医院空气源热泵系统冬季采暖性能的测试与分析

黄涛，柴少伟，赵耀，代彦军

（上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240）

0 引言

空气源热泵（Air Source Heat Pump，ASHP）因其舒适性好、能效比高、安装使用方便等特点，近年来在冬季采暖方面越来越受到重视。空气源热泵在长江中下游地区应用广泛[1-2]。由于其节能、环保等特性，逐步将其向主要依靠燃煤、燃油采暖的华北地区、黄河流域等推广应用。空气源热泵机组在寒冷地区的冬季使用中主要存在低温、结霜、压缩比大和效率低等问题[3]。胡文举[4]、田长青等[5]、杨铭[6]通过采用双级压缩变频、蓄能除霜等，在改善机组性能方面开展了研究；李宁等[7-8]通过对全国各地冬季气候和机组实验工况耦合分析等，在机组环境适用性方面开展了研究。同时，为引导和规范产品市场，关于空气源热泵生产、适用的评价技术和标准体系也在完善。

本文通过对南京某医院空气源热泵进行冬季采暖测试分析，重点介绍空气源热泵采暖系统在江南地区采暖应用实测研究情况。参照欧盟和国际热泵产品测试标准，对美的公司的一款130 kW风冷热泵机组进行测试，在机组能效比、结霜环境下运行情况以及经济性3个方面做了重点分析，希望能为空气源热泵机组的设计应用以及实际产品标准的设定提供实际参考和依据。

1 空气源热泵采暖系统及运行控制

1.1 空气源热泵采暖系统

本工程为南京市某医院病房楼改造项目，属于夏热冬冷地区，具体冬季室外参数如表1所示。

建筑面积约 8,700 m2，采暖面积 7,950 m2，共4层。采暖系统采用美的公司生产的风冷热泵模块（H型）机组，共计10台，额定功率为130 kW，并采用470台风机盘管作为室内末端。系统设计冬季热负荷为850 kW，提供45 ℃/40 ℃的采暖热水。如图1所示，由于医院楼房改造等因素，热泵机组及其附属设备置于A楼楼顶，距离采暖建筑B楼约15 m，两者之间由供回水管连接。空气源热泵采暖系统布置如图1所示，采暖热水至采暖建筑B楼分为2路，分别为建筑供暖和新风供暖。

表1 冬季室外标准工况

图1 热泵采暖系统布置示意图

1.2 系统运行控制

为满足建筑采暖要求，由10台热泵130 kW机组，采用间歇式运行以满足室内负荷及不同运行模式的需求，包括普通模式、除霜模式和间歇启停模式等。供水温度由人工设定，整个采暖周期内，均设置为44 ℃。

1）普通模式：系统根据室内的工况要求，逐个运行/停止热泵，满足供水温度设定要求（44 ℃）。当环境露点温度低于蒸发温度时（即热泵机组不结霜的条件下），系统进入普通模式。在本测试采暖周期内，系统运行控制策略主要以普通模式为主。

2）除霜模式：系统切换结霜机组的四通换向阀，机组由制热工况变为制冷工况。压缩机排出的高温气体直接送入室外侧换热器加热翅片管达到融化霜层的目的[9]，满足供水温度设定要求。在结霜环境下时，热泵蒸发器表面侧有结霜，系统进入除霜模式。

3）间歇启停模式：系统间歇式运行/停止结霜10台热泵机组，通过蒸发器翅片侧霜层与环境换热达到化霜目的，满足供水温度设定要求。在易结霜环境下，热泵蒸发器表面侧有结霜，系统进入间歇启停模式代替除霜模式，可以提高系统运行效率。

根据采暖建筑B楼供暖要求，采用全新风供暖。供暖热水分为2路：建筑供暖热水和新风供暖热水。建筑供暖热水与室内空气对流换热，达到室内设定要求后风机停止运行；新风供暖热水与室外新风换热后送入采暖建筑B楼。

2 测试方案

2.1 测量区域划分

将所需测量值按功能区域划分为两部分。1）系统端对应于热泵系统测试区：对安置在A楼屋顶的热泵机组的各点温度、流量及电功率等进行测量；2）用户端对应于采暖建筑测试区：对采暖建筑各处进行温度测量，对建筑内各送/回风口的风速和温度进行测量。热泵系统测试区各测试点布置如图1所示。各测试区内测量值与所用仪器如表2所示。

表2 各测试区的相关测量值及仪器

2.2 评价指标

本文以欧洲空气源热泵产品相关评价标准作为本测试评价指标的依据[10-13]。

1）单/多台热泵机组性能评价指标

热泵机组总供热量QASHP计算公式为：

式中：

QASHP——热泵机组总供热量，kW；

m˙——总管道中水的质量流量，kg/s；

Cp——水的比热容，kJ/(kg⋅ k)；

to——总供水温度，℃；

ti——总回水温度，℃。

热泵机组COPH计算公式为：

式中：

COPH——单/多台热泵机组的COP；

WASHP——单台热泵运行电功率，kW；

nH——水泵运行数量。2）热泵系统性能评价指标

热泵系统COPASHP计算公式为：

式中：

WPump——采暖水泵运行功率，kW；

nP——循环水泵运行数量。

采暖系统COPSYS计算公式为：

式中：

WFan——室内风机运行电功率，kW；

nF——室内风机运行数量。

热泵机组结霜损失系数Df计算公式为：

式中：

Df——结霜系数；

COPf——结霜时热泵机组的性能系数；

COPASHP——相同工况下不结霜时热泵机组的性能系数。

3）经济性评价指标

每平方采暖建筑日均耗电量Pi计算公式为：

式中：

Pi——每日每平方采暖建筑的耗电量，kW⋅h/m2⋅天；

P——采暖测试期内总用电量，kW⋅h；

t——采暖测试的时间段，天；

S——采暖建筑总面积，S=7,950 m2。

每平方采暖建筑面积日均采暖费用Ai的计算公式为：

式中：

Ai——每日每平方采暖建筑的供暖费用，元/m2⋅天；

C——医院电价，C=0.8601 元/kW⋅h。

3 结果与分析

采暖建筑面积约8,700 m2，系统设计冬季热负荷为 850 kW，本文冬季采暖测试周期：2016年 1月19日～2016年3月4日，共45天。在测试周期内，共有4天结霜天气，平均结霜系数Df为0.96；日均热泵机组COPH为 3.12；日均耗电量为2,260 kW⋅h，日均每平方采暖费用Ai为0.25元/m2。

3.1 系统性能分析

测试周期内，共2次中断测量设备进行数据存档整理。测试数据按测量时间段依次归类，共3组：1）1月19日～28日；2）1月29日～2月15日；3）2月16日～3月4日。本文详细分析了不同环境气象参数下的热泵机组性能。

3.1.1 热泵系统数据分析

如图3所示，观察2016年1月19日～28日的热泵系统测试区和采暖建筑测试区的各点温度变化情况。测量周期内，平均室外干球温度 2.64 ℃。1月23日～25日出现极端恶劣天气，室外日均干球温度分别为-5.10 ℃、-6.90 ℃和-2.80 ℃。热泵系统运行效率降低但蒸发器表面并无结霜现象，采暖建筑室内供热稳定。采暖周期内平均总供/回水温度、单台热泵平均供/水温度、平均建筑供/回水温度和平均新风供/回水温度分别是 42.3 ℃/38.8 ℃、46.7 ℃/40.0 ℃、41.2 ℃/35.8 ℃和 41.3 ℃/39.5 ℃。测量周期内，热泵系统能始终保持总供水温度37.5 ℃以上。整个测量周期内，建筑供热量普遍大于新风供热量（极端恶劣天气下的情况除外）。建筑供热为主要供热单元；新风供热为次要供热单元。

极端恶劣天气内期间，如图3中a和b区域所示，23日3：00室外干球温度3.10 ℃，露点平均温度1.51 ℃。热泵机组出现短暂的结霜现象，系统进入间歇启停模式，根据热泵出水温度，启停热泵机组。单台热泵出水温度最低41.7 ℃，热泵系统总供/回水均未有明显改变，室内供暖保持正常。如图 3中 c区域所示，出现测量周期内最冷天气，日平均温度为-6.90 ℃，单台热泵供水温度均值48.6 ℃，系统总供/回水建筑、新风供水、单台热泵供/回水温度均出现下降，而建筑回水和新风回水温度基本不变，其日均值分别是42.6 ℃和41.5 ℃。此时，新风供热需求大于建筑供热需求。建筑供热为次要供热单元；新风供热为主要供热单元。如图3中d区域所示，室外干球温度和室外平均露点温度分别是：-4.2 ℃和-18.9 ℃。蒸发温度远高于露点温度，热泵机组蒸发器侧无结霜现象。

图3 热泵系统各点温度值变化情况

3.1.2 采暖建筑数据分析

室外平均干球温度2.64 ℃，第1～4层楼大厅月平均温度分别为 22.7 ℃、19.2 ℃、15.7 ℃和 14.6 ℃。其中，高楼层大厅用户窗常开，导致第3和第4层楼大厅室内温度偏低。各楼层病房月平均温度为24.9 ℃。病房人员日间习惯窗户微开，保持室内空气流通，故日间室内温度存在小范围波动，室内温度基本不低于20 ℃。

在极端恶劣天气（23日～25日）下，采暖建筑各层医生办公室和病房基本不受影响，始终保持室内温度20 ℃以上。采暖建筑第3和第4层楼大厅温度有下降，基本维持在10 ℃以上。

3.1.3 热泵系统能效分析

对各采集数据综合分析，整个冬季采暖测试时间为2016年1月19日～3月4日，共45天。总体性能指标如表3所示，采暖周期内平均结霜系数为0.96。其中，共有4天结霜天气（分别为：1月28日、1月29日、1月31日和2月1日）在换热器翅片表面有结霜，结霜系数分别为0.96、0.94、0.97和0.98。

如图4所示，日均耗电量P与干球温度呈反比关系趋势，测试采暖周期内日均耗电量2,260 kW⋅h。

图5展示了系统性能指标与室外干球温度的变化关系。其中，日均热泵机组COPH为3.12；日均热泵系统COPASHP为2.76；日均采暖系统COPSYS为2.36。

表3 性能评价指标值

图4 干球温度与日均耗电量P随时间变化图

图5 COP与干球温度随时间变化图

整理室外干球温度与热泵系统各项性能指标关系[14-17]，得出关系如图6所示，在室外干球温度为2.82 ℃左右时，系统整体运行效率达到最大值。随着室外温度逐渐升高，热泵机组COPH提高，热泵系统COPASHP降低，采暖系统COPSYS降低。

3.1.4 能效变化原因分析

如图6所示，室外干球温度与系统性能指标的变化关系分析如下：

1）在测试采暖周期内，当室外干球温度低于2.82 ℃时，系统的整体性能指标（包括热泵机组COPH，热泵系统COPASHP和采暖系统COPSYS）随着温度上升而提高；

2）当室外干球温度等于 2.82 ℃时，热泵系统COPASHP和采暖系统COPSYS达到峰值；

3）当室外干球温度超过2.82 ℃时，机组COPH随着温度升高而提高；而热泵系统COPASHP和采暖系统COPSYS随着温度升高而下降。

系统的主要设备功率如下：单台热泵机组功率为39.3 kW；单台水泵功率为15.5 kW；室内风机共264台，风机总功率为25 kW。由于室外干球温度升高，室内供暖需求减少，热泵机组运行数量减少，使得采暖水泵和室内风机等占主要运行能耗。

系统能效变化原因分析如下：

1）当室外干球温度低于 2.82 ℃时，为满足室内供暖需求，热泵机组运行台数保持在3台或以上，机组运行功率占系统总功率的3/4以上，热泵机组运行功率在系统性能指标上起主导作用。室外干球温度提高，热泵机组COPH运行效率提高，热泵系统COPASHP和采暖系统COPSYS提高；

2）当室外干球温度高于 2.82 ℃时，室内供暖需求降低，热泵机组运行台数降低至2台或以下，机组运行功率占系统总功率1/3以下，水泵和室内风机的运行功率影响整体热泵系统的效率。室外干球温度提高，热泵机组COPH运行效率提高。同时，室内供暖需求减少，热泵机组运行功率占实际运行功率的比重降低，热泵系统COPASHP和采暖系统COPSYS随室外干球温度升高呈降低趋势。

图6 COP与室外干球温度变化关系

3.2 结霜工况分析

3.2.1 数据分析

本文选取典型结霜日（1月29日10：00～1月30日11：00），对热泵机组在结霜环境下工况做进一步分析。结霜工况下各项性能指标平均值如表4所示。

由图 7可以看出，1月 29日10：00～16：30室外平均干球温度为 3.5 ℃，平均湿球温度为 3.0 ℃。热泵机组蒸发器表面侧有结霜现象，系统进入间歇启停模式，平均总供水温度为33.1 ℃。1月29日16：30～17：30，环境干球温度不变，含湿量逐渐降低，露点温度逐渐下降；1月 29日 17：30～30日 11：00，系统进入普通运行模式。在结霜工况下，1楼、2楼、3楼和 4楼平均室内温度分别为 23.0 ℃、23.5 ℃、23.1 ℃和24.6 ℃，采暖建筑供暖正常。

观察图7中a和b区域，在16：24时，空气湿度降低，此时总供水温度为31.3 ℃；在16：54时，热泵系统总供水温度首次达到40.3 ℃；在17：36时，回水温度达到 40.2 ℃，表明热泵系统开始稳定运行，此时环境温度 3.41 ℃，露点温度 0.12 ℃。热泵系统在结霜时，可保持总供水温度保持在33.0 ℃附近，但达不到设定值要求温度（44.0 ℃）。

表4 结霜日下各项性能指标值

图7 结霜工况下热泵系统各点温度变化

3.2.2 能效比分析

如图 8所示，结霜工况下（1月 29日 10：00～16：30），系统进入间歇启停模式，热泵机组COPH下降，均值为2.89。当系统结束化霜进入普通模式后（1 月 29 日 18：00～30 日 11：00），各COP值上升，系统开始正常运行。如图9所示，在结霜工况下，系统供电总功率维持恒定，在小范围内（113 kW～115 kW）正常浮动。

图8 各COP值与室外干湿球温度变化图

图9 室外干湿球温度与功率周期变化图

3.3 经济性分析

如图10所示，在测试周期内，日均耗电量为2,559 kW⋅h，每平方日均耗电为0.29 kW⋅h，每天每平方采暖费用为0.25元。系统在高负荷日均消耗3,943 kW⋅h，低负荷日均消耗696 kW⋅h。

如图11所示，每平方日均采暖费用和室外干球温度成反比趋势。室外干球温度越高，每平方日均采暖费用越低。

图10 COP与每平方日均采暖费随时间变化关系

图11 每平方日均采暖与干球温度变化关系

4 总结

本文对南京某医院的空气源热泵采暖系统进行冬季采暖测试，得出以下结论：

1）单台热泵平均COPH为3.12，运行良好。随着室外干球温度上升，单台热泵机组的工作效率随之提高。热泵压缩机功率为 39.3 kW，水泵功率为15.5 kW。故当实际热泵运行台数减少时，水泵及末端风机盘管的电功率将直接影响系统的能效比。结合本项目测试数据分析，当室外干球温度达到2.82 ℃时，热泵系统COPASHP和采暖建筑COPSYS会降低；

2）夏热冬冷地区，结霜天气较少，使用空气源热泵进行冬季采暖可以达到节能减排的目的。在本测试周期（共45天）中，出现2天恶劣天气和4天结霜现象，最低总出水温度为 33 ℃，系统仍能保持正常供暖。结合本项目测试数据分析，当露点温度接近3 ℃时，热泵蒸发器会有结霜现象；

3）整个冬季采暖测试过程中，机组高负荷时期，日均消耗3,943 kW⋅h；机组低负荷时期，日均消耗696 kW⋅h；整个测量周期内，日均耗电量平均值为2,559 kW⋅h，每平方米日均耗电为0.29 kW⋅h，每天每平方米采暖费用为0.25元。在夏热冬冷地区，热泵机组采暖工况条件适宜，能满足经济性和舒适性要求。

参考文献：

[1] 杨慧泉. 北方空气源热泵采暖： 机遇与挑战并存——2014年中国热泵产业联盟会在北京召开[J]. 制冷与空调, 2014, 14(9)： 63-64.

[2] 孙晓琳, 姚春妮, 赵恒谊, 等. 空气热能纳入可再生能源的技术路径研究[J]. 制冷技术, 2015, 35(5)： 36-40.

[3] 李素花, 代宝民, 马一太. 空气源热泵的发展及现状分析[J]. 制冷技术, 2014, 34(1)： 42-48.

[4] 胡文举. 空气源热泵相变蓄能除霜系统动态特性研究[D]. 哈尔滨： 哈尔滨工业大学, 2010.

[5] 田长青, 石文星, 王森. 用于寒冷地区双级压缩变频空气源热泵的研究[J]. 太阳能学报, 2004, 25(3)： 388-393.

[6] 杨铭. 改善空气源热泵低温适应性的技术研究[D]. 哈尔滨： 哈尔滨工业大学, 2007.

[7] 李宁. 广义空气源热泵在中国的适用性研究[D]. 北京：清华大学, 2015.

[8] 李宁, 石文星, 王宝龙, 等. 广义空气源热泵制热/除霜周期的性能模型[J]. 制冷学报, 2015, 36(2)： 1-7.

[9] 韩志涛. 空气源热泵常规除霜与蓄能除霜特性实验研究[D]. 哈尔滨： 哈尔滨工业大学, 2007.

[10] 黄文宇, 丁连锐, 王宝龙, 等. 空气源热泵现场性能测试技术的研究进展[J]. 暖通空调, 2017, 47(7)： 1-10.

[11] 曹琳, 胡文举, 姜益强, 等. 空气源热泵相变蓄能除霜系统动态特性实验研究[J]. 哈尔滨工程大学学报,2011, 32(10)： 1367-1373.

[12] 李晓虹, 封海辉, 刘克福. 空气源热泵热水机组应用能效评价研究[J]. 给水排水, 2016, 42(3)： 86-90.

[13] 袁明征. 空气源热泵热水器性能测试方法与国家标准分析[J]. 制冷与空调, 2015, 15(3)： 82-85.

[14] 张晓林, 翟晓强, 徐鹏飞. 基于 TRNSYS的空气源热泵空调系统仿真研究[J]. 制冷技术, 2015, 35(6)： 32-36.

[15] 周岳, 赵晓玥, 唐贝茗, 等. 采用自然对流换热的空气源热泵热水器实验研究[J]. 制冷技术, 2015, 35(2)： 13-17.

[16] 范晨, 梁彩华, 江楚遥, 等. 空气源热泵结霜/除霜特性的数值模拟[J]. 制冷技术, 2014, 34(1)： 18-25.

[17] 曲明璐, 余倩, 李封澍, 等. 空气源热泵除霜问题的研究现状及进展[J]. 建筑节能, 2016(8)： 1-5.