馮 榮， 趙星辰， 孟 欣， 方俊飛

（1. 陜西理工大學 機械工程學院， 陜西 漢中 723001； 2. 陜西省工業(yè)自動化重點實驗室， 陜西 漢中723001）

0 前言

近年來， 學者們基于冷卻塔逆用吸熱技術(shù)設(shè)計出了熱源塔熱泵系統(tǒng)。 熱源塔熱泵系統(tǒng)以空氣作為冷、熱源，在制熱工況下，采用低冰點的防凍工質(zhì)從熱源塔中吸取空氣的低溫熱量；然后，將工質(zhì)輸送至熱泵機組的蒸發(fā)器中釋放熱量；最后，利用熱泵循環(huán)產(chǎn)生高溫熱量，供用戶使用。 夏季，熱源塔熱泵系統(tǒng)以“冷水機組+冷卻塔”模式為用戶提供冷量。 由于熱源塔熱泵系統(tǒng)能夠克服蒸發(fā)器的結(jié)霜問題，并且不會受到地質(zhì)條件的約束，因此受到廣泛關(guān)注[1]～[4]。

目前，對于熱源塔熱泵系統(tǒng)的研究，主要集中在熱源塔內(nèi)的熱質(zhì)傳遞規(guī)律及其影響因素上。Tan在標準冷卻塔Merkel 方程的基礎(chǔ)上，建立了開式逆流熱源塔內(nèi)熱質(zhì)交換的基本數(shù)學模型， 模擬結(jié)果表明， 該模型能夠可靠地評估逆流熱源塔的換熱性能[5]。Zhang 以溫度和含濕量差作為傳熱和傳質(zhì)的驅(qū)動力， 建立了熱質(zhì)傳遞過程的簡化分析模型， 發(fā)現(xiàn)進水溫度和水氣比對熱源塔吸熱量和吸熱效率影響很大[6]。 Song 通過實驗研究了以丙三醇為循環(huán)工質(zhì)的閉式熱源塔的吸熱性能， 得到了該熱源塔的傳熱傳質(zhì)的關(guān)聯(lián)式[7]。 文先太基于POPPE 理論建立了叉流塔傳熱傳質(zhì)模型，模擬結(jié)果表明， 叉流熱源塔潛熱百分比隨著進口溶液溫度的升高而下降[8]。 賀志明建立了防霜工況下逆流閉式能源塔的數(shù)學模型，模擬結(jié)果表明，該工況下塔內(nèi)空氣的焓值呈線性分布[9]。 孟慶山測試了冬季南京地區(qū)開式能源塔熱泵機組的運行性能。研究發(fā)現(xiàn)， 該熱泵機組的制熱量隨著空氣濕球溫度的降低而明顯減小[10]。

1 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)

圖1 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖Fig.1 The configuration of the closed-type heating tower system and measuring point layout

圖1 為閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖。 由圖1 可知，閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)主要由閉式熱源塔、熱泵機組以及相關(guān)的管道、閥門組成。閉式熱源塔從上到下依次為軸流風機、噴淋裝置、翅片管換熱器、出風口、噴淋池和噴淋泵。其中，軸流風機的額定功率為2.2 kW； 翅片管換熱器的幾何尺寸為860 mm×870 mm×400 mm，翅片間距為3 mm。 冬季， 當空氣流經(jīng)翅片管換熱器時， 溫度會逐漸降低，密度會逐漸增大，因此，軸流風機的風向設(shè)置為從上向下。同時，為了強化防凍溶液與空氣之間的換熱強度，在閉式熱源塔翅片管換熱器中，防凍溶液的流動方向為從下向上， 與空氣形成逆流換熱。 熱泵機組主要由壓縮機、板式換熱器、殼管式換熱器、換向閥以及節(jié)流閥組成。 其中，壓縮機的排氣量為17.2 m3/h， 板式換熱器和殼管式換熱器的換熱面積分別為2.34 m2和3.56 m2， 制冷劑為R22。 板式換熱器為蒸發(fā)器，并通過管道、防凍液循環(huán)泵與閉式熱源塔的翅片管蒸發(fā)器相連接，為了保證循環(huán)通暢， 在防凍液循環(huán)泵的入口處安裝了膨脹水箱，同時選用冰點為-15 ℃、體積分數(shù)為30%的乙二醇防凍水溶液作為循環(huán)工質(zhì) （以下簡稱為防凍溶液），以保證運行過程不結(jié)冰，防凍溶液循環(huán)泵的額定功率為1.5 kW。 殼管式換熱器為冷凝器，末端循環(huán)工質(zhì)（以下簡稱為供熱工質(zhì)）為水。

2 實驗

2.1 實驗原理

本文建立閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的熱平衡方程，以研究其制熱性能。閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)中主要存在以下能量轉(zhuǎn)換與傳遞環(huán)節(jié)： 閉式熱源塔中翅片管換熱器內(nèi)的低溫防凍溶液吸收由軸流風機輸送來的空氣的熱量， 并在蒸發(fā)器內(nèi)將熱量傳遞至制冷劑；然后，在壓縮機的作用下，制冷劑溫度繼續(xù)升高； 最后， 在冷凝器中放出熱量供用戶使用。

閉式熱源塔從空氣中吸收的熱量（熱源塔吸熱功率） 與蒸發(fā)器中制冷劑的吸熱量相等， 記為Qe。 Qe的計算式為

式中：c1為防凍溶液的比熱容，kJ/（kg·℃）；L1為防凍溶液的體積流量，m3/s；ρ1為防凍溶液的密度，kg/m3；T2為防凍溶液流出熱源塔（流進蒸發(fā)器）時的溫度，℃；T1為防凍溶液流出蒸發(fā)器 （流進熱源塔）時的溫度，℃。

冷凝器向末端釋放制熱功率Qc的計算式為

式中：c2為水的比熱容，取4.2 kJ/（kg·℃）；L2為水的體積流量，m3/s；ρ2為水的密度， 取1 000 kg/m3；T4為冷凝器出口水溫，℃；T3為冷凝器進口水溫，℃。

（3）完善天然氣分布式能源天然氣價格優(yōu)惠機制。單獨核定天然氣分布式能源天然氣價格?！蛾P(guān)于發(fā)展天然氣分布式能源的指導意見》中指出“在確定分布式能源氣價時要體現(xiàn)天然氣分布式能源削峰填谷的特點，給予價格折讓”。但是，天然氣供應(yīng)具有很強壟斷性，企業(yè)間的相互協(xié)調(diào)離不開政府的監(jiān)督和指導。上海已經(jīng)制定天然氣分布式能源優(yōu)惠價格、長沙提出供氣單位應(yīng)給予天然氣分布式能源價格折讓。四川省是天然氣產(chǎn)氣大省，建議政府相關(guān)部門充分考慮天然氣分布式能源的對電網(wǎng)和天然氣的雙重調(diào)峰功能，制訂政策，進一步對天然氣價格進行折讓，并可實施夏季調(diào)峰氣價。以促進天然氣消費，支持天然氣分布式能源的發(fā)展。

采用性能系數(shù) （Coefficient of Performance，COP） 和系統(tǒng)能效比 （System Energy Efficiency Ratio，SEER） 分別對熱源塔熱泵機組和閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的經(jīng)濟性進行評價。 COP 和SEER 的計算式分別為

式中：Ec，Ef，Ep分別為壓縮機、軸流風機和防凍液循環(huán)泵的耗電功率，kW。

由能量守恒原理可知， 熱泵機組蒸發(fā)器的吸熱量與壓縮機的耗功量之和應(yīng)等于冷凝器放熱量，因此，可用式（5）對實驗結(jié)果進行能量平衡誤差分析。

式中：η 為相對誤差。

為了簡化計算過程，作如下假設(shè)：①整個閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)管路熱損失和熱媒蒸發(fā)損失忽略不計；②兩種熱媒密度和比熱容的變化忽略不計；③軸流風機和防凍溶液循環(huán)泵工作時的耗電量不變， 且為實際運行頻率與額定頻率的比值與額定功率的乘積。

2.2 實驗方法與過程

由圖1 還可看出： 在蒸發(fā)器出口與熱源塔進口之間的管道， 熱源塔出口與蒸發(fā)器進口之間的管道以及冷凝器進、出口的管道上，均安裝了測量防凍溶液和供熱工質(zhì)（水）的溫度傳感器，分別記為T1，T2，T3和T4， 這4 個傳感器均為Pt100 溫度傳感器，量程均為-50～100 ℃，測量精度均為±0.1℃； 在熱源塔出口與蒸發(fā)器進口之間的管道和冷凝器出口的管道上均安裝了測量防凍溶液和水的體積流量的傳感器，分別記為L1，L2，這2 個傳感器均為渦輪電磁流量計， 量程均為0.5～10 m3/h，測量精度均為±1%； 在閉式熱源塔上部進風口處安裝了測量環(huán)境溫度和濕度的傳感器， 分別記為Ta，Rh。其中，環(huán)境溫度傳感器的相關(guān)參數(shù)與T1～T4相同；環(huán)境濕度傳感器的量程為0～100%，測量精度為±2%。此外，本文采用三相功率變送器測量壓縮機的實時耗電量，記為Ec，量程為0～10 kW，測量精度為±0.5%。 所有數(shù)據(jù)由Agilent349702 數(shù)據(jù)采集儀自動采集并記錄，采集時間間隔為10 s。本文的測試時段有2 個， 分別為2020 年1 月6 日0：00-6：00 和2020 年1 月17 日0：00-6：00。 在第2 個測試時段中， 給防凍溶液循環(huán)泵和熱源塔軸流風機分別配備了變頻器， 并且運行頻率均調(diào)整至35 Hz。 第一個測試時段為陰雨天氣；第二個測試時段為晴天。

3 實驗結(jié)果與討論

3.1 環(huán)境參數(shù)

圖2 為2 次測試時段內(nèi)， 環(huán)境的溫度和相對濕度隨時間的變化情況。 圖中：Ta，a，Ta，b分別為第1，2 測試時段的環(huán)境溫度；Rha，Rhb分別為第1，2測試時段的空氣相對濕度。

圖2 2 次測試時段內(nèi)，環(huán)境的溫度和相對濕度隨時間的變化情況Fig.2 Changes of air temperature and relative humidity in two test periods

由圖2 可知，在第1 測試時段內(nèi)，環(huán)境溫度為5.1～5.4 ℃，環(huán)境相對濕度為92.1%～94.5%，變化幅度均較小。由于熱源塔在工作過程中，不僅能夠吸收環(huán)境空氣中的顯熱， 還能夠吸收環(huán)境空氣中水蒸氣凝結(jié)過程的相變潛熱，因此，該天氣條件有利于熱源塔的吸熱；在第2 測試時段內(nèi)，環(huán)境溫度較低，并由2.5 ℃持續(xù)下降至0.1 ℃，最低環(huán)境溫度僅比文獻[11]規(guī)定的漢中地區(qū)冬季采暖計算溫度（-0.1 ℃）高出0.2 ℃。 此外，環(huán)境相對濕度也低于第1 測試時段，為80.4～89.5%。

3.2 防凍溶液和供熱工質(zhì)的流量與溫度

圖3 為2 次測試時段內(nèi)， 防凍溶液的流量及其進、出口溫度隨時間的變化情況。 圖中：L1，a，L1，b分別為第1，2測試時段，防 凍溶液 的流量；T1，a，T1，b分別為第1，2 測試時段， 防凍溶液流進熱源塔的溫度；T2，a，T2，b分別為第1，2 測試時段， 防凍溶液流出熱源塔的溫度。

圖3 2 次測試時段內(nèi)，防凍溶液的流量及其進、出口溫度隨時間的變化情況Fig.3 Changes of flow rate and inlet and outlet temperature of antifreeze solution in two test periods

由圖3 可知，在第1 測試時段內(nèi)，防凍溶液的流量在2.9 m3/h 附近有輕微波動， 由于環(huán)境溫度變化較小， 在防凍溶液循環(huán)泵和風機運行參數(shù)一定的情況下，防凍溶液的進、出口溫度也僅有輕微波動，進、出口平均溫差為3 ℃；在第2 測試時段內(nèi)，由于防凍溶液的運行頻率降低，防凍溶液流量隨之降低至2.75 m3/h 左右，而防凍溶液進、出口溫度均隨著環(huán)境溫度的下降而下降，進、出口平均溫差也有所降低，為2.8 ℃。

圖4 2 次測試時段內(nèi)，供熱工質(zhì)的流量及其進、出口溫度隨時間的變化情況Fig.4 Changes of flow rate and inlet and outlet temperature for heating in two test periods

圖4 為2 次測試時段內(nèi)， 供熱工質(zhì)的流量及其進、出口溫度隨時間的變化情況。 圖中：L2，a，L2，b分別為第1，2 測試時段，供熱工質(zhì)的流量；T3，a，T3，b分別為第1，2 測試時段，供熱工質(zhì)回水溫度；T4，a，T4，b分別為第1，2 測試時段，供熱工質(zhì)回水溫度。

由圖4 可知，在第2 測試時段內(nèi)，供熱工質(zhì)流量略有增加。 受末端用戶需熱量和熱泵機組運行情況的綜合影響，2 個時段內(nèi)，供熱工質(zhì)出口溫度（供熱溫度）均有所變化，供熱溫度分別為46.7～47.1 ℃和43.0～45.1 ℃，進、出口平均溫差分別為3.9，3.6 ℃。

3.3 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)吸熱功率、 制熱功率和壓縮機耗電功率

在本文的2 個測試時段內(nèi)， 防凍溶液的溫度為-9～2.5 ℃，在此條件下，乙二醇溶液的比熱容和密度僅減小了1%[12]。 為了簡化計算，防凍溶液比熱容取3.589 kJ/（kg·℃），密度取1 050 kg/m3。

圖5 為2 次測試時段內(nèi)， 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)制熱功率（以下簡稱為系統(tǒng)制熱功率）、熱源塔吸熱功率和壓縮機耗電功率隨時間的變化情況。圖中：Qc，a，Qc，b分別為第1，2 測試時段的系統(tǒng)制熱功率；Qe，a，Qe，b分別為第1，2 測試時段的熱源塔吸熱功率；Ec，a，Ec，b分別為第1，2 測試時段的壓縮機耗電功率。

圖5 2 次測試時段內(nèi)，系統(tǒng)制熱功率、熱源塔吸熱功率和壓縮機耗電功率隨時間的變化情況Fig.5 Changes of heating capacity，heating absorption and power consumption in two test periods

由圖5 可知，在第1 測試時段內(nèi)，熱源塔吸熱功率和系統(tǒng)制熱功率均有輕微波動， 系統(tǒng)的最低制熱功率高于13 kW。在第2 測試時段內(nèi)，熱源塔吸熱功率和系統(tǒng)制熱功率均小于第1 測試時段，且均隨著環(huán)境溫度的降低而降低。 在最低環(huán)境溫度（0.1 ℃）時，系統(tǒng)制熱功率為11.4 kW，同時，由于防凍溶液溫度降低必然會導致熱泵機組蒸發(fā)溫度隨之下降，在相同冷凝溫度的情況下，會增加壓縮機的耗電功率。 由于第2 測試時段內(nèi)的供熱溫度低于第1 測試時段， 使得第2 測試時段的壓縮機耗電功率略低于第1 測試時段， 表明供熱溫度對壓縮機耗電量影響較大，因此，在實際應(yīng)用中，應(yīng)在保證熱舒適度的情況下，避免供熱溫度過高。此外，測試期間，從底部流進熱源塔的防凍溶液溫度持續(xù)低于0 ℃，因此，不斷有液滴從翅片管換熱器滴入噴淋池內(nèi)， 但未發(fā)現(xiàn)翅片管換熱器有明顯的結(jié)霜現(xiàn)象， 一方面可能是由于盡管空氣中水蒸氣被凝結(jié)成液體， 但在從上而下的強大風力的驅(qū)動下，使得凝結(jié)的液體沒有來得及結(jié)霜就被吹落；另一方面由于防凍溶液和翅片表面溫度不夠低，導致結(jié)霜效果有限。

圖6 為2 次測試時段內(nèi)， 熱泵機組能量平衡相對誤差隨時間的變化情況。

圖6 2 次測試時段內(nèi)，熱泵機組能量平衡相對誤差隨時間的變化情況Fig.6 Changes of relative error of energy balance in two test periods

由圖6 可知， 由于壓縮機的耗電量沒有全部轉(zhuǎn)化為功， 當連接熱泵機組主要部件的銅管暴露在空氣中時，熱損失和熱媒物性會發(fā)生變化，測量儀器也存在誤差， 導致壓縮機耗電量與熱源塔吸熱量之和并不等于冷凝器放熱量， 但熱泵機組能量平衡相對誤差未超過10%，表明本文的實驗結(jié)果誤差在合理范圍之內(nèi)。

3.4 熱泵機組COP 和閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)SEER

圖7 為2 次測試時段內(nèi)，熱泵機組COP 和閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的SEER （以下簡稱為系統(tǒng)SEER）隨時間的變化情況。

由圖7 可知， 在第1 測試時段內(nèi)， 熱泵機組COP 為2.8～2.9； 在第2 測試時段內(nèi)， 熱泵機組COP 為2.85～2.7，整體上低于第1 測試時段，這是由于在該時段內(nèi)， 雖然系統(tǒng)制熱量和壓縮機耗電量均降低了，但隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制熱量的降低幅度更大，導致熱泵機組COP 降低了。

圖7 兩次測試時段內(nèi)，熱泵機組COP 和系統(tǒng)SEER隨時間的變化情況Fig.7 Changes of COP of heat pump unit and SEER of the heat pump system in two test periods

由圖7 還可看出， 在第1 測試時段內(nèi)， 系統(tǒng)SEER 約為1.6；在第2 測試時段內(nèi)，系統(tǒng)SEER 為1.7～1.8，高于第1 測試時段，這是由于在第2 測試時段內(nèi)， 降低了防凍溶液循環(huán)泵和熱源塔風機的運行頻率， 使得閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的耗電量減小了，因此，系統(tǒng)SEER 升高了，這說明該閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)中防凍溶液循環(huán)泵和熱源塔風機選型過大。

4 結(jié)論

本文在2 次測試時段內(nèi)， 對1 個小型閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的各項性能進行了實驗研究， 分析結(jié)果如下。

①當環(huán)境溫度為5.1～5.4 ℃，環(huán)境相對濕度為92.1～94.5%時， 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的供熱溫度高于46.7 ℃， 制熱功率高于13 kW 且波動較小，熱泵機組COP 平均為2.86。

②當環(huán)境溫度為2.5～0.1 ℃，環(huán)境相對濕度為80.4～89.5%時， 閉式熱源塔熱泵系統(tǒng)的供熱溫度高于43 ℃， 制熱量隨環(huán)境溫度的降低而減小，在最低環(huán)境溫度時，制熱功率為11.4 kW，熱泵機組COP 最低為2.64。

實驗結(jié)果表明， 可以利用熱源塔熱泵系統(tǒng)對陜南及氣候相近地區(qū)的建筑進行供暖。將來，應(yīng)在不影響熱源塔內(nèi)防凍溶液與空氣換熱的情況下，優(yōu)化防凍溶液循環(huán)泵和熱源塔風機的運行策略，以進一步提高系統(tǒng)的經(jīng)濟性。