从“十二五”开始，中国的能源政策从提高能效逐步转向总量控制。从碳排放总量和能源供应量的约束角度，中国建筑能耗总量应该在2.93×108 kJ以内[1]。生理学家发现，当冬季温度较低时，死亡人数与气温之间存在明显负相关性[2]。在南方地区，由于冬季室外空气温度、地下温度都高于北方地区，所以非常适合作为各类分散式热泵的供暖热源[3-4]。到目前为止，热泵技术已成为应用于供暖领域最成功的技术之一[5]。空气源热泵由于不受水源和建筑地理条件的限制，冬夏共用，设备利用率高等特点[6]，发展越来越成熟。
根据逆卡诺循环制热系数定义，当蒸发温度不变时，制热系数随冷凝温度升高而降低，当冷凝温度不变时，制热系数随蒸发温度升高而升高。对于空气源热泵热水系统，环境温度(空气温度)和蒸发温度具有正相关性，热水温度和冷凝温度具有正相关性，而针对夏热冬冷地区的热泵空调器在冬季结霜工况测试中，大约有1/3的供热期受热泵结霜的影响不能正常制热[7]，山地城市中海拔会影响干球温度，随着海拔的升高使得热泵性能变差[8]。此外，研究发现，对于冷凝盘管来说，当盘管做成“L”型时可获得更佳的换热效果[9]，而垂直单回路的结构会导致水箱内出现了明显的分层[10]；实验中发现，当沉浸式冷凝器的盘管布置有肋片时，在环境温度为24 ℃、水温为27 ℃时热泵的性能系数COP (即在额定工况和规定条件下，热泵制热量与有效输入功率之比)为2.4[11]；将热泵热水系统和常规空调结合实现多功能时，其制冷和制热能效比平均可达3.5[12]；另外，空调热泵的冷凝废热可以通过在压缩机和冷凝器之间布置过热换热器来实现，为水箱容积和管道输送策略提出了建议[13]。
重庆地区地处西南，山地特征明显、居住较为分散，由于海拔及微气候的影响，村镇热湿状况与城区存在很大差距，利用空气源热泵供暖仍存在很多不确定性，分析热泵在该地区的供暖性能变得尤其重要。
通过微型气象站采集空气源热泵运行的环境条件，如图 1。
选取该地区典型冬季连续一个月(2015-01-08-2015-02-08)的逐时气象数据进行分析，可知平均温度为7.9 ℃，最高温度达16.7 ℃，最低温度达到2.2 ℃，平均相对湿度达到87%以上，天气状态好时，昼夜温差较大，阴雨天时，昼夜温差起伏不大。山地村镇平均温度比主城(10.2 ℃)低约2.3 ℃，供暖需求比城区更迫切。
空气源热泵供暖基本工作在夜间(晚上20:00-次日凌晨6:00)，为此对夜间运行时间段气象数据(如图 2)进行分析。图 2反映了测试期间(2015-01-08-2015-02-08)白天与夜间的平均温度及温度波动(最高温与最低温之差)对比情况，夜间日平均气温为7.6 ℃，略低于白天(8.3 ℃)，而从温度波动角度来看，夜间平均波动为2.2 ℃，最大为4 ℃(晴天)，最小为0.7 ℃(阴雨天)，而白天温度波动为3.5 ℃，最大波动达9.1 ℃，整体来看，夜间温度要稳定得多。
另一方面，重庆旅游人数逐年攀升，尤其是乡村旅游，给人们生活水平带来很大改善，如图 3。同时, 随着道路交通等基础设施的不断完善，大大推动了重庆地区旅游产业的发展，然而, 该地区冬季潮湿阴冷的状况依然很普遍，旅游住宿、热水使用等方面，游客抱怨时有发生，给旅游产业的进一步发展带来一定阻力。此外，现有供暖设施落后，主要以电暖器、柴薪、煤球为主[14]，使得一方面需求远远得不到满足，另一方面这些较为原始的供暖方式污染严重，给人体健康带来潜在危害。
基于该地区严峻的供暖现状，通过搭建试验台，实际测试了空气源热泵在该地区的运行特点，分析空气源热泵运行性能的影响因素。
实验平台位于重庆市某山地村镇，建筑类型为一典型2层建筑，实验房间为该农家乐2层一间卧室，面积为18.24 m2，朝向为西，1面内墙，3面外墙，邻室和楼下房间均不供暖，建筑围护结构参数见表 1。选取的毛细管网标准规格为1.2 m×3.8 m，共选择4片相同规格的毛细管网铺设在地板下面。图 4为建筑2层平面图。
图 5为空气源热泵供热系统图，供暖系统主要包括空气源热泵主机、热泵内机、缓冲水箱以及毛细管辐射采暖末端。
测试中系统参数、主要仪器、测点及技术参数见表 2和表 3。
实验开始前，先用水银温度计对各个温度测点进行标定，测试时间在2015年1月至2015年2月。测试方案如表 4。
采用数据采集仪对数据进行自动记录，时间间隔为15 min，测试参数主要包括供回水温度、流量、供热量、耗电量、室外温湿度、水箱温度等。
空气源热泵夜间供暖的整个运行过程，按照供水温度是否达到设定温度将其分为启动阶段与稳定运行阶段。空气源热泵系统性能分析主要包括系统供回水温度、系统耗电量、供热量以及系统COP等的分析。
由气象数据可知，重庆地区冬季夜间热泵运行平均温度约为7.9 ℃，空气源热泵大部分运行在5~10 ℃的环境下，为此，统计室外温度在此范围内系统启动阶段情况，如图 6~8，初始温度为10、20、30 ℃，设定温度分别为35、40、45 ℃时，启动阶段供回水温度以及耗功量的变化情况，此外，当环境露点温度小于4 ℃时，系统室外机出现结霜现象，大大影响系统启动情况。对于加热时间来说，受初始温度以及设定温度之间的温度差的影响，冬季空气源热泵各工况来下大部分启动时间在45 min以内。
从供回水温度来看，启动之后，供水温度会快速上升至设定温度，由于末端负荷的影响，回水温度较低，较供水温度稳定有一定时间的滞后，整个启动阶段，供回水温差由小变大再变小。开机之后，供回水温度相差不大，供水温度甚至会低于回水温度，这是由于管路中“死水”的存在，对供水温度造成了一定影响，使得开始时，回水温度有可能高于供水温度，随着热泵平稳启动，供水温度迅速上升，供回温差逐渐加大。然而，随着供水温度进一步上升，冷凝温度就会提高，系统性能下降，供水温度提升变慢，功耗降低，当供水温度达到设定温度，耗功量逐渐稳定，由于回水温度有一定滞后性，所以回水温度仍有上升趋势。此外，当起始温度提高至30 ℃之后，可见启动时间大大缩短，水温迅速达到设定温度，供回水温差与初始温度10 ℃相比时，变化差别不大，接近设定温度时，温差减小。
从功耗角度看，各个启动阶段，系统均会在启动15 min后，功耗达到最大，这是由于启动的第1个阶段，水温最低，压缩机处于高负荷状态。随着供水温度的增加，功耗逐渐降下来。当初始温度由10 ℃提高至30 ℃后，最大功耗将有所降低，对于不同设定温度，平均下降20%。
为了研究系统启动阶段特性，定义启动阶段COP为启动阶段总供热量与启动阶段总耗电量之比。图 9为启动阶段不同初始温度与设定温度下，系统的耗电量、供热量与启动COP情况。
首先从耗电量角度来看，初始温度为10 ℃时，35 ℃供水的耗电量1.4 kWh，分别为40、45 ℃的68%、61%；而当初始温度提高为30 ℃时，就只有0.59 kWh，分别为40、45 ℃的51%、43%，初始温度的提高，使得耗电量下降较初始温度10 ℃时更明显。
对于供热量来说，是通过供回水温度以及流量计算得来，随着初始温度以及设定温度的变化趋势与耗电量一致，但是下降幅度与耗电量不同，两者直接影响着启动COP。
为此，从启动COP角度分析，初始温度为10 ℃时，35 ℃设定温度COP约为2.0；提高设定温度至40、45 ℃，COP分别下降8%、10%，而当初始温度至20、30 ℃，35 ℃供水启动COP则将升高27%、48%，COP提升效果很明显。即不同设定温度下，启动COP与初始温度呈正相关，且初始温度对COP的影响较设定温度更加明显。起始温度的提高，使得启动阶段温度提升减小，可以使热泵快速启动，使得供热量与耗电量均呈下降趋势，由图 9可知，电量下降的速度等于或大于热量下降的速度时，系统COP呈现出升高的趋势。
此外，影响启动阶段COP的因素还有室外温度。图 10所示为固定初始温度在20 ℃左右，不同室外温度与设定温度下，启动阶段系统的耗电量、供热量与启动COP情况。
室外温度小于5 ℃时，35 ℃供水的耗电量为1.823 kWh，设定温度提高至40 ℃，耗电量将急剧升高，增加了一倍多，主要是在温度很低时，热泵系统室外机结霜，可以预见的是，设定温度继续升高，耗电量将进一步加大。而当室外温度提高至10 ℃以上，35 ℃时耗电量为1 kWh，设定温度提高至40、45℃时，分别增加了0.3倍与1.1倍。即，室外温度增加后，提高设定温度，耗电量增加变缓。供热量同样是在趋势上与耗电量保持一致。在结霜条件下，供热量也会急剧增加，与耗电量共同作用，使得COP下降很剧烈。
从启动阶段COP角度分析，当设定温度为35 ℃时，室外温度小于5 ℃时，COP为1.898，设定温度提高，系统可能会结霜，COP下降了22%，当室外温度提高至5~10 ℃，35、40 ℃时COP上升很明显，分别提高35%、60%，而随着室外温度的继续提高，35、40 ℃的COP升高变得很缓慢，仅上升1%、2%。所以，空气源热泵应避免进入结霜区，即室外温度保持大于5 ℃，且设定温度不超过40 ℃，而在非结霜区，设定温度的影响略大于室外温度对系统性能的影响。
图 11为测试期间夜间露点温度变化情况，露点温度基本小于10 ℃，平均约为5.7 ℃，且温度波动与天气条件有关，天气条件好时，可达3.5 ℃，对于大部分阴雨天，露点波动不大，实验中发现，当露点温度小于4 ℃时，室外盘管基本会出现霜层，末端负荷越大，结霜量越大。
当达到一定条件，热泵进行除霜，此时，热泵切换为制冷模式，室外风机停转，四通换向阀反转，温度较高的制冷剂会流向室外换热盘管表面，进行融霜，如图 12所示。从图 12可以看出，热泵供回水温度以及电功率出现明显的下降，供水温度在除霜时下降很明显，接近回水温度，一方面使得启动阶段时间延长，耗电量大大增加，另一方面四通换向阀反转给压缩机的稳定性造成一定影响。
图 13所示为除霜过程与非除霜过程运行时间、启动能耗、供热量以及COP的变化情况，从运行时间上看，除霜模式下，运行时间约为不除霜时的2倍，启动能耗约为不除霜时的2.1倍，启动供热量约为1.6倍。对于COP来说，除霜模式下，COP不到1.5，性能下降了约25%。恶劣条件下结霜的存在使得系统运行性能大大降低。
李腊芳[7]采用冬夏两用分体式热泵(额定制热量3.5 kW)针对夏热冬冷地区空气源热泵进行了除霜实测，发现室外温度低于5 ℃时，COP平均约为1.23，较本实验略低，在气象条件相差不大的条件下，主要是本实验采用制热能力更大(10 kW)的机组，融霜时间更短，并且结构上采用水作为载冷剂，消耗能量更少。
热泵在供水温度达到设定温度后，进入稳定运行阶段，时间占整个夜间的90%以上。稳定阶段近似保温阶段，首先热泵压缩机运转，将供水温度加热至设定温度，而后自动停机，室外风机停止运转，但供热过程不会停止，水泵持续不断向室内供热，直到供水温度下降至热泵重新启动设定的温度值时，室外机又开始启动，达到设定温度又自动停机，周而复始的进行下去，直至凌晨6:00，到达停机时间。所以，整个稳定运行过程与进水温度的高低没有关系，只与该阶段室外温度以及设定温度有关。
图 14~16为不同设定温度下，系统稳定阶段供回水温度及耗功量的变化情况。由图 14~16可见，室外温度在整夜变化不大，供回水温度变化同步，且波动不大，但是随着供水温度的升高有上升趋势，35、40、45 ℃对应的平均温差分别为1.8、2.1、2.4 ℃，主要是设定温度提高后，供热量增加，在流量变化不大的情况下，供水温差有所增加。从耗功量角度来看，设定温度越高，需要提升的温度越高，耗功量相应加大。
图 17为不同设定温度下供回水温差的变化情况。由图 17可以看出，同一设定温度下，供水与回水温度在不同室外条件下相差不大，但是均没有达到设定温度，这与管路沿程热损失有关。从供回水温差来看，设定温度为45 ℃时，供回水温差要高于35 ℃与40 ℃时，设定温度越高，提供给末端热量越多。
定义稳定阶段COP为稳定阶段总供热量与总耗电量之比。由于稳定阶段耗电量与起始温度无关，将相似工况下耗电量与稳定COP进行平均，得到耗电量、供热量与稳定COP随室外温度及设定温度的变化情况，如图 18所示。
从耗电量来看，当设定温度为45 ℃时，室外温度处于5~10 ℃，耗电量为14.3 kWh，随着设定温度的降低，耗电量减小，在40与35℃时，分别降低至11.2、9.0 kW·h，减小了22%与37%。当室外条件逐渐变好至10 ℃以上时，设定温度45 ℃，耗电量减小为12 kW·h，降低设定温度对耗电量的影响略有增强，分别减小了25%和38%，耗电量减小幅度略有增强。即室外温度提高时，降低设定温度对耗电量的降低有一定加强作用。
对于供热量来说，与耗电量趋势一致，但是供热量下降趋势没有耗电量大。
从稳定阶段COP角度来看，当设定温度为45 ℃时，室外温度在5~10 ℃，稳定COP为1.628，随着设定温度的降低，COP提高，在40与35℃时，分别提高至1.746与1.771，提高了7%与9%。当室外条件逐渐变好至10 ℃以上时，设定温度45 ℃，COP提高为1.693，降低设定温度对COP的增强效果明显，分别增加了11%和20%。即室外温度提高时，降低设定温度对COP的提升有明显加强作用。由于时间上远远大于启动阶段，所以耗电量远远大于启动阶段耗电量，COP总体上来说较启动阶段低，稳定阶段COP的改善更值得关注。
全阶段综合了启动阶段以及稳定运行阶段，从晚上20:00开机，直到次日早上6:00关机，系统连续运行10 h。由于全阶段中有90%以上的时间系统处于稳定运行工况，所以初始温度对全阶段性能的影响可忽略不计。
如图 19~21，为不同设定温度(35、40、45℃)下的系统供回水温度以及耗功情况，启动阶段最大功耗约为稳定阶段的3倍。热泵系统的稳定以供水温度稳定为准，室内房间的稳定以供回水温差的稳定为准。可知，夜间20:00开机，不论设定温度为多少，系统基本上在2 h以后供回水温差维持不变，室内达到稳定状态。即达到稳定状态的时间，与设定温度的高低没有关系。供回水温度的其他分析见前文。
将相似工况下全阶段耗电量、供热量与COP进行平均，得到耗电量、供热量与COP的变化情况，如图 22~24所示。
对于全阶段耗电量与供热量来说，包括启动阶段与稳定阶段，由于稳定阶段与初始温度无关，耗电量、供热量相差不大，所以采用平均耗电量与平均供热量进行分析，不同设定温度下耗电量分别为10、12、14 kW·h，供热量分别为16.4、19.5、21.3 kW·h。启动阶段耗电量与供热量约占到全阶段的10%左右，这与付详钊等[15]采用制热能力10.5 kW的空气源热泵机组针对重庆某150 m2住宅进行的冬季地板供暖实测分析，启动阶段能耗占总能耗的9.5%的结论相近。
从COP角度来看，由于全阶段COP为启动与稳定阶段的供热量之和与耗电量之和的比值，又由于启动阶段COP总体上高于稳定阶段，所以，全阶段COP比稳定阶段COP略有提高，但总体上还是低于文献[16]空气源热泵系统(制热能力13 kW)的COP，约为2.4，对比发现，在机组相差不大的情况下，主要是气象参数的影响，重庆地区与郑州相比，室外温度相差不大时，由于重庆冬季湿度90%，远远大于郑州，除霜时间较长，融霜能量较大，COP会略低一些。重庆地区对空气源热泵运行中结霜的考虑更加迫切。
热泵冬季夜间运行过程中，为了维持室内一定温度，需要满足供热量等于耗热量，耗热量主要包括两部分，即围护结构对流换热量以及由于气密性差异所带来的冷风渗透耗热量。该实验台与文献[14]为同一试验台，根据其实验可知，供水温度在35 ℃以上时，室内均能达到16 ℃以上，对于设定温度为40 ℃时，整夜供热量可达23.115 kW·h，稳态计算得供暖整夜通过围护结构基本耗热量见图 25，图中耗热量单位为W。
此外，由于渗透所带来的冷风渗透耗热量可采用式(1)计算。
式中：L为风量，m3/h; 0.278为单位换算系数; ρw为供暖室外计算温度下的空气密度，kg/m3；Cp为冷空气的比定压热容，kJ/kg·℃；tN为供暖室内设计温度，℃；tw为供暖室外设计温度，℃。
由此可估算出房间换气次数约为1.4 h-1，建筑气密性能远低于城镇建筑0.5 h-1的性能水平。图 26为全阶段早上6:00供热停止后，供水温度、室内温度以及室外温度的变化情况。
由图 26可以看出，停止供热后，供水温度会迅速下降，这与室外气象条件恶劣以及管路保温性能差有很大关系，而对于室内温度来说，供热停止就呈现下降趋势，一方面与围护结构的蓄热性能很差有关，重庆村镇围护结构热惰性指标均较低，热稳定性较差；另一方面，围护结构气密性不足所带来的冷风渗透耗热量也是导致室内温度同步下降的原因，该地区应重点考虑。
通过对重庆山地村镇空气源热泵供暖系统性能测试，得到以下结论及建议：
1) 对于启动阶段来说，受室外温度、初始温度以及设定温度的影响。其中, 冬季大部分启动时间在45 min以内；起始温度提高，启动时间将大大缩短，最大功耗平均下降20%，且初始温度对COP的影响较设定温度更加明显。
2) 当露点温度小于4 ℃时，室外盘管结霜，除霜模式下，系统COP不到1.5，性能下降了约25%。而提高初始温度可以减少系统的启动负荷，缩短系统启动时间，恶劣条件下，还能防止室外盘管的结霜，提高了性能的同时，也提高了系统的稳定性。
3) 对于稳定运行阶段，时间占整个夜间的90%以上，从而弱化了初始温度对该阶段性能的影响；而室外温度提高时，对COP的提升则有明显加强作用。
4) 全阶段综合了启动阶段以及稳定运行阶段，其中, 启动阶段耗电量与供热量约占到全阶段的10%左右，全阶段COP比稳定阶段COP略有提高，但总体规律与稳定阶段近似，围护结构热稳定性能差以及冷风渗透的影响使得房间蓄热能力很差，在该地区应重点考虑。
5) 结合重庆山地村镇的特点，可从主动、被动两方面来对热泵运行性能进行因地制宜的优化，被动策略包括提高系统自身保温性能(水箱、管路等)及围护结构保温性能，减少热损失，主动策略主要针对启动阶段，可以将冬季有限的太阳能资源或沼气资源等与空气源热泵复合来预先加热初始水温，此外利用热泵本身，将启动时刻与启动温度提前至室外天气条件好、运行效率高的白天，对热泵系统进行调控，都可以有效解决热泵系统启动阶段效率低时间长的劣势。
2015, Vol. 37 Issue (6): 87-97
PDF
2015, Vol. 37 Issue (6): 87-97
PDF