集中式空气源热泵用于采暖工程的实例研究

赵宝国，王立群，韩献军

（1-顿汉布什（中国）工业有限公司，山东烟台 264003；2-冰轮环境技术股份有限公司，山东烟台 264002）

0 引言

空气源热泵从空气中取热，消耗少量电能，输出可供采暖利用的高品位热能，目前已成为清洁供暖的主流产品。具有高效、节能、无污染等多重优点的空气源热泵技术为暖通空调技术的发展提供了方向[1-2]，近年来在北方地区冬季采暖中扮演了越来越重要的角色。国务院官网发布了《关于印发“十三五”控制温室气体排放工作方案的通知》，鼓励并支持以空气源热泵为代表的新能源产业发展。在“煤改电”工程[3]实施的大环境下，加快热源端清洁化改造，重点围绕解决散煤燃烧问题，按照“集中为主，分散为辅”和“宜气则气，宜电则电”原则，因地制宜推进燃煤设施清洁化改造。各省市也已根据自身条件制定了相关推进政策。空气源热泵采暖必将迎来更加广泛的应用。

近年来，空气源热泵技术向低温方向发展。一般采用低温热泵专用的涡旋压缩机（喷气增焓或喷液），并配合大片距翅片换热器的系统组合形式，此种系统形式应用的最低环境温度可达-25 ℃，能够做到在低温环境下完全不用电加热辅助[4-6]。此外，为提高低温空气源热泵的效率，对于除霜的解决方案许多人做了大量的研究。黄虎等[7]通过对空气源热泵的结霜情况进行测试，发现霜层厚度达到一定数值时，对机组的能效比（Coefficient of Performance，COP）等参数有明显的影响。KRAKOW等[8]提出在热气旁通除霜循环中增加一个辅助蒸发器，实验结果表明，热泵系统可以稳定工作，避免了除霜过程中压缩机吸气带液的情况。虽然提出的除霜方式较多，但并不够完善，需要继续研究[9-16]。

本文将从实际工程应用的角度，对存在的问题进行说明和分析，给出解决的方案，提出集中式空气源热泵系统的概念；并在实际采暖工程实例中加以验证，为空气源热泵采暖应用提供参考。

1 传统空气源热泵应用

1.1 补气增焓热泵系统

图1为传统空气源热泵模块系统简图，采用涡旋压缩机补气增焓，随着涡旋压缩机技术的进步，空气源热泵模块的运行环境温度范围更加宽泛，运行效率进一步提升。

补气增焓技术能够较好地改善低温环境下压缩制冷循环的效率，降低压缩机排气温度，提高制冷设备的效率以达到节省能源的目的[17]。张华俊等[18]通过实验在-10 ℃～-15 ℃的低温环境中发现，该系统仍然具有较高的制热能力和供暖温度，能够满足寒冷地区冬季的采暖要求，但随着环境温度的升高，补气改善性能系统的效果变差。

图1 补气增焓热泵系统简图

1.2 工程应用中的不足

随着传统空气源热泵在越来越多的采暖工程中大规模使用，以下几个问题表现得越来越突出。

1）占地面积大。由于传统空气源热泵单台容量小，所以机组台数较多，占地面积较大。以某小区为例，小区供暖面积67,000 m2，设备摆放面积接近400 m2。对于寸土寸金的城市小区来讲，要摆放如此众多的设备，设备占地大是个棘手的问题。

2）机组摆放紧凑，对换热效果有影响。由于考虑节省用地，设备间距被迫变小，“设备方阵”中间位置出现“冷岛效应”，造成处在这个位置的设备换热效率低下。以某小区为例，经过现场运行测试，3排设备当中，中间一排的效率平均比边上两排低15%左右。

3）设备降噪难度大。经过降噪优化设计的传统空气源热泵，设备噪音为61 dB，10 m以外也有45 dB，尤其压缩机产生的长波震动会传得非常远。由于空气源热泵的蒸发器必须露天放置，所以机组无法进行封闭降噪。

4）水侧换热器无法进行拆卸清洗。热泵在加热循环水过程中会有水垢产生，对于补水频繁的系统结垢更为严重。传统的空气源热泵为了增大换热面积并有效降低成本，全部采用封闭式高效换热器，这种换热器不能拆卸清洗。

5）空气源热泵系统在低温工况下运行时，蒸发器表面霜的形成导致换热器传热效果恶化，且增加了空气流动阻力，使得机组的制热能力下降，严重时机组会停止运行，因此，提高蒸发侧的除霜和延缓结霜技术是提高空气源热泵在低温环境下制热性能和系统稳定性的有效途径之一[19]。

2 集中式空气源热泵应用

2.1 系统构成

针对以上工程应用中出现的问题，本文结合已有行业经验，提出集中式空气源热泵的系统形式，主要用于30,000 m2以上大中型空气源热泵采暖项目。本系统主要由低温螺杆并联机组、大片距空气侧换热器、桶泵供液系统3部分构成，见图2。

图2 集中式空气源热泵系统简图

整个热泵系统具有以下优势：

1）机组采用大型低温螺杆并联机，单台容量大，占地少；单台容量可达800 P，而传统空气源热泵单台最大容量只有25 P，使缩小机组占地面积成为可能；

2）主机占地少，有利于封闭降噪；主机自带箱体，相对封闭的环境有利于阻隔噪音向机房外传递；

3）桶泵供液系统效率高，能实现冷媒的远距离输送；桶泵供液能使整个系统提高效率20%左右；冷媒远距离输送，可以使空气侧换热器与主机分开布置，比如安放在楼顶，既可以提高换热效率又能有效降低噪音，还可以缩小设备的占地面积；

4）空气侧换热器采用大片距冷库专用冷风机，抗结霜能力更强；传统空气源热泵的换热器片距分别是1.8 mm和3.0 mm；而集中式空气源热泵的换热器片距加大到4.0 mm，抗结霜能力更强；

5）水侧换热器采用大型壳管式换热器，换热效率高，可拆洗。

2.2 负荷匹配

如图3所示，所需供暖热负荷随环境温度降低而直线增加；由压缩机性能曲线可知，制热能力随环境温度降低而近似线性衰减，制热COP随环境温度降低近似线性衰减；需热量与供热能力曲线交叉点的温度值即为能够满足采暖温度需求的环境温度下限。

根据2000年以来烟台地区采暖季日平均温度的历年平均值绘制采暖季逐日热负荷变化图，见图4。据图可知，烟台的采暖季最低温度在1月下旬及2月上旬；采暖季首尾所需热负荷约等于最大供热负荷的一半，即要求热泵机组供热能力可调，并且在50%负荷以下高效运行。以上变化规律对全国各地具有通用性。

图3 制热量和需热量随环境温度的变化

图4 烟台采暖季逐日热负荷变化图

图3说明，热泵机组适合于采用多机并联方式，随着环境温度降低增加机头数量，采用单级压缩机并联还是双级压缩机并联则需根据环境温度及运行工况决定。图4说明，采暖季逐日负荷变化情况与多机并联热泵系统的能量调节方式相匹配，可保证采暖季部分负荷下的高效运行。

2.3 结霜分析

蒸发器翅片表面温度低于0 ℃并且低于空气露点温度时，换热器空气侧表面结霜。根据传热公式：

式中：

Q——总换热量，W；

αo——空气侧换热系数，W/(m2·K)；

F——空气侧换热器总换热面积，m2；

tao——出风温度，℃；

tai——进风温度，℃；

tf——翅片温度，℃；

K——总换热系数，W/(m2·K)；

te——蒸发温度，℃。

根据空气侧换热器选型数据表可知总传热系数K及空气侧换热系数为αo，由上述计算公式可以计算蒸发器翅片表面温度tf；与环境条件下的露点温度td比较，进而判断翅片表面是否结霜。举例如下：总传热系数K为38 W/(m2·K)，空气侧换热系数αo为67 W/(m2·K)，在环境温度ta为0 ℃，相对湿度RH为70%的设计工况下，此点的露点温度td为-4.8 ℃，此条件下的翅片表面温度tf为-4.4 ℃，翅片温度高于露点温度，空气侧换热器翅片表面不会结霜。在ta为-10.0 ℃，相对湿度RH为70%的设计工况下，此点的露点温度td为-14.4 ℃，此条件下的翅片表面温度tf为-14.1 ℃，同样，空气侧换热器翅片表面不会结霜。

根据烟台地区气象参数，相对湿度基本在70%以下，通过控制空气侧换热器进风温度与蒸发温度之间7 ℃换热温差，理论上可以保证蒸发器在相对湿度70%以下不结霜运行，设计换热温差为7 ℃，正好发挥了泵供液系统的优势，如此则最大可能地减少了空气侧蒸发器融霜对系统性能的影响，同时，为应对极端恶劣天气的结霜情况，仍然设置了热气融霜功能，完善控制逻辑，按需融霜，最大限度减少因空气侧换热器融霜带来的能耗增加。

3 集中式空气源热泵用于采暖工程的实例分析

4 结论