太阳能增效的复叠式空气源热泵系统能量分析与及分析

刘慧俊， 李风雷

(太原理工大学 土木工程学院， 山西 太原 030024)

城镇化建设造成建筑供暖需求持续增大，从而导致能源消耗直线上升.2017年，中国建筑总运行能耗为9.6亿t，占全社会总能耗的20%，其中，北方城镇供热能耗2亿t，占建筑能耗的20.83%.供暖能耗的增长必然引起以煤炭为主的供暖模式下污染物排放总量的增加，对我国蓝天保卫战提出了巨大挑战，亟需发展清洁能源供暖技术.应用最为广泛的空气源热泵具有使用方便、运行成本低、环保、安全、使用地点不受限制等优点，但单一空气源热泵的应用受到气候条件的制约.因此，一些学者提出采用多能互补驱动空气源热泵，或将其他能源作为空气源热泵供热量不足时的补充热源，以改善空气源热泵的应用局限性.万磊[1]在复合热源换热器的基础上，提出太阳能-空气复合热源热泵系统，可减少室外环境温度和太阳能资源对系统性能的影响.黎珍等[2]建立太阳能耦合空气源热泵一体化热水系统，在夏季工况下，相较于空气源热泵热水系统，该系统平均制热性能系数提高了44.16%；在冬季工况下，相较于空气源热泵热水系统，该系统平均制热性能系数提高了6.56%.Chen等[3]提出一种新型直膨式太阳能辅助补气热泵系统，通过太阳能改善压缩机补气增焓热泵系统的性能.Li等[4]提出太阳能喷射复叠热泵系统，该系统可以明显改善空气源热泵在低温环境下的系统性能.王肖龙[5]研究太阳能-空气源热泵热水系统的运行策略，对太阳能进行充分利用.王洪利等[6]分别将R134a，R1234yf应用于太阳能-空气源复合热泵系统，并进行性能分析，结果表明，选用R134a的系统性能系数(COP)较好，但R1234yf的环保性能更佳.郭春梅等[7]在广东地区不同的太阳辐射条件下，进行供暖、供生活热水实验测试，结果表明，相较于单独空气源热泵，太阳能与空气源热泵复合系统供热性能具有更加显著的优势.Wu等[8]将新型太阳能热管蓄热器应用于直膨式太阳能-空气源热泵系统，系统可根据不同太阳辐射照度切换运行模式，保证系统在寒冷地区的高效运行.刘杰等[9]对比了太阳能与空气源热泵的3种连接方式在兰州地区的应用，结果表明，相较于单独空气源热泵，太阳能-空气源热泵联合供热系统在太阳能集热量、太阳能保证率等方面均有明显改善.Cai等[10]对太阳能与空气源热泵的不同连接方式进行比较，获得不同连接方式的最佳工作条件.Liu等[11]研究一种新型太阳能/空气双源热泵供暖系统，为寒冷地区应用太阳能和空气源热泵的应用提供可靠的参考.陈忠梅等[12]研究太阳能-空气源双压缩热泵系统的制热特性，结果表明，相较于传统空气源热泵，在一定工况下，太阳能-空气源双压缩热泵系统能耗降低了18%.苏树强等[13]针对高原高寒地区设计一种太阳能联合复叠热泵采暖系统，将太阳能集热系统产生的热量作为热泵系统的低温热源.郭瑞等[14]为改善空气源热泵系统在寒冷地区的适应性，提出太阳能喷射增效的中高温空气源热泵系统.

1 系统描述

太阳能增效的复叠式空气源热泵系统及其压力-比焓(p-h)图，如图1，2所示.图1，2中：1～9表示状态点.

图1 太阳能增效的复叠式空气源热泵系统 图2 太阳能增效的复叠式空气源热泵系统p-h图 Fig.1 Solar energy enhanced cascade Fig.2 Solar energy enhanced cascade air-source air-source heat pump system heat pump system p-h diagram

高压侧制冷剂在冷凝蒸发器中吸热后，通过高压压缩机升压后，进入冷凝器，冷凝至饱和液体后，再通过高压膨胀阀回到冷凝蒸发器.低压侧制冷剂在冷凝蒸发器中与高压侧制冷剂换热后，分为两路，一路通过低压膨胀阀节流后进入蒸发器，蒸发器吸热后，变成饱和蒸汽制冷剂，再进入低压压缩机升压至状态点9；另一路进入集热发生器吸热至状态点10，与状态点9混合后，回到冷凝蒸发器中.如此循环，完成制热过程.

2 计算模型

2.1 模型假设

为了简化模型，进行以下3个假设：1) 制冷剂在集热发生器、冷凝器、蒸发器和冷凝蒸发器出口均为饱和状态；2) 以等熵效率考虑压缩机工作过程中的损失；3) 忽略管道损失.

2.2 各部件模型

2.2.1 冷凝器模型 冷凝器换热量Qcn表示为

Qcn=mh(h1-h2).

(1)

式(1)中：h1，h2分别为状态点1，2的比焓，kJ·kg-1，其他比焓的表示类似；mh为高压压缩机的质量流量，kg·s-1.

2.2.2 蒸发器模型 蒸发器换热量Qe表示为

Qe=me(h8-h7).

(2)

式(2)中：me为蒸发器的质量流量，kg·s-1.

2.2.3 集热发生器模型 落在太阳能集热发生器上的太阳辐射热量Qrad表示为

Qrad=AG.

(3)

式(3)中：A为集热面积，m2；G为太阳辐射照度，kW·m-2.

太阳能集热发生器吸收的有效热量Qg表示为

Qg=mg(h10-h6).

(4)

式(4)中：mg为集热发生器的质量流量，kg·s-1.

太阳能集热发生器吸收的有效热量Qg[15]也可以表示为

Qg=A[FRGηopt-FRUL(Tp-Ta)].

(5)

2.2.4 冷凝蒸发器模型 冷凝蒸发器能量平衡，有

Qcin=mh(h4-h3)，

(6)

Qein=(mg+me)(h5-h6)，

(7)

Qein=Qcin.

(8)

式(6)～(8)中：Qcin，Qein分别为冷凝蒸发器的冷凝侧换热量和蒸发侧换热量，kW.

2.2.5 压缩机模型 高压压缩机功耗Wcom_h表示为

(9)

(10)

(11)

式(9)～(11)中：h1，s为假设压缩过程为等熵压缩时高压压缩机出口比焓，kJ·kg-1；ηis，com_h为高压压缩机等熵效率[15]；p4，p1分别为高压压缩机入口和出口的压力，Pa.

高压压缩机的质量流量mh表示为

(12)

(13)

式(12)，(13)中：ηv_h为高压压缩机的容积效率；Vdis_h为高压压缩机的理论排量，m3·r-1；nh为高压压缩机的转速，r·s-1；ν4为高压压缩机的吸气比容，m3·kg-1.

低压压缩机功耗Wcom_l表示为

(14)

(15)

(16)

式(14)～(16)中：ηis，com_l为低压压缩机等熵效率；h9，s为假设压缩过程为等熵压缩时低压压缩机出口比焓，kJ·kg-1.

低压压缩机的质量流量(蒸发器的质量流量)me表示为

(17)

(18)

式(17)，(18)中：ηv_l为低压压缩机的容积效率；Vdis_l为低压压缩机的理论排量，m3·r-1；nl为低压压缩机的转速，r·s-1；ν8为压缩机的吸气比容，m3·kg-1.

2.2.6 膨胀阀模型 膨胀阀节流的过程为等焓过程，即

h3=h2，

(19)

h7=h6.

(20)

2.3 系统性能

系统机械性能系数COPm表示为

(21)

Ex=m[(h-h0)-T0(s-s0)].

(22)

式(22)中：m为所求状态点的质量流量，kg·s-1；h0为参考状态的比焓，kJ·kg-1；s，s0分别为所求状态点和参考状态的比熵，kJ·(kg·k)-1；T0为参考状态的温度，K.

(23)

Exrad=Qrad(1-T0/Tp).

(24)

Exsys=Qcn(1-T0/Tca).

(25)

式(25)中：Tca为冷凝器中与制冷剂换热的周围空气的温度，K.

表1 各部件损失计算公式Tab.1 Calculation formulas of exergy destruction of each component

Exdes，t=Exdes，col+Exdes，c+Exdes，e+Exdes，com_h+Exdes，com_l+Exdes，exp_h+Exdes，exp_l+Exdes，int.

(26)

Exsys，inp=Ex+Wcom_h+Wcom_l.

(27)

ηsys=(Exsys/Exsys，inp)×100%.

(28)

3 实验结果与分析

在模拟计算中，制冷剂为R134a，集热面积为20 m2，低压压缩机和高压压缩机的排量分别为120，60 cm3·r-1，低压压缩机定速工作(转速为2 900 r·min-1)，高压压缩机变速工作.中间蒸发温度te，int为15～45 ℃，中间冷凝温度tc，int为20～50 ℃，发生温度等于中间冷凝温度，蒸发温度te为-20～5 ℃，冷凝温度tc为45～55 ℃，太阳辐射照度G为100～1 000 W·m-2.

3.1 中间冷凝温度

中间冷凝温度对系统性能及系统功耗的影响，如图3，4所示.图4中：Wt为总功耗.

图3 中间冷凝温度对系统性能影响 图4 中间冷凝温度对系统功耗的影响 Fig.3 Effect of intermediate condensation Fig.4 Effect of intermediate condensation temperature on system performance temperature on system power consumption

图5 中间冷凝温度对损失的影响Fig.5 Effect of intermediate condensationtemperature on exergy destruction

3.2 冷凝温度

图6 冷凝温度对系统性能影响 图7 冷凝温度对损失的影响 Fig.6 Effect of condensation temperature on Fig.7 Effect of condensation temperature on system performance exergy destruction

由图6可知：当冷凝温度从45 ℃升高至55 ℃时，COPm从4.74降至3.96，ηsys从24.45%升高至31.86%，制热量从12.97 kW升高至13.69 kW；冷凝温度升高时，高压压缩机压比增大，高压级压缩机功耗增大，故COPm减小.

3.3 蒸发温度

图8 蒸发温度对系统性能影响 图9 蒸发温度对损失的影响 Fig.8 Effect of evaporation temperature on Fig.9 Effect of evaporation temperature on system performance exergy destruction

由图8可知：当蒸发温度从-20 ℃升高到5 ℃时，COPm从3.70增大至4.82，ηsys从28.31%增大至37.94%，制热量从9.66 kW增大至21.81 kW；由于蒸发温度升高，低压压缩机压比降低，低压压缩机功耗减小，COPm增大，当蒸发温度升高时，低压压缩机容积效率增大，通过低压压缩机的质量流量增大，而集热发生器质量流量不变，故冷凝蒸发器冷凝侧的质量流量增大，冷凝蒸发器换热量增大，高压级循环质量流量相应增大，进而导致制热量增大.

3.4 太阳辐射照度

太阳辐射照度对系统性能的影响，如图10所示.由图10可知：太阳辐射照度从100 W·m-2升高至1 000 ·m-2时，COPm从3.62增大至4.89，ηsys从29.01%增大至35.54%，制热量从10.61 kW增大至24.17 kW；当太阳辐射照度较高(500～1 000 W·m-2)时，系统制热量均在16 kW以上，COPm均在4.3以上，ηsys均在32%以上，此时，系统机械性能较好，能量利用率较高，且Qcn，COPm，ηsys均呈上升趋势；当太阳辐射照度增大时，集热发生器吸收的有效热量增大，通过集热发生器的质量流量相应地增大，而通过低压压缩机的质量流量不变，低压压缩机功耗不变，冷凝蒸发器换热量增大，COPm增大.同时，由于冷凝蒸发器的换热量增大，导致高压级循环的质量流量增大，系统制热量增加.

图10 太阳辐射照度对系统性能影响 图11 太阳辐射照度对损失的影响 Fig.10 Effect of solar irradiance on Fig.11 Effect of solar irradiance on system performance exergy destruction

4 结论

1) 当冷凝温度为54 ℃，蒸发温度为-10 ℃，太阳辐射照度为300 W·m-2时，中间冷凝温度从20 ℃升高至50 ℃的过程中，Qcn不断减小，COPm，ηsys均先增大后减小；当中间冷凝温度为38 ℃时，COPm达到最优值4.17；当中间冷凝温度为22 ℃时，ηsys达到最优值31.37%.

2) 当蒸发温度为-10 ℃，太阳辐射照度为300 W·m-2，中间冷凝温度为25 ℃，中间蒸发温度为20 ℃时，冷凝温度从45 ℃升高至55 ℃的过程中，COPm不断地减小，但Qcn，ηsys增大.

3) 当冷凝温度为54 ℃，太阳辐射照度为300 W·m-2，中间冷凝温度为25 ℃，中间蒸发温度为20 ℃时，蒸发温度从-20 ℃升高至5 ℃的过程中，Qcn，ηsys，COPm都大幅升高.

4) 当冷凝温度为54 ℃，蒸发温度为-10 ℃，中间冷凝温度为25 ℃，中间蒸发温度为20 ℃时，太阳辐射照度从100 W·m-2升高至1 000 W·m-2的过程中，Qcn，ηsys，COPm均出现明显的升高.