双回路热泵换气热回收系统实验研究

贾潇雅，马国远，周峰，刘帅领，吴国强

(北京工业大学环境与生命学部，北京，100124)

建筑新风系统可为室内空间提供新鲜空气，保障空气的品质[1−2]。但在炎夏和寒冬，室内外温差较大，室内排风带走大量的能量，这就要求新风系统必须搭载热回收装置才可降低建筑通风的能耗[3]。目前，国内外对于就独立新风系统的研究基本集中在热回收和其他制热制冷技术相结合的方向[4−5]，广泛使用的热回收装置有转轮式、板翅式、中间热媒式和热泵式等[6−7]，其中，适用于居住建筑的热回收装置以板翅式为主，人们对该类热交换装置的显热和潜热交换特性[8−9]及其与热泵组合系统的节能和适用性进行了相关研究[10]。板翅式热回收装置占用室内空间较大[11]，存在交叉污染的风险，当空气质量较差时，用于全热交换的膜材质板式热交换器也容易堵塞，长时间的冷凝水积存会滋生霉菌，后期维护成本较高。热泵热回收系统避免了这些缺点，冬季时，室内的高温排风经过热泵系统的蒸发器进行热回收，从而提高了系统循环的蒸发压力；夏季时，热泵系统的冷凝器又回收了室内低温排风的冷量，从而降低了系统循环的冷凝压力，改善了系统运行工况条件。GUSTAFSSON 等[12]通过对3 种HVAC 系统的性能对比，验证了热泵式热回收的HVAC 系统具有系统能效高、焓差利用率高和运行工况广等优势。杨昌智等[13]以常德某办公楼空调系统为例，对转轮式热回收和热泵式热回收方案进行了经济性分析，结果表明这2种热回收方案的系统运行费用比原空调系统减少了33%～35%，且热泵式热回收方式的经济性比转轮式热回收方式的经济性好。NG 等[14]通过记录热泵式热回收装置全年的运行数据对其经济性分析，结果表明该系统全年可减少7%的能耗。基于这些应用优势，热泵式热回收系统在建筑节能中得到广泛应用[15−17]。由于建筑能耗约束，建筑的排风量必须限制在一定范围内，在严寒季节，当室外温度持续降低时，热泵系统的循环流量也持续降低，极大地阻碍了系统制热量的提升。虽然复叠式和多级压缩式的循环系统能够改善热泵系统在极端工况下的运行性能，但这2种热泵系统形式复杂，不适合居住建筑的应用场景。WANG 等[18]采用多个独立热泵回路运行的循环方式，避免了各回路间循环工质的热质交换，提升了极端工况下的循环流量，使热泵式热回收系统在寒冷季节的运行性能得到了提升。但搭载多个压缩机的多回路热泵系统会占据较大的室内空间，不利于在室内空间非常有限的场景应用，且为了提高空间利用率，目前，新风热回收装置也在往集成化、墙体嵌入式的方向发展和改进。

本文作者设计一种具有2个独立吸排气口的新型双缸旋转压缩机，使双回路热泵系统更加紧凑，2 个气缸在2 个热泵回路中独立运行。通过实验研究新型压缩机的双回路热泵热回收系统在冬季和夏季工况下的运行性能。

1 压缩机和实验系统设计

1.1 压缩机样机

根据双回路压缩原理设计的双缸独立吸排气旋转压缩机如图1所示，表1所示为新型压缩机的部分参数。由图1可见：压缩机内部的曲轴带动A和B这2个旋转活塞进行旋转运动来完成制冷剂蒸汽的压缩，2 个气缸分别独立运转，且2 个气缸之间不存在工质的掺混接触，单个压缩机存在2个不同状态的吸气压力和排气压力。

图1 双缸旋转压缩机Fig.1 Paralleled rotary compressor

表1 双缸旋转压缩机参数Table 1 Parameters of paralleled rotary compressor

1.2 实验原理和实验系统设计

图2所示为搭载新型独立双缸旋转压缩机的双回路排风热回收系统的实验原理图和实物图，图3所示为双回路循环的压焓图(P−h图)。图3中的C1—C2—C3—C4热泵循环代表传统单回路热泵循环，与传统单回路热泵循环相比，由小压比A 回路和B回路循环所构成的双回路热泵循环能够减小热泵系统在冬季低温工况时工质流量的衰减，从而提高系统整体性能[18]。如图2中紫色箭头表示的冬季工质循环所示，在冬季工况时，室外的低温新风(图2中的蓝色箭头)经过A 回路的冷凝器(1 号换热器)被预加热，然后被B 回路的冷凝器(2 号换热器)再加热，室内的高温排风先经B 回路的蒸发器(4 号换热器)进行热回收，再经过A 回路的蒸发器(3 号换热器)进行再回收。受风温的影响，A 回路的蒸发压力和冷凝压力均比B回路的低，因此，A回路为低压回路，B回路为高压回路。夏季工况下的变化情况相同。从而在不同温度和压力区间运行的独立小压比的A回路和B回路循环构成了双回路热泵循环系统。同时，1.1节中所设计的独立双缸旋转压缩机简化了多回路系统的工质压缩部分，系统变得更加紧凑，减小了系统安装所需的建筑空间。

图2 双回路热泵换气热回收系统原理图Fig.2 Schematic diagram of paralleled loop heat pump for ventilation heat recovery

图3 双回路循环的P−h图Fig.3 P−h diagram of paralleled loop cycle

1.3 数据采集

实验在室内/外环境模拟舱进行，新风和排风的风速均为3.61 m/s，每次变换运行工况后，系统稳定运行2 h 后开始数据采集[19−20]，数据采集过程中的环境温度波动小于0.3 ℃，数据采集装置的参数见表2，测试工况见表3。

表2 数据采集装置的参数Table 2 Parameters of data acquisition unit

表3 测试工况Table 3 Test conditions

1.4 系统性能系数计算

系统换热量和性能系数均根据标准ISO 5151—2017[19]和GB/T 7725—2004[20]来测定和计算，换热量由风侧的进出口状态来计算。冬季工况时的系统制热量计算如下：

式中：Qh为冬季工况下的制热量，W；qair为新风风量，m³/s；cpa为空气的质量定压热容，J/(kg·℃)；tf1和tf2分别为新风的进、出口温度，℃；v为比体积，m³/kg；W为空气湿度。

夏季工况时的系统制冷量为

表4 蒸发器/冷凝器参数Table 4 Parameters of condenser/evaporator

式中：Qc为夏季工况下的制冷量，kW；hf1和hf2分别为新风的进口焓和出口焓，J/g。

双回路排风热回收系统的性能系数η为

式中：Q为换热量，kW；Wcom为压缩机功耗，kW；Wfan为风机功耗，kW。

2 实验结果和分析

2.1 系统压比

图4所示为不同室外工况运行条件时A和B这2 个回路压比的变化情况。由图4可知：在冬季工况时，随室外温度降低，A回路的压比从1.59降至1.20，B 回路的压比从1.83 降至1.21，这是因为当室外温度不断降低时，流过冷凝器的新风温度也持续降低，从而引起冷凝压力下降，虽然蒸发器侧的排风温度不变，但受冷凝压力降低的影响，实验中对蒸发器进、出口压力的采集结果显示蒸发压力小幅下降。由于冷凝压力的下降幅度大于蒸发压力的下降幅度，最终A和B这2个回路的压比呈下降趋势。

图4 A和B回路的压比Fig.4 Pressure ratio of A and B loop

在夏季工况时，随室外温度从30 ℃升至40 ℃，A回路的压比从1.71降至1.60，B回路的压比从1.99 降至1.96，整体下降幅度较小。夏季时，室外温度不断升高，流过蒸发器的新风温度也持续升高，从而引起蒸发压力升高，虽然冷凝器侧的室内排风温度维持不变，但受蒸发压力升高的影响，实验中对冷凝器进、出口压力的数据采集结果显示冷凝压力小幅上升，由于蒸发压力的上升速度比冷凝压力的升高速度大，最终A和B这2个回路的压比呈轻微下降趋势。即当室内外温差增大时，系统压比整体降低。

2.2 系统工质循环流量

冬季和夏季室外测试工况运行条件下的系统工质循环流量如图5和图6所示。由图5和图6可知：在冬季工况下，随室外温度降低，A回路和B回路的工质循环流量均逐渐降低，由于压缩机的B缸容量比A 缸的大，使高压回路的整体工质循环流量大于低压回路的循环流量。双回路系统的循环总流量从室外15 ℃时的90.06 kg/h到−15 ℃时的49.54 kg/h，降低了44.99%。这是由于在冬季工况时，随室外温度降低，进入热泵系统冷凝器的风温不断降低，导致冷凝压力下降，从而节流后的工质压力也会降低，使蒸发压力下降，压缩机的吸气比容增大，最终循环工质流量逐渐减小。夏季工况时系统运行的工质循环流量的变化也与冬季工况时相似，双回路系统的循环总流量从室外30 ℃时的98.37 kg/h到40 ℃时的110.39 kg/h，增长了12.22%，由于夏季工况的室外温度范围跨度较小，系统的工质循环流量变动幅度比冬季工况的变化幅度小。

图5 冬季工况下的系统工质循环流量Fig.5 Mass flow rate of refrigerant of system in winter

图6 夏季工况下的系统工质循环流量Fig.6 Mass flow rate of refrigerant of system in summer

2.3 系统功耗

图7所示为双回路排风热回收热泵系统在不同室外工况下的功耗情况，功耗的变化主要受压比和工质循环流量的影响。由图7可见：在冬季工况时，随室外温度降低，系统功耗由15 ℃时的466 W 下降至−15 ℃时的408 W。这是因为当室外温度降低时，热回收系统的冷凝压力因新风温度降低而大幅降低，虽然蒸发压力也会因节流后工质压力降低而降低，但由于进入蒸发器的风温始终是20 ℃的高温室内排风，所以，在冬季工况时，蒸发压力随室外温度降低的降幅很小，总体循环压比呈减小趋势，质量流量也逐渐减小，压缩机功耗降低，而风机功耗不变，从而导致系统功耗总体功耗随室外温度的降低而下降。在夏季工况时，随室外温度升高，进入蒸发器的新风温度不断升高而进入冷凝器的室内排风始终维持在27 ℃，使蒸发压力的上升幅度大于冷凝压力的上升幅度，循环压比逐渐减小，最终系统功耗从30 ℃时的578 W 小幅降低至40 ℃时的572 W。由此可见，双回路排风热回收系统的功耗均随室内外温差的增大而逐渐减小。夏季测试工况下的系统功耗远比冬季测试工况下的系统功耗高，这是因为相对于冬季，夏季的室内外温差较小，热回收系统的压比比冬季工况时的压比高，较大的压比意味着较大的压缩机功耗，同时，夏季工况下的系统循环流量也较高，大压比和高质量流量使夏季运行工况下的系统功耗远比冬季的高。

图7 系统耗功Fig.7 System power consumption

2.4 制热/制冷量

图8所示为排风热回收系统在不同测试工况下的制热/制冷量。由图8可知：在冬季工况下，系统制热量在15 ℃时为3.52 kW，而后先升高，在室外温度为5 ℃时达到峰值3.9 kW，随室外温度降至−15 ℃时，制热量降至2.81 kW；当室外温度降低时，处理室外新风的冷凝器内工质压力逐渐降低，冷凝压力的降低使节流后的蒸发压力也降低，从而蒸发温度降低，而室内的高温排风作为热回收系统的热源，在冬季工况时始终维持在20 ℃，这使蒸发器的换热温差增大，排风热回收系统能够从热源吸取更多的热量，但在这过程中，系统工质的循环流量不断衰减，因此，热回收系统从热源的吸热量无法持续增加，随室外温度不断降低，过低的工质循环流量使系统热回收能力转而下降，制热量也从室外温度降至5 ℃以下后开始呈下降趋势。

图8 系统制热/制冷量Fig.8 Heating/cooling capacity of system

在夏季工况下，排风热回收系统制冷量从30 ℃时的2.12 kW 随室外温度升高到40 ℃而升至2.99 kW。室外温度的升高增大了系统蒸发器的换热温差，同时，系统工质的循环流量也随室内外换热温差的增大而升高，最终，换热温差的增大和循环流量的提升共同促进了排风热回收系统制冷量的提升。

2.5 系统性能系数

图9所示为冬季测试工况和夏季测试工况时系统性能的变化情况。由图9可知：在冬季工况下，当室外温度由15 ℃下降至5 ℃时，系统性能系数升高，这与系统制热量的变化趋势相一致，而这期间功耗降低幅度较大，导致了性能系数大幅升高；当室外温度为0 ℃时，性能系数达到峰值8.77，之后随室外温度持续降低，制热量的降幅逐渐增大，而功耗的降幅逐渐减小，使这个室外温度段下性能系数的变化趋势主要受制热量大幅下降的影响，呈现下降趋势，且降幅逐渐增大。在夏季测试工况时，随室外温度升高，系统功耗小幅下降，而系统制冷量线性大幅增大，使系统性能系数的变化主要受制冷量提升的影响，从30 ℃时的3.87逐渐增至40 ℃时的5.22。

图9 系统性能系数Fig.9 System coefficient of performance

3 结论

1)采用新型独立双缸旋转压缩机的排风热回收系统运行稳定，在室内外温差较大的工况条件下仍保持较好的运行性能。

2)在冬季工况下，随室外温度降低，系统压比、工质循环流量和系统功耗均逐渐降低，制热量和系统性能系数先升高后降低，且下降幅度由小变大。当室外温度为5 ℃时，制热量达到峰值3.9 kW，当室外温度为0 ℃时，性能系数达到峰值8.77。

3)在夏季工况下，随室外温度从30 ℃升至40 ℃，系统压比小幅降低，工质循环流量、功耗、制热量和系统性能系数均增大，但工质流量和功耗的增幅较小，制热量和系统性能系数升幅较大，分别从2.12 kW和3.87升高至2.99 kW和5.22。