太陽能輔助閉式熱源塔熱泵系統冬季制熱性能

馮 榮，劉 曄，方俊飛，孟 欣

（1. 陜西理工大學機械工程學院，漢中 723001；2. 西安交通大學能源與動力工程學院，西安 710049；3. 陜西省工業自動化重點實驗室，漢中 723001）

0 引 言

近年來隨著農村居民生活水平的不斷提高，農村建筑冬季供暖需求日益增加，利用清潔的可再生能源滿足其供暖需求是應對當前能源與環境問題的必然途徑[1-3]。陜南地處中國夏熱冬冷地區北端，冬季太陽輻射較弱，陰雨天易發，但空氣熱能豐富，如何高效利用太陽能和空氣熱能滿足當地農村建筑冬季供暖需求對促進其可持續發展有重要意義。

熱源塔熱泵是近年來發展起來的一項新型熱泵技術，已在中國部分地區示范應用[4-5]，冬季時利用低冰點的防凍工質在熱源塔中萃取蘊藏在空氣中的低溫熱能，然后在熱泵機組蒸發器中釋放并經熱泵循環后產生高溫熱能供用戶使用，從冷熱源角度來講，熱源塔熱泵依然屬于空氣源熱泵。現有研究主要集中在熱源塔內傳熱傳質規律和熱泵系統供熱性能方面，Song 等[6]得到了閉式熱源塔采用甘油溶液為工質時與空氣之間的傳熱傳質系數關聯式，Tan 等[7]在標準冷卻塔的Merkel方程的基礎上，建立了開式逆流熱泵塔內熱質交換的基本數學模型，Zhang 等[8]以溫度和含濕量差作為傳熱和傳質的驅動力，建立了熱質傳遞過程的簡化分析模型，文先太等[9]基于POPPE 理論建立并用試驗驗證了叉流開式熱源塔的傳熱傳質模型，賀志明等[10]研究了逆流閉式熱源塔內空氣焓值的分布特性，針對開式熱源塔冬季運行時存在的吸濕問題，文先太等[11-12]提出并研究了一種基于真空沸騰的新型熱源塔溶液再生系統，孟慶山等[13]實測了南京地區開式能源塔熱泵機組主機的冬季性能，Huang 等[14]對比了將熱源塔熱泵和空氣源熱泵系統應用于南京一辦公建筑時的性能，賈雪迎等[15]提出了熱源塔與自復疊制冷循環耦合的熱泵系統，Huang 等[16]分析了全球不同地區應用熱源塔熱泵系統時的性能。

由于熱源塔熱泵系統從本質上講是空氣源熱泵，其性能依然受空氣溫度變化嚴重影響，而利用太陽能輔助空氣源熱泵已被證明是解決該問題的一種有效方法[17-18]，Charters 等[19]使用平板太陽能集熱器作為熱泵機組的蒸發器，Deng 等[20]將改良直膨式太陽能熱泵熱水器與與傳統直膨式太陽能熱泵熱水器的加熱性能與COP 進行對比研究，蘭青等[21]設計了一種圓臺型太陽能熱泵，此外還有太陽能集熱器與空氣源熱泵蒸發器并聯[22-25]、與空氣源熱泵冷凝器并聯[26]等形式，相關的控制與系統優化研究也已開展[27]。

但對太陽能熱利用技術如何與熱源塔熱泵互補以提高其穩定性，僅有學者進行了理論探索[28-30]。基于此，本文研制了一套可應用陜南地區農村建筑的小型太陽能輔助閉式熱源塔熱泵系統，并對其制熱性能進行了試驗研究，初步分析了太陽熱能與空氣熱能的互補機理，以為當地高效利用空氣熱能和太陽熱能互補供暖的實際應用提供指導。

1 太陽能輔助閉式熱源塔熱泵系統

如圖1 所示為自主研制的小型太陽能輔助閉式熱源塔熱泵系統的實物圖。系統主要有由太陽能集熱器、集熱水箱、閉式熱源塔、熱泵機組以及管道閥門等組成。太陽能集熱器由90 支全玻璃真空集熱管組成，并通過集熱循環泵和管道與集熱水箱連接，集熱水箱內放置有沉浸式盤管換熱器。閉式熱源塔從上到下依次為軸流風機、噴淋裝置、翅片管換熱器、出風口、噴淋池和噴淋泵，考慮到冬季空氣經翅片管換熱器吸熱后溫度降低密度增大，故軸流風機安裝時風向設置為由上至下，同時為使防凍溶液與空氣之間的形成逆流換熱，在閉式熱源塔中防凍溶液在垂直方向的流向為由下而上。熱泵機組由壓縮機、用作蒸發器的板式換熱器、用作冷凝器的殼管式換熱器、四通換向閥、節流閥、儲液罐和氣液分離器等組成，制冷劑為R22。選用體積分數為30%的乙二醇溶液作為熱源塔防凍工質，為保證循環通暢，在防凍液循環泵的入口前安裝有膨脹水箱，由于熱源塔為閉式結構，故防凍溶液濃度不會受空氣濕度影響，無需再生。熱源塔風機和防凍溶液循環泵裝配有變頻裝置，以改變其運行參數。

圖1 閉式熱源塔熱泵系統實物圖 Fig.1 Closed-type heating tower heat pump system

圖2 給出了系統的工作原理，以及試驗中溫度、相對濕度和工質流量等參數測點的安裝位置。系統中主要設備的型號與參數見表1。由于系統制熱量與環境條件密切相關，同時太陽能能流密度低且實時變化，并且受建筑布局影響，實際應用時可供安裝太陽能集熱器的空間因地而異，導致儲熱水箱水溫和儲熱量連續變化，因此本系統中熱泵機組匹配、太陽能集熱器面積、沉浸式盤管換熱器面積和儲熱水箱容積根據工程經驗和試驗現場條件確定，研究結果可為后期系統優化提供基礎數據。如圖所示系統有2 種工作模式，并對應3 種典型應用工況。第一種模式為單獨熱源塔熱泵模式，對應無太陽熱能可利用的工況，該模式下閥門V1 打開而V2 關閉，防凍溶液從熱泵機組蒸發器流出后進閉式熱源中從空氣吸熱，然后直接返回蒸發器。第二種模式為太陽能輔助閉式熱源塔熱泵模式（簡稱太陽能輔助模式），此時閥門V1 關閉而V2 打開，防凍溶液從熱泵機組蒸發器流出后先進閉式熱源塔中從空氣吸熱，之后再流入集熱水箱中的沉浸式盤管換熱器吸收由太陽能集熱器收集的太陽熱能，最后返回蒸發器，該模式可對應2 種應用工況，其一為用戶用熱主要在夜間的工況，主要為住宅，該工況下利用日間太陽能集熱器收集熱能并儲存，而在夜間釋放熱量再熱從熱源塔中流出的防凍溶液，其二為用戶用熱主要在白天的工況，如學校、辦公場所等，該工況下太陽能集熱與再熱防凍溶液同時進行。

圖2 系統結構及測點布置 Fig.2 System structure and measuring point

表1 系統中主要設備參數 Table 1 Parameters of the main equipment in system

2 試驗原理與方法

防冰溶液在閉式熱源塔中吸收空氣熱能記為Q1，在集熱水箱中吸收的太陽熱能為記Q2，可由下式計算

式中c1為防凍溶液的比熱容，取3.589 kJ/(kg·℃)[31]；L1為防凍溶液的體積流量，m3/s；ρ1為防凍溶液的密度，取1 050 kg/m3[31]；T1為防凍溶液流出蒸發器即流進熱源塔時的溫度，℃；T2為防凍溶液流出熱源塔時的溫度，℃；T3為防凍溶液流進蒸發器溫度，℃。

防凍溶液的總吸熱量與機組蒸發器的吸熱量相等，并等于Q1和Q2之和，記為Qe。系統制熱量以及太陽能集熱器向集熱水箱輸送的熱量記為Qc和Qh，分別由下式計算

式中c2為工質水的比熱容，取4.187 kJ/(kg·℃)；L2為冷卻水的體積流量，m3/s；L3為集熱水的體積流量，m3/s；ρ2為水的密度，取1 000 kg/m3；T4、T5、T6和T7分別為冷卻水流進和流出冷凝器、集熱水流進和流出集熱器時的溫度，℃。

采用性能系數（Coefficient of Performance，COP）和系統能效比（System Energy Efficiency Ratio，SEER）分別對熱源塔熱泵機組和熱泵系統的經濟性進行評價。機組COP 和系統SEER 由式（5）和式（6）求出

式中Ec、Ef、Ep和Es分別為壓縮機、軸流風機、防凍液循環泵和集熱循環泵的耗電量，kW。

如圖2 所示，在蒸發器防凍溶液側出口與熱源塔進口間的管道，熱源塔出口與沉浸式盤管換熱器之間的管道，沉浸式盤管換熱器與蒸發器防凍溶液側進口間的管道，以及冷凝器工質側進出口的管道上安裝有測量防凍溶液和水溫度的傳感器；在沉浸式盤管換熱器與蒸發器防凍溶液側進口間的管道和冷凝器工質側出口的管道上安裝有測量防凍溶液和水體積流量的傳感器；在太陽能集熱器與集熱水箱連接的管道上安裝有測量集熱水溫度和流量的傳感器，在閉式熱源塔上部進風口處安裝有測量環境空氣溫度的傳感器，集熱水箱中還放置有測量集熱水箱水溫的傳感器；同時用太陽能總輻射表測量與集熱器采光面的太陽輻射強度；采用三相功率變送器測量壓縮機的實時功率。所用測量儀器的規格參數見表2。所有數據由Agilent349702 數據采集儀自動采集并記錄，掃描間隔為10 s。

為簡化計算和分析過程，作如下假設：1）整個系統管路熱損失損失忽略不計；2）水的比熱和密度變化忽略不計；3）軸流風機和防凍溶液循環泵工作時的耗電量在頻率調定后不變且為實際頻率與50Hz之比與額定功率的乘積。

表2 測量參數及儀器 Table 2 Measured parameters and measurement instruments

3 試驗結果與討論

3.1 試驗過程

系統調試完成后于2020 年1 月20 日20 時至1月22 日20 時進行了共計48 h 的測試。如圖3 所示為測試期間環境溫濕度和太陽能集熱器采光面太陽輻射強度曲線。測試期間前26 h 為單獨熱源塔熱泵模式，該模式下防凍溶液循環泵和熱源塔風機的運行頻率分別為25 和45 Hz，之后22 h 為太陽能輔助模式，防凍溶液循環泵的運行頻率依然保持25 Hz，熱源塔風機頻率自26 h 開始減小至30 Hz，自36 h 再次減小至15 Hz。

圖3 試驗期間氣象參數 Fig.3 Meteorological parameters during the experiment

測試期間防凍溶液、末端冷卻水、太陽能集熱器進出水、集熱水箱中水的溫度和流量變化分別如圖4a、4b和4c 所示。雖然防凍溶液循環泵工作頻率固定，但受溫度變化、溶液中溶解氣體等因素的影響，防凍溶液流量在1.95 m3/h 上下輕微波動。對比圖3 可以看出，在單獨熱源塔熱泵模式下，防凍溶液進出蒸發器的溫度與環境溫度的變化趨勢一致，而當改變為太陽能輔助模式后，防凍溶液進出蒸發器的溫度均有突然提高，但其后的變化趨勢依然與環境溫度的變化趨勢一致。而末端冷卻水流量同樣基本在2.85～2.90 m3/h 范圍內輕微波動，而冷卻水溫度受用戶用熱和機組運行綜合影響有較大幅度的波動，最低供熱溫度高于41.0 ℃，最高供熱溫度為53.3 ℃，表明系統可滿足陜南農村地區建筑對冬季供暖溫度的要求。

太陽能集熱循環泵在分別在第12 小時30 分至第21小時47 分和第35 小時至第46 小時運行，集熱水循環流量在1.90 m3/h 左右，前一時段系統只集熱而未向防凍溶液補熱，所以水溫上升速度快且終溫較高，后一時段在集熱的同時給防凍溶液補熱，盡管太陽輻射強度較高，但水溫上升速度較緩。此外，后一時段集熱泵開始運行后的1 h 內雖尚無太陽輻射，但太陽能集熱器進出水和集熱水箱水溫均有上升，這一方面是由于前一時段集熱泵關停后真管集熱管內的水溫依然較高，當水箱中的低溫水被再次輸送至集熱器后吸收了集熱管中的熱量，另一方面則是由于集熱水箱靜置10 余小時后水箱內出現水溫分層，水流循環后打破分層所致。·

圖4 工質的流量與溫度 Fig.4 Flow rate and temperature of working medium

3.2 制熱量、吸收量及壓縮機耗電量

系統制熱量、熱源塔吸熱量、防凍溶液吸收的太陽熱能、總吸熱量以及壓縮機耗電量如圖5 所示。可以看到，在單獨熱源塔熱泵模式下，熱源塔吸熱量即為總吸熱量，二者曲線重合。當切換到太陽能輔助模式后，由于風機頻率降低和防凍溶液溫度均發生變化，熱源塔吸熱量迅速降低，然后在集熱泵重新開啟前持續升高，盡管此時空氣溫度持續下降。同時隨著太陽能輔助模式的持續運行，防凍溶液不斷從集熱水箱中吸熱導致集熱水箱水溫下降，防凍溶液吸收的太陽熱能持續下降；當集熱泵重新開啟后，防凍溶液吸收的太陽熱能首先升高，至集熱水箱水溫下降后下降，而熱源塔吸熱量先減小后增大。對比圖3 和圖4c 可以看出，在單獨熱源塔熱泵模式下，熱源塔吸熱量的變化與環境溫度的變化趨熱一致，在太陽能輔助模式下，防凍溶液吸收的太陽熱能與集熱水箱水溫的變化趨勢一致，同時熱源塔吸熱量的變化與環境溫度的變化趨熱相反，但防凍溶液總吸熱量依然保持與環境溫度一致的變化趨勢。

對比圖3 和圖4b 可以看出，從試驗開始到第13 小時，環境溫度降低導致熱源塔吸熱量減小，同時由于冷卻水溫度升高壓縮機耗電量明顯增加，但系統供熱量逐漸降低，最低為12.3 kW，之后隨著環境溫度的升高和冷卻水溫度降低，熱源塔吸熱量增加，壓縮機耗電量下降，系統制熱量逐漸升高，最高為15.0 kW。切換到太陽能輔助模式后系統制熱量的波動范圍與單獨熱源塔熱泵模式相比略有增加，最高與最低值分別為15.2 和12.1 kW。

圖5 熱量與耗電量 Fig.5 Heat energy and power consumption

熱泵機組中壓縮機以耗功實現從防冰溶液中吸熱和向冷卻水排熱，在防凍溶液和冷卻水流量變化不大的情況下其耗電量主要取決于防凍溶液和冷卻水溫度。為定量分析系統中防溶液溶液和冷卻水溫度對壓縮機耗電量的影響，分別將冷卻水進出冷凝器和防凍溶液進出蒸發器的平均溫度作為自變量，將壓縮機耗電量作為因變量，采用多元線性回歸模型分析因變量與自變量之間的關系，得到多元線性回歸方程如下

樣本數量為17 281，R2為0.990 9，說明因變量的變異性有99.09 %可由回歸方程解釋，變量間具有線性相關性強。可以看出，冷卻水平均溫度每升高1℃，壓縮要耗電量增加98.1 W，而防凍溶液平均溫度每升高1℃，壓縮機耗電量減小9.5 W，表明冷卻水溫度對壓縮機耗電量的影響程度大于防凍溶液溫度，因此為減小壓縮機耗電，在實際應用中應在保證熱舒適度要求的情況下避免供熱溫度過高。

3.3 熱泵機組COP 和系統SEER

為合理反應集熱泵在第二天日間9 小時17 分鐘工作耗電對SEER 的影響，將該時段集熱泵總耗電量平均分配到切換至太陽能輔助模式開始至集熱泵重新開啟的9 h內，如圖6 所示為熱泵機組COP 和系統SEER 實時曲線，在單獨熱源塔熱泵模式時，COP 和SEER 的范圍分別在2.3～3.5 和1.5～2.1 之間，可以看到，試驗前13 h，由于制熱量小但壓縮機耗電量大，導致COP 和SEER 較低，隨著冷卻水溫度的降低，壓縮機耗電量下降，同時制熱量增加，COP 和SEER 均上升。

切換到太陽能輔助模式后，COP 和SEER 的范圍分別在2.7～3.3 和1.8～2.4 之間，在集熱泵重新啟動之前，盡管增加了太陽能補熱，但系統制熱量緩慢下降而壓縮機耗電有所上升，使得機組COP 下降幅度較大，但由于熱源塔風機耗電量的減幅大于增加的集熱泵耗電量，系統SEER 雖然也在下降，但降幅減小。在集熱泵重新啟動之后，盡管壓縮機耗電量因冷卻水溫度上升而有所增加，但系統制熱量增幅更大，使得機組COP 迅速上升，直至蒸發器吸熱量和系統制熱量下降時減小；同時由于熱源塔風機耗電量再次減小和系統制熱量的升高，系統SEER同樣迅速上升而獲得最大值，并隨蒸發器吸熱量和系統制熱量下降而降低。

圖6 機組COP 和系統SEER Fig.6 Unit COP (Coefficient of Performance) and system SEER (System Energy Efficiency Ratio)

4 太陽熱能與空氣熱能互補機理初步分析

如圖7 所示為太陽能輔助模式下防凍溶液吸收的太陽熱能與空氣熱能占總吸熱量的比例。防凍溶液流進熱源塔的溫度與環境空氣溫度的差值，以及防凍溶液流進集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值如圖8 所示。同時對比圖3、圖4c 和圖5 可以看到在集熱泵重新啟動之前，隨著集熱水箱水溫的降低，防凍溶液流進集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值持續降低，使得防凍溶液吸收的太陽熱能及其在總吸熱量中的占比下降，而盡管這一時段空氣溫度持續下降，但防凍溶液流進熱源塔的溫度與環境空氣溫度的差值上升，使防凍溶液吸收的空氣熱能及其在總吸熱量中的明顯上升，這表明在熱源塔風機頻率固定和太陽能補熱量下降的情況下，熱泵機組可通過降低防凍溶液溫度，增大防凍溶液與空氣換熱溫差的方法提高熱源塔從空氣中的吸熱量。當集熱泵重新啟動之后，由于集熱水箱水溫升高，防凍溶液液流進集熱水箱的溫度與集熱水箱水溫的差值增大，使得防凍溶液吸收的太陽熱能及其在總吸熱量中的占比上升，同時流入熱源塔的防凍溶液溫度升高，導致防凍溶液與空氣的溫差降低，防凍溶液在熱源塔中的吸熱量下降。而當將熱源塔風機頻率再次調低后，盡管空氣溫度較之前升高，防凍溶液流進熱源塔溫度與空氣溫度差值依然增大，但防凍溶液在熱源塔中的吸熱量總體呈下降趨勢，直至集熱水箱水溫開始降低后，防凍溶液吸收的太陽熱能及其在總吸熱量中的占比下降，而從熱源塔中吸收的空氣熱能及其在總吸熱量中的占比再次上升。總體來看，太陽能輔助模式下防凍溶液的總吸熱量范圍為 8.7～11.0 kW，并未出現大幅度變化。當集熱水箱水溫較高時，防凍溶液吸收的太陽熱能及其占比上升，而當水溫降低時則下降，熱泵機組通過增大防凍溶液與空氣的換熱溫差來增加防凍溶液從空氣中的吸熱量以及占比，總之在風機頻率固定時，熱泵機組通過改變防凍溶液與集熱水和空氣換熱溫差的方法來改變防凍溶液從集熱水箱和空氣中的吸熱量，實現空氣熱能與太陽熱能的互補，

圖7 太陽熱能和空氣熱能占比 Fig.7 Percentage of solar thermal energy and air thermal energy

圖8 防凍溶液吸熱溫差 Fig.8 Endothermic temperature differences for antifreezing solution

此外，根據式（8）可以看出，防凍溶液溫度提升對減小由壓縮機耗電量作用有限，因此利用太陽熱能再熱流出熱源塔的防凍溶液對提升熱泵機組COP 的作用同樣微弱。但對提高系統SEER 作用顯著，這是由于補充太陽熱能后熱源塔吸熱負荷有所降低，風機在低頻工作降低了耗電量，因此，實際工況下在集熱水箱溫度較高時可通過降低風機頻率減小系統電能消耗。但需注意，盡管風機在低頻率下工作時，熱泵機組依靠增加防凍溶液與空氣的換熱溫差來吸熱，對比風機頻率改變前后可以發現，隨著風機頻率的降低該溫差升高，而這必然會導致熱泵機組在低溫工況下的蒸發溫度和蒸發壓力降低，如果冷凝壓力保持不變，則機組壓縮比上升，進而給機組的安全運行帶來隱患。

5 結 論

本文對一套可應用陜南地區農村建筑的小型太陽能輔助閉式熱源塔熱泵系統的的供制熱性能進行了試驗研究，得出如下結論：

1）單獨熱源塔熱泵制熱模式下，系統制熱量范圍為12.3～15 kW，熱泵機組COP 范圍為2.3～3.5，系統SEER范圍為1.5～2.1；太陽能輔助熱源塔熱泵模式下，系統制熱量范圍為12.1～15.2 kW，熱泵機組COP 范圍為2.7～3.3，系統SEER 范圍為1.8～2.4；2 種模式下系統供熱溫度均高于41 ℃，滿足陜南地區農村建筑供暖要求；

2）冷卻水溫度對壓縮機耗電量的影響程度大于防凍溶液溫度，冷卻水平均溫度每升高1 ℃，壓縮要耗電量增加98.1 W，而防凍溶液平均溫度每升高1 ℃，壓縮機耗電量減小9.5 W；

3）太陽能輔助熱源塔熱泵制熱模式下，防凍溶液吸收的太陽熱能隨集熱水箱溫度的升高而增加，反之下降，在風機頻率固定時，熱泵機組通過改變防凍溶液與空氣和集熱水換熱溫差的方法來改變防凍溶液空氣和集熱水箱中的吸熱量，實現空氣熱能與太陽熱能的互補。

此外，建議實際應用中應在保證熱舒適要求的情況下避免供熱溫度過高以減小壓縮機耗電；同時在集熱水箱溫度較高時可通過降低風機頻率減小風機耗電以提高系統SEER，但應避免風機低頻工作可能給機組安全運行帶來的隱患。