胡明月，李舒宏，杜明浩，劉恒，秦露雯，許成城

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇南京，210096)

近年來，空氣源熱泵熱水器因其具有節(jié)能環(huán)保的特點在國際熱水器市場占據(jù)重要位置[1]。據(jù)統(tǒng)計，在世界多地，家庭熱水使用能耗占家庭總能耗20.00%[2]，占家庭用水能耗67.91%以上[3]。隨著社會能源需求量逐年增長，節(jié)能始終是熱水器發(fā)展的第一主題[4]。

許多學(xué)者研究了水箱保溫性能優(yōu)化。JANAKARAJAN等[5]分別對混凝土、聚氨酯和硅膠3 種水箱壁面絕緣材料保溫性能進(jìn)行了數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)增加絕緣層厚度可減小能耗；SHARMA 等[6?8]將相變材料應(yīng)用于熱水器的水箱以減小保溫能耗，但相變材料導(dǎo)熱率低，熱惰性強(qiáng)，存在一定改進(jìn)空間[9]。此外，還有學(xué)者[10?18]探究了空氣源熱泵系統(tǒng)的節(jié)能優(yōu)化。XIAO 等[10?11]采用新型制冷劑取代現(xiàn)有制冷劑，發(fā)現(xiàn)低GWP和低ODP制冷劑可降低空氣源熱泵系統(tǒng)的冷凝壓力及壓比，提升系統(tǒng)性能；YE 等[12?13]提出改善冷凝盤管結(jié)構(gòu)形式和優(yōu)化外繞方式，系統(tǒng)運(yùn)行性能系數(shù)提升10%以上；LI等[14?15]采用雙級壓縮技術(shù)，減小壓比，從而減小熱泵熱水器能耗；方雷等[16?17]采用空氣源與太陽能結(jié)合的復(fù)合熱源，提升了熱泵熱水器系統(tǒng)性能，降低了能耗；江軼政等[18]研究了并聯(lián)冷凝式空氣源熱泵熱水系統(tǒng)，采用3臺并聯(lián)壓縮機(jī)及冷凝盤管，分散冷凝器總換熱量并降低冷凝器進(jìn)出口水溫差，提升了空氣源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行性能。然而，以上措施均是僅對熱泵熱水器的水箱或空氣源熱泵部分進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，具有一定局限性，而針對熱泵熱水器系統(tǒng)的優(yōu)化相對少見，缺乏全面的改進(jìn)策略。

針對熱泵熱水器保溫能耗高的問題，本文提出一種分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)，在原有熱泵熱水器水箱中部增加隔板，獲取水箱上部為55 ℃、下部為45 ℃的雙保溫溫度，降低與外界換熱溫差，減小熱損失，從而達(dá)到節(jié)能效果。同時，為避免降低保溫溫度導(dǎo)致熱水器在用能階段供熱量不足，改進(jìn)熱泵熱水器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，使其在用能階段與原系統(tǒng)輸出熱量一致。本文針對分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)進(jìn)行模擬和實驗研究，分別建立用能耦合模型、保溫?zé)醾鬟f模型和系統(tǒng)運(yùn)行綜合模型，并分別對其用能、保溫和全年運(yùn)行階段的性能進(jìn)行模擬計算，探究其節(jié)能效果和工程應(yīng)用價值。

1 分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)

圖1所示為熱泵熱水器系統(tǒng)原理圖，可見熱泵熱水器系統(tǒng)由空氣源熱泵系統(tǒng)和水箱2 個部分構(gòu)成。在分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)中，選取2臺小型壓縮機(jī)替代原系統(tǒng)單臺壓縮機(jī)(系統(tǒng)總制熱量一致)。低溫低壓的制冷劑R410a 在流經(jīng)蒸發(fā)器后分流進(jìn)入2臺并聯(lián)運(yùn)行的壓縮機(jī)，壓縮后的高溫高壓制冷劑分別進(jìn)入上下2層冷凝盤管以加熱上下層水箱內(nèi)熱水，上層冷凝盤管內(nèi)制冷劑節(jié)流后與下層制冷劑混合，再次節(jié)流后回到蒸發(fā)器進(jìn)行下一輪循環(huán)。

圖1 熱泵熱水器系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of heat pump water heater system

圖2所示為水箱結(jié)構(gòu)示意圖。由圖2可見：分層蓄熱型與非分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)的水箱均為圓柱形，熱水容量為200 L；分層蓄熱型系統(tǒng)的水箱中部設(shè)置隔板，將水箱分隔成容量均為100 L的2個部分，上層存儲55 ℃高溫?zé)崴?，下層存?5 ℃低溫?zé)崴８舭逯胁吭O(shè)置孔洞，孔的上方設(shè)置擋板；在水箱外壁面處，冷凝盤管呈并聯(lián)形式分別纏繞于上下層水箱。2種系統(tǒng)的冷凝盤管和水箱相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 熱泵熱水器系統(tǒng)參數(shù)表Table 1 Parameters of heat pump water heater system

圖2 水箱結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagrams of water tank structure

分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)有保溫和用能2種運(yùn)行模式。在保溫階段，上部水箱和下部水箱內(nèi)初始水溫分別為55 ℃和45 ℃，當(dāng)水溫下降5 ℃后啟動加熱，直至水溫恢復(fù)至初始水溫時停止加熱；在用能階段，冷水通過底部的進(jìn)水管流入水箱，經(jīng)下層冷凝盤管加熱后在壓力作用下通過隔板孔洞流至上層水箱，再經(jīng)上層冷凝盤管加熱后從頂部的出水管排出，供給用戶使用。

2 系統(tǒng)模型

本研究建立用能耦合模型、保溫?zé)醾鬟f模型和系統(tǒng)運(yùn)行綜合模型，分別模擬計算分層蓄熱型熱泵熱水器的保溫、用能和全年運(yùn)行性能。

2.1 用能耦合模型

在用能階段，分層蓄熱型熱泵熱水器的熱傳遞模型采用空氣源熱泵循環(huán)模型與水箱模型相耦合的模型進(jìn)行模擬仿真[19]。

2.1.1 空氣源熱泵模型

1)壓縮機(jī)模型。壓縮機(jī)采用集總參數(shù)模型，忽略吸排氣過程中的壓力損失，壓縮機(jī)制冷劑流量和輸入功率計算公式如下。

壓縮機(jī)質(zhì)量流量mr為

式中：ηv為壓縮機(jī)容積效率；Vh為理論輸氣量，m3/h；νs為壓縮機(jī)進(jìn)口側(cè)制冷劑比容，m3/kg。

壓縮機(jī)功率Wec為

式中：hco,o為壓縮機(jī)出口側(cè)制冷劑焓，J/g；hco,i為壓縮機(jī)進(jìn)口側(cè)制冷劑焓，J/g；ηco為壓縮機(jī)總效率。

2)冷凝盤管模型。冷凝器模型采用分布式參數(shù)模型，分別按過熱氣體區(qū)、氣液兩相區(qū)和過冷流體區(qū)建立模型。

水側(cè)傳熱方程：

式中：Qw為水側(cè)換熱量，W；mw為水的質(zhì)量流量，kg/s；Cp,w為熱水比熱容，kJ/(kg·℃)；Tw,o為出口水溫，℃；Tw,i為進(jìn)口水溫，℃。

制冷劑側(cè)傳熱方程:

式中：Qc為制冷劑換熱量，W；hc,o為冷凝器出口制冷劑焓，J/g；hc,i為冷凝器進(jìn)口制冷劑焓，J/g。

冷凝側(cè)與水側(cè)傳熱方程：

式中：Uc為冷凝側(cè)與水側(cè)傳熱過程的傳熱系數(shù)，W/(m2·℃)；Ac為冷凝盤管的有效換熱面積，m2；Tc,r為冷凝器中的制冷劑溫度，℃；Tw為熱水溫度，℃。

3)節(jié)流閥模型。假設(shè)節(jié)流過程為等焓過程，即

式中：hev,o為節(jié)流閥出口側(cè)制冷劑焓，J/g；hev,i為節(jié)流閥進(jìn)口側(cè)制冷劑焓，J/g。

4)蒸發(fā)器模型。蒸發(fā)器模型采用集總參數(shù)模型，平衡方程為

式中：Qa和Qe分別為蒸發(fā)器的制冷劑換熱量和空氣側(cè)換熱量，W；Ue為蒸發(fā)器側(cè)換熱系數(shù)，W/(m2·℃)；Ae為蒸發(fā)器換熱面積，m2；ΔTe為蒸發(fā)器側(cè)換熱溫差，℃。

2.1.2 水箱模型

在建立水箱模型時，考慮到數(shù)值計算的可行性，簡化實際情況，將微通道盤管簡化為三維對稱軸體進(jìn)行模擬計算。水箱內(nèi)為強(qiáng)迫對流，在用能過程中始終有相似準(zhǔn)則數(shù)：雷諾數(shù)Re>2 300，故水箱內(nèi)為湍流流動。

1)控制方程。

連續(xù)性方程為

式中：ux，uy和uz分別為x，y和z軸方向的速度，m/s。

動量方程為

式中：ρw0為水的密度，kg/m3；P為壓力，Pa。

能量方程為

式中：T為溫度；℃；t為時間，s。

2)網(wǎng)格劃分。

對水箱三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，均采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，且對水箱壁面處水域進(jìn)行邊界層網(wǎng)格加密。將外繞式冷凝盤管等效為離散化面熱源，進(jìn)行模擬計算。為提高網(wǎng)格的收斂速度和計算精度，在數(shù)值計算前對網(wǎng)格進(jìn)行無關(guān)性驗證。分別按40.2 萬、80.5 萬和160.5 萬個網(wǎng)格數(shù)計算出口水溫，采用40.2 萬個網(wǎng)格與采用80.5 萬個網(wǎng)格的溫差為0.5 ℃，采用80.5 萬個網(wǎng)格與采用160.5 萬個網(wǎng)格的溫差為0.1 ℃。因此，采用80.5萬個網(wǎng)格計算結(jié)果可靠，不僅保證了計算結(jié)果精度，而且減少了計算時間。

3)邊界條件。

流動邊界條件：在壁面處，采用無滑移速度條件。

熱邊界條件：微通道冷凝盤管側(cè)與水側(cè)的傳熱過程熱流密度邊界條件為多熱流密度邊界條件，按制冷劑狀態(tài)分為3 個相區(qū)(過熱區(qū)、兩相區(qū)和過冷區(qū))。

初始條件：由于水箱內(nèi)部存在熱分層現(xiàn)象，模擬蓄能過程，將蓄能終了狀態(tài)作為用能初始狀態(tài)。

2.1.3 耦合模型

采用熱泵模型模擬空氣源熱泵系統(tǒng)循環(huán)過程，輸出3個相區(qū)熱流密度；采用水箱模型模擬熱水流動與傳熱過程，輸出水箱內(nèi)熱水的溫度分布。將兩者聯(lián)立，建立用能耦合模型。將整個加熱過程分為若干個穩(wěn)態(tài)時間間隔進(jìn)行耦合模擬計算。

2.1.4 用能性能計算

根據(jù)文獻(xiàn)[20]，對于4 口之家，熱水器需每日制備50 ℃熱水160 L。選取名義工況：室外溫度為20 ℃，進(jìn)水溫度為15 ℃[21]。經(jīng)計算，t=21 min 為用能終點[22]。

1)初始存儲熱量。

用能初始狀態(tài)下，水箱熱水儲存的熱量E0定義為

式中：mj為第j層熱水的質(zhì)量，kg。

2)熱能釋放量。

在用能過程中，在時間間隔Δt內(nèi)，水箱熱水熱能釋放量ΔE為

3)總熱能釋放量E：

4)熱能釋放效率η：

2.2 保溫?zé)醾鬟f模型

2.2.1 熱傳遞控制方程

水箱中熱水與外界的熱傳遞非常復(fù)雜，為簡化模型與方便計算，本文將采取以下基本假設(shè)：

1)水箱壁面材料不會產(chǎn)生熱濕形變；

2)水箱壁為均勻連續(xù)介質(zhì)，各向參數(shù)同性；

3)水箱壁各層材料之間接觸熱阻可忽略；

4)水箱壁厚度遠(yuǎn)小于其高度，可簡化為一維模型；

5)水箱內(nèi)熱水與外界的換熱在短時間內(nèi)可視為穩(wěn)態(tài)。

根據(jù)以上假設(shè)，采取1 h為時間間隔，水箱內(nèi)熱水與外界的導(dǎo)熱速率qr為

式中：qr為導(dǎo)熱速率，W；Ta為空氣溫度，℃；L為壁面高度，m；h1為不銹鋼內(nèi)壁與水箱內(nèi)水的對流換熱系數(shù)，W/(m2·℃)；h2為不銹鋼外壁與空氣的對流換熱系數(shù)，W/(m2·℃)，r1為水箱最外側(cè)半徑，m；r2為水箱次外側(cè)半徑，m；r3為水箱次內(nèi)側(cè)半徑，m；r4為水箱最內(nèi)側(cè)半徑，m；λ1為水箱最外側(cè)材料不銹鋼導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃)；λ2為水箱中側(cè)材料聚氨酯導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃)；λ3為水箱最內(nèi)側(cè)材料不銹鋼導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·℃)。

綜合水箱各部分換熱影響，取熱損失系數(shù)為1.52[23]，即總換熱量Qhs為

單位時間內(nèi)水的末溫Ti+1W為

每個時間間隔保溫能耗Whs為

式中：ηhs為熱泵熱水器保溫階段能效比。

2.2.2 水箱壁面結(jié)構(gòu)

圖3所示為水箱壁面剖面結(jié)構(gòu)。由圖3可見：水箱外壁由3層材料組成，從外側(cè)到內(nèi)側(cè)分別是厚度為0.5 mm 的304 不銹鋼、厚度為45 mm 的聚氨酯和厚度為0.5 mm的304不銹鋼。304不銹鋼的導(dǎo)熱系數(shù)為15.2 W/(m·℃)，聚氨酯的導(dǎo)熱系數(shù)為0.023 W/(m·℃)。

圖3 水箱壁面剖面結(jié)構(gòu)Fig.3 Section structure of water tank wall

2.3 系統(tǒng)運(yùn)行綜合模型

選取南京地區(qū)作為研究對象，探究分層蓄熱型熱泵熱水器全年運(yùn)行性能。南京典型氣象年的逐時溫度如圖4所示。由于家庭熱水使用情況極為復(fù)雜，故設(shè)定熱水器在晚上19∶00—21∶00為用能階段和蓄能階段，其余時間均為保溫階段。

圖4 南京典型氣象年的逐時溫度分布Fig.4 Hourly temperature distribution of typical meteorological years in Nanjing

每日運(yùn)行能耗q為

式中：qec為日蓄能能耗，kJ；qhs為日保溫能耗，kJ；qes為日用能能耗，kJ。

年總能耗Q為

3 模型驗證

本文搭建了非分層蓄熱型熱泵熱水器實驗臺。系統(tǒng)包括N=26的冷凝盤管、1.5匹R410a工質(zhì)交流變頻壓縮機(jī)、風(fēng)冷翅片式蒸發(fā)器和電子膨脹閥和200 L 水箱。水箱進(jìn)出口水溫和室外溫度均使用K型熱電偶進(jìn)行測量。

對非分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)進(jìn)行用能及保溫模型的實驗驗證，實驗裝置與模型的結(jié)構(gòu)參數(shù)一致，實驗在江蘇省南京地區(qū)進(jìn)行。圖5所示為實驗仿真結(jié)果對比，由圖5可見：仿真模擬程序的精度較高，可以用于后續(xù)進(jìn)一步的模擬和計算。

圖5 實驗與模擬結(jié)果對比Fig.5 Comparison of experimental and simulated results

4 結(jié)果與分析

4.1 用能性能

探究分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)的用能性能時，分別選取水箱熱水溫度為55 ℃/45 ℃及55 ℃作為用能起點。

4.1.1 水箱溫度分布

模擬分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)蓄能加熱過程，得到蓄能終了狀態(tài)下實際水箱中熱水溫度分布狀態(tài)，并將其作為用能初始狀態(tài)來探究2種系統(tǒng)的用能性能。

圖6所示為水箱內(nèi)水溫分布云圖。由圖6所可見：2種系統(tǒng)水箱內(nèi)熱水熱分層現(xiàn)象明顯，水箱上部水溫均高于下部水溫。分層蓄熱型系統(tǒng)的水箱上部積蓄熱水溫度比非分層蓄熱型系統(tǒng)的高，且底部溫度比非分層蓄熱型系統(tǒng)的低。這是因為：

圖6 水箱內(nèi)水溫分布云圖Fig.6 Temperature contours of water temperature distribution in water tank

1)蓄能時，由于分層蓄熱型系統(tǒng)的部分盤管布置于水箱上部，水箱上部熱水會比非分層蓄熱型系統(tǒng)獲取更多熱量；

2)下層水箱被加熱時，高溫水由于密度差而上浮，上部存儲熱水量增多，因此，分層蓄熱型系統(tǒng)水箱中熱分層加劇，出現(xiàn)水箱上層水溫高的現(xiàn)象。

4.1.2 出口水溫及熱能釋放量

圖7所示為分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)水箱出口水溫及熱能釋放量隨時間的變化。從圖7可見：

圖7 出口水溫及熱能釋放量隨用能時間的變化Fig.7 Export water temperature and thermal energy release vs energy consumption time

1)對于出口水溫，用能1 min時，采用分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)出口水溫分別為63.94 ℃和58.69 ℃；用能13 min 左右時，2 種系統(tǒng)出口水溫相等，約為58.5 ℃；21 min 時，出口水溫分別為51.10 ℃和57.57 ℃。在用能期間，2種系統(tǒng)出口平均水溫分別為59.16 ℃和58.90 ℃，基本保持一致。分層蓄熱型系統(tǒng)的出口水溫維持同一速率均勻下降，且下降速率比非分層蓄熱型系統(tǒng)的大，用能初期1～13 min 內(nèi)，分層蓄熱型系統(tǒng)的出口水溫比非分層蓄熱型系統(tǒng)的高。這是由于在用能初期，分層蓄熱型系統(tǒng)的熱分層程度大，水箱頂部積蓄的熱水溫度高，因此，出口水溫比非分層蓄熱型系統(tǒng)的高；同時，分層蓄熱型系統(tǒng)的部分盤管布置于水箱上層，在用能時對上層水箱內(nèi)熱水進(jìn)行加熱，從而用能初期出口水溫偏高。用能13 min后，分層蓄熱型系統(tǒng)的出口水溫比非分層蓄熱型系統(tǒng)的低，這是由于分層蓄熱型系統(tǒng)初始存儲熱能量少，而前期釋放熱能量大，故出口水溫下降明顯。在用能期間，2種系統(tǒng)平均水溫維持一致，即分層蓄熱型系統(tǒng)輸出的熱水溫度可以供給用戶正常使用。

2)對于熱能釋放量，用能初始1 min時，分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)2種系統(tǒng)的熱能釋放量分別為1 215.52 kJ和1 101.07 kJ；用能13 min時，2種系統(tǒng)的熱能釋放量相等，約為1 108.02 kJ；用能終點21 min 時，熱能釋放量分別為909.75 kJ 和1072.70 kJ。用能期間，分層蓄熱型系統(tǒng)的熱能釋放量保持均勻速率降低，非分層蓄熱型系統(tǒng)的熱能釋放量維持不變。2種系統(tǒng)的平均熱能釋放量分別為1 112.85 kJ和1 106.37 kJ，熱能釋放總量分別為23 369.95 kJ和23 233.69 kJ，基本一致。在用能期間，分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)的熱能釋放效率分別為55.64%和48.4%。其原因在于：相比非分層蓄熱型系統(tǒng)，分層蓄熱型系統(tǒng)初始存儲熱能量低，然而，用能時，分層蓄熱型系統(tǒng)上層布置的冷凝盤管對熱水箱上部水加熱，且水箱中層隔板可使上層高溫水不受到低溫水的沖擊與摻混，降低熱量損失，故可以在用能階段輸出溫度更高的熱水，即釋放更多熱能。因此，采用分層蓄熱技術(shù)的熱泵熱水器可以保證用戶在用能期間輸出熱量不降低，且熱能釋放效率提升。

4.2 保溫性能

圖8所示為2 種系統(tǒng)全年保溫能耗變化對比。由圖8可知：分層蓄熱型系統(tǒng)最大日保溫能耗為1 985.302 kJ，最小日保溫能耗為621.45 kJ，分別處于1月8日和7月20日；非分層蓄熱型系統(tǒng)最大日保溫能耗為2 396.70 kJ，最小日保溫能耗為881.67 kJ，分別處于1月8日和7月20日。分層蓄熱系統(tǒng)保溫能耗始終比非分層蓄熱型系統(tǒng)的低，由此可見，采用分層蓄熱技術(shù)獲取雙保溫溫度，減小了水箱內(nèi)外側(cè)溫差，從而降低了保溫能耗。

圖8 全年保溫能耗分布Fig.8 Annual heat preservation energy cost distribution

表2所示為分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)的月保溫能耗對比。由表2可知：分層蓄熱型與非分層蓄熱型系統(tǒng)月最大保溫能耗均處于1月份，分別為55 755.48 kJ和68 053.57 kJ；月最小保溫能耗均處于7月份，分別為23 707.68 kJ和32 268.36 kJ，年保溫能耗總量分別為459 935.40 kJ和584 392.20 kJ，節(jié)省能耗為124 456.80 kJ。由此可知，采用分層蓄熱型系統(tǒng)可以明顯節(jié)能。

表2 分層蓄熱系統(tǒng)和非分層蓄熱系統(tǒng)的月保溫能耗對比Table 2 Monthly heat preservation energy cost comparison between stratified and non-stratified thermal storage system

4.3 全年運(yùn)行能耗

考慮到用戶實際使用情況，模擬分析分層蓄熱與非分層蓄熱型系統(tǒng)全年運(yùn)行性能。圖9所示為分層蓄熱系統(tǒng)和非分層蓄熱系統(tǒng)的全年運(yùn)行能耗分布，表3所示為分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)的全年運(yùn)行能耗變化對比。由圖9和表3可見：全年運(yùn)行時，1～2月份運(yùn)行能耗最高，而7～8月份運(yùn)行能耗最低。由于采用分層蓄熱技術(shù)后，保溫溫度降低，系統(tǒng)能效比提高，用能結(jié)束后，熱泵熱水器系統(tǒng)重新加熱直至水箱內(nèi)熱水恢復(fù)初始水溫，所需能耗降低，故新型蓄熱熱泵熱水器可年節(jié)省能耗373.40 MJ，減小了13.44%，具有工程應(yīng)用價值。

圖9 全年運(yùn)行能耗分布Fig.9 Annual operating energy cost distribution

表3 分層蓄熱系統(tǒng)和非分層蓄熱系統(tǒng)的月運(yùn)行能耗對比Table 3 Monthly operating energy cost comparison between stratified and non-stratified thermal storage system

5 結(jié)論

1)分層蓄熱型熱泵熱水器在用能階段初始狀態(tài)內(nèi)部熱分層較顯著，出口水溫高于非分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)的出口水溫。分層蓄熱型和非分層蓄熱型系統(tǒng)用能階段出口平均水溫分別為59.16 ℃和58.90 ℃，該新型系統(tǒng)可滿足用戶熱水的使用需求。

2)用能階段，分層蓄熱型和非分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)熱能釋放總量分別為23 369.95 kJ 和23 233.69 kJ，分別占初始熱量的55.64%和48.4%，分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)熱能釋放效率較原系統(tǒng)提升14.96%。

3)保溫階段，在南京地區(qū)采用分層蓄熱技術(shù)，年保溫能耗較非分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)減小21.30%，新型分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)可以有效減小保溫能耗，從而達(dá)到節(jié)能效果。

4)全年運(yùn)行階段，分層蓄熱型熱泵熱水器系統(tǒng)年能耗較非分層蓄熱型熱泵熱水器降低了13.44%，因此，該系統(tǒng)具有較好的節(jié)能效果和實際工程應(yīng)用價值。