带有蓄热型直接冷凝式加热板的空气源热泵系统性能研究

邵索拉，张欢，由世俊，郑万冬

（天津大学环境科学与工程学院，天津300350）

引 言

空气源热泵以其节能方便、运行成本低等优点被广泛应用于冬季供暖中[1-2]。自20 世纪50 年代以来，学者们对不同末端的空气源热泵供热系统进行了大量研究[3]。分体空调作为最传统的供暖末端之一，对室内动态热负荷有很好的适应性[4]，但其室内风机引起的垂直温度梯度、吹风感和噪声降低了该系统的舒适性[5]。

针对上述问题，许多学者提出了将各类舒适性更高的供暖末端（如散热器、地板辐射末端等）与空气源热泵系统集成，以降低供热能耗、提高空气源热泵供暖系统的舒适性[6]。Asaee 等[7]将空气源热泵系统与散热器相结合，使能耗降低了36%。Lee 等[8]将空气源热泵系统的散热末端表面积增大，使其对流换热能力提高1.62 倍。Werner-Juszczuk 等[9]将高反射率材料应用于散热器，以提高系统供暖效率。目前散热器主要使用热水作为供暖介质，热泵供暖时，制冷剂须先将热量传递给水，水再将热量传递给空气，二次换热在很大程度上降低了热泵能效[10]。Xu 等[11]将热管与冷凝器结合，形成了一种新型的直接冷凝式供热装置。实验结果表明，该装置降低了冷凝器的热阻，提高了系统的热性能，加热系数在2.55～4.1 之间。Dong 等[12]提出了另一种直接冷凝式供暖终端，引入风机来强化强制对流，以提高室内传热效率。

根据空气源热泵系统加热末端的研究现状，本文提出了一种新型蓄热型直接冷凝式加热板（RHP），并将RHP 与空气源热泵系统进行耦合向冬季室内供暖，并在天津地区进行了实验。根据实验结果分析了RHP热性能、带有RHP的空气源热泵系统的运行特性和系统经济性。结果表明，该系统有利于在缺乏集中供热的地区推广空气源热泵系统。

1 实验系统

实验于天津市的冬季采暖期内进行，室外气温在0～14.3℃之间，实验为期15 d。实验地点如图1所示，带有RHP 的空气源热泵系统的测试小室A 室尺寸为4 m×4 m×2.8 m（长×宽×高）。

图1 A室所在地结构分布Fig.1 Schematic diagram of testing room A

1.1 蓄热型直接冷凝式加热板

图2 为RHP 结构图。RHP 面板采用镀锌钢，整体尺寸为2.5 m×1.2 m×1 cm（长×高×厚）。蛇形盘置2 根铜管，每根铜管长25 m，直径为6.35 mm。铜管与钢板之间填充总质量为5.25 kg 的相变材料，相变材料由月桂酸（30%）、十四醇（28%）、十六醇（37%）和石墨（5%）组成，相变温度为28℃，相变焓差为170 J/g。

图2 RHP结构图Fig.2 Schematic diagram of RHP

1.2 带有RHP的新型空气源热泵系统

图3为带有RHP的空气源热泵系统和数据采集设备示意图，如图所示，一台带有涡旋式压缩机的AM030热泵机组、制冷剂R410A以及两块RHP为该供暖系统的主要组成部分，其中热泵机组名义供热量和制冷量分别为9.3 kW 和8.0 kW。为了与RHP匹配供暖并获得不同冷凝温度下的系统性能，将三组不同的电子控制器应用于系统中。电子控制器可设定系统目标冷凝压力，从而控制压缩机频率，每个电子控制器有高、中、低三个调节档位来控制供热系统冷凝压力。初始运行时，压缩机高频运转，通过电子控制器调节，压缩机降速运行，当系统冷凝压力达到设定的目标压力后，压缩机将保持定频运转。利用不同的电子控制器，实验可设定9 种不同的目标压力，不同目标压力以及相应冷凝温度如表1所示。

图3 带有RHP的新型空气源热泵系统Fig.3 Schematic diagram of the ASHP heating system with RHP

表1 3种电子控制器下的冷凝压力与相应温度Table 1 Condensation pressure and corresponding condensation temperature under three electronic controllers

在供暖模式下，压缩机产生的高温高压制冷剂气体将通过连接铜管进入2块并联的RHP。在RHP加热铜管内散热后，过冷的制冷剂液体通过节流阀流向室外换热器吸热，蒸发后重新进入压缩机压缩，如此反复循环供暖。

1.3 测点分布

图4 为实验测点分布，实验依据国家标准JG/T 403—2013 进行。用T 型热电偶测量RHP 的进出口温度，用温湿度计测量室外参数，用Coriolis 质量流量计测量系统制冷剂流量。如图4（a）所示，室内参考温度为点1，点1位于测试小室中心，离地0.75 m。测点2～8用于测量房间围护结构平均表面温度。如图4（b）所示，RHP 表面设置了20 个温度测点，以测试其热性能。

图4 测点分布Fig.4 Measuring points distribution

室外环境测点布置在走廊和室外，通过智能数据采集装置收集到的数据存储在计算机中。为保证测试数据的有效性，对实验数据进行误差分析。实验误差主要分为系统误差、粗大误差和随机误差三类。本文通过计算由实验仪器精度引起的系统误差以及测试中无法通过改进实验方法来消除的随机误差对测试数据进行误差分析。

具体测量装置及测量精度如表2 所示，而实验中直接测量的温度、压力、流量参数的随机误差可通过贝塞尔公式计算，如式（1）所示：

式中，σx为标准误差；n 为测试次数；x 表示直接测量参数。

实验中热容量、COP 等间接测量值的误差由与其有函数关系的直接测量值的误差的方和根求得[13]，具体计算公式如下：

式中，σf表示间接测量误差；σxi为相关直接测量值的标准误差；m 为直接测量值个数。根据表2 测量装置精度以及式(1)～式(2)计算的直接和间接测量值的不确定度如表3所示。

表2 测量装置及精度Table 2 Information of the measured equipment

表3 直接和间接测量值的不确定度Table 3 Uncertainties of direct and indirect measurements

2 数据处理

本文从热质守恒角度，详细分析了采用RHP 的空气源热泵系统供热量和能效。

系统供热量的计算公式为：

式中，Qcon为RHPs 的制热量，W；hcon-in和hcon-out分别为RHP 中进、出口制冷剂焓值,kg/kJ；G 为总制冷剂流量，kg/h。

RHP的自然对流换热量计算公式如下[14]：

式中，Qnc为自然对流换热量，W；A 为RHP 表面积，m2；α 为对流传热系数，W/(m2·K)；Ts、Tn分别为板面平均温度和室内基准温度，℃；Nu为Nusselt数；Gr为Grashof数；Pr为Prandtl数。

RHP的辐射换热量计算公式如下：

式中，Qr为辐射换热量，W；ε 为RHP 的表面发射率，文中取0.95；Ai表示各个围护结构面积，m2；Ti表示各围护结构平均温度，℃。

RHP 总蓄热量由储存在镀锌钢板中和PCM 中的热量组成：

式中，Qs、Qss、Qsh分别为加热板的总蓄热量、显热蓄热量和相变蓄热量，J；Cs、Cst分别为相变材料和镀锌钢板的比热容，J/(kg·℃)；ms、mst分别为相变材料和镀锌钢板的质量，kg；Δtss、Δtst分别为相变材料和镀锌钢板初始温度与稳定状态下的温度差值，℃；Δh为相变材料的相变焓值，J/g。

空气源热泵供热工况下的COP为：

式中，Wcom为压缩机输入功，W。

3 实验结果分析

3.1 分析测试仪器

在稳定供暖工况下，由于RHP 中管道阻力损失较小导致RHP 中的冷凝压力几乎恒定，由于过热和过冷过程导致制冷剂温度在RHP 中是变化的。本文涉及的冷凝温度都是由冷凝压力计算的。

实验以目标冷凝压力24 bar、冷凝温度39℃、室外空气温度8℃、室内空气温度17.5℃的供暖工况为典型供热工况。根据20个温度测点，利用数据边界的等值线方法绘制了典型供热工况下的RHP 的表面温度分布。如图5 所示，由于RHP 中间部分是两个铜管的供给和回流区域，最大表面温度出现在内置加热管的中间位置而不是在面板的中部。根据表面温度变化，RHP 面板分为四个区域，相邻区域之间的温度梯度在1.1～1.9℃之间变化。在典型供暖工况下，介于34.5～37.5℃之间的表面温度面积占总表面积的67%，RHP 表面平均温度与冷凝温度的温差为4.4℃。

图5 典型供热工况下RHP温度分布Fig.5 Temperature distribution of the RHP at the typical heating condition

如图6 所示，当目标压力从21 bar 增加到30 bar时，相应冷凝温度从34℃上升到49℃。随着冷凝温度升高，管内冷凝换热增强，管内各层温差相应增大，冷凝温度和RHP表面平均温度之差从0.5℃增加到6.9℃。RHP 表面温度差异从4.7℃增加到7.7℃。与其他辐射供暖装置相比，制冷剂与装置表面的温差降低了6 ～14℃[15-16]，证明了该RHP具有较好的传热性能。

图6 九个目标压力下RHP表面温度变化Fig.6 Surface temperature differences of the RHP in nine target pressures

图7显示了在典型供暖工况下RHP的自然对流热容量、辐射对流热容量、总热容量以及蓄热介质累积热量的变化。相变材料在17 min 内达到相变温度（28℃），蓄热量达到969 kJ，然后缓慢增加，在18 min 内保持在1072 kJ。另一方面，制冷剂的加热能力在前10 min 急剧上升，然后在后25 min 下降。启动35 min 后，RHP 的供热能力保持稳定，辐射供热和自然对流供热分别维持在596 W 和364 W 左右。在稳定阶段，辐射供热量与自然对流供热量的平均比值约为1.64。同时，由于稳定期内流量的轻微波动，制冷剂的热容量在984～1130 W 变化，由于流量、温度的测量误差以及2 块并联RHP 中总制冷剂流量分配的轻微差异，使得制冷剂总热容量与计算的辐射换热以及自然对流热容量之和存在8%的误差。RHP 与空气接触表面积为3 m2，在典型供暖工况下，RHP的平均热通量为348 W/m2。

图7 典型供暖工况下RHP供热能力随时间的变化Fig.7 Time-variations of the heating capacities for RHP at the typical heating condition

图8 和图9 显示了不同室外气温和冷凝温度对RHP热通量的影响。加热条件在24 bar的相同目标压力下进行，冷凝温度保持在图8 中的39℃。随着室外气温从6.2℃上升到14.3℃，蒸发温度从0.4℃上升到8.4℃，室内参考温度从16.5℃上升到20.8℃。在相同的冷凝温度下，室外气温的升高降低了室内热负荷，降低了制冷剂流量。因此，随着室外气温升高，总热通量从372.2 W/m2下降到279.5 W/m2，辐射热通量从210.4 W/m2下降到166.4 W/m2。在39℃冷凝温度下，室外气温每升高一度，辐射和自然对流热通量平均下降5.4 和5.1 W/m2。如图9 所示，在(8 ± 0.5)℃的室外气温下进行实验。当冷凝温度从37℃升高到49℃时，室内参考温度从17℃升高到19.8℃。热通量的变化趋势与冷凝温度的变化趋势相似。在实验中，冷凝温度每升高一度，辐射和自然对流热通量的平均上升率分别为7.7和4.9 W/m2。同时，随着冷凝温度从37℃升高到59℃，RHP 的总蓄热量从1066 kJ 变化到1205 kJ，而一次除霜工况下所需热量一般在908.3 kJ 左右[17]，RHP 中蓄热量可用于除霜工况，从而有效避免除霜环节从室内空气吸热[18]。

图8 室外气温对RHP热性能的影响Fig.8 Effects of outdoor air temperature on the thermal performance of the RHP

图9 冷凝温度对RHP热性能的影响Fig.9 Effects of condensation temperature on the thermal performance of the RHP

3.2 热泵系统运行特性

本文以典型供热工况为例，对系统的供热性能进行了研究。如图10所示，整个供暖工况分为启动和稳定两阶段。在启动阶段，压缩机频率从0 Hz 升高到近100 Hz，系统流量也随之在300 s内急剧增加到80.43 kg/h，通过电子控制器的调节，压缩机转速降低，流量也随之下降，当系统压力达到目标压力后，压缩机频率逐渐稳定，系统流量也逐渐稳定。在系统运行35 min 后，供暖工况进入稳定阶段，系统各温度参数呈现轻微波动，冷凝温度稳定在39℃，室内温度稳定在17.5℃，室内墙体平均温度稳定在15.8℃，系统各温度参数的波动范围约为±(0.1～0.3)℃。制冷剂流量稳定在35.79～37.62 kg/h之间，平均值为36.76 kg/h。与其他热泵供暖系统[19-20]相比，带有RHP 的空气源热泵系统的各温度指标在稳定阶段波动小，基本符合规范±0.2℃的波动要求[21]，证明了该系统在冬季供暖中具有较高的可靠性。

图10 带有RHP的空气源热泵系统在典型供热工况下的运行参数变化Fig.10 Operating characteristics of the ASHP system with RHPs at the typical heating condition

对于空气源热泵供暖系统，结霜现象是不可避免的，尤其是在温度为-7～5℃、相对湿度大于65%的环境空气中[22]。如图11 所示，所述系统的结霜和除霜条件发生在干球温度2.0℃和湿球温度1.5℃时。结霜过程由图11 中虚线1'～3'反映，而除霜过程由实线1～3表示。环境空气中的水分首先在进口铜管和室外换热器底部结晶成霜，然后在结霜过程中霜层逐渐积聚并扩散到整个管内。在除霜过程中，换热器顶部和管道出口处的霜层则会率先融化。

图11 热泵系统结霜和除霜过程Fig.11 The real scene of the frosting and defrosting process

该系统的典型除霜工况持续时间约为210 s。图12 显示了除霜工况下，蒸发温度、冷凝温度和系统流量的变化。整个除霜过程可大致分为三个阶段。各阶段霜层消散趋势与图11 中除霜过程1～3一致。在第1 阶段，室外换热器和RHP 的压力因压缩机转速降低而迅速接近，从而使冷凝温度和蒸发温度亦迅速接近，流量也从44.68 kg/h 下降到19.15 kg/h。到1 阶段后期，四通阀转向，压缩机继续低速运行，流量稳定在15.96 kg/h，室外换热器温度略高于RHP。在压缩机低速运行48 s 后，系统进入第2阶段，此时压缩机转速加快，制冷剂流量在1 min 内增加到49.83 kg/h。蒸发温度高于冷凝温度，系统吸收室内RHP 蓄存的热量进行除霜。在2 阶段结束时，室外换热器结霜现象基本消失。第3阶段时，压缩机停止运行，冷凝和蒸发温度趋于一致。当室外换热器的霜被完全清除后，四通阀再次换向，压缩机在第250 s重新启动。在除霜过程中，室内空气温度和非加热壁面温度分别保持在(18.0 ± 0.2)℃和(16.3±0.1)℃。RHP最低表面温度为25.9℃，比室内空气温度高7.9℃。结果表明，该系统可以在保证除霜工况下，维持室内的热舒适性。

图12 带有RHP的空气源热泵系统在除霜工况下的运行参数变化Fig.12 Operating characteristics of the ASHP system with RHP under the defrosting condition

不同冷凝温度下系统COP的变化如图13所示。室外气温维持在(8±0.5)℃，当冷凝温度从37℃增加到49℃时，系统COP 从3.7 下降到2.2，而系统的供热能力随冷凝温度的升高而增加，由1.96 kW 上升到2.93 kW，平均增长率接近82.1 W/K，同时压缩机输入功率增长率为65.0 W/K。

图13 不同冷凝温度下系统的COP和热容量Fig.13 System COP and heating capacity in different condensation temperatures

3.3 系统经济性分析

本文根据系统的初始资本成本（ICC）和年运行成本进行经济性分析。系统的初始资本成本（ICC）由各个部件的市场价格、增值税（VAT）、劳动力成本（LC）组成。如表4所示，对于中、美、日三国的20 m2居住房间而言，采用带有RHP 的新型热泵供暖的ICC分别为3623.9、5575.3和3174.7 CNY。

FYC 与ICC 和资本回收系数（CRF）相关，而CRF 与供暖系统的寿命（y）和年利率（r）相关，关系式为：

表4 中、美、日三国20 m2居住房间供热系统的初始资本成本Table 4 ICC of the proposed heating system for residential heating in China，America and Japan（per 20 m2 heating room）

假设y为15 a，r为10%。

根据残值和偿债基金系数，得到资产支持价值。假设S 为ICC 的20%，SFF 与y 和r 相关。关系如下：

根据热泵制造商信息，AMC 假定为FYC 的12%。系统的ARC 可根据年用电量（Ela）和电费（Cele）计算：

美国、日本和中国的居民供暖年用电量分别为49.5、61 和15.6 kW·h/(m2·a)[25]，Cele分别为0.73、1.28和0.50 CNY/(kW·h)[29-30]。

根据表4 和表5 的计算，带有RHP 的空气源热泵系统的ICC 和AC 分别为3174.7 CNY 和510.7 CNY。由于各国的室内热负荷指标不同，该系统在不同国家的投资将有所不同。与其他传统供热系统相比（表6），在我国冬季供暖中，该系统初投资远小于其他供暖系统，年运行成本以及年维修成本和为205.9 CNY，小于燃气/燃煤锅炉供暖的运行成本。综合比较，该系统初投资小，运行成本较低，在我国建筑冬季供暖中具有较强的经济性竞争力。

表5 中、美、日三国新型热泵系统的年度成本（20 m2供热房间）Table 5 The annual cost for the ASHP system with RHPs in China，America and Japan（per 20 m2 heating room）

表6 本文系统与其他供暖系统在初投资和运行成本的对比Table 6 Comparison of the proposed system with other heating systems in terms of ICC and running cost

4 结 论

本文提出了一种用于空气源热泵的新型制冷剂加热板（RHP），并对其热性能、能效以及经济性进行了实验研究，主要结论如下。

(1)RHP 热阻小，传热性能较好，当冷凝温度从34℃上升到49℃，制冷剂和面板表面之间的温差从0.5℃增加到6.9℃，小于其他地板辐射采暖设备的温差。

采用Labview编写机器人上位机，利用Labview串口读取与写入函数，配置布尔控件，每当某布尔按钮按下，触发该按钮所对应字符的写入操作，将控制信号流入串口设备，完成一次控制指令.当串口设备接受到数据时，数据流首先流向上位机串口读取函数，并将字符进行处理后打印到波形输出控件.

(2) 在典型供热工况下，RHP 的平均热通量为348 W/m2，辐射热容量与自然对流热容量的平均比值约为1.64。同时RHP中的蓄热量超1000 kJ，可为除霜工况提供热量，避免除霜环节从室内吸热。

(3)该系统在冬季供暖过程运行可靠，系统达到稳定阶段速度较快，在运行35 min 后可持续稳定供暖。该系统的除霜工况持续约为210 s，在除霜过程中，RHP 表面温度始终高于室内气温，可较好地维持除霜工况下的室内热舒适性。

(4)系统效率随冷凝温度的升高而降低，COP 从3.7下降到2.2。

(5)基于带有RHP 的空气源热泵系统的经济性分析，一个20 m2的居住房间的供暖初始资本成本为3174.7 CNY，年度成本为510.7 CNY，与其他传统供暖系统相比，该系统的经济性较高。

符 号 说 明

A，Ai——分别为RHP表面积、各个围护结构面积，m2

Cs，Cst——分别为相变材料比热容、镀锌钢板的比热容，J/(kg·℃)

G——制冷剂流量，kg/h

Gr——Grashof数

hcon-in,hcon-out——分别为RHP中进出口制冷剂焓值，kg/kJ

Δh——相变焓值，J/g

ms,mst——分别为相变材料质量、镀锌钢板的质量，kg

Nu——Nusselt数

Pr——Prandtl数

p——制冷剂压力，bar

Qcon,Qnc,Qr——分别为RHP的制热量、自然对流换热量、辐射换热量，W

Qs,Qsh,Qs——分别为总蓄热量、显热蓄热量、相变蓄热量，J

T,Ti,Tn,Ts——分别为温度、各围护结构平均温度、板面平均温度、室内基准温度，℃

Δtss,Δtst——分别为初始温度与稳定状态下相变材料和镀锌钢板的温度差值，℃

Wcom——压缩机输入功，W

ε——RHP的表面发射率

σf,σx——分别为间接测量误差、直接测量误差