空气源热泵技术

第二节　空气源热泵技术

一、原理及适用范围

以冷凝器放出的热量来供热的制冷系统或用作供热的制冷机组称为空气源热泵。空气源热泵机组自20世纪90年代开始在我国推广使用，它特别适合我国的夏热冬冷地区。该机组在长江以南地区应用较多，在这些地区很适宜应用空气源热泵机组，解决建筑物集中空调冷热源的气候。目前空气源热泵机组的地区应用范围还有继续向北移动的趋势。空气源热泵机组由于具有节能、环保、冷热联供、无需冷却水系统和供热锅炉等优点，在我国将发挥越来越重要的作用。

空气源热泵系统原理如图6－1，空气源热泵机组由蒸发器、冷凝器、压缩机、膨胀阀四大主要部件构成封闭系统，其内充注有适量的工质。机组运行基本原理依据是逆卡循环原理:液态工质首先在蒸发器内吸收空气中的热量而蒸发形成蒸汽(汽化)，汽化潜热即为所回收热量，而后经压缩机压缩成高温高压气体，进入冷凝器内冷凝成液态(液化)把吸收的热量发给需要加热的水中，液态工质经膨胀阀降压膨胀后重新回到膨胀阀内，吸收热量蒸发而完成一个循环，如此往复，不断吸收低温源的热而输出所加热的水中，直接达到预定温度。在冬季，室外换热器作为蒸发器，室内换热器作为冷凝器，蒸发器吸收室外热量，通过冷剂循环，释放热量入室内。夏季则相反，即室外换热器作为冷凝器，室内换热器作为蒸发器，蒸发器吸收室内热量，通过冷剂循环，释放热量入室外。

图6－1　空气源热泵系统原理图

我国《民用建筑热工设计规范》(GB50176)从建筑设计的角度出发，将全国建筑热工设计分为5个区域，其目的就在于使建筑热工设计与地区气候相适应，保证室内基本的热湿环境要求，符合国家节能的方针。全国建筑热工设计分区及设计要求见表6－1，全国建筑热工设计分区应按图6－2所示采用。其中严寒地区包括:黑龙江、吉林全境、辽宁大部、内蒙古、西藏大部、新疆大部、青海大部、山西北部，设计时必须充分满足冬季保温要求，一般可不考虑夏季防热，该区域不适合应用空气源热泵。寒冷地区包括:北京、宁夏、新疆中部、西藏中部、四川西部、山西南部、陕西、河南大部、山东、江苏北部，设计时应满足冬季保温要求，部分地区兼顾夏季防热，该区域部分地区特别是南部地区可以适合应用空气源热泵。夏热冬冷地区包括:四川大部、重庆、河南南部、江苏南部、上海、湖北、湖南、江西、福建大部、浙江、广东北部、广西北部，设计时必须满足夏季防热要求，适当兼顾冬季保温，该地区非常适合于应用空气源热泵。《民用建筑供暖通风与空气调节规范》(GB50736—2012)规定:夏热冬冷地区的中小建筑可用空气源热泵供冷、供暖。夏热冬暖地区包括:台湾、福建南部、广东南部、广西南部、海南，设计时必须充分满足夏季防热要求，一般可不考虑冬季保温，适合应用空气源热泵。温和地区包括:贵州、云南、西藏个别地区，设计时部分地区应考虑冬季保温，一般可不考虑夏季防热，适合于应用空气源热泵。

表6-1　建筑热工设计分区指标及设计要求

续表

图6－2　全国建筑热工设计分区

空气源热泵系统按供热/供冷方式可分为两类:空气－水热泵机组、空气－空气热泵机组。前者以室外空气为热源，制取建筑内空调系统所需的冷水或热水，最典型的例子是热泵冷热水机组。后者以室外空气为热源，夏季制取室内需要的冷风，冬季制取室内需要的热风。其典型的例子就是常见的分体式空调机组和多联式空调系统。

二、空气－水热泵机组

1.空气源热泵及其特点

空气作为热泵的低位热源，取之不尽，用之不竭，处处都有，可以无偿地获取，而且空气源热泵的安装和使用也都比较方便。其特点包括如下方面。

(1)整体性好，安装方便，可露天安装在室外，如屋顶、阳台等处，不占有效建筑面积，节省土建投资。

(2)一机两用，夏季供冷，冬季供热，冷热源兼用，省去了锅炉房;夏季采用空气冷却，省去了冷却塔和冷却水系统，包括冷却水泵、管路及相关的附属设备。

(3)夏季依靠风冷冷却，冷凝压力比水冷时高，COP值比水冷机组低;冬季供暖时，输出的有效热量总大于机组消耗的功率，所以比直接电热供暖节能。机组的制冷、制热性能随室外气候变化明显。制冷量随室外气温升高而降低，制热量随室外气温降低而减少。

(4)机组的安全保护和自动控制集成度较高，运行可靠，管理方便，但机组常年暴露在室外，运行环境差，使用寿命比水冷机组短。

其缺点主要包括如下方面。

(1)室外空气的状态参数随地区和季节的不同而变化，这对热泵的供热能力和制热性能系数影响很大。众所周知，当室外空气的温度降低时，空气源热泵的供热量减少，而建筑物的耗热量却在增加，这造成了空气源热泵供热泵与建筑物耗热量之间的供需矛盾。因此，优化全国各地平衡点温度，合理选取辅助热源及热泵的调节方式是空气源热泵空调设计中的重要问题。

(2)冬季室外温度很低时，室外换热器中工质的蒸发温度也很低。当室外换热器表面温度低于周围空气的露点温度且低于0℃时，换热器表面就会结霜。霜的形成使得换热器传热效果恶化，且增加了空气流动阻力，使得机组的供热能力降低，严重时机组会停止运行。结霜后热泵的制热性能系数下降，机组的可靠性降低，室外换热器热阻增加，空气流动阻力增加。需频繁的进行融霜，供热能力会下降。

(3)机组是以室外空气作为冷却介质(供冷时)或热源(供热时)，由于空气比热容小以及室外侧换热器的传热温差小。一般来说，从空气中每吸收1kW热能，所需要的空气流量约为360m³/h。同时由于风机风量的增大，使空气源热泵装置的噪声也增大。机组的噪声与振动易对环境形成污染。

(4)价格较水冷机组高。

2.空气源热泵选型及辅助电加热

(1)热泵机组选型。空气－水热泵机组的容量，应根据空调系统的冷、热负荷综合考虑后确定，一般取决于冷、热负荷中的较大者。如前所述，机组的制冷/供热量，除与环境空气温度有密切关系外，还与除霜情况有关。

必须注意，生产企业提供的机组变工况性能或特性曲线中的制热量，一般为标准工况下的名义制热量，是瞬时值，并未考虑如融霜等所引起的制热量损失，因此确定机组冬季时的实际制热量Q(kW)时，应根据室外空调计算温度和融霜频率按下式进行修正。

式中: q——机组的名义制热量，kW;

K₁——使用地区的室外空调计算干球温度的修正系数，按产品样本选取;

K₂——机组融霜修正系数，每小时融霜一次取0.9，两次取0.8;机组的融霜次数，可按所选机组的融霜控制方式、冬季室外计算温度、湿度选取;也可要求生产企业提供;

K₃——地点修正系数，供热量随室外空气相对湿度不同而不同，需要进行修正。

表6-2　热泵机组选型时的地点修正系数

(2)辅助电加热。空气源热泵机组的供热量随着环境空气温度的降低而减少，但此时建筑物的供暖热负荷却增大。当供热量小于热负荷时，两者之间的差值即为所需的辅助加热量。

图6－3表示了采用空气源热泵供暖系统的特性，图中AB线为建筑物耗热量特性曲线，CD线为空气源热泵供热特性曲线。两条线呈相反的变化趋势，其交点O称为平衡点，相对应的室外温度t_o称为平衡点温度。当室外温度为t_o时，热泵供热量与建筑物耗热量相平衡。当室外空气温度高于t_o时，热泵的供热量大于建筑物的耗热量，此时可通过对热泵的能量调节来解决热泵供热量过剩的问题。当室外空气温度低于t_o时，热泵的供热量小于建筑物的耗热量，此时可采用辅助热源来解决热泵供热量的不足。如在温度为t_a时，建筑物耗热量为Q_h.f，热泵的供热量为Q_h.c，辅助热源供热量为(Q_h.f－Q_h.c)。辅助加热的热源可以是电、蒸汽或热水等，其中最常用的为电加热，一般设在供水侧。电加热器宜分档设置，按室外环境温度低于平衡点的不同幅度自动调节。空气源热泵辅助加热量可通过表6－2进行计算。

图6－3　空气源热泵供热系统的特性

表6-2　空气源热泵辅助加热量计算表

3.空气源热泵及其特点

(1)环境温度、冷水出水温度对机组性能的影响。确定热泵机组名义制冷量的工况为:环境空气温度为35℃，出水温度为7℃，蒸发器侧污垢系数为0.086(m²·℃)/kW。在实际使用中，当工况改变时，机组的制冷量、功耗将随环境温度和出水温度的变化而改变，如图6－4所示。

由图6－4可以看出:①机组的制冷量随冷水出水温度的升高而增加，随环境温度的升高而减少。这主要是由于冷水出水温度升高时，系统的蒸发压力提高，压缩机的吸气压力也提高，系统中的制冷剂流量增加，因此制冷量增大。反之，当环境温度升高时，系统中的冷凝压力提高，压缩机的排气压力也提高，使系统中的制冷剂流量减少，制冷量也相应减少。②机组的功耗随出水温度的升高而增加，随环境温度的升高而增加。这主要是由于出水温度升高时蒸发压力提高，如果此时环境温度不变，则压缩机的压缩比减小，虽然单位质量制冷剂的耗功减少了，但由于系统中制冷剂的流量增加，因而压缩机的耗功仍然增大。当环境温度升高时，系统的冷凝压力升高，导致压缩机的压缩比增加，单位质量制冷剂的耗功也增加，此时虽由于冷凝压力提高使系统中的制冷剂流量略有减少，但压缩机的耗功仍然是增加的。③机组的制冷量和输入功率大体上与冷水出水温度和环境温度呈线性关系。

图6－4　热泵型机组制冷量、功耗与环境温度和冷水出水温度的关系

(2)环境温度、热水出水温度对机组性能的影响。确定热泵机组名义制热量的工况为:环境空气干球温度为7℃，湿球温度为6℃，进水温度为40℃，出水温度为45℃，冷凝器侧的污垢系数为0.086(m²·℃)/kW。实际使用中，当工况改变时，机组的制热量、功耗将随环境温度和出水温度的变化而改变，如图6－5所示。由图6－5可以看出。

(1)空气源热泵型冷热水机组的制热量，随热水出水温度的升高而减少，随环境温度的降低而减少。这主要是由于机组在制热时，如果要求出水温度提高，则冷凝压力必然相应提高，并导致系统的制冷剂流量减少，制热量也相应减少。此外当环境温度降低至0℃左右时，空气侧换热器表面结霜加速，蒸发温度下降速率增加，机组制热量下降加剧，同时必须周期地进行除霜，机组才能正常工作。

(2)机组在制热工况下的输入功率，随热水的出水温度升高而增加，随环境温度的降低而减少。这主要是由于热水出水温度升高时要求的冷凝压力相应提高，如果环境温度不变，则压缩机压缩比增加，压缩机对单位质量制冷剂的耗功增加，导致压缩机的输入功率增加。当环境温度降低时，系统中的蒸发温度降低，使压缩机的制冷剂流量减小，特别是环境温度降低到0℃以下时，由于空气侧换热器表面结霜，传热温差增大，此时流量减小更快，使压缩机相应的输入功率减小。

图6－5　热泵型机组制热量、功耗与环境温度和冷水出水温度的关系

三、多联式空调系统

多联式空调系统是由一台或数合风冷式室外机连接数台不同或相同形式、容量的直接蒸发式室内机构成的单一制冷循环系统，它可以向一个或数个区域直接提供处理后的空气。多联式空调系统诞生于20世纪80年代，虽然只有20余年的发展历程，但由于它是一种直接蒸发式空调系统，减少了二次换热环节，且有室内及独立控制、使用灵活、扩展性好、占有安装空间小且无需专用空调机房等突出优点，成为中、小型办公，商用及民用建筑中应用最多的空调系统形式之一。

1.多联式空调系统工作原理

多联式空调系统首先由日本大金公司于20世纪80年代初研发成功，并将其命名VRV(Varied refrigerant volume)，学术界多采用VRF(Variable refrigerant flowrate)来称呼。多联式空调系统可通过控制压缩机制冷剂循环量和进入室内换热器的制冷剂流量，以适应室内冷、热负荷要求的直接蒸发式空调系统。

多联式空调系统以制冷剂为输送介质，由制冷压缩机、电子膨胀阀、其他阀件(附件)以及一系列管路构成的环状管网系统。系统室外机包括了室外侧换热器、压缩机、风机和其他制冷附件，室内机包括了风机、电子膨胀阀和直接蒸发式换热器等附件。一台室外机通过管路能够向若干台室内机输送制冷剂液体，通过控制压缩机的制冷剂循环量和进入室内各个换热器的制冷剂流量，可以适时地满足室内冷热负荷要求。

多联机空调系统的基本工作原理与普通蒸汽压缩式制冷系统相同:即制冷剂通过室内侧换热器直接与室内空气换热，室内温度传感器根据实际的室内空调负荷控制室内机冷媒管道上的电子膨胀阀，调节室内侧换热器换热量。室外机与环境空气直接换热，通过冷媒压力的变化对室外机的压缩机进行控制，改变系统的冷媒流量，使空调系统自动调节，满足室内负荷变化的要求，以达到节能的目的。不同之处在于:多联机空调系统的基本单元是一台室外机连接多台室内机，每台室内机可以自由地运转(停运)，或群组或集中控制。系统的制冷原理及系统管路配置示意分别见图6－6。

图6－6　制冷系统原理图

1.风冷换热器;2.换热器风扇;3.压缩机;4.四通换向阀;5.电子膨胀阀;6.直接蒸发式换热器

2.多联式空调系统的特点

多联式空调系统是为适应空调机组集中化使用需求，在分体式空调机组的基础上发展起来的一种新型制冷剂空调系统。这种空调系统均由一台室外机和多台室内机组成。室外机由一根冷媒配管总管引向室内，通过分支管与室内机相连接。其主导思想是“变制冷剂流量、一拖多”，体现变制冷剂流量空调的节能理念。多联机空调系统具有以下基本特点。

(1)安装管路简单、节省空间，设计简单、布置灵活，部分负荷情况下能效比高、节能性好、运行成本低，运行管理方便、维护简单，可以分户计量、分期建设。

(2)初投资较高，对建筑设计有要求，特别对于高层建筑，在设计时必须考虑系统的安装范围和室外机的安装位置，新风与湿度处理能力相对较差。

(3)多联式空调系统直接以制冷剂作为传热介质，传送的热量几乎是水的10倍、空气的20倍，因此大大简化了管路系统，可显著减少输送耗能及冷媒输送中能量损失。并且，多联式空调系统还可通过变制冷剂流量，以适应冷、热负荷的变化，具有较高的部分负荷性能系数。据统计，当部分负荷率在40%～60%时，多联式空调系统制热工况的能效比(COP)最高可达到4左右。由于空调系统大部分时间处于部分负荷下工作的，在实际运行上多联式空调系统的节能效果比较显著。

3.多联式空调系统的选择

室内机的额定制冷容量是在标准空调工况时的制冷量。由于夏季空调系统的设计条件与标准空调工况并不一样，因此空调室内机的实际制冷容量与额定制冷容量也不相同。根据室内空气计算干、湿球温度以及室外空气计算干球温度，在厂家提供室内机制冷容量表中，选出最接近或大于房间冷负荷的室内机。

根据室内外机的容量配比系数、室内空气计算干、湿球温度以及室外空气计算干球温度，在厂家提供室外机制冷容量表中查出室外机在设计工况下的实际制冷容量。