒸氣和來自低溫環路用戶側冷凝器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, 而低溫環路過冷度增加必將增加其制熱量。

 

  隨著環境溫度繼續降低, 熱泵供熱量會急劇下降, 系統COP 值顯著減少, 系統由單級循環轉向復疊循環運行。此時H5 和L3 已不參與系統熱交換,應關閉閥門H6 和L7 , 打開閥門H7 和L6 。低溫環路蒸發器L5 從外界環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。

 

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

 

  由于環路的相對獨立性, 整個系統控制簡單易行, 比如可通過斷續的啟停低溫環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, 為了盡可能節能, 必須設定從單級循環轉向復疊循環的最佳控制條件。在冬季供熱條件下, 室外蒸發器會產生結霜問題, 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節能具有重要意義。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法。該法對單級循環還是適用的, 卻不適用于復疊制熱循環, 應該研究適合于該循環的除霜方式。

 

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

 

  3 .2  模擬分析

 

  高溫環路壓縮機輸入功率3 .675kW, 壓縮機指示效率取0 .75 , 機械效率取0 .8 。低溫環路壓縮機輸入功率根據冬季用戶側最大熱負荷確定。制冷劑為R22 。根據前面的討論, 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:蒸發溫度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, 單級熱泵循環制熱量不斷減少,COP 值不斷降低。這是因為隨著蒸發溫度降低, 壓縮比不斷增大, 輸氣量減少, 還因蒸發溫度降低制冷劑蒸發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能。隨氣溫降低, 隨高溫環路冷凝溫度增加, 節能效果越顯著。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, 前者比后者節能15 .3 %左右, 冷凝溫度為65 ℃時, 前者比后者節能17 .4 %。從表1 還可知, 在冷凝溫度一定的條件下, 隨氣溫下降, 低溫環路壓縮機輸入功率較為穩定, 這不但增加系統運行的穩定性, 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方式運行最佳條件從模擬結果已知, 低溫環境下熱泵以復疊方式運行更節能, 為了使熱泵的運行處于總最佳節能狀態, 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COP 值顯著減少。在這種情況下, 盡管高低溫環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COP 值可能已大于了單級壓縮循環COP 值, 顯然, 如果繼續采用單級循環是不利于節能的。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, 之后應以復疊循環熱泵方式運行。不難得出, 當高溫環路COP 值小于或等于復疊循環COP 值時, 即可啟動復疊循環來提供用戶熱負荷。在提供相同熱負荷條件下, 單級熱泵的性能系數.

 

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

 

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

 

  5  結論

 

  提出采用單級循環與復疊循環相結合的空氣源熱泵。在室外氣溫很低條件下, 按復疊循環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。熱泵在在最佳節能控制條件下運行可實現最大限度節能。

 

  該系統不但使用于中小型熱泵, 如熱泵空調器或戶式中央空調, 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, 能實現在環境溫度為40 ℃～ -30 ℃范圍內對冷熱的要求, 溫度適用范圍寬, 工作性能穩定,控制調節簡單方便;能夠隨環境溫度的變化, 使系統COP 值總趨于較大值, 系統總是朝最有利于節能的趨勢工作。對解決我國北方寒冷地區的低溫適用和節能等問題具有重要指導意義。