候召宁，王 林，马爱华，宋梦宇

(河南科技大学 土木工程学院，河南 洛阳 471023)

0 引言

随着社会经济的发展，饮用水装置在学校、医院、机场、车站和办公建筑等公共场所的需求日益增多[1]。公共场所的人群对饮用水适宜温度的要求不同，高温饮用水(如开水)的获取通常由自来水过滤后再由电加热至沸腾，或饮水机提供常温的纯净水直接饮用，对温度有特殊需求的用户，则需对纯净水电加热至适宜温度。对低于常温的饮用水的需求，通常通过纯净水或开水以半导体制冷或压缩制冷的方式来实现[2-3]。相比于电开水器，热泵型开水器具备能量转换效率高的优点，是一种可替代电开水器的节能技术[4-5]。

大温跨热泵技术是一种可实现供热温升为65～100 K，且产生高温水的技术，应用前景广阔。基于高温热泵技术的研究主要围绕系统效率和换热温跨两方面。文献[6]对高温制冷工质R1234ze(E)和R1234ze(Z)应用于高温热泵系统进行了试验。试验结果表明：R1234ze(Z)具有较高的制热性能，且冷凝温度为105 ℃和125 ℃时的系统性能优于75 ℃时的系统性能。文献[7]提出了一种自动联级热泵系统，以期提高寒冷地区的供热性能，模拟结果表明：环境温度为-10 ℃，供热温度为50 ℃时，系统性能因数可达2.15。文献[8]提出了一种应用于空气源两级热泵系统的气体喷射涡旋压缩机，蒸发温度和冷凝温度分别为45 ℃和-20 ℃时，以R1234yf/R32为混合工质的新型系统与单级热泵系统相比，制热性能可提高13%～16%。文献[9]研究了一种温升可达68 ℃的热泵系统，该系统具有两相回热器，环境温度为-20 ℃时，采用R1270/Hexane作为制冷工质的系统制热性能因数可达2.1。文献[10]对寒冷地区的空气源热泵系统的制热性能进行了研究，结果表明：环境温度和热源温度分别为-20.9～-10.4 ℃和21.9～27.3 ℃时，系统制热性能因数为1.04～2.44。文献[11]将一种新型压缩机应用于蒸汽-喷射热泵系统，经测试，该系统在较低环境温度下供热能力可提高5.6%～14.4%，性能因数(coefficient of performance,COP)可提高3.5%。文献[12]构建了风冷冷凝器辅助的吸收-压缩复合制冷系统，模拟结果表明：提高吸收制冷子循环蒸发温度可提高新系统性能。采用大温跨热泵技术制取开水的热泵开水器尚未投入应用，尤其以制冷循环作为底循环的一机两用的冷热饮用水系统有待进一步研究。

基于此，本文以R245fa作为工质，提出了一种冷热饮用水两用型复合高温热泵系统，通过压缩制冷循环同时制取冷热饮用水，一机两用，使得能源利用效率显著提升。在构建新系统基础上，分析了新系统性能因数和热力完善度的影响因素，并对冷热两用型饮用水复合高温热泵系统的能耗和经济性与传统电开水器进行了比较分析。

1 空气源复合热泵系统

1.1 工作原理

冷热两用型饮用水空气源复合热泵系统原理如图1所示。系统由带有四通换向阀的压缩机、冷凝器、止回阀、储液器、膨胀阀、空气-制冷剂换热器、冷水箱、热水箱、冷水龙头、热水龙头、水泵、过滤器、热回收器和电磁流量阀组成。热回收器和四通换向阀实现了提高系统性能及同时制取冷热饮用水的目的，满足了不同季节人群对饮用水温度的需求。

热水制取模式：压缩机排出的高温高压制冷剂蒸汽(状态1)进入冷凝器，被冷凝放热为饱和制冷剂液体(状态2)，饱和制冷剂液体(状态2)进入回热器，与来自蒸发器的饱和制冷剂蒸汽(状态6)进行热交换，饱和制冷剂液体(状态2)放热变为过冷制冷剂液体(状态3)，然后制冷剂进入储液器内，再由储液器流出(过程3～4)，进入膨胀阀Ⅱ被绝热节流，绝热节流后的制冷剂变为低温低压的制冷剂湿蒸汽(状态5)。湿蒸汽进入空气-制冷剂换热器内，与外界环境发生热交换(过程5～6)，湿蒸汽吸热后成为饱和蒸汽(状态6)，饱和蒸汽进入回热器内再次吸热，变为过热蒸汽(状态7)后被吸入压缩机，在压缩机内被绝热压缩为高温高压的过热制冷剂蒸汽(状态1)。至此，热水制取模式完成一个完整的循环。

冷水制取模式：为了制取冷水，需要先将自来水经过热泵循环加热成开水实现高温消毒过程。压缩机排出的高温高压制冷剂蒸汽(状态9)进入空气-制冷剂换热器内(过程6～5)，与外界环境发生热交换，过热蒸汽(状态9)被冷凝放热成为饱和液体(状态10)，然后进入膨胀阀Ⅰ被绝热节流(过程10～12)，制冷剂变为低温低压的湿蒸汽(状态12)。湿蒸汽(状态12)流入冷水箱内与自来水发生热交换(过程21～22)，湿蒸汽蒸发吸热变为饱和蒸汽(状态13)后，直接进入压缩机内，再次被绝热压缩(过程13～9)。至此，冷水制取模式完成一个完整的循环。

图1 冷热两用型饮用水空气源复合热泵系统原理示意图

1.2 压焓图

图2 系统的压焓图

系统制热循环和制冷循环由两个绝热过程组成，系统压焓图如图2所示。制热循环条件：假定低温热源(即环境介质)温度为T0，高温热源(即被加热介质)温度为Th，工质温度在吸热过程中为T0，放热过程中为Th。即吸热和放热过程中工质与冷源和热源之间没有温差，传热在等温下进行。制热循环过程：首先，工质在T0温度下吸热，进行等温膨胀(5～6)，在回热器内等压加热(6～7)；然后，通过绝热压缩(7～1)，使其温度升高至Th，在Th下等温压缩(1～2)，向被加热介质放热，进入回热器等压过冷(2～3)；最后，再进行绝热膨胀(3～5)，使其温度降至T0，至此完成一个循环。制冷循环条件：假定低温热源(即被冷却介质)温度为Tc，高温热源(即环境介质)温度为T0。制冷循环过程：首先，工质在Tc温度下从冷源吸热，进行等温膨胀(12～13)；然后，通过绝热压缩(13～9)，使其温度由Tc升高至Th，再在T0下等温压缩(9～10)，并向被加热介质放热；最后，进行绝热膨胀(10～12)，使温度由T0降至Tc，至此完成一个循环。

2 系统能量模型

以提出一种冷热两用型饮用水复合高温热泵系统为理论基础，针对R245fa为制冷剂的热泵系统建立数学模型。为简化热力学计算过程，模型建立做出以下假设：(Ⅰ)系统为稳态过程；(Ⅱ)节流过程视为绝热过程；(Ⅲ)忽略换热设备间的流动阻力损失以及与环境之间的热交换；(Ⅳ)蒸发器出口为饱和制冷剂蒸汽；(Ⅴ)空气-制冷剂换热器的选型以热水制取模式为依据，致使冷水模式换热量大，造成换热器出口制冷剂处于过冷状态，有助于制冷性能的提高，模拟计算假设空气-制冷剂换热器出口为饱和液体；(Ⅵ)压缩机的压缩过程为非等熵绝热过程，等熵效率的计算依据文献[13]。

2.1 制取热水模式

(Ⅰ)压缩机

压缩机理论功率：

Wcom,h=mh(h1-h7)，

(1)

其中：Wcom,h为制热模式压缩机理论功率，kW；mh为制热模式制冷剂流量，kg/s。

压缩机实际功率：

(2)

其中：Wh为制热模式压缩机实际功率，kW；ηi为压缩机等熵效率。

(Ⅱ)冷凝器

被加热介质吸热量：

Qcon,h=mh(h1-h2)=mw,1Cp(t18-t17)，

(3)

其中：Qcon,h为冷凝器换热量，kW；mw,1为流经冷凝器的自来水流量，kg/s；Cp为水的定压比热容，Cp=4.18 kJ/(kg·K)。

(Ⅲ)系统制热性能

系统制热性能因数：

(4)

其中：COPh为制热模式系统的性能因数。

热力完善度：

(5)

2.2 制取冷水模式

(Ⅰ)压缩机

压缩机理论功率：

Wcom,c=mc(h9-h13)，

(6)

其中：Wcom,c为制冷模式压缩机理论功率，kW；mc为制冷模式制冷剂流量，kg/s。

压缩机实际功率：

(7)

其中：Wc为制冷模式压缩机实际功率，kW。

(Ⅱ)蒸发器

被冷却介质放热量：

Qcon,c=mc(h13-h12)=mw,2Cp(t21-t22)，

(8)

其中：Qcon,c为蒸发器换热量，kW；mw,2为流经蒸发器的自来水流量，kg/s。

(Ⅲ)系统制冷性能

系统制冷性能因数：

(9)

其中：COPc为制冷模式系统的性能因数。

热力完善度：

(10)

2.3 自来水系统

热回收器的换热量：

Qexch=mw,1Cp(t17-t16)=mw,2Cp(t20-t21)，

(11)

其中：Qexch为热回收器换热量，kW。

自来水预热节能率：

(12)

其中：ηpre,heat为自来水预热节能率，%。

自来水预冷节能率：

(13)

其中：ηpre,cool为自来水预冷节能率，%。

2.4 开水器成本

开水器花费由初投资和运行费用两部分组成，开水器使用周期内成本费用可用下式计算：

R=R0+AEX，

(14)

其中：R为开水器成本，元；R0为开水器的初投资，元；A为电费单价，取0.51元/(kW·h)；E为开水器年均耗电量，kW·h/a；X为年数，自购买之日起为第1年。

3 结果与讨论

3.1 系统性能分析

以北京市每月第15天室外干球温度作为该月平均温度，对系统性能进行评估。考虑到北京市冬季气温过低，开水器制热循环一年四季运行，制冷循环仅每年5月份至10月份运行，以系统性能因数和热力完善度为评价标准，室外干球温度以及系统的COPh和COPc逐月变化曲线如图3所示，室外干球温度以及系统的ηh和ηc逐月变化曲线如图4所示。

由图3可以看出：制冷循环的平均性能因数COPc,ave为4.92，是制热循环的平均性能因数COPh,ave(1.79)的2.75倍，说明系统制冷循环的节能优势明显大于制热循环。制热循环的COPh随着室外干球温度的升高而升高，在8月份达到最大值，COPh,max为2.35；1月份达到最小值，COPh,min为1.20。综上可知，系统的制热性能比电开水器的制热性能(0.8～0.9)要高，相比全年COPh,ave，系统性能因数提高了3.06～3.44倍。同时，制冷循环的COPc随着室外干球温度的升高而降低，在8月份系统制冷性能因数达到最小值，COPc,min为3.89。这是因为室外温度的升高将提高压缩比，降低压缩机效率，减小进气量，降低制冷循环性能因数。

图3 室外干球温度和系统的COPh和COPc逐月变化曲线

图4 室外干球温度和系统的ηh和ηc逐月变化曲线

热力完善度是一个评价系统热力循环与工作温度完全相同的接近理想循环程度的参数，相比于COP，用η来评价系统热力性能可更直观地了解能耗水平。由图4可以看出：系统制热平均热力完善度ηh,ave为42.8%，高于制冷循环(37.0%)。图3中COPh,ave远远小于COPc,ave，而图4中ηh,ave高于ηc,ave，这说明制热循环性能低于制冷循环，然而制热循环更接近理想的可逆循环。

制热循环的ηh随着温度的升高而升高，8月份热力完善度最高，ηh,max达到0.50，1月份的热力完善度最低，ηh,min也达到0.35。制冷循环的ηc随室外温度的升高而降低，8月份ηc,min为0.36。系统在较高环境温度运行，制热循环热力学性能更趋近于理想循环，制冷循环反之。压缩机、换热器传热温差以及节流阀等的不可逆损失都影响热力完善度。室外温度升高，制热循环中空气-制冷剂换热器传热温差减小，压比降低，压缩机效率提高，系统热力完善度提高，制冷循环反之。

图5 冷凝温度和蒸发温度对系统性能的影响

为了进一步研究制热循环的冷凝温度和制冷循环的蒸发温度对性能的影响，选取冷凝温度tc分别为105 ℃、110 ℃和115 ℃来研究tc对系统COPh的影响，蒸发温度te分别为0 ℃、4 ℃和8 ℃来研究te对系统COPc的影响。冷凝温度和蒸发温度对系统性能的影响如图5所示。由图5可知：系统制热循环COPh随着冷凝温度的升高而降低，温度越高时，tc的升高对COPh的降低越明显，冷凝温度由105 ℃连续增加5 ℃时，制热循环的COPh,ave由1.79分别降低了0.17和0.14，随着冷凝温度升高，其对COPh,ave的影响降低。制冷循环的COPc随着蒸发温度的升高而升高。与tc对COPh的影响曲线相比，室外的干球温度越低，te的变化对COPc的影响越明显。蒸发温度te由0 ℃连续升高4 ℃，系统制冷循环的COPc,ave由4.92分别提高了1.59和2.17，冷凝温度或蒸发温度越接近工作流体变化，对制热循环或制冷循环的性能因数影响越明显。

3.2 热泵开水器与电开水器对比分析

3.2.1 两种开水器的综合性能对比

从加热时间、初投资、运行费用以及环境影响等角度，对热泵开水器和电开水器综合性能进行对比分析[14-15]，如表1所示。由表1可知：热泵开水器相比于电开水器具有制热效率高、节能环保的优点以及巨大的市场潜力。

表1 热泵开水器和电开水器综合性能比较

3.2.2 能耗与成本对比

为对比两种开水器的能耗，假定电开水器的效率为0.6，饮用水标准按照1.8 L/(人·d)[16]，开水器每天可供20人使用，月均制热水量为1 080 L。自来水进水温度依据15 ℃计算，5月份至10月份制冷循环和制热循环同时运行，冷水饮用量为总进水用量的50%。制热循环冷凝温度取105 ℃，开水温度取100 ℃；制冷循环蒸发温度取0 ℃，冷水温度取10 ℃。热回收器将回收冷凝热，以冷水箱进水温度tch,in分别以40 ℃、50 ℃和60 ℃为例，热泵开水器的逐月能耗曲线如图6所示。由图6可知：随室外温度的升高，制热循环性能提高，耗电量降低。随着tch,in的升高，冷凝器进水温度降低，制热循环制热量提高，耗电量提高，预冷温度分别选取40 ℃、50 ℃和60 ℃时，年均耗电量E分别为702.63 kW·h/a、720.27 kW·h/a和737.90 kW·h/a，为电开水器年均耗电量(2 138.40 kW·h/a)的32.86%、33.68%和34.51%。预冷温度为50 ℃时，热泵开水器的节能率可达66.32%，节能效果明显。

将图6中冷水进水温度tch,in取40 ℃时的年耗电量与传统开水器对比，取表1中的初投资和使用寿命，得到两种开水器的成本经济性对比曲线，如图7所示。热泵开水器和电开水器的年平均运行费用分别为0.36千元和1.09千元时，使用热泵开水器的回收期为3.8 a。使用年限为8 a时，热泵开水器的费用(初投资和运行费用总和)相比电开水器可节约成本4.5千元。

图6 热泵开水器的逐月能耗曲线

图7 两种开水器逐年所需费用变化曲线

4 结论

(1)当自来水进水温度为15 ℃、冷水箱进水温度为50 °C、制热循环的冷凝温度为105 ℃、制冷循环的蒸发温度为0 ℃、月均制热水量1 080 L、冷水饮水量为总进水量的50%以及电开水器效率为0.6时，系统的年均性能因数COPh.ave为1.79，COPc,ave为4.92。年均耗电量为720.27 kW·h/a，与电开水器年均耗电量(2 138.40 kW·h/a)相比，节能率可达66.32%，新型热泵系统具有较高的能源利用效率和发展前景。

(2)冷凝温度由105 ℃每增加5 ℃，COPh.ave分别降低0.17和0.14；蒸发温度由0 ℃每增加4 ℃，COPc,ave分别提高1.59和2.17。制取冷水温度的升高对系统性能提升具有重要影响。

(3)同等使用年限下，新型热泵系统相比传统开水器的回收期为3.8 a，满足节能型产品经济性回收周期的要求，未来可市场化发展。