王瑛瀅，傅德坤，陳明彪，宋文吉，馮自平,5

（1中國科學院廣州能源研究所；2中國科學院可再生能源重點實驗室；3廣東省新能源和可再生能源研究開發(fā)與應用重點實驗室，廣東廣州 510640；4中國科學院大學，北京 100049；5中國科學技術(shù)大學工程科學學院，安徽合肥 230026）

根據(jù)建筑熱工分區(qū)，夏熱冬冷地區(qū)屬于非集中供暖區(qū)域[1]。隨著人民生活水平的提高，對居住舒適性的要求越來越高，冬季熱需求明顯增大[2-3]。目前這些地區(qū)主要通過分散式供暖設備進行供暖，主要包括燃氣鍋爐和空氣源熱泵。但上述系統(tǒng)均存在一定的局限。隨著“煤改氣”清潔供暖的推進，天然氣的需求量大增。但2019 年我國天然氣對外依存度仍為45.2%[4]，因此供應的保障能力較弱。此外，天然氣管道鋪設成本高，并存在一定安全隱患，因此天然氣管網(wǎng)的覆蓋范圍較小，多集中于城市。而空氣源熱泵在冬冷地區(qū)運行時，由于低溫高濕的環(huán)境因素，室外盤管極易發(fā)生結(jié)霜。研究表明，空氣源熱泵在低溫高濕地區(qū)供暖時，系統(tǒng)日平均COP 約為2.0，在結(jié)霜工況下，系統(tǒng)性能僅為1.5左右[5]。因此，針對夏熱冬冷地區(qū)，急需高效清潔的供暖新方式。

有學者提出利用水發(fā)生凝固時釋放的相變潛熱進行供暖。哈爾濱工業(yè)大學的孫德興等[6]在國內(nèi)最早提出提取水的凝固熱進行清潔供暖，對刮削式提取凝固熱系統(tǒng)中的換熱裝置進行了研究。結(jié)果表明，入口水溫與管壁溫度越低、管徑與Re越小、管長越大，瞬時凝固當量換熱系數(shù)比越高。此外，天津商業(yè)大學的劉圣春等[7]通過實驗發(fā)現(xiàn)，與無預冷工作模式相比，小型刮片式冰漿制取裝置在預冷工況下，制冰機出口的出冰溫度明顯降低，成冰所需時間縮短，系統(tǒng)能效比EER 提高了近43%。Kauffeld 等[8]將冰漿制取系統(tǒng)與天然冷媒相結(jié)合，通過冰蓄冷將其應用于大型建筑的冷熱聯(lián)供。運行結(jié)果顯示，與傳統(tǒng)制冷方式相比，利用冰蓄冷進行制冷可節(jié)約20%～30%的能耗。由此可見，提取冷水中的相變能進行供暖具有重要的節(jié)能和環(huán)保效益。而現(xiàn)有的機械刮削式提取凝固熱的技術(shù)存在初投資成本高、排冰效果不佳、設備磨損嚴重等問題[9]，且無法滿足連續(xù)、穩(wěn)定的供熱需求。

為彌補現(xiàn)有提取凝固熱供暖系統(tǒng)間斷運行的短板，本文提出了直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)。該系統(tǒng)利用水的過冷相變特性，使水的相變結(jié)晶過程解耦為板式換熱器內(nèi)的過冷換熱和超聲波促晶器內(nèi)的相變結(jié)晶兩個獨立過程，進而連續(xù)、高效提取水的相變潛熱用于供暖[10-11]。目前，國內(nèi)外學者對連續(xù)制冰系統(tǒng)中冰漿的流動換熱特性也有了深入的研究。通過實驗和模擬發(fā)現(xiàn)，隨著流速和含冰率的增加，冰漿在管道中的壓降隨之增大[12-14]。含冰量為0～20%的純水冰漿在換熱器內(nèi)的壓降約為冷卻水的1.2～1.6倍，冰漿的總傳熱系數(shù)隨流率的增大而增大[15]。這為直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)應用于生產(chǎn)生活的供暖提供了堅實的理論基礎。

能效和經(jīng)濟性是評價熱泵系統(tǒng)運行性能的重要指標，然而目前對冰源熱泵系統(tǒng)的運行能效和經(jīng)濟性還缺乏定量的研究。對冰源熱泵系統(tǒng)而言，過冷度與冷凝溫度是影響系統(tǒng)性能的重要參數(shù)。因此，本文利用EES(engineering equation solver)軟件對系統(tǒng)性能進行仿真分析，重點研究了不同工質(zhì)、過冷度和冷凝溫度對系統(tǒng)的性能系數(shù)(COPsys)和單位質(zhì)量供熱量(qcond)的影響規(guī)律。此外，選取夏熱冬冷地區(qū)兩個典型城市，上海和重慶某200 m2居民建筑，利用TRNSYS 軟件模擬其供暖期熱負荷，結(jié)合系統(tǒng)的性能參數(shù)，核算該系統(tǒng)應用時的運行費用，明確冰源熱泵系統(tǒng)在夏熱冬冷地區(qū)的經(jīng)濟性，從而為冰源熱泵系統(tǒng)的應用推廣提供理論基礎。

1 系統(tǒng)描述

圖1 直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)圖Fig.1 Schematic diagram of direct evaporation ice source heat pump

直接蒸發(fā)式冰源熱泵清潔供暖系統(tǒng)由三個循環(huán)回路構(gòu)成：①蒸汽壓縮循環(huán)，通過蒸發(fā)器(制冷劑直接蒸發(fā)的板式換熱器)自液態(tài)水中提取溫差顯熱和相變潛熱，通過冷凝器為用戶提供高品位熱量；②制冰循環(huán)由蓄冰槽、制冰泵、冰核過濾器、防傳播器和促晶器等部件組成，通過與制冷劑的熱交換，釋放冰-水的相變潛熱；為使該循環(huán)持續(xù)穩(wěn)定運行，將排出蓄冰槽內(nèi)過多的冰，并補充液態(tài)水；③供熱循環(huán)，通過不同類型的室內(nèi)換熱器(風機盤管、地板采暖等)，將熱量輸送至室內(nèi)，滿足采暖需求。

冰源熱泵技術(shù)的核心就是連續(xù)提取液態(tài)水的凝固潛熱，是基于水的過冷特性，實現(xiàn)換熱器內(nèi)的過冷換熱和促晶器內(nèi)的絕熱相變。因此，對系統(tǒng)能效而言，水的過冷度、冷凝溫度等是影響系統(tǒng)運行能效的關(guān)鍵參數(shù)，因而通過建立冰源熱泵的能效計算模型，模擬系統(tǒng)運行特性。另外，冰源熱泵運行過程中存在排冰補水過程，除電能外耗水量也不可忽視。因此在計算運行費用時，綜合考慮電費及水費，全面分析系統(tǒng)經(jīng)濟性。

2 系統(tǒng)能效計算模型

對冰源熱泵系統(tǒng)分析時作如下假設：①系統(tǒng)處于穩(wěn)定運行狀態(tài)；②忽略制冷劑在換熱器和管道中的流動損失；③壓縮過程為絕熱壓縮；④蒸發(fā)器和冷凝器出口的制冷劑為飽和態(tài)。

其等熵效率可由式(1)[16]計算

式中，下標2 為壓縮機進氣點，3 為壓縮機排氣點。根據(jù)壓縮機等熵效率的定義可計算出口3的實際焓值，由式(2)得出

壓縮機耗功量用式(3)求得，單位容積制熱量為式(4)

式中，下標4 代表冷凝器出口制冷劑的狀態(tài)點。

蒸發(fā)器中單位容積制冷劑得熱量用式(5)表示

式中，下標1 代表蒸發(fā)器入口制冷劑的狀態(tài)點。

蒸發(fā)器采用板式換熱器，其換熱效率η1取0.95，則熱源水獲得熱量根據(jù)式(6)計算

則過冷水質(zhì)量流量可根據(jù)式(7)計算

式中，ts,c為過冷水的過冷度，℃。

則水泵耗功量根據(jù)式(8)計算

式中，H為水泵揚程，m；η2為水泵效率，取0.8；Q為流量，m3/h。

電機功率與水泵軸功率的關(guān)系為

式中，ηt為傳動裝置功率，根據(jù)經(jīng)驗取值0.98；ηd為電動機功率，根據(jù)經(jīng)驗取值0.9。

水泵的揚程主要由三方面損失決定

式中，Hv為開式循環(huán)管出口到蓄冰槽液面的垂直高度，m；Hf為管內(nèi)循環(huán)的水頭損失，m，包括沿程損失Hfl和局部損失Hf0；Hp為出口壓力導致的水頭損失，m；v為過冷水流速，m/s，從而得到系統(tǒng)的制熱系數(shù)COPsys為式(12)

3 系統(tǒng)性能分析

基于以上計算模型，利用EES 軟件對該熱泵系統(tǒng)的運行特性進行仿真分析。研究了不同工質(zhì)(R22、R410A、R134A、R407C)、過冷度(1.0～3.5 K)、冷凝溫度(35～55 ℃)對冰源熱泵機組COPsys和單位質(zhì)量制熱量qcond的影響。

3.1 不同工質(zhì)的影響

圖2 給出了4 種常用工質(zhì)R22、R410A、R134A 和R407C 的COPsys。由圖可知，隨著過冷度和冷凝溫度的增大，不同工質(zhì)熱泵循環(huán)的COPsys均呈單調(diào)遞減的趨勢。幾種工質(zhì)COPsys大小順序為R22、R134A、R410A 和R407C。其中，在不同的過冷度下，R22 的COPsys比R410A，R134A 和R407C分別約高5.2%、2.7%和16.4%。在不同的冷凝溫度下，R22 的COPsys比R410A、R134A 和R407C 分別約高3.8%～7.8%、0.7%～5.0% 和16.3%～17.6%。因此，本文選取R22 作為制冷劑，研究過冷度及冷凝溫度對系統(tǒng)性能的影響。

圖2 不同工質(zhì)的COPsys隨過冷度和冷凝溫度的變化Fig.2 Changes of COPsys of different working fluids with subcooling degree and condensation temperature

3.2 過冷度的影響

基于上文，已明確工質(zhì)R22的COPsys在各工況下均最高。因此，對于過冷度和冷凝溫度對系統(tǒng)性能的研究均基于R22工質(zhì)。

圖3給出了過冷度對單位質(zhì)量制熱量及COPsys的影響規(guī)律。由圖可知，COPsys隨過冷度的增大而降低，而單位質(zhì)量制熱量隨著過冷度的升高而提升。因過冷度變化范圍較小，結(jié)果曲線均趨于線性。當過冷度從1.0 K 提升至3.5 K 時，COPsys由2.87降低至2.71，降低了5.57%；單位質(zhì)量制熱量由195.1 kJ/kg 升高至198.6 kJ/kg，增加了1.8%。隨著過冷度的增大，蒸發(fā)溫度降低，進而COPsys降低。

3.3 冷凝溫度的影響

當過冷度為2 K時，系統(tǒng)的COPsys和單位質(zhì)量制熱量隨冷凝溫度的變化如圖4 所示。由圖可知，隨著冷凝溫度的升高，COPsys明顯降低，由3.4 降至2.3，降低了32.4%。單位質(zhì)量供熱量先降低后升高，但變化幅度很小，最大值和最小值僅相差2.0 kJ/kg。

圖3 過冷度對單位質(zhì)量制熱量和COPsys的影響Fig.3 The effect of subcooling on per unit mass heating capacity and COPsys

圖4 冷凝溫度對單位質(zhì)量制熱量和COPsys的影響Fig.4 The effect of condensation temperature on per unit mass heating capacity and COPsys

4 經(jīng)濟性分析

為明確冰源熱泵系統(tǒng)在實際運行時的經(jīng)濟性，本文綜合考慮夏熱冬冷地區(qū)不同城市的地理位置及經(jīng)濟發(fā)展水平，選定上海和重慶兩地某200 m2住宅，利用TRNSYS 軟件模擬供暖期的建筑能耗，結(jié)合特定工況下的系統(tǒng)性能，計算該熱泵系統(tǒng)在供暖期的耗水量。進一步地，計算水費與電費，確定供暖期系統(tǒng)的運行費用，并與冬冷地區(qū)常用的分散式燃氣鍋爐和空氣源熱泵的供暖方式進行對比，明確冰源熱泵系統(tǒng)在夏熱冬冷地區(qū)供熱的運行經(jīng)濟性。

4.1 建筑能耗模擬

上海和重慶兩地居民住宅均采用熱水地面輻射系統(tǒng)進行供暖，設定供暖溫度、濕度分別為18 ℃、50%。利用TRNSYS 軟件，模擬建筑供暖期熱負荷Q供。圍護結(jié)構(gòu)設計滿足《夏熱冬冷地區(qū)居住建筑節(jié)能設計標準》JGJ 134—2010要求，同時參考文獻[17]，確定建筑圍護結(jié)構(gòu)的具體參數(shù)。能耗模擬結(jié)果如圖5所示。

熱負荷主要受溫度和濕度的影響，其中受溫度的影響更大。由圖5可知，就供暖期而言，上海該住宅總熱負荷約為4.0×107kJ，主要集中于11月中旬至次年3 月中旬，最大熱負荷達3.5×107kJ/h。重慶總熱負荷約為1.8×107kJ，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大熱負荷約為2.4×107kJ/h。

同時，根據(jù)圖6，在最大熱負荷周內(nèi)，建筑熱負荷存在周期性變化。在夜間至次日凌晨的熱負荷需求較大，其余時間需求較小。上海和重慶晝夜熱負荷差值分別約為2.0×107kJ 和1.0×107kJ。這是由于該時間段內(nèi)氣溫較低，從而有較大的熱負荷需求。

4.2 耗水量

基于上文模擬的建筑熱負荷，計算供暖期逐時耗水量。計算時，熱泵機組過冷度取2 K。住宅采用熱水地面輻射系統(tǒng)供暖，供回水溫度為45、40 ℃[18]，取冷凝溫度50 ℃，此時COPsys為2.5。其中，系統(tǒng)中冰的轉(zhuǎn)化率ζ取50%，當高于50%時，采用機械方式將固態(tài)冰排出，同時通過自來水管網(wǎng)向系統(tǒng)內(nèi)補水，補水的初始水溫取10 ℃；供熱末端傳熱效率η取80%。耗水量計算公式如下

圖5 不同城市供暖期逐時熱負荷Fig.5 Hourly heating load during heating period in different cities

圖6 不同城市最大熱負荷周Fig.6 Maximum heat load week in different cities

式中，r為水的相變潛熱，為336 kJ/kg；Δt為熱源水的溫差，℃。計算結(jié)果如圖7所示。

圖7 供暖期逐日耗水量Fig.7 Daily water consumption during heating period

根據(jù)計算模型可知，系統(tǒng)運行耗水量主要受建筑熱負荷的影響。由圖7可知，上海地區(qū)供暖期耗水量主要集中于12月中旬至次年3月中旬，總耗水量約為1.0×105kg，最大日耗水量約為1866 kg。重慶住宅總耗水量約為4.6×104kg，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大日耗水量約為1165 kg。日均耗水量與熱負荷一致。該段時間內(nèi)上海和重慶地區(qū)氣溫較低，建筑熱負荷較大，因此耗水量更大。

4.3 運行費用比較

我國冬冷地區(qū)一般采用分散式的燃氣鍋爐和空氣源熱泵進行供暖。為明確冰源熱泵運行的經(jīng)濟性，將其與燃氣熱泵及空氣源熱泵供暖的運行費用進行對比。根據(jù)發(fā)展與改革委員會的規(guī)定，上海和重慶電價、水價及天然氣價格匯總于表1中。

表1 電價、水價及天然氣價格表Table 1 Electricity,water and natural gas price

其中，空氣源熱泵在低溫高濕的環(huán)境下運行時，室外盤管極易發(fā)生結(jié)霜。研究表明，空氣源熱泵在低溫高濕地區(qū)供暖時，系統(tǒng)日平均COP 約為2.0[5]。經(jīng)核算，各系統(tǒng)供暖期的運行費用如表2所示。

表2 單位供暖面積在供暖期內(nèi)的運行費用Table 2 Operating cost per unit heating area during heating period

由表2計算結(jié)果可知，采用冰源熱泵進行供暖的運行費用最低，上海和重慶的單位面積供暖費用分別為12.7 元/m2和5.6 元/m2，分別比燃氣鍋爐和空氣源熱泵供暖方式減少了46.0%、8.0% 和8.2%、8.2%。因此，熱負荷需求越大，冰源熱泵的經(jīng)濟性更高，具有更好的應用潛力。

5 結(jié)論

本文詳細闡述了直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)的工作原理。其次，對該冰源熱泵系統(tǒng)的能效進行了定量計算，并結(jié)合實際建筑分析系統(tǒng)運行經(jīng)濟性。主要結(jié)論如下。

（1）針對直接蒸發(fā)式冰源熱泵系統(tǒng)，采用R22工質(zhì)時，COPsys最高。COPsys隨過冷度的增大(1.0～3.5 K)而降低了5.57%，而單位質(zhì)量制熱量隨著過冷度的升高而提升1.8%。而隨著冷凝溫度的升高(35～55 ℃)，COPsys降低了32.4%，效果明顯。

（2）將冰源熱泵應用于上海和重慶兩地某200 m2住宅時，上海地區(qū)供暖期單位面積運行費用約12.7元/m2；重慶地區(qū)為5.6元/m2。

符號說明

COPsys——系統(tǒng)性能系數(shù)

P—功率，kW

H—揚程，m

Q—供熱量，kJ

M—耗水量，kg/h

h—比焓，kJ/kg

s—比熵，kJ/(kg·K)

p—壓力，MPa

w—單位質(zhì)量耗功量，kJ/kg

q—單位質(zhì)量供熱量，kJ/kg

m?—質(zhì)量流量，kg/s

c—水的定壓比熱容，kJ/(kg·℃)

t—溫度，℃

v—流速，m/s

l—管長，m

d——管徑，m

ξ—冰轉(zhuǎn)化率

η—效率

θ—管道局部阻力系數(shù)

λ—管道沿程阻力系數(shù)

下角標

1～4—冰源熱泵循環(huán)的狀態(tài)點

is—等熵過程

comp—壓縮機

cond—冷凝器

evap—蒸發(fā)器

pump—水泵

s,c—過冷水

z—軸

d—電機

t—傳動裝置

v—垂直方向

f—管道內(nèi)部

f0—管道沿程

f1—管道局部

p—管道出口