低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統供熱與蓄熱特性研究

　　摘 要： 文章基于結冰釋熱和融冰蓄熱運行模式，對低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統特性開展了實驗研究。 實驗結果表明：結冰釋熱運行模式下，相變蓄能換熱器內結冰率達到 56.03%時，壓縮機平均供熱性能系數為 4.14，其中，潛熱供熱階段的平均供熱性能系數為 3.91，這說明以水作為低溫相變蓄能材料時，通過合理設計相變蓄能換熱器結構與控制其結冰率，可以實現熱泵的高效運行;蓄熱循環熱水的供水溫度和流量是影響相變蓄能換熱器的蓄熱速度的重要參數，當蓄熱循環熱水的供水溫度與流量的乘積低于 0.333 3 kg·℃/s 時，所需蓄熱時間較長，不適合冬季日間進行太陽能蓄熱;提高蓄熱循環熱水的流量和供水溫度有助于提高相變蓄能換熱器的蓄熱速率，增加蓄熱量;當蓄熱循環熱水的供水溫度較低時，相變蓄能換熱器的蓄熱速率隨蓄熱循環熱水流量的增加呈線性增加，但當蓄熱循環熱水的供水溫度升高時，相變蓄能換熱器蓄熱速率的增加速度隨蓄熱循環熱水流量的增加而減小。 因此，應結合蓄熱輸送能耗與太陽能集熱效率對蓄熱循環熱水的供水溫度和流量進行優化。

　　關鍵詞： 太陽能輔助空氣源熱泵; 低溫蓄能; 結冰釋熱; 融冰蓄熱

　　胡文舉; 胡鵬程; 邵正日; 常默寧; 楊靈艷， 可再生能源 發表時間：2021-11-16

　　0 引言

　　太陽能與空氣源熱泵互補供熱的方案主要有兩種， 分別為太陽能-空氣源熱泵聯合供熱和以太陽能為低位熱源的空氣源熱泵供熱。 聯合供熱方案須要太陽能集熱溫度與建筑用熱溫度相匹配、太陽能與空氣源熱泵供熱互補。王亮、武曉偉、魏澤輝和祝彩霞對太陽能與空氣源熱泵聯合供熱進行研究，研究結果表明，通過優化、匹配系統的運行和控制模式可以有效提高系統能效， 降低系統運行費用[1]~[4]。 與聯合供熱方案相比，將太陽能作為空氣源熱泵低位熱源的供熱方案具有太陽能集熱溫度低、集熱溫度范圍寬的優點，因而備受學者關注。 陳忠梅和 Liu Y 通過研究太陽能作為空氣源熱泵輔助低位熱源時的供熱方式、 性能影響因素、調控方法發現，以太陽能作為空氣源熱泵低位熱源有助于提高空氣源熱泵的供熱能力和性能，在低溫工況下的效果尤其顯著[5]，[6]。 李蓉提出一種太陽能空氣換熱器， 并對基于該換熱器的空氣源熱泵性能進行研究， 得到了換熱器的最優長寬比[7]。 為克服太陽能不穩定的缺點，曲德虎、倪龍和葉佳雨研究了一種基于 6~9 ℃相變蓄能材料的太陽能輔助空氣源熱泵系統，研究結果表明，該系統的靈活性、制熱性能和穩定性優于常規熱泵，其中，系統的核心設備-相變蓄能換熱器的結構、工質參數是影響該系統性能和特性的重要因素[8]~[10]。閆澤濱提出了一套太陽能相變蓄熱型空氣源熱泵復合供熱系統，通過實驗發現，該系統有效提高了空氣源熱泵的供暖性能和可靠性[11]。 水是一種性能優良的蓄熱材料。近年來，以水為低溫相變材料的熱泵技術受到學者關注， 研究表明以水為熱泵低溫相變蓄能材料是可行的， 且太陽能集熱器集熱效率較高[12]~[15]。

　　本文提出一種以水為相變蓄能材料的低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統， 并在結冰釋熱和融冰蓄熱運行模式下， 對該系統的供熱與蓄熱特性進行了實驗研究。

　　1 系統原理和實驗臺搭建

　　1.1 低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統原理

　　我國北方寒冷與嚴寒地區，日夜溫差較大。因此，一些地區雖然日間氣溫適宜空氣源熱泵運行，但夜間氣溫較低，導致熱泵能效低，制熱量不能滿足供熱需求。以北京地區為例，對供暖季各溫度段的小時數進行統計，結果如表 1 所示。

　　由表 1 可知：低于 0 ℃的時間共計 1 532 h，其中夜間小時數占比為 79.5%; 低于-5 ℃的時間共計 583 h，其中夜間小時數占比為 86.8%。 這意味著提高空氣源熱泵夜間運行能效很重要。為解決空氣源熱泵夜間運行能效低的問題，本文提出低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統，該系統結構如圖 1 所示。

　　低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統主要由壓縮機、四通閥、室內側空氣換熱器、熱力膨脹閥、室外側空氣換熱器、低溫相變蓄能換熱器、太陽能集熱器組成。本文系統運行原理：太陽能集熱器日間集取的太陽能， 通過蓄熱循環熱水輸送至低溫相變蓄能換熱器來實現相變蓄熱; 當夜間室外空氣溫度較低時， 來自熱力膨脹閥的低溫制冷劑不再流經室外側空氣換熱器， 而是直接經電磁三通閥進入低溫相變蓄能換熱器， 完成蒸發吸熱過程。 低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統的優點： ①可以實現夜間室外空氣低溫時段熱泵的高效運行; ②太陽能集熱器可在低溫條件下進行集熱，太陽能集熱器的集熱效率較高;③太陽能與空氣能互補，提高了供熱的可靠性。對于低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統， 合適的相變蓄能材料與合理的相變蓄能換熱器結構是保證系統高效、穩定運行的關鍵。 目前，常用的低溫相變蓄能材料及其熱物性參數如表 2 所示。

　　由表 2 可知，水的相變溫度較低，但其具有相變潛熱大、密度高、導熱系數大、不失效、容易獲取、無毒、無污染、無腐蝕等優點。 因此，本文選定水作為低溫相變蓄能材料。此外，為強化相變蓄能材料側的傳熱性能，并使之適應多種運行模式，本文設計了一種翅片管式相變蓄能換熱器 (以下簡稱為相變蓄能換熱器)。相變蓄能換熱器中制冷劑與載冷劑的換熱銅管交叉排布， 翅片間隙內充注相變蓄能材料(水)。 相變蓄能換熱器結構圖與實物圖如圖 2 所示，結構參數如表 3 所示。

　　1.2 實驗臺搭建

　　圖 3 為結冰釋熱與融冰蓄熱運行模式下，低溫蓄能型太陽能輔助空氣源熱泵系統特性實驗原理與測點布置圖。

　　實驗用壓縮機的額定制冷量為 2 480 W，額定功率為 735 W。實驗時，選用恒溫水浴模擬太陽能集熱器。 實驗臺布置的溫度測點共計 18 個，其中，6 個分別置于壓縮機吸、排氣管口和相變蓄能換熱器的制冷劑、載冷劑(2 路)管進出口;另外 12 個分別置于相變蓄能換熱器內距底部 5，10 cm 和 15 cm 的平面上 (分別記為 A 平面、B 平面、C 平面)。 用于測溫的熱電偶的精度為±0.1 ℃;壓縮機吸、 排氣壓力采用 2 個精度為 0.5 級、 量程為 0~2.5 MPa 的壓力傳感器測量; 相變蓄能換熱器蓄熱循環熱水的流量采用精度為 1.5 級、 量程為 60~600 L/h 的流量計測量; 壓縮機功率采用精度為±(0.4%讀數+0.1%量程) 的功率計測量。 實驗時，相變蓄能換熱器內總充水量為 0.18 m3 ，熱泵的室內側空氣換熱器置于溫度為 20 ℃的房間內。結冰釋熱運行模式實驗時，相變蓄能換熱器內初始水溫約為 10 ℃。 融冰蓄熱運行模式實驗時，先使熱泵在相同室內工況下以結冰釋熱模式運行，當相變蓄能換熱器內水溫和壓縮機特征參數達到預定值時，再進行融冰蓄熱實驗。本文開展了蓄熱循環熱水的供水溫度分別為 6，12 ℃和 18 ℃，流量分別為 200，320 L/h 和 430 L/h， 共 9 種工況的融冰蓄熱實驗。

　　2 實驗結果分析

　　2.1 結冰釋熱運行模式下熱泵供熱性能與特性

　　2.1.1 相變蓄能換熱器內水溫隨時間的變化

　　由圖 4 可知，實驗初始 60 min，相變蓄能換熱器內測點水溫快速降至 0 ℃， 這是因為該時段相變蓄能換熱器內的水以釋放顯熱為主。此外，該時段各測點降溫速度基本一致， 這表明相變蓄能換熱器具有良好的換熱性能。60 min 后，相變蓄能換熱器各測點溫度變化緩慢(約為 0 ℃)，這表明相變蓄能換熱器進入潛熱釋熱階段。 雖然潛熱釋熱過程中各平面上測點降溫速度不同， 但變化規律類似。其中，A 平面上的 1，2 測點在第 100 分鐘完成相變;3，4 測點在第 180 分鐘完成相變。 這是因為 A 平面距制冷劑入口最近，因此，最先完成結冰釋熱。A 平面上 4 個測點完成相變后(此時相變蓄能換熱器內的水凝結為冰)， 冰溫逐漸降低，此時各測點進入顯熱釋熱階段。 300 min 左右時，A 平 面 上 的 4 個 測 點 的 溫 度 分 別 降 至 -2.454， -2.728，-2.347 ℃和-2.042 ℃，之后 4 個測點溫度迅速降低。這是因為冰的比熱容較小，導致測點降溫快。由圖 4 還可以看出：相變蓄能換熱器從下至上相變釋熱時間逐漸變長;B 平面上的 1，2，4 測點在第 180 分鐘完成潛熱釋熱， 但測點 3 至實驗結束仍未完成潛熱釋熱;C 平面上的 4 個測點從第 60 分鐘開始潛熱釋熱，至實驗結束仍未完成潛熱釋熱。

　　2.1.2 結冰釋熱運行模式下熱泵動態特性

　　圖 5 為結冰釋熱運行模式下，壓縮機吸、排氣壓力隨時間的變化情況。

　　由圖 5 可知，在實驗初始 60 min 內，壓縮機的吸、排氣壓力整體呈下降趨勢，且吸、排氣壓力波動較大。 這是因為相變蓄能換熱器內水溫逐漸降低導致壓縮機吸、排氣壓力逐漸降低。 同時，由于相變蓄能換熱器內的水存在自然對流， 使得換熱器內水溫存在波動，導致壓縮機吸、排氣壓力發生波動。60 min 后，相變蓄能換熱器進入結冰釋熱階段， 壓縮機吸、 排氣壓力分別由0.39，1.38 MPa 緩慢降低至第 300 分鐘的 0.377 5，1.36 MPa。 從第 290 分鐘開始，壓縮機吸、排氣壓力迅速降低。 這是由于相變蓄能換熱器內結冰率升高以及冰溫的迅速降低， 使相變蓄能換熱器釋熱速率迅速降低導致的。

　　由圖 6 可知， 壓縮機功率的變化趨勢與壓縮機排氣壓力類似。 在初始 60 min 的顯熱釋熱階段，壓縮機功率整體呈下降趨勢且具有波動性，平均值約為 545 W。 隨后，由于相變蓄能換熱器釋熱速度逐漸變小，導致壓縮機功率由 540 W 逐漸降低至第 297 分鐘的 530 W。

　　2.1.3 結冰釋熱運行模式熱泵性能分析

　　為分析在結冰釋熱運行模式下， 相變蓄能換熱器和熱泵的性能，本文在結冰釋熱實驗結束后，向相變蓄能換熱器通入蓄熱循環熱水， 使水溫恢復至實驗初始溫度。 蓄熱循環熱水向相變蓄能換熱器釋放的熱量即為相變蓄能換熱器結冰釋熱量，其計算式為 Qc=∑Cw×Mfw×(Tin-Tout)×Δt (1)式中：Qc 為相變蓄能換熱器結冰釋熱量，kJ;Cw 為蓄熱循環熱水的比熱容，kJ/(kg ℃);Mfw 為蓄熱循環熱水的流量，kg/s;Tin 為相變蓄能換熱器進口處蓄熱循環熱水的溫度，℃;Tout 為相變蓄能換熱器出口處蓄熱循環熱水的溫度;Δt 為蓄熱時間，s。

　　由于顯熱釋熱階段各測點溫度變化具有較好的一致性， 假定相變蓄能換熱器內的水與換熱器具有相同的溫度， 可得到相變蓄能換熱器和相變蓄能換熱器內的水的顯熱釋熱量的計算式分別為 QHE=CHE×MHE×ΔTHE (2) QW=Cw×Mfw×ΔTHE (3)式中：QHE 為相變蓄能換熱器結冰釋放的顯熱量， kJ;CHE 為相變蓄能換熱器比熱容，kJ/(kg·℃);MHE 為相變蓄能換熱器的質量，kg;Mw 為相變蓄能換熱器內水的質量，kg/s;ΔTHE 為相變蓄能換熱器顯熱釋熱前后溫差，℃;QW 為顯熱釋熱階段相變蓄能換熱器內的水釋放的顯熱量，kJ。

　　相變蓄能換熱器內的水結冰時釋放的潛熱釋熱量 QL 的計算式為 QL=QC-QHE-QW (4)壓縮機平均制熱性能系數 COP 的計算式為 COP= W+QC W (5)式中：W 為壓縮機耗功，kJ。釋熱結束時， 相變蓄能換熱器內水的結冰率 φ 的計算式為 φ= QL MWqL (6)式中：qL 為相變蓄能換熱器內水的凝結潛熱，kJ/kg。

　　表 4 為相變釋熱過程能量組成與熱泵性能。由表可知，實驗結束時，相變蓄能換熱器內水的結冰率 達 到 56.03%， 壓縮機 的平 均 性 能 系 數 為4.14。 其中：潛熱供熱階段，壓縮機的平均性能系數為 3.91;顯熱供熱階段，壓縮機的平均性能系數為 5.057。 這表明以水作為低溫相變蓄能材料時，通過合理設計相變蓄能換熱器與控制其內的結冰率可以實現熱泵的高效運行。

　　2.2 相變蓄能換熱器融冰蓄熱特性分析

　　2.2.1 相變蓄能材料的溫度隨時間的變化

　　融冰蓄熱實驗前，熱泵在相同工況下運行，直至結冰釋熱實驗結束， 相變蓄能換熱器溫度和壓縮機的特征參數基本保持一致。因此，可認為相變蓄能換熱器各融冰蓄熱實驗的初始溫度相同，其結冰率均為 56.03%。 圖 7 為在融冰蓄熱運行模式下，蓄熱循環熱水的流量為 430 L/h，供水溫度為 12 ℃時，相變蓄能換熱器內各測點水溫隨時間的變化情況。

　　由于蓄熱循環熱水自上而下依次流經 C 平面、B 平面、A 平面。因此，相變先從 C 平面開始。由圖 7 可知：C 平面上的 3，4 測點快速完成融冰蓄熱后水溫逐漸上升，1，2 測點分別在第 15 ，20 分鐘完成相變后，溫度逐漸升高;位于 B 平面上的 4 個測點分別于第 25，35，42 ，65 分鐘完成相變蓄熱后水溫逐漸升高; 位于平面 A 上的 4 個測點分別于第 65，75，82 ，100 分鐘完成相變蓄熱后溫度迅速上升。 至第 170 分鐘，12 個測點的溫度約等于蓄熱循環熱水的供水溫度。 與釋熱過程相比，相變蓄能換熱器蓄熱耗時較短。 分析其主要原因：①冰的融化使相變蓄能換熱器內的水在換熱器內發生流動，強化了換熱;②融冰過程中，蓄熱循環熱水和冰間的溫差較大，強化了換熱。

　　2.2.2 蓄熱水溫與流量對蓄熱速率的影響

　　圖 8 為蓄熱循環熱水的供水溫度為 12 ℃，流量分別為 200，320 L/h 和 430 L/h 時， 相變蓄能換熱器的蓄熱速率隨時間的變化情況。

　　由圖 8 可知： 蓄熱循環熱水的流量分別為 200，320 L/h 和 430 L/h 時， 相變蓄能換熱器的平均 潛 熱 蓄 熱 速 率 分 別 為 2.38，3.83 kW 和 4.30 kW，潛熱釋熱結束后，顯熱蓄熱階段的平均蓄熱速率分別為 0.89，1.05 kW 和 1.29 kW; 蓄熱速率隨時間逐漸降低，蓄熱循環熱水的流量越大，蓄熱時間越短。 這是因為蓄熱循環熱水流量的增加導致蓄熱循環熱水的出水溫度升高， 蓄熱循環熱水與相變蓄能換熱器間的溫差變大。 由圖 8 還可以看出，在潛熱蓄熱階段，隨著蓄熱循環熱水的流量的增加，蓄熱速率的增加量逐漸變小。這是因為相變蓄能換熱器出口處的水溫受入口水溫的限制，相變速率的增加速度隨蓄熱循環熱水流量的增加而變小。

　　由圖 9 可知， 蓄熱循環熱水的供水溫度是影響相變蓄熱器蓄熱速率的重要因素。 蓄熱循環熱水的供水溫度為 6 ℃時， 將蓄熱循環熱水的流量由 200 L/h 增加至 430 L/h 時，可使相變蓄能換熱器的蓄熱速率由 1.13 kW 線性增加至 1.925 kW。然而，當蓄熱循環熱水的供水溫度升高時，蓄熱量增加的速度隨蓄熱循環熱水流量的增大而減小，呈非線性。例如，將蓄熱循環熱水的供水溫度增加至18 ℃， 當蓄熱循環熱水的流量由 200 L/h 增加至320 L/h 時， 蓄熱速率由 3.86 kW 增加至 4.73 kW; 當蓄熱循環熱水的流量由 320 L/h 增加至 430 L/h 時，蓄熱速率由 4.73 kW 增加至 4.95 kW。蓄熱循環熱水的供水溫度與流量的乘積可表征輸入相變蓄能換熱器的能量。 當該乘積低于 0.333 3kg·℃/s(蓄熱循環熱水的流量為 200 L/h、供水溫度為 6 ℃)時，蓄熱速率低于1.13 kW;當該乘積為 0.533 3 kg·℃/s (蓄熱循環熱水的流量為 320 L/h、供水溫度為 6 ℃)時，蓄熱速率為 1.623 kW，高于潛熱取熱速率(1.514 kW)。

　　由圖 9 還可以看出， 蓄熱循環熱水的流量較低時， 蓄熱速率隨蓄熱循環熱水供水溫度的升高近似呈線性增加。 但當蓄熱循環熱水的流量增加時， 蓄熱速率升高的速度隨蓄熱循環熱水供水溫度的增加而變小。 由于蓄熱循環熱水的流量會影響輸送泵能耗， 蓄熱循環熱水的供水溫度會影響太陽能集熱器效率。因此，應結合蓄熱輸送能耗與太陽能集熱效率對蓄熱循環熱水的供水溫度和流量進行優化。

　　2.2.3 蓄熱水溫與流量對蓄熱量及蓄熱時間的影響蓄熱循環熱水的供水溫度不同時， 相變蓄能換熱器蓄熱量如圖 10 所示。

　　由圖 10 可知，當蓄熱循環熱水的供水溫度從 6 ℃分別升高至 12，18 ℃時，相變蓄能換熱器內水的顯熱蓄熱量分別由 4 021.27 kJ 升高至 8 408.1， 12 794.9 kJ，顯熱量占比由 15.6%分別升高至 27.9%， 37.1%;相變蓄能換熱器總蓄熱量由26 597.9 kJ 升高至 31 130.2，35 662.6 kJ， 總蓄熱量分別提高了 17.1%，34.1%。 因此，增加蓄熱循環水供水溫度可以提高顯熱蓄熱量，同時提高了總蓄熱量。

　　蓄熱循環熱水的供水溫度、流量不同時，相變蓄能換熱器所需蓄熱時間如圖 11 所示。 由圖可知， 在蓄熱循環熱水的供水溫度為18 ℃工況下，蓄熱循環熱水的流量由 430 L/h 分別降低至 320， 200 L/h 時 ， 相 變 蓄 能 換 熱 器 的 蓄 熱 時 間 分 別由162 min 升高至 192，254 min，分別增加了18.5%。