冬冷地区冰源热泵系统清洁供暖的经济性

2021-07-10王瑛滢傅德坤陈明彪宋文吉冯自平

储能科学与技术 2021年4期

王瑛滢，傅德坤，陈明彪，宋文吉，冯自平,5

（1中国科学院广州能源研究所；2中国科学院可再生能源重点实验室；3广东省新能源和可再生能源研究开发与应用重点实验室，广东广州 510640；4中国科学院大学，北京 100049；5中国科学技术大学工程科学学院，安徽合肥 230026）

根据建筑热工分区，夏热冬冷地区属于非集中供暖区域[1]。随着人民生活水平的提高，对居住舒适性的要求越来越高，冬季热需求明显增大[2-3]。目前这些地区主要通过分散式供暖设备进行供暖，主要包括燃气锅炉和空气源热泵。但上述系统均存在一定的局限。随着“煤改气”清洁供暖的推进，天然气的需求量大增。但2019 年我国天然气对外依存度仍为45.2%[4]，因此供应的保障能力较弱。此外，天然气管道铺设成本高，并存在一定安全隐患，因此天然气管网的覆盖范围较小，多集中于城市。而空气源热泵在冬冷地区运行时，由于低温高湿的环境因素，室外盘管极易发生结霜。研究表明，空气源热泵在低温高湿地区供暖时，系统日平均COP 约为2.0，在结霜工况下，系统性能仅为1.5左右[5]。因此，针对夏热冬冷地区，急需高效清洁的供暖新方式。

有学者提出利用水发生凝固时释放的相变潜热进行供暖。哈尔滨工业大学的孙德兴等[6]在国内最早提出提取水的凝固热进行清洁供暖，对刮削式提取凝固热系统中的换热装置进行了研究。结果表明，入口水温与管壁温度越低、管径与Re越小、管长越大，瞬时凝固当量换热系数比越高。此外，天津商业大学的刘圣春等[7]通过实验发现，与无预冷工作模式相比，小型刮片式冰浆制取装置在预冷工况下，制冰机出口的出冰温度明显降低，成冰所需时间缩短，系统能效比EER 提高了近43%。Kauffeld 等[8]将冰浆制取系统与天然冷媒相结合，通过冰蓄冷将其应用于大型建筑的冷热联供。运行结果显示，与传统制冷方式相比，利用冰蓄冷进行制冷可节约20%～30%的能耗。由此可见，提取冷水中的相变能进行供暖具有重要的节能和环保效益。而现有的机械刮削式提取凝固热的技术存在初投资成本高、排冰效果不佳、设备磨损严重等问题[9]，且无法满足连续、稳定的供热需求。

为弥补现有提取凝固热供暖系统间断运行的短板，本文提出了直接蒸发式冰源热泵系统。该系统利用水的过冷相变特性，使水的相变结晶过程解耦为板式换热器内的过冷换热和超声波促晶器内的相变结晶两个独立过程，进而连续、高效提取水的相变潜热用于供暖[10-11]。目前，国内外学者对连续制冰系统中冰浆的流动换热特性也有了深入的研究。通过实验和模拟发现，随着流速和含冰率的增加，冰浆在管道中的压降随之增大[12-14]。含冰量为0～20%的纯水冰浆在换热器内的压降约为冷却水的1.2～1.6倍，冰浆的总传热系数随流率的增大而增大[15]。这为直接蒸发式冰源热泵系统应用于生产生活的供暖提供了坚实的理论基础。

能效和经济性是评价热泵系统运行性能的重要指标，然而目前对冰源热泵系统的运行能效和经济性还缺乏定量的研究。对冰源热泵系统而言，过冷度与冷凝温度是影响系统性能的重要参数。因此，本文利用EES(engineering equation solver)软件对系统性能进行仿真分析，重点研究了不同工质、过冷度和冷凝温度对系统的性能系数(COPsys)和单位质量供热量(qcond)的影响规律。此外，选取夏热冬冷地区两个典型城市，上海和重庆某200 m2居民建筑，利用TRNSYS 软件模拟其供暖期热负荷，结合系统的性能参数，核算该系统应用时的运行费用，明确冰源热泵系统在夏热冬冷地区的经济性，从而为冰源热泵系统的应用推广提供理论基础。

1 系统描述

图1 直接蒸发式冰源热泵系统图Fig.1 Schematic diagram of direct evaporation ice source heat pump

直接蒸发式冰源热泵清洁供暖系统由三个循环回路构成：①蒸汽压缩循环，通过蒸发器(制冷剂直接蒸发的板式换热器)自液态水中提取温差显热和相变潜热，通过冷凝器为用户提供高品位热量；②制冰循环由蓄冰槽、制冰泵、冰核过滤器、防传播器和促晶器等部件组成，通过与制冷剂的热交换，释放冰-水的相变潜热；为使该循环持续稳定运行，将排出蓄冰槽内过多的冰，并补充液态水；③供热循环，通过不同类型的室内换热器(风机盘管、地板采暖等)，将热量输送至室内，满足采暖需求。

冰源热泵技术的核心就是连续提取液态水的凝固潜热，是基于水的过冷特性，实现换热器内的过冷换热和促晶器内的绝热相变。因此，对系统能效而言，水的过冷度、冷凝温度等是影响系统运行能效的关键参数，因而通过建立冰源热泵的能效计算模型，模拟系统运行特性。另外，冰源热泵运行过程中存在排冰补水过程，除电能外耗水量也不可忽视。因此在计算运行费用时，综合考虑电费及水费，全面分析系统经济性。

2 系统能效计算模型

对冰源热泵系统分析时作如下假设：①系统处于稳定运行状态；②忽略制冷剂在换热器和管道中的流动损失；③压缩过程为绝热压缩；④蒸发器和冷凝器出口的制冷剂为饱和态。

其等熵效率可由式(1)[16]计算

式中，下标2 为压缩机进气点，3 为压缩机排气点。根据压缩机等熵效率的定义可计算出口3的实际焓值，由式(2)得出

压缩机耗功量用式(3)求得，单位容积制热量为式(4)

式中，下标4 代表冷凝器出口制冷剂的状态点。

蒸发器中单位容积制冷剂得热量用式(5)表示

式中，下标1 代表蒸发器入口制冷剂的状态点。

蒸发器采用板式换热器，其换热效率η1取0.95，则热源水获得热量根据式(6)计算

则过冷水质量流量可根据式(7)计算

式中，ts,c为过冷水的过冷度，℃。

则水泵耗功量根据式(8)计算

式中，H为水泵扬程，m；η2为水泵效率，取0.8；Q为流量，m3/h。

电机功率与水泵轴功率的关系为

式中，ηt为传动装置功率，根据经验取值0.98；ηd为电动机功率，根据经验取值0.9。

水泵的扬程主要由三方面损失决定

式中，Hv为开式循环管出口到蓄冰槽液面的垂直高度，m；Hf为管内循环的水头损失，m，包括沿程损失Hfl和局部损失Hf0；Hp为出口压力导致的水头损失，m；v为过冷水流速，m/s，从而得到系统的制热系数COPsys为式(12)

3 系统性能分析

基于以上计算模型，利用EES 软件对该热泵系统的运行特性进行仿真分析。研究了不同工质(R22、R410A、R134A、R407C)、过冷度(1.0～3.5 K)、冷凝温度(35～55 ℃)对冰源热泵机组COPsys和单位质量制热量qcond的影响。

3.1 不同工质的影响

图2 给出了4 种常用工质R22、R410A、R134A 和R407C 的COPsys。由图可知，随着过冷度和冷凝温度的增大，不同工质热泵循环的COPsys均呈单调递减的趋势。几种工质COPsys大小顺序为R22、R134A、R410A 和R407C。其中，在不同的过冷度下，R22 的COPsys比R410A，R134A 和R407C分别约高5.2%、2.7%和16.4%。在不同的冷凝温度下，R22 的COPsys比R410A、R134A 和R407C 分别约高3.8%～7.8%、0.7%～5.0% 和16.3%～17.6%。因此，本文选取R22 作为制冷剂，研究过冷度及冷凝温度对系统性能的影响。

图2 不同工质的COPsys随过冷度和冷凝温度的变化Fig.2 Changes of COPsys of different working fluids with subcooling degree and condensation temperature

3.2 过冷度的影响

基于上文，已明确工质R22的COPsys在各工况下均最高。因此，对于过冷度和冷凝温度对系统性能的研究均基于R22工质。

图3给出了过冷度对单位质量制热量及COPsys的影响规律。由图可知，COPsys随过冷度的增大而降低，而单位质量制热量随着过冷度的升高而提升。因过冷度变化范围较小，结果曲线均趋于线性。当过冷度从1.0 K 提升至3.5 K 时，COPsys由2.87降低至2.71，降低了5.57%；单位质量制热量由195.1 kJ/kg 升高至198.6 kJ/kg，增加了1.8%。随着过冷度的增大，蒸发温度降低，进而COPsys降低。

3.3 冷凝温度的影响

当过冷度为2 K时，系统的COPsys和单位质量制热量随冷凝温度的变化如图4 所示。由图可知，随着冷凝温度的升高，COPsys明显降低，由3.4 降至2.3，降低了32.4%。单位质量供热量先降低后升高，但变化幅度很小，最大值和最小值仅相差2.0 kJ/kg。

图3 过冷度对单位质量制热量和COPsys的影响Fig.3 The effect of subcooling on per unit mass heating capacity and COPsys

图4 冷凝温度对单位质量制热量和COPsys的影响Fig.4 The effect of condensation temperature on per unit mass heating capacity and COPsys

4 经济性分析

为明确冰源热泵系统在实际运行时的经济性，本文综合考虑夏热冬冷地区不同城市的地理位置及经济发展水平，选定上海和重庆两地某200 m2住宅，利用TRNSYS 软件模拟供暖期的建筑能耗，结合特定工况下的系统性能，计算该热泵系统在供暖期的耗水量。进一步地，计算水费与电费，确定供暖期系统的运行费用，并与冬冷地区常用的分散式燃气锅炉和空气源热泵的供暖方式进行对比，明确冰源热泵系统在夏热冬冷地区供热的运行经济性。

4.1 建筑能耗模拟

上海和重庆两地居民住宅均采用热水地面辐射系统进行供暖，设定供暖温度、湿度分别为18 ℃、50%。利用TRNSYS 软件，模拟建筑供暖期热负荷Q供。围护结构设计满足《夏热冬冷地区居住建筑节能设计标准》JGJ 134—2010要求，同时参考文献[17]，确定建筑围护结构的具体参数。能耗模拟结果如图5所示。

热负荷主要受温度和湿度的影响，其中受温度的影响更大。由图5可知，就供暖期而言，上海该住宅总热负荷约为4.0×107kJ，主要集中于11月中旬至次年3 月中旬，最大热负荷达3.5×107kJ/h。重庆总热负荷约为1.8×107kJ，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大热负荷约为2.4×107kJ/h。

同时，根据图6，在最大热负荷周内，建筑热负荷存在周期性变化。在夜间至次日凌晨的热负荷需求较大，其余时间需求较小。上海和重庆昼夜热负荷差值分别约为2.0×107kJ 和1.0×107kJ。这是由于该时间段内气温较低，从而有较大的热负荷需求。

4.2 耗水量

基于上文模拟的建筑热负荷，计算供暖期逐时耗水量。计算时，热泵机组过冷度取2 K。住宅采用热水地面辐射系统供暖，供回水温度为45、40 ℃[18]，取冷凝温度50 ℃，此时COPsys为2.5。其中，系统中冰的转化率ζ取50%，当高于50%时，采用机械方式将固态冰排出，同时通过自来水管网向系统内补水，补水的初始水温取10 ℃；供热末端传热效率η取80%。耗水量计算公式如下

图5 不同城市供暖期逐时热负荷Fig.5 Hourly heating load during heating period in different cities

图6 不同城市最大热负荷周Fig.6 Maximum heat load week in different cities

式中，r为水的相变潜热，为336 kJ/kg；Δt为热源水的温差，℃。计算结果如图7所示。

图7 供暖期逐日耗水量Fig.7 Daily water consumption during heating period

根据计算模型可知，系统运行耗水量主要受建筑热负荷的影响。由图7可知，上海地区供暖期耗水量主要集中于12月中旬至次年3月中旬，总耗水量约为1.0×105kg，最大日耗水量约为1866 kg。重庆住宅总耗水量约为4.6×104kg，主要集中于12月初至次年2月中旬，最大日耗水量约为1165 kg。日均耗水量与热负荷一致。该段时间内上海和重庆地区气温较低，建筑热负荷较大，因此耗水量更大。