并联冷凝式空气源热泵热水系统研究

热泵热水技术是基于热泵技术之上的一种热水供应方式，它最早出现在20世纪50年代。自能源危机之后，热泵热水系统得到了较大发展。相对于传统热水供应技术，热泵热水技术具有节能高效、适用性强、安全可靠等优点，受到越来越多用户的青睐，众多厂家也纷纷投入到这一产品的生产研发中；另一方面，随着居民生活质量不断提高，热水需求量也持续增加，因此，热泵热水装置的市场前景非常广阔[1-4]。然而，热泵热水装置与常规空调热泵不同，它具有运行工况范围广、常年制热、冷凝器换热量大等特点[5]。当用户末端要求机组在较高的水温下运行时，不仅能源效率明显下降，而且存在压缩机超负荷等隐患，而从卫生和健康的角度看，生活用水又必须加热到一定温度才能满足居民用水需求和达到抑止细菌繁殖的目的[6]。在冬季等进口水温较低情况下，系统进出口水温差较大、冷凝器换热量过高还会导致冷凝器换热效率降低[7]。针对上述问题，本文作者提出并联冷凝式空气源热泵热水系统，据我国南方亚热带季风气候全年水温差较大等特点，以长沙地区为例，对并联冷凝式空气源热泵热水系统分别设计夏、冬运行模式。

1 并联冷凝式空气源热泵热水系统

并联冷凝式空气源热泵热水系统装置由热泵系统和热水系统组成。热泵系统主要是由高压压缩机、中压压缩机、低压压缩机、高温冷凝器、中温冷凝器、低温冷凝器及蒸发器等设备组成的密闭循环系统。热水系统主要由蓄水箱、水泵等设备及管道组成,具体装置见图1。当系统处于夏季模式运行时，进口水温较高，旋阀17关闭，低压压缩机及低温冷凝器停止运行，冷水流经中温冷凝器及高温冷凝器并换热后进入热水箱；当系统处于冬季工况时，进口冷水温度较低，旋阀17打开，3台压缩机同时运行，冷水分别与三级冷凝器换热后进入热水箱。冬夏运行模式变化时的制冷工质流量变化由储液罐9进行调节。

图1 并联冷凝式热泵热水系统装置示意图
Fig.1 Schematic diagram of parallel condensingASHP hot water system

1—高压压缩机；2—中压压缩机；3—低压压缩机；4—低温冷凝器；5—中温冷凝器；6—高温冷凝器；7—热水箱；8—蒸发器；9—储液器；10，11，12—节流阀；13，14，16，17—旋阀；15—水泵。

设热泵系统循环为理想循环，即热泵工质在压缩机中等熵时压缩，在冷凝器与蒸发器中等压时换热，在节流阀中等焓时节流，冷凝器出口为饱和液体，蒸发器出口为饱和气体，热泵工质设为R134a[8]，夏季模式及冬季模式具体理论循环压焓分别如图2和图3所示(其中，h为工质焓值，p为压力)。当系统以夏季模式运行时，在热泵循环中，蒸发器内蒸发为饱和蒸汽的制冷剂分为2路(8)：一路经中压压缩机压缩为过热气体(3)后进入中温冷凝器冷凝为饱和液体(4)并与冷水进行换热；另一路经高压压缩机压缩后(1)进入高温冷凝器冷凝(2)并与中温冷凝器换热后的冷水再次换热，其冷凝温度较高；经节流后的制冷剂湿蒸汽(5,6)在混合后(7)进入蒸发器进行蒸发，最后进入压缩机进气口构成循环。与夏季模式类似，当系统处于冬季模式时，从蒸发器流出的饱和气体分3路分别流入三级压缩机，经压缩后进入对应冷凝器冷凝放热，冷水经低温、中温、高温三级冷凝器逐级升温。

图2 并联冷凝式热泵系统夏季工况系统压焓
Fig.2 Enthalpy-pressure diagram of summer model of parallel condensingASHP hot water system

1—高压过热气体；2—高压饱和液体；3—中压过热气体；4—中压饱和液体；5,6—湿蒸汽；7—混合点；8,9,10—饱和气体。

图3 并联冷凝式热泵系统冬季工况系统压焓
Fig.3 Enthalpy-pressure diagram of winter model of parallel condensingASHP hot water system

1—高压过热气体；2—中压过热气体；3—低压过热气体；4—高压饱和液体；5—中压饱和液体；6—低压饱和液体；7,8,9—湿蒸汽；10,11—混合点；12,13,14,15,16—饱和气体。

2 并联冷凝式空气源热泵热水系统建模仿真

2.1 CYCLEPAD简介

CYCLEPAD是1个工程热力学的虚拟实验室，能构造和分析各种热力循环，由西北大学、美国海军学院和牛津大学联合完成。应用CYCLEPAD软件可以进行能源动力、低温制冷、动力机械等热力学方面的设计工作[9-10]。

热力循环实际上是通过一系列基本元件组合，实现从环境中获得热能转化为机械能等其他形式，或者通过输入功使热能在环境或者其他因素之间传递转化的过程，制冷机组和热泵都属于这一类热机。CYCLEPAD软件包含一些热力元件的基本模型，通过不同的基本元件相互组合，构成不同的热力循环，因此，在工程热力学和能源动力方面仿真研究中具有极强的适应性。

2.2 并联冷凝式空气源热泵热水系统模型

使用CYCLEPAD软件对并联冷凝式空气源热泵热水系统夏、冬季模式建立仿真模型，分别如图4和图5所示，其中，各图标所代表的循环部件见表1。在我国南方大部地区夏季冷水温度较高，并联冷凝式空气源热泵热水系统在夏季(5—10月份)以夏季模式运行，即仅高压、中压压缩机运行，低压压缩机及低压冷凝器停止工作，冷水与中温、高温冷凝器换热后进入热水箱；冬季冷水温度较低，并联冷凝式空气源热泵热水系统在冬季(当年11—次年4月份)以冬季模式运行，即3台压缩机同时工作，冷水分别按序与三级冷凝器换热后进入热水箱[11-13]。

图4 并联冷凝式空气源热泵热水系统夏季模式模型
Fig.4 Schematic diagram of summer model of parallel condensingASHP hot water system

图5 并联冷凝式空气源热泵热水系统冬季模式模型
Fig.5 Schematic diagram of winter model of parallel condensingASHP hot water system

表1 模型图中图标所示部件
Table1 Components shown by icons in model schematic diagrams

3 并联冷凝式空气源热泵热水系统全年性能

以中国南方城市长沙为例，通过查询地方气象部门数据获得长沙全年每月平均最高气温与最低气温。使用蒋新波等[14]提出的计算方法，取当地水库5 m水深平均水温为全年每月平均冷水温度，结果如图6所示。由图6可知：长沙冬季水温明显低于夏季水温，全年每月平均冷水温度波动较大，全年最高水温为31.03℃(8月份)，最低水温为1.99℃(2月份)，全年最大冷水温差29.04℃。

图6 长沙全年每月平均气温及冷水温度变化
Fig.6 Average air temperature and average cold-water temperature in Changsha

1—平均冷水温度；2—平均最高气温；3—平均最低气温。

图7 长沙全年热泵每月换热量变化
Fig.7 Monthly heat pump heating capacity in Changsha

设热水终温为60℃，根据全年每月平均冷水温度及热水终温计算得出全年热泵每月换热量，计算结果如图7所示。由图7可知：夏季热泵每月换热量明显比冬季的低，全年热泵每月换热量波动较大，全年最高月换热量为73.171 GJ(1月份)，最低月换热量为37.724 GJ(8月份)。

对并联冷凝式热泵热水系统系统模型参数进行设置，考虑升温温差均匀性及热水终温需求，设三级冷凝温度分别为31，48和65℃，并联冷凝式热泵热水系统在5—10月份以夏季模式运行，当年11—次年4月份以冬季模式运行。并联冷凝式热泵热水系统各级冷凝器全年每月换热量如图8所示。由图8可知：并联冷凝式热泵热水系统能有效分散冷凝器总换热量且各级冷凝器换热量大致均匀，有利于延长冷凝器使用寿命及保证冷凝器换热效率；低温冷凝器最大日均换热量为1.008 GJ(2月份)，最小日均换热量为0.470 GJ(11月份)，全年平均换热量为0.780 GJ；中温冷凝器最大换热量为

1.045 GJ(5月份)，最小换热量为0.503 GJ(8月份)，全年平均换热量为0.720 GJ，高温冷凝器全年日均换热量为0.714 GJ。

图8 并联冷凝式热泵热水系统各级冷凝器日均换热量变化
Fig.8 Daily heat transfer capacity of condensers in parallel condensingASHP hot water system

普通热泵热水系统冷凝器进出口水温差与并联冷凝式空气源热泵热水系统各级冷凝器温差如图9所示。由图9可知：在相同进口冷水温度下，并联冷凝式热泵热水系统各级冷凝器温差相较于普通热泵热水系统有较大幅度下降，系统有效降低了冷凝器进出口水温差；通热泵系统冷凝器温差最大为58.01℃(2月份)，最小温差为28.97℃(8月份)，全年平均温差为43.43℃；低温冷凝器最大温差为24.01℃(2月份)，最小温差为11.19℃(11月份)，全年平均温差为17.56℃；中温冷凝器最大温差为24.90℃(5月份)，最小温差为11.97℃(8月份)，全年平均温差为17.65℃；高温冷凝器全年温差为17.00℃。

综合室外环境温度及进口冷水温度等因素[15-16]，经仿真模型模拟计算得出普通空气源热泵热水系统与并联冷凝式空气源热泵热水系统全年运行COP，计算结果如图10所示。由图10可知：并联冷凝式空气源热泵热水系统全年最大运行COP为6.87(7月份)，最小运行COP为4.78(1月份)，平均COP为5.80；相对于普通空气源热泵热水系统，并联冷凝式空气源热泵热水系统在夏季工况(5—10月份)平均COP从5.10升至6.30，提升23.53%；冬季工况(当年11—次年4月份)平均COP从3.69升至5.29，提升43.36%。

图9 普通热泵热水系统冷凝器与并联冷凝式热泵热水系统各级冷凝器进出口水温差全年变化
Fig.9 Annual temperature difference between inlet and outlet water of condensers of common and parallel condensing ASHP hot water system

1—普通热泵系统冷凝器；2—低温冷凝器；3—中温冷凝器；4—高温冷凝器。

图10 普通热泵热水系统与并联冷凝式热泵热水系统全年运行COP变化对比
Fig.10 COP of common and parallel condensing ASHP hot water system

1—并联冷凝式热泵热水系统；2—普通热泵热水系统。

普通空气源热泵热水系统与并联冷凝式空气源热泵热水系统全年运行能耗计算结果如图11所示。由图11可知：并联冷凝式空气源热泵热水系统全年最大运行能耗为4 253 kW·h(1月份)，最小运行能耗为1 542 kW·h(7月份)；相对于普通空气源热泵热水系统，系统夏季工况平均月运行能耗从2 447 kW·h降至1 972 kW·h，降低19.41%；冬季工况平均月运行能耗从5 066 kW·h降至3 539 kW·h，降低30.14%。并联冷凝式空气源热泵热水系统较普通空气源热泵热水系统具有较好节能效果，且在冬季节能效果更显著[17]。

图11 普通热泵热水系统与并联冷凝式热泵热水系统全年运行能耗变化对比
Fig.11 Operation energy consumption of common parallel condensingASHP hot water system

在并联冷凝式空气源热泵热水系统物理模型基础上，结合长沙当地全年气温及冷水温度，通过当地冷水温度及设置热水终温，可计算热泵全年各月总换热量；通过设置各级冷凝器冷凝温度及冷水温度，可计算各级冷凝器在全年各月换热量及其进出口水温差；通过当地室外气温及各级冷凝器冷凝温度可计算出系统全年COP变化情况，再结合热泵全年各月换热量计算系统全年运行能耗变化情况[18-19]。

4 结论

1)相对于普通空气源热泵热水系统，并联冷凝式空气源热泵热水系统通过分级加热方式能有效分散冷凝器总换热量及降低冷凝器进出口水温差。

2)以长沙地区为例，相对于普通空气源热泵热水系统，并联冷凝式空气源热泵热水系统COP在全年各月均有较大提升，全年最大运行COP为6.87。

3)并联冷凝式空气源热泵热水系统与普通空气源热泵热水系统相比在我国南方地区具有较好节能效果，且在冬季节能效果更显著。