劉慧俊， 李風(fēng)雷

(太原理工大學(xué) 土木工程學(xué)院， 山西 太原 030024)

城鎮(zhèn)化建設(shè)造成建筑供暖需求持續(xù)增大，從而導(dǎo)致能源消耗直線上升.2017年，中國建筑總運(yùn)行能耗為9.6億t，占全社會總能耗的20%，其中，北方城鎮(zhèn)供熱能耗2億t，占建筑能耗的20.83%.供暖能耗的增長必然引起以煤炭為主的供暖模式下污染物排放總量的增加，對我國藍(lán)天保衛(wèi)戰(zhàn)提出了巨大挑戰(zhàn)，亟需發(fā)展清潔能源供暖技術(shù).應(yīng)用最為廣泛的空氣源熱泵具有使用方便、運(yùn)行成本低、環(huán)保、安全、使用地點(diǎn)不受限制等優(yōu)點(diǎn)，但單一空氣源熱泵的應(yīng)用受到氣候條件的制約.因此，一些學(xué)者提出采用多能互補(bǔ)驅(qū)動(dòng)空氣源熱泵，或?qū)⑵渌茉醋鳛榭諝庠礋岜霉崃坎蛔銜r(shí)的補(bǔ)充熱源，以改善空氣源熱泵的應(yīng)用局限性.萬磊[1]在復(fù)合熱源換熱器的基礎(chǔ)上，提出太陽能-空氣復(fù)合熱源熱泵系統(tǒng)，可減少室外環(huán)境溫度和太陽能資源對系統(tǒng)性能的影響.黎珍等[2]建立太陽能耦合空氣源熱泵一體化熱水系統(tǒng)，在夏季工況下，相較于空氣源熱泵熱水系統(tǒng)，該系統(tǒng)平均制熱性能系數(shù)提高了44.16%；在冬季工況下，相較于空氣源熱泵熱水系統(tǒng)，該系統(tǒng)平均制熱性能系數(shù)提高了6.56%.Chen等[3]提出一種新型直膨式太陽能輔助補(bǔ)氣熱泵系統(tǒng)，通過太陽能改善壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓熱泵系統(tǒng)的性能.Li等[4]提出太陽能噴射復(fù)疊熱泵系統(tǒng)，該系統(tǒng)可以明顯改善空氣源熱泵在低溫環(huán)境下的系統(tǒng)性能.王肖龍[5]研究太陽能-空氣源熱泵熱水系統(tǒng)的運(yùn)行策略，對太陽能進(jìn)行充分利用.王洪利等[6]分別將R134a，R1234yf應(yīng)用于太陽能-空氣源復(fù)合熱泵系統(tǒng)，并進(jìn)行性能分析，結(jié)果表明，選用R134a的系統(tǒng)性能系數(shù)(COP)較好，但R1234yf的環(huán)保性能更佳.郭春梅等[7]在廣東地區(qū)不同的太陽輻射條件下，進(jìn)行供暖、供生活熱水實(shí)驗(yàn)測試，結(jié)果表明，相較于單獨(dú)空氣源熱泵，太陽能與空氣源熱泵復(fù)合系統(tǒng)供熱性能具有更加顯著的優(yōu)勢.Wu等[8]將新型太陽能熱管蓄熱器應(yīng)用于直膨式太陽能-空氣源熱泵系統(tǒng)，系統(tǒng)可根據(jù)不同太陽輻射照度切換運(yùn)行模式，保證系統(tǒng)在寒冷地區(qū)的高效運(yùn)行.劉杰等[9]對比了太陽能與空氣源熱泵的3種連接方式在蘭州地區(qū)的應(yīng)用，結(jié)果表明，相較于單獨(dú)空氣源熱泵，太陽能-空氣源熱泵聯(lián)合供熱系統(tǒng)在太陽能集熱量、太陽能保證率等方面均有明顯改善.Cai等[10]對太陽能與空氣源熱泵的不同連接方式進(jìn)行比較，獲得不同連接方式的最佳工作條件.Liu等[11]研究一種新型太陽能/空氣雙源熱泵供暖系統(tǒng)，為寒冷地區(qū)應(yīng)用太陽能和空氣源熱泵的應(yīng)用提供可靠的參考.陳忠梅等[12]研究太陽能-空氣源雙壓縮熱泵系統(tǒng)的制熱特性，結(jié)果表明，相較于傳統(tǒng)空氣源熱泵，在一定工況下，太陽能-空氣源雙壓縮熱泵系統(tǒng)能耗降低了18%.蘇樹強(qiáng)等[13]針對高原高寒地區(qū)設(shè)計(jì)一種太陽能聯(lián)合復(fù)疊熱泵采暖系統(tǒng)，將太陽能集熱系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量作為熱泵系統(tǒng)的低溫?zé)嵩?郭瑞等[14]為改善空氣源熱泵系統(tǒng)在寒冷地區(qū)的適應(yīng)性，提出太陽能噴射增效的中高溫空氣源熱泵系統(tǒng).

1 系統(tǒng)描述

太陽能增效的復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)及其壓力-比焓(p-h)圖，如圖1，2所示.圖1，2中：1～9表示狀態(tài)點(diǎn).

圖1 太陽能增效的復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng) 圖2 太陽能增效的復(fù)疊式空氣源熱泵系統(tǒng)p-h圖 Fig.1 Solar energy enhanced cascade Fig.2 Solar energy enhanced cascade air-source air-source heat pump system heat pump system p-h diagram

高壓側(cè)制冷劑在冷凝蒸發(fā)器中吸熱后，通過高壓壓縮機(jī)升壓后，進(jìn)入冷凝器，冷凝至飽和液體后，再通過高壓膨脹閥回到冷凝蒸發(fā)器.低壓側(cè)制冷劑在冷凝蒸發(fā)器中與高壓側(cè)制冷劑換熱后，分為兩路，一路通過低壓膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器，蒸發(fā)器吸熱后，變成飽和蒸汽制冷劑，再進(jìn)入低壓壓縮機(jī)升壓至狀態(tài)點(diǎn)9；另一路進(jìn)入集熱發(fā)生器吸熱至狀態(tài)點(diǎn)10，與狀態(tài)點(diǎn)9混合后，回到冷凝蒸發(fā)器中.如此循環(huán)，完成制熱過程.

2 計(jì)算模型

2.1 模型假設(shè)

為了簡化模型，進(jìn)行以下3個(gè)假設(shè)：1) 制冷劑在集熱發(fā)生器、冷凝器、蒸發(fā)器和冷凝蒸發(fā)器出口均為飽和狀態(tài)；2) 以等熵效率考慮壓縮機(jī)工作過程中的損失；3) 忽略管道損失.

2.2 各部件模型

2.2.1 冷凝器模型 冷凝器換熱量Qcn表示為

Qcn=mh(h1-h2).

(1)

式(1)中：h1，h2分別為狀態(tài)點(diǎn)1，2的比焓，kJ·kg-1，其他比焓的表示類似；mh為高壓壓縮機(jī)的質(zhì)量流量，kg·s-1.

2.2.2 蒸發(fā)器模型 蒸發(fā)器換熱量Qe表示為

Qe=me(h8-h7).

(2)

式(2)中：me為蒸發(fā)器的質(zhì)量流量，kg·s-1.

2.2.3 集熱發(fā)生器模型 落在太陽能集熱發(fā)生器上的太陽輻射熱量Qrad表示為

Qrad=AG.

(3)

式(3)中：A為集熱面積，m2；G為太陽輻射照度，kW·m-2.

太陽能集熱發(fā)生器吸收的有效熱量Qg表示為

Qg=mg(h10-h6).

(4)

式(4)中：mg為集熱發(fā)生器的質(zhì)量流量，kg·s-1.

太陽能集熱發(fā)生器吸收的有效熱量Qg[15]也可以表示為

Qg=A[FRGηopt-FRUL(Tp-Ta)].

(5)

2.2.4 冷凝蒸發(fā)器模型 冷凝蒸發(fā)器能量平衡，有

Qcin=mh(h4-h3)，

(6)

Qein=(mg+me)(h5-h6)，

(7)

Qein=Qcin.

(8)

式(6)～(8)中：Qcin，Qein分別為冷凝蒸發(fā)器的冷凝側(cè)換熱量和蒸發(fā)側(cè)換熱量，kW.

2.2.5 壓縮機(jī)模型 高壓壓縮機(jī)功耗Wcom_h表示為

(9)

(10)

(11)

式(9)～(11)中：h1，s為假設(shè)壓縮過程為等熵壓縮時(shí)高壓壓縮機(jī)出口比焓，kJ·kg-1；ηis，com_h為高壓壓縮機(jī)等熵效率[15]；p4，p1分別為高壓壓縮機(jī)入口和出口的壓力，Pa.

高壓壓縮機(jī)的質(zhì)量流量mh表示為

(12)

(13)

式(12)，(13)中：ηv_h為高壓壓縮機(jī)的容積效率；Vdis_h為高壓壓縮機(jī)的理論排量，m3·r-1；nh為高壓壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，r·s-1；ν4為高壓壓縮機(jī)的吸氣比容，m3·kg-1.

低壓壓縮機(jī)功耗Wcom_l表示為

(14)

(15)

(16)

式(14)～(16)中：ηis，com_l為低壓壓縮機(jī)等熵效率；h9，s為假設(shè)壓縮過程為等熵壓縮時(shí)低壓壓縮機(jī)出口比焓，kJ·kg-1.

低壓壓縮機(jī)的質(zhì)量流量(蒸發(fā)器的質(zhì)量流量)me表示為

(17)

(18)

式(17)，(18)中：ηv_l為低壓壓縮機(jī)的容積效率；Vdis_l為低壓壓縮機(jī)的理論排量，m3·r-1；nl為低壓壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，r·s-1；ν8為壓縮機(jī)的吸氣比容，m3·kg-1.

2.2.6 膨脹閥模型 膨脹閥節(jié)流的過程為等焓過程，即

h3=h2，

(19)

h7=h6.

(20)

2.3 系統(tǒng)性能

系統(tǒng)機(jī)械性能系數(shù)COPm表示為

(21)

Ex=m[(h-h0)-T0(s-s0)].

(22)

式(22)中：m為所求狀態(tài)點(diǎn)的質(zhì)量流量，kg·s-1；h0為參考狀態(tài)的比焓，kJ·kg-1；s，s0分別為所求狀態(tài)點(diǎn)和參考狀態(tài)的比熵，kJ·(kg·k)-1；T0為參考狀態(tài)的溫度，K.

(23)

Exrad=Qrad(1-T0/Tp).

(24)

Exsys=Qcn(1-T0/Tca).

(25)

式(25)中：Tca為冷凝器中與制冷劑換熱的周圍空氣的溫度，K.

表1 各部件損失計(jì)算公式Tab.1 Calculation formulas of exergy destruction of each component

Exdes，t=Exdes，col+Exdes，c+Exdes，e+Exdes，com_h+Exdes，com_l+Exdes，exp_h+Exdes，exp_l+Exdes，int.

(26)

Exsys，inp=Ex+Wcom_h+Wcom_l.

(27)

ηsys=(Exsys/Exsys，inp)×100%.

(28)

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

在模擬計(jì)算中，制冷劑為R134a，集熱面積為20 m2，低壓壓縮機(jī)和高壓壓縮機(jī)的排量分別為120，60 cm3·r-1，低壓壓縮機(jī)定速工作(轉(zhuǎn)速為2 900 r·min-1)，高壓壓縮機(jī)變速工作.中間蒸發(fā)溫度te，int為15～45 ℃，中間冷凝溫度tc，int為20～50 ℃，發(fā)生溫度等于中間冷凝溫度，蒸發(fā)溫度te為-20～5 ℃，冷凝溫度tc為45～55 ℃，太陽輻射照度G為100～1 000 W·m-2.

3.1 中間冷凝溫度

中間冷凝溫度對系統(tǒng)性能及系統(tǒng)功耗的影響，如圖3，4所示.圖4中：Wt為總功耗.

圖3 中間冷凝溫度對系統(tǒng)性能影響 圖4 中間冷凝溫度對系統(tǒng)功耗的影響 Fig.3 Effect of intermediate condensation Fig.4 Effect of intermediate condensation temperature on system performance temperature on system power consumption

圖5 中間冷凝溫度對損失的影響Fig.5 Effect of intermediate condensationtemperature on exergy destruction

3.2 冷凝溫度

圖6 冷凝溫度對系統(tǒng)性能影響 圖7 冷凝溫度對損失的影響 Fig.6 Effect of condensation temperature on Fig.7 Effect of condensation temperature on system performance exergy destruction

由圖6可知：當(dāng)冷凝溫度從45 ℃升高至55 ℃時(shí)，COPm從4.74降至3.96，ηsys從24.45%升高至31.86%，制熱量從12.97 kW升高至13.69 kW；冷凝溫度升高時(shí)，高壓壓縮機(jī)壓比增大，高壓級壓縮機(jī)功耗增大，故COPm減小.

3.3 蒸發(fā)溫度

圖8 蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)性能影響 圖9 蒸發(fā)溫度對損失的影響 Fig.8 Effect of evaporation temperature on Fig.9 Effect of evaporation temperature on system performance exergy destruction

由圖8可知：當(dāng)蒸發(fā)溫度從-20 ℃升高到5 ℃時(shí)，COPm從3.70增大至4.82，ηsys從28.31%增大至37.94%，制熱量從9.66 kW增大至21.81 kW；由于蒸發(fā)溫度升高，低壓壓縮機(jī)壓比降低，低壓壓縮機(jī)功耗減小，COPm增大，當(dāng)蒸發(fā)溫度升高時(shí)，低壓壓縮機(jī)容積效率增大，通過低壓壓縮機(jī)的質(zhì)量流量增大，而集熱發(fā)生器質(zhì)量流量不變，故冷凝蒸發(fā)器冷凝側(cè)的質(zhì)量流量增大，冷凝蒸發(fā)器換熱量增大，高壓級循環(huán)質(zhì)量流量相應(yīng)增大，進(jìn)而導(dǎo)致制熱量增大.

3.4 太陽輻射照度

太陽輻射照度對系統(tǒng)性能的影響，如圖10所示.由圖10可知：太陽輻射照度從100 W·m-2升高至1 000 ·m-2時(shí)，COPm從3.62增大至4.89，ηsys從29.01%增大至35.54%，制熱量從10.61 kW增大至24.17 kW；當(dāng)太陽輻射照度較高(500～1 000 W·m-2)時(shí)，系統(tǒng)制熱量均在16 kW以上，COPm均在4.3以上，ηsys均在32%以上，此時(shí)，系統(tǒng)機(jī)械性能較好，能量利用率較高，且Qcn，COPm，ηsys均呈上升趨勢；當(dāng)太陽輻射照度增大時(shí)，集熱發(fā)生器吸收的有效熱量增大，通過集熱發(fā)生器的質(zhì)量流量相應(yīng)地增大，而通過低壓壓縮機(jī)的質(zhì)量流量不變，低壓壓縮機(jī)功耗不變，冷凝蒸發(fā)器換熱量增大，COPm增大.同時(shí)，由于冷凝蒸發(fā)器的換熱量增大，導(dǎo)致高壓級循環(huán)的質(zhì)量流量增大，系統(tǒng)制熱量增加.

圖10 太陽輻射照度對系統(tǒng)性能影響 圖11 太陽輻射照度對損失的影響 Fig.10 Effect of solar irradiance on Fig.11 Effect of solar irradiance on system performance exergy destruction

4 結(jié)論

1) 當(dāng)冷凝溫度為54 ℃，蒸發(fā)溫度為-10 ℃，太陽輻射照度為300 W·m-2時(shí)，中間冷凝溫度從20 ℃升高至50 ℃的過程中，Qcn不斷減小，COPm，ηsys均先增大后減??；當(dāng)中間冷凝溫度為38 ℃時(shí)，COPm達(dá)到最優(yōu)值4.17；當(dāng)中間冷凝溫度為22 ℃時(shí)，ηsys達(dá)到最優(yōu)值31.37%.

2) 當(dāng)蒸發(fā)溫度為-10 ℃，太陽輻射照度為300 W·m-2，中間冷凝溫度為25 ℃，中間蒸發(fā)溫度為20 ℃時(shí)，冷凝溫度從45 ℃升高至55 ℃的過程中，COPm不斷地減小，但Qcn，ηsys增大.

3) 當(dāng)冷凝溫度為54 ℃，太陽輻射照度為300 W·m-2，中間冷凝溫度為25 ℃，中間蒸發(fā)溫度為20 ℃時(shí)，蒸發(fā)溫度從-20 ℃升高至5 ℃的過程中，Qcn，ηsys，COPm都大幅升高.

4) 當(dāng)冷凝溫度為54 ℃，蒸發(fā)溫度為-10 ℃，中間冷凝溫度為25 ℃，中間蒸發(fā)溫度為20 ℃時(shí)，太陽輻射照度從100 W·m-2升高至1 000 W·m-2的過程中，Qcn，ηsys，COPm均出現(xiàn)明顯的升高.