低温空气源热泵压缩机壳体热回收的制热特性研究

蔡松素，张家璇，刘忠宝*，韦自妍

（1-合肥通用机械研究院有限公司，安徽合肥 230031；2-北京工业大学环境与生命学部，北京 100124）

0 引言

空气源热泵以电能为驱动力，将室外环境空气作为冷、热源，向被调节对象（如室内）提供冷、热量。这种环保、高效的能源供给方式在低品位能源利用方面具有明显的竞争优势[1]。近年来，由于燃煤锅炉供热、热水供应和住宅采暖造成了华北地区空气污染严重的问题[2]。空气源热泵由于易于安装、节能环保而被强烈建议作为供暖装置推广使用[3]，但是空气源热泵在气候较寒冷的地区运行时，会导致其蒸发温度较低、排气温度过高、制热量不足等问题[4-6]，还会因为室外换热器霜层的存在使得热泵运行时制热性能降低，众多因素导致系统难以在气候较低的地区普及[7-10]。

目前在市面上已知用于科学研究及工程应用的相变材料有很多种，根据材料的元素构成可以分为无机类、有机类和复合类相变材料，根据相变温度分为低温相变蓄热材料、中温相变蓄热材料和高温相变蓄热材料[11-12]。一般而言，实验中可选用的相变蓄热材料相变温度在中低温端，这类材料最常见的有熔融盐[13]、石蜡[14]及脂肪酸[15]等。

OOI[16]指出热泵系统输入能量的10%～20%会通过压缩机的管壳散失在周围的环境中，PARK[17]通过实验测出至少有6.3%的输入能量转化为压缩机壳体释放到环境中的废热。齐亚茹等[18]在研究空气源热泵产品在低温环境下的制热性能时，发现引入基于准二级压缩循环的补气增焓技术可使热泵应用于低温工况的性能得到明显改善。王宁等[19]在带有闪发器的两种补气热泵系统性能模拟研究中发现，在补气量相同的条件下，随着蒸发温度的上升，各热泵系统的制热量、功耗和制热性能系数（Coefficient of Performance，COP）均呈现出增加的趋势，而压缩机的排气温度则逐渐降低。娄凤飞等[20]研究了利用压缩机壳体余热构建双蒸发器，设计了一个用石蜡包裹住压缩机外壳构成的相变蓄热器，将其作为系统都第二蒸发器，针对压缩机排气温度过高，吸气温度过低等问题做出了改进。

1 实验装置

1.1 系统流程设计计算

使用一台1.5 HP变频热泵热水器进行改造，制冷剂为R410A，充注量为1.4 kg。制热量为3 500（1 800～3 700）W，输入功率833（360～910）W，对其相变蓄热器以及改装热泵压缩机的选择进行设计计算。

1.1.1 相变蓄热材料的选择计算

相变蓄热材料的选择应该考虑以下几个方面因素：1）适合的相变温度，由于相变蓄热器安装在原系统的压缩机外壳上，因此蓄热材料的相变温度应与压缩机运行时的外壳体温度匹配；2）导热系数高，相变材料应当采用导热系数高的材料，这样方便热量在短时间内压缩机外壳产生的能量；3）相变潜热较大，这样可以使用较小的体积来制作相变蓄热器，便于安装在压缩机上；4）环保、稳定性好、无腐蚀性，方便日后的设备应用推广。

综合考虑选择石蜡作为蓄热材料，通过计算压缩机壳体热量确定蓄热材料用量，假设α=10%，即有功率10%的热量转换为压缩机壳体废热，由式(1)和式(2)计算：

式中，Q1为压缩机外壳一个循环的释热量，kJ；t1为压缩机运行周期的平均时长，s；α为占压缩机输入功率的余热比例；P为压缩机的额定功率，kW。通过式(1)计算得到压缩机外壳一个循环的释热量为259.90 kJ。

式中，m为填充的相变蓄热材料的质量，kg；γ为相变蓄热材料的潜热，kJ/kg。由式(2)计算得出所需石蜡质量为1.46 kg。

1.1.2 新热泵压缩机选择计算

在构建新系统循环时，首先考虑新系统的压缩机选择，在选择新系统压缩机时，应考虑到新系统将相变蓄热器作为蒸发器，因此新系统的制冷剂所蒸发产生的冷量应该和相变蓄热器所蓄存的能量在数值上近似相等，以免制冷剂不完全蒸发，压缩机内产生液击现象，影响系统的安全运行。

新系统各设备的理论额定功率计算：

式中，Pc为原系统压缩机的额定功率，W；Pe为新系统蒸发器的额定制冷量，W。

通过式(3)可确定新系统蒸发器的额定制冷量为83.3 W，假设新系统的COP为2.5，即可确定新系统压缩机的额定功率大小。

新系统中压缩机的功率为：

式中，计算得出新系统中压缩机的功率33.32 W。

新系统冷凝器的额定制热量由式(5)计算：

式中，Pcon为新系统冷凝器的额定制热量，W。计算得出制热量为116.62 W。

1.2 系统流程

实验系统流程如图1所示，由两个独立循环热泵系统构成，系统1用实线表示，系统2用虚线表示，实物图如图2所示。系统1是带有补气增焓功能的空气源热泵，采用变频涡旋式压缩机，输入功率833 W，制热量3 500 W，性能系数4.20，内部充入1.4 kg的R410A制冷剂，在系统1的压缩机外壳包裹有一层石蜡制作的相变蓄热器，用于储存压缩机运行时产生的废热；石蜡里盘有系统2的蒸发器用于回收这一部分热量。系统2是一个简单的热泵系统，采用QD25H型号压缩机，充入R134a制冷剂，系统2用于回收系统1的压缩机壳体废热，两系统的冷凝器均放在一个高78 cm直径35 cm壁厚2 cm的圆柱形水箱中。

图1 实验系统流程

图2 系统实物图

1.3 相变蓄热器

相变蓄热器用铁皮制成，采用与压缩机紧密接触的、与其圆形外壳相配合的弧形结构（蓄热槽），来收集压缩机的余热。蓄热槽由外壳、导热板构成，导热板与压缩机壳体紧密贴合，并在两者之间涂抹一层导热硅脂来增强导热。蓄热槽高20 cm，内径10 cm，外径18 cm，蓄热器盘管采用直径6.00 mm、长2.80 m的铜管，以纵向蛇形盘管的形式分布在蓄热器中。为了充分回收热量，所填充蓄热材料的质量与其相变潜热系数之积应近似等于压缩机所散发的热量，通过计算得到相变材料混合石蜡的质量为1.46 kg。图3所示为相变蓄热器实物图。

图3 相变蓄热器实物图

2 实验环境与实验方法

2.1 实验环境

本实验分为常温和低温两部分，常温实验的实验场地位于北京工业大学低温实验室一楼大厅内，低温实验则在北京工业大学低温实验室的环境模拟实验室内，其中低温实验室长和宽均为2 m，高为3 m，墙面使用岩棉板来保温，采用风冷式制冷机组来制取实验所需要的低温，可以满足实验所需要的0、-6、-12 ℃三种低温工况。采用24通道热电偶测温仪和功率仪来记录实验所需的温度和功率数据。

2.2 实验方法

将两个系统的冷凝器均放在水箱中，通过测量水的温度，可以计算出系统产生的热量，该水箱为圆柱状，外壁高78 cm，直径为35 cm，壁厚2 cm，该水箱保温效果较好，短时间内可将其与外界热交换的热量忽略不计，即水箱中的热量全部来自于系统冷凝器所产生的热量。

实验时，首先将开启系统1，记录水箱中的水从30 ℃升到50 ℃所需要的时间，然后将水箱中的水降温至30 ℃以下，再将系统1与系统2两台压缩机同时开启，重新记录水箱中的水从30 ℃到50 ℃所需要的时间。

将水箱中的水在使用系统1和开启系统2后两种情况下温度分别升到50 ℃两次记作一次实验，每次实验的环境温度不同，共进行四种环境温度下的实验，分别为常温、0、-6、-12 ℃，其中0 ℃及0 ℃以下的低温环境实验，将双系统的压缩机和蒸发器都放在低温室里，模拟冬天的室外环境，将水箱放在常温的房间里，模拟冬天的室内环境，连接两个环境的铜管用保温棉包裹起来。

理论上而言，只需要记录水箱中的水在开启原系统和不开启原系统两种情况下的温度上升速度，以及记录双系统开启和只运行原系统两种情况下的功率，通过计算就可以比较得出新系统的开启是否能够强化换热和节约能量，以及产生的热量和节约的能量。

3 实验结果分析

在常温（25～28 ℃三个温度实验三次取平均数据）、0、-6、-12 ℃四种工况下，分别记录只开启系统1和开启双系统模式下，水箱中水温从30 ℃上升到50 ℃所用时间和系统总功率。

3.1 两种运行模式制热数据

表1所示为两种运行模式制热数据。由表1可知，在常温、0、-6、-12 ℃工况下，双系统比系统1系统总用时分别缩短了0.83%、1.22%、2.02%和4.84%；双系统比系统1停机时间分别缩短了0%、0%、13.89%和37.50%。在同工况的运行条件下，相较于只开启系统1，开启双系统能缩短水温上升所用时间，尤其是在低温工况下有了明显的提升，其中在常温实验中系统1的压缩机并不停机，在低温条件下，系统1的压缩机会停机保护，而开启系统2后，压缩机的停机时间也有了较为明显的缩短。

表1 两种运行模式制热数据

3.2 开启系统2的节能情况

通过系统2的开启对系统1的制热能力有了一定提升，若使用电阻丝加热的方式提升系统1制热能力，即将系统2运行所消耗能量换算为电阻丝加热，计算对比只开启系统1、开启系统1和系统2、开启系统1和电阻丝3种制热模式的耗能情况。

常温实验时装水50 L，将该体积水从30 ℃加热到50 ℃耗能4 200 kJ，系统1在常温下用时t=1 210 s，能耗约为0.269 kW·h，平均功率为800 W，系统1的COP为4.33，新加系统2压缩机常温下功率平均95 W，换算成电阻丝加热COP取1，总加热时长为t=1 180 s，能耗约为0.293 kW·h。

0 ℃实验时装水56 L，将该体积水从30 ℃加热到50 ℃能耗为54 704 kJ。系统1在0 ℃用时t=3 280 s，能耗约为0.824 kW·h，平均功率为905 W，系统1的COP为1.58，新加系统2压缩机0 ℃功率平均65 W，换算成电阻丝加热COP取1，总加热时长为t=3 147 s，能耗约为0.848 kW·h。

-6 ℃实验时装水56 L，将该体积水从30 ℃加热到50 ℃所用能耗为54 704 kJ。系统1在-6 ℃用时3 460 s，能耗约为0.902 kW·h，平均功率为938 W，系统1的COP为1.44，新加系统2压缩机-6 ℃功率平均65 W，换算成电阻丝加热COP取1，总加热时长为3 323 s，能耗约为0.925 kW·h。

-12 ℃实验时装水56 L，将该体积水从30 ℃加热到50 ℃所用能量54 704 kJ。系统1在-12 ℃用时t=3 720 s，能耗约为0.977 kW·h，平均功率为945 W，系统1的COP为1.34。新加系统2压缩机在-12 ℃时功率平均65 W，换算成电阻丝加热COP取1，则总加热时长为t=3 533 s，能耗约为1.080 kW·h。

两种运行模式耗能和电阻丝耗能如表2所示，其中不同工况下系统1、加系统2和加电阻丝耗能分别用表示w1、w2和w3表示。

表2 两种运行模式耗能和计算电阻丝耗能

进行经济性分析，改装此系统花费成本包括压缩机、蓄热材料石蜡和铜管，合计总成本为210元，而且此强化制热系统适用于补气增焓系统和普通热泵系统，有良好的应用前景。假设该热泵系统一年工作300 d，前文已给出不同工况下每次运行时长t与能耗w，定义每天24 h该系统运行工作次数为n，计算如式(6)：

每天运行能耗W由式(7)计算：

若按一年运行300 d，用电单价c=0.6元/(kW·h)考虑，一年运行的电费为：

式中，C为运行一年的电费，元；T为一年工作时间，d；n为每天工作次数；W为每天运行能耗，kW·h；c为电费单价，元/(kW·h)。

不同温度工况和运行模式下计算结果见表3。表中C1为系统1运行一年的电费，元；C2为加系统2运行一年的电费，元；C3为加电阻丝运行一年所需电费，元。通过计算与电阻丝强化制热相比，加系统2在常温工况下运行能节省电费593.28元，在0 ℃下运行多耗电费28.726元，在-6 ℃运行节省18.18元，在-12 ℃运行节省413.42元。分析可得，在环境温度越低，节约电费更多。

表3 两种运行模式和加电阻丝运行电费对比

4 结论

本文通过研究低温空气源热泵在不同环境温度下分别只开启系统1和添加系统2（即双系统）的两种工作模式的运行特性，分析实验数据得出如下结论：

1）在不同环境温度工作时，双系统使得水箱水温上升速率明显提高；与同温度下水箱中水到达设定温度所需时间相比，双系统使得加热时间明显缩短，最快可在环境温度-12 ℃时缩短4.84%，可得双系统强化制热在低温下有较好的效果；

2）通过对比添加系统2与添加电阻丝强化制热的耗能，添加系统2比添加电阻丝强化制热更节能，最高可节省能耗9.1%；

3）通过经济性分析，添加系统2的双系统方式与添加电阻丝强化制热相比，一台机器一年节约电费可在环境温度-12 ℃时最多，为413.42元，有较好的节能效益和应用前景。