單級壓縮PVT熱泵系統夏季制冷特性實驗研究

周 超 王晶晶 張吉禮 陳建泉

(1 濰坊科技學院建筑工程學院 濰坊 262700；2 大連理工大學建設工程學部 大連 116024；3 深圳天祥質量技術服務有限公司廣州分公司 廣州 510663)

太陽能是一種量大質優的清潔可再生能源，相比于傳統的化石能源，太陽能資源的高效深度開發利用及建筑一體化的實現，是建筑領域解決能源短缺、降低碳排放的有效途徑。現有的太陽能光熱利用、光伏發電及光伏光熱(PVT)綜合利用技術，是解決建筑熱、電負荷需求的有效途徑，但夏季為建筑提供空調冷量的問題依舊未得到低成本、高效率地解決。目前，最常見的太陽能制冷空調技術主要有太陽能集熱器+溴化鋰吸收式制冷和光伏發電驅動直流冷機制冷兩大類[1]，受技術和成本的雙重制約，兩類系統在實際應用中效果不理想。現有太陽能制冷系統一般僅應用在科學研究和少數示范項目中，很難得到大規模工程應用。因此，需要加強太陽能綜合利用技術的研究，開發能夠集成化地解決建筑多樣化能源需求的、在夏季實現可再生能源高效制冷的太陽能PVT熱泵熱電冷三聯供系統。

太陽能PVT熱泵是解決上述問題的新思路[2]。該項技術是熱泵技術與光伏光熱綜合利用技術的結合，將天空長波輻射冷卻融入PVT熱泵綜合利用過程，充分利用輻射換熱與空氣對流實現在夏季夜晚和陰雨天白天的高效制冷運行，制取冷量儲存在蓄冷水箱中，供應建筑夏季空調制冷需求。新型PVT組件的優化設計和夜空長波輻射冷卻技術研究是PVT熱泵系統制冷性能提升的關鍵。

周偉等[3]基于太陽能-空氣能光伏/光熱一體化熱泵系統，設計開發了新型多孔扁盒式PVT集熱板，并展開實驗研究，結果表明，雙熱源并聯運行模式下分別比單太陽能模式和單空氣能模式的制熱COP提高了32.78%和47.64%。陳道川等[4]對直膨式太陽能熱泵系統的集熱/蒸發器結構進行優化，設計了由六邊形與四邊形單元組合的流道結構，并進行仿真與實驗研究，結果表明，應用新型集熱/蒸發器的直膨式太陽能熱泵系統冬季工況和夏季工況的制熱COP分別可達到4.5和6.6。胡名科等[5-6]提出了光譜選擇性復合板芯，同時具有光伏發電、集熱和輻射制冷多種功能，數值模擬與實驗研究結果表明，該復合表面的熱電冷綜合性能顯著提升。在作者的前期研究[7-8]中，提出了吹脹式PVT熱泵系統，并設計開發了適用于該系統的新型吹脹式PVT組件。

長波輻射冷卻是PVT熱泵系統制冷工況的主要熱交換方式，因此，研究的重點在于提升PVT組件與天空之間的輻射冷卻效果。E.Erell等[9]從理論和實驗兩方面研究了夜間長波輻射冷卻對建筑物的影響。M. Simonetti等[10]對長波輻射冷卻進行了模擬分析，結果表明，利用天空輻射制冷，可以減少50%的制冷空調能耗。李戩洪等[11]在研究中測試了不同表面涂層材料的輻射致冷性能，結果表明，輻射材料溫度比環境溫度平均低7.5～9.0 ℃，利用長波輻射進行制冷具有可行性。芮智剛等[12-13]開發了一種新型太空輻射致冷裝置。王文卓等[14]設計了在輻射板上增加凸起的新型輻射換熱器，建立了數值傳熱模型，并進行了實驗和模型驗證。程亞利等[15]設計了以空氣作為制冷劑的輻射致冷裝置，并對其制冷性能進行了實驗測試。U. Eicker等[16]測試了夜間工況下以水為載冷介質的PVT組件的集冷性能。尹寶泉等[17]測試了水冷型單晶硅PVT組件在夏季夜間的散熱性能。魏世超[18]對PVT組件的散熱制冷特點進行了實驗研究，重點分析了不同工況下，輻射散熱和對流散熱的占比及其影響因素。此外，有學者對天空長波冷輻射制冷技術的相關進展進行了綜述研究[19]。

綜上所述，雖然PVT熱泵系統和長波輻射冷卻技術已經得到廣泛研究，但太陽能制冷技術領域仍亟需通過實驗和理論方法研究PVT熱泵系統的制冷性能和運行特性。因此，本文提出單級壓縮PVT熱泵系統，重點研究系統在夏季的制冷性能，設計開發作為冷凝器的吹脹式PVT組件，建立系統主要部件的數學模型，同時搭建實驗系統，并在大連地區自然工況下開展制冷性能實驗研究，進而對數學模型的理論解進行驗證。

1 系統循環形式設計及實驗裝置

1.1 PVT熱泵系統制冷循環形式設計

單級壓縮PVT熱泵熱電冷三聯供系統需在既有PVT熱泵系統制熱和發電功能的基礎上，實現制冷和蓄冷的功能，因此，系統循環形式設計需滿足如下要求：1)PVT組件在不同模式下可實現蒸發器與冷凝器功能的切換，實現在不同模式下制熱、發電、制冷效益；2)從系統集成化設計的角度考慮，應使系統中制冷循環和制熱循環的部件盡可能共用，如采用同一套壓縮機、節流閥、主要系統管路等；3)從系統運行的角度考慮，PVT熱泵制冷循環與制熱循環之間應互不干擾，能夠便捷切換制冷模式和制熱模式；4)從建筑的用能特點角度考慮，夏季用冷時段主要集中在日間和夜間的前半段，而制冷時段則主要在整個夜間，制熱用熱則相反。因此系統制熱制冷模式應以蓄能型為主，需配備相應的蓄冷和蓄熱設備。

基于既有PVT熱泵系統形式及上述系統設計要求，設計了如圖1所示的單級壓縮PVT熱泵熱電冷三聯供系統。系統主要由壓縮機、PVT組件、四通換向閥、電子膨脹閥、內置高效冷凝換熱盤管的蓄熱水箱、內置高效蒸發換熱盤管的蓄冷水箱、光伏逆變器等部件組成。

圖1 單級壓縮PVT熱泵系統原理及各測點布置Fig. 1 Principle of PVT heat pump system with single-stage compression and layout of measuring points

該系統的壓縮機、電子膨脹閥、四通換向閥、PVT組件為制冷和制熱模式共用部件，蓄熱水箱和蓄冷水箱分別在制熱和制冷模式下制備、儲存熱量和冷量。四通換向閥用來實現制熱和制冷模式的切換，PVT組件在制熱模式和制冷模式分別作為系統蒸發器和冷凝器，通過蒸發吸熱和冷凝放熱，實現熱量和冷量的制備。光伏逆變器用于將光伏組件發出的直流電轉換為交流電，實現并網發電或存入蓄電池中。

在夏季，建筑普遍具有空調制冷需求。夏季夜間或陰雨天的日間，PVT熱泵熱電冷三聯供系統以制冷工況運行，PVT組件作為熱泵系統的冷凝器，組件表面吸收來自天空的長波冷輻射能，通過與天空的長波冷輻射換熱和與空氣的自然對流換熱釋放熱量，通過系統工況切換實現制冷循環，將制取的冷量(冷水和冰)蓄存在蓄冷水箱中，供建筑夏季使用。系統的制冷工況工作原理如圖2所示。

圖2 單級壓縮PVT熱泵系統制冷工況原理Fig. 2 Principle of refrigeration operation of the PVT heat pump system with single-stage compression

PVT熱泵系統制冷循環lgp-h圖如圖3所示。由圖3可知，在制冷模式下，壓縮機出口的高溫高壓氣態制冷劑由作為冷凝器的PVT組件入口進入，在流經組件背板流道的過程中冷凝放熱，熱量經層間導熱傳遞至組件正、反表面，通過輻射和對流換熱釋放至外部環境中；隨后，高壓液態制冷劑經PVT組件出口進入電子膨脹閥進行等焓節流，變為低溫低壓氣液兩相流；再進入作為蒸發器的蓄冷水箱換熱盤管內，經過沿程蒸發吸熱，吸收蓄冷水箱內的熱量，變為過熱氣態制冷劑，同時水溫不斷降低至結冰狀態，蓄存用以供應建筑制冷需求；隨后過熱氣態制冷劑經四通換向閥重新進入壓縮機入口進行絕熱壓縮，變為高溫高壓氣態制冷劑。由此完成一個制冷循環，實現系統制冷蓄冷的功能。

圖3 單級壓縮PVT熱泵系統制冷循環lgp-h圖Fig. 3 The lgp-h diagram of the PVT heat pump system with single-stage compression under cooling mode

1.2 PVT組件開發

在單級壓縮PVT熱泵熱電冷三聯供系統中，決定系統制冷性能優劣的關鍵部件是作為冷凝器的PVT組件。本文基于已有學者對直膨式太陽能熱泵系統、管板式PVT組件、吹脹式換熱板等的研究，結合本文中對熱電冷三聯供系統的要求，經逐步優化設計，開發出了吹脹式PVT組件[7-8]。它由光伏組件與吹脹式換熱板經層壓工藝加工而成，底面為蛇形盤管式制冷劑流道，層間結構如圖4所示。

圖4 吹脹式PVT組件層間結構Fig. 4 Interlayer structural form of the roll-bond PVT unit

PVT組件的上、下表面設計如圖5所示，組件尺寸為1.56 m×0.78 m，可接收到太陽輻射的面積為1.2 m2，電池片覆蓋率為64%。上層光伏組件由32塊單晶硅太陽能電池片串聯而成，呈4×8布置，光伏電池片的額定發電功率為4.72 W/片。下層換熱板采用單面吹脹加工工藝形成半橢圓形制冷劑流道，使光伏組件與換熱板緊密貼合，減小傳熱熱阻，強化換熱效果，同時，制冷劑流道敷設更緊密，解決了組件表面溫度分布不均問題。

圖5 PVT組件上、下表面設計Fig. 5 Design of the PVT unit

當系統以制冷模式運行時，PVT組件作為熱泵系統的冷凝器與環境進行輻射換熱，同時以對流換熱的方式向空氣中散熱，熱泵系統較高的冷凝溫度能為PVT組件提供較高的散熱溫度，大幅度提升組件的散熱功率，具有更優的散熱效果，致使系統的制冷性能顯著提升。

1.3 實驗裝置

圖6所示為PVT熱泵實驗裝置，本文對該裝置在夏季自然工況下的制冷性能進行實驗研究。基于系統形式設計方法，本實驗裝置由5個主要部件組成：吹脹式PVT組件，共4組；冷熱兩用熱泵機組，1臺；容量為150 L的內置高效冷凝換熱盤管的蓄熱水箱，1臺；容量為600 L的內置高效蒸發換熱盤管的蓄冷水箱，1臺；電力系統配置型號為EVT500的微型并網逆變器，2臺。

圖6 單級壓縮PVT熱泵實驗裝置Fig. 6 Experimental device of the PVT heat pump system with single-stage compression

為滿足系統性能測試要求，本實驗裝置配有多參數監測系統及相應的測試傳感器，監測實驗系統的運行特性，并通過實驗運行參數研究系統的制冷性能。監測系統主要由4部分組成：1)室外環境氣象參數監測包括實驗期間的實時太陽總輻射照度、長波輻射強度、室外環境溫度、濕度等，本研究中采用PC-4型便攜式氣象站監測氣象參數；2)溫度監測系統采用Pt100貼片式溫度傳感器監測熱泵系統各溫度測點及PVT組件表面溫度，采用ZDR-20型溫度自記模塊監測水箱內水溫；3)系統制冷劑壓力監測采用CYYZ11-H型壓力傳感器監測熱泵系統各壓力測點；4)壓縮機耗電量監測采用智能電表與數據采集模塊，光伏發電系統的實時狀態監測采用EnverBridge監控器和數據監測平臺。

實驗系統的數據采集采用吉時利KEITHLEY 2700型多功能數據采集器將各測點數據匯總到PC端。實驗裝置及測試系統設備主要參數如表1所示。

表1 實驗裝置及測試系統設備主要參數Tab. 1 Main parameters of experimental device and test system equipment components

2 系統數學模型建立及性能評價

2.1 PVT組件模型

根據熱平衡方程，在穩態工況下，PVT組件的有效散熱量qp(W)等于組件內制冷劑的冷凝放熱量qt(W)：

qp=qt

(1)

通過對PVT組件在制冷工況下的混合換熱過程分析，PVT組件的有效散熱量為：

qp=q1+q2+q3+q4

(2)

式中：q1為PVT組件上表面向環境的總輻射散熱量，W；q2為PVT組件上表面與空氣的自然對流散熱量，W；q3為PVT組件換熱板與空氣的自然對流散熱量，W；q4為PVT組件換熱板向環境的總輻射散熱量，W。

q1、q2、q3、q4分別為：

(3)

q2=Aghc,g-a,c(Tg-Ta)

(4)

q3=Abhc,b-a,c(Tb-Ta)

(5)

(6)

式中：Ag為光伏玻璃面積，m2；Tg為光伏玻璃的表面溫度，K；Ta為室外環境溫度，K；制冷工況：Ta

吹脹式換熱板流道內制冷劑的流動換熱方程為：

(7)

綜上所述，制冷工況下PVT組件模型可通過式(1)的內外熱平衡方程求解。

2.2 蒸發器模型

本研究的蒸發器采用沉浸式蚊香形螺旋換熱盤管，根據設計蓄冷量和額定蓄冷能力，共設置15層盤管，銅管規格為外徑12.00 mm，壁厚1.00 mm，總傳熱面積3 m2，總管長80 m。蒸發換熱盤管如圖7所示。

圖7 蓄冷水箱內置蒸發換熱盤管Fig. 7 Evaporative heat exchange coil embedded in cold storage tank

在建立蓄冷水箱內蒸發換熱盤管模型時，制冷劑側的流動換熱方程為：

(8)

蒸發換熱盤管內置于蓄冷水箱中，并直接從水中吸收熱量，水側換熱方程為：

(9)

式中：qw為熱水加熱功率，W；cp為水的定壓比熱，J/(kg·K)；m為蓄熱水箱內水的總質量，kg；ρ為水的密度，kg/m3；V為蓄熱水箱體積，m3；τ為加熱時間，s。

綜上所述，蒸發換熱盤管的內外熱平衡方程為qw=ζrqr，即：

(10)

式中：ζr為蓄冷水箱與室外環境之間的熱耗散系數，本研究中取0.85。

2.3 壓縮機模型

壓縮機模型主要用于計算壓縮機的電功率、制冷劑流量、壓縮機內的制冷劑參數等。本研究采用一臺額定容量為0.735 kW的滾動轉子式壓縮機，參考文獻[20]提出的理論計算式，壓縮機制冷劑質量流量為：

(11)

壓縮過程中吸氣和排氣過程的溫度和壓力參數關系為：

(12)

壓縮機輸入的電功率為：

(13)

2.4 電子膨脹閥模型

電子膨脹閥的節流過程可視為等焓過程，制冷劑流經電子膨脹閥時，進出口焓值相等，即：

hv,i=hv,o

(14)

式中：hv,i、hv,o分別為電子膨脹閥進、出口焓值，J/kg。

參考文獻[21]提出的理論計算式，流經節流機構的制冷劑流量為：

(15)

2.5 系統性能評價方法及實驗系統誤差分析

單級壓縮PVT熱泵系統制冷性能可以用系統的制冷功率、制冷量和制冷性能COPc等指標進行衡量與評價。

系統的制冷性能COPc定義為：制冷過程中系統總制冷量與壓縮機耗電量之比。蓄冷水箱是本系統中唯一的蓄冷裝置，系統總制冷量可轉化為水箱的蓄冷量進行計算，總制冷量在數值上等于設定制冷運行時間段內系統換熱盤管內制冷劑流量與換熱盤管的進出口焓差之積，在計算中也可利用換熱盤管的表面積與表面傳熱系數與換熱溫差之積進行表示。因此，系統制冷量和制冷性能COPc可分別按式(8)和式(16)計算：

(16)

式中:qr為蒸發換熱盤管吸熱量，即系統總制冷量，W。

基于誤差傳播理論[22]，本研究對搭建的實驗系統進行了誤差分析。計算結果表明，實驗系統制冷性能COPc的相對誤差為3.85%，采用相同方法計算制冷功率和累積制冷量的相對誤差，均在5%以內，滿足測試精度的要求。經熱平衡校核，試驗測試數據的不平衡率也均在5%以內，平均不平衡率為3.4%，表明本實驗實測數據的準確度較高。

3 實驗結果與討論

根據大連地區夏季的氣象特征，制冷實驗工況可分為：夜間晴天、夜間陰天、日間陰天、雨天。其中，夜間晴天和日間陰天是具有代表性的夏季制冷工況，因此，本文以此兩類工況條件下的實驗結果分析單級壓縮PVT熱泵系統的制冷性能。

3.1 夏季夜間制冷性能

單級壓縮PVT熱泵系統夏季夜間自然工況性能實驗于8—9月份在大連地區進行，裝置運行時段為19∶00—05∶00(次日)。實驗期間的室外環境參數如圖8、圖9所示。由圖8可知，8—9月份大連地區夏季室外環境溫度主要分布在18～33 ℃，相對濕度主要分布在40%～100%。8月份室外環境溫度和相對濕度較高，分別為23～33 ℃、60%～100%，且波動較小，9月份環境溫度和相對濕度均有所降低，分別為15～28 ℃、30%～90%，且波動趨于劇烈。由圖9可知，環境平均風速為0～2.5 m/s。實驗期間的室外環境參數符合大連地區夏季天氣規律。

圖8 大連地區8—9月室外環境溫度和相對濕度變化Fig. 8 Variation of outdoor ambient temperature and relative humidity in Dalian from August to September

圖9 大連地區8—9月室外環境風速變化Fig. 9 Variation of outdoor ambient wind speed in Dalian from August to September

在一個完整的夜間制冷運行周期內，系統的制冷過程分為兩個階段，制冷凍水階段和制冰階段，由于蓄冷水箱內水的初始溫度較高，因此系統在制冷運行的第一個階段為水的降溫過程，按照建筑用空調系統中對冷凍水溫度的要求，本文將蓄冷水箱內溫度為5～12 ℃的水定義為具有制冷效益的冷水，此階段為制冷凍水階段；隨著系統的運行，蓄冷水箱內冷凍水的溫度進一步降低，當水溫低于5 ℃時，換熱盤管表面開始出現結冰現象，且冰層厚度隨時間的推移而逐漸增大，直至系統停止運行，此階段為制冰階段。制冷凍水階段和制冰階段統稱為PVT熱泵系統的有效制冷階段。

為得到具有代表性的、涵蓋各氣象條件的制冷性能，本研究在9月份不同天氣條件下對實驗系統進行了連續制冷性能實驗測試，選取有代表性的7組連續實驗數據，分別命名為實驗周期1～7。根據實驗結果得到了系統制冷功率和制冷COPc的分布范圍如圖10所示。由圖10可知，每一個實驗周期內，系統的制冷功率和制冷COPc均隨著蒸發溫度的降低而逐漸降低，制冷凍水階段制冷性能均優于制冰階段，整個制冷運行周期內，制冷功率約由制冷凍水階段的3.0 kW降至制冰階段的1.5 kW，運行之初的制冷功率峰值可達3.8 kW；制冷COPc則由3.5逐漸降至2.3，峰值可達5.5。制冷性能在整個運行周期內變化范圍較大，這與換熱盤管蒸發器側的換熱方式和系統的運行特性有關，也與PVT組件的散熱特性有關。

圖10 夏季夜間單級壓縮PVT熱泵系統制冷性能Fig. 10 Refrigeration performance of PVT heat pump system with single-stage compression at night in summer

為進一步研究系統在夏季典型工況下的制冷性能，本研究選取具有代表性的某一典型夏季夜間晴天工況的連續運行數據，分析系統在該工況下的夜間制冷性能。通過對夜間制冷時段10 h的連續監測，得到系統在該典型工況下的制冷性能如圖11、圖12所示。

圖11 單個制冷周期內制冷COPc和水箱水溫隨時間的變化Fig. 11 Variation of refrigeration COPc and water temperature of water tank with time in a single refrigeration cycle

圖12 單個制冷周期內系統制冷量和耗電量的變化Fig. 12 Variation of refrigerating capacity and power consumption of the system in a single refrigeration cycle

由11圖可知，制冷過程的前4 h為制冷凍水階段，4 h后蓄冷水箱水溫降至5 ℃以下，在換熱盤管表面開始出現結冰現象，隨著系統的運行，水溫持續降低，換熱盤管表面的冰層厚度逐漸增大，直至系統停止運行。在制冷凍水階段，隨著水箱水溫的逐漸降低，系統的制冷COPc逐漸降低，由初始運行時的3.9逐漸降至2.5；系統進入制冰階段后，COPc較為穩定，約為2.3。由圖12可知，制冷功率與COPc變化趨勢相似，在制冷凍水階段，由3.1 kW逐漸降至1.7 kW，平均值約為2.0 kW；制冰階段，由于冰層厚度逐漸增大，傳熱熱阻增大，換熱性能逐漸變差，因此制冷功率依舊呈現持續降低的趨勢，平均制冷功率約為1.5 kW。整個制冷運行過程，長波輻射照度和室外環境溫度對制冷性能的影響較小，而蒸發溫度和盤管換熱性能是影響系統制冷性能的主要因素。另外，機組的耗電功率在整個制冷運行過程中較為恒定約0.7 kW，在10 h的實驗周期中，系統的累積制冷量為18.5 kW·h，總耗電量為6.7 kW·h。

經計算分析可知，制冷凍水階段和制冰階段的單位面積PVT組件制冷功率分別為420、320 W，是可查到的已有研究中單位面積組件最大散熱功率的3～4倍[23]，制冷性能提升顯著。經多次連續實驗，系統夏季夜間的平均制冷性能如表2所示。

表2 單級壓縮PVT熱泵實驗系統夏季夜間平均制冷性能Tab. 2 The average refrigeration performance parameters of PVT heat pump system with single-stage compression during summer night

3.2 夏季日間陰天制冷性能

當夏季陰天日間太陽輻射照度較弱時，PVT組件在系統不運行時其表面溫度較低，因此當熱泵系統冷凝溫度高于PVT組件表面溫度時，可通過PVT組件向環境中散熱，但由于夏季日間室外環境溫度較高，且有太陽輻射的存在，在很大程度上會影響系統的制冷性能，研究系統在夏季日間陰天工況下的制冷性能是研究單級壓縮PVT熱泵系統夏季制冷性能的重要部分。

本研究在夏季日間陰天工況下進行了多組制冷模式連續運行實驗，制冷凍水階段系統的制冷COPc、制冷功率與環境參數的變化如圖13和圖14所示。

圖13 陰天日間制冷工況的環境參數分布Fig. 13 Distribution of the meteorological parameters during summer overcast daytime cooling mode

圖14 陰天日間制冷工況制冷COPc和制冷功率變化Fig. 14 Variation of refrigeration COPc and refrigeration power under daytime refrigeration conditions in cloudy days

由圖13、圖14可知，夏季陰天日間環境溫度分布在25～28 ℃，太陽輻射照度的變化范圍為100～600 W/m2，該工況下，系統制冷凍水階段制冷COPc在2.2～2.6波動，平均值約為2.37。系統制冷功率在1.6～2.1 kW波動，平均值為1.89 kW，單位面積組件的平均制冷功率為390 W，制冷功率隨冷凍水溫度的降低而降低。

陰天日間工況下系統制冷性能變化特點與夜間并不相同，由于較高的環境溫度和太陽輻射的影響，PVT組件的散熱性能顯著降低，因此系統在日間的制冷性能也低于夜間。以制冷凍水階段的制冷性能為參照，如圖15所示為夏季陰天日間和夜間工況下系統制冷COPc的對比，由圖15可知，在制冷凍水階段，陰天日間和夜間的平均制冷COPc分別為2.37和2.84，夜間的制冷性能更優，相比于陰天日間約高20%。

圖15 夏季陰天日間和夜間制冷工況系統制冷COPc對比Fig. 15 Comparison of system COPc between summer overcast daytime and nighttime conditions

3.3 系統數學模型準確性的實驗驗證

基于上述建立的單級壓縮PVT熱泵系統數學模型，以及系統制冷性能的實驗結果，在利用系統數學模型進行仿真模擬研究前，應驗證所建數學模型的準確性，應用實驗結果對理論求解結果進行驗證與分析。利用數學模型計算得到的理論求解結果與實驗結果的偏差通過均方根標準誤差來衡量，計算式如下：

(17)

式中：xsim,i、xex,i分別為所取目標參數的第i個理論解與第i個實驗值；RMSD為參數的均方根標準誤差；N為總數據量。

本研究選取單位面積PVT組件的散熱功率作為準確性驗證的目標參數，通過將實驗系統物性參數、初始參數、氣象參數、迭代參數代入系統的數學模型中，可以求解整個實驗過程中PVT組件的理論散熱功率，同時選取具有相近初始條件和氣象條件下的實驗數據進行對比分析，結果如圖16和圖17所示。由圖16、圖17可知，PVT組件理論散熱功率的變化趨勢與實際散熱功率基本相同，在相近的氣象參數條件下，理論求解工況點均在實驗性能曲線的附近波動，均方根標準誤差在11%以下，系統數學模型的準確度較高，可以滿足系統性能仿真的要求，可以基于此模型進一步開展PVT熱泵系統和PVT組件的傳熱理論研究與性能仿真分析。

圖16 多個制冷周期組件散熱功率理論解與實驗值對比Fig. 16 Comparison of the PVT unit heat dissipation power between theoretical solution value and experimental value in multiple refrigeration processes

圖17 一個制冷周期組件散熱功率理論解與實驗值對比Fig. 17 Comparison of the PVT unit heat dissipation power between theoretical solution value and experimental value in one refrigeration process

4 結論

本文面向我國北方地區建筑夏季空調制冷的需求，在既有PVT熱泵系統制熱和發電功能的基礎上，對系統循環方式進行優化設計，將天空長波輻射冷卻融入PVT熱泵綜合利用過程，提出單級壓縮PVT熱泵熱電冷三聯供系統，實現利用一套系統分時輸出熱能、電能和冷量。重點研究了系統組成及制冷工況下的運行模式，設計開發了系統中作為冷凝器的吹脹式PVT組件，并論述了其結構形式及工作原理。基于熱平衡方程，建立了系統主要設備部件的數學模型，提出了系統制冷性能的評價方法，并在大連地區自然工況下開展了實驗研究，利用實驗結果對理論求解結果進行了實驗驗證。得到結論如下：

1)夏季夜間晴朗氣象條件下，單個制冷周期內，系統的制冷功率和制冷COPc均隨著蒸發溫度的降低而逐漸降低。制冷凍水階段制冷性能(制冷功率和制冷COPc平均值分別為2.0 kW和2.8)優于制冰階段(制冷功率和制冷COPc平均值分別為1.5 kW和2.3)。制冷凍水階段和制冰階段的單位面積PVT組件散熱功率分別為420、320 W，是可查的已有研究中單位面積組件最大散熱功率的3～4倍，制冷性能提升顯著。

2)夏季陰天白天太陽輻射照度較弱氣象條件下，系統仍可以制冷工況運行，但由于夏季日間室外環境溫度較高，且有太陽輻射的存在，日間陰天工況下系統的制冷性能低于夜間工況。日間陰天工況系統制冷凍水階段的平均制冷COPc和制冷功率分別為2.37和1.89 kW，夜間工況制冷性能相比于日間陰天工況約高20%。通過對系統數學模型準確性的實驗驗證，各性能參數的理論解與實驗解的均方根標準誤差均在11%以下，系統數學模型的準確度較高，可以滿足系統性能仿真的要求。

3)單級壓縮PVT熱泵熱電冷三聯供系統在夏季多種氣象條件下均可以制冷模式運行，充分利用天空輻射冷卻和空氣對流熱能，實現高效率、穩定的制冷和蓄冷，以滿足建筑在夏季的空調制冷需求。

本文受濰坊科技學院學科建設專項課題項目(2021XKJS41)、濰坊科技學院高層次人才科研啟動資金項目(KJRC2020012)資助。(The project was supported by the Special Subject Project of Discipline Construction of Weifang University of Science and Technology (No. 2021XKJS41), and the Research Start-up Funding Project for High-level Talents of Weifang University of Science and Technology (No. KJRC2020012).)