1、0 一种在寒冷地区基于耦合空气源吸收热泵的供热系统： 节能分析 摘要 用于供暖和生活热水的能耗非常高。这种基于空气源吸收热泵 (ASAHP)的供热系统被评估有很大的节能潜力。然而，单级 ASAHP 在室外空气温度很低时表现不佳。一种双级耦合 ASAHP 被提出用于提高单级 ASAHP 在寒冷地区的节能潜力。 在变化的工作环境中分别模拟 改善后的系统 在双级模式和单级模式下 的供热能力和主要能源效率 。在寒冷地区应用不同供热系统的建筑负荷和主要能源效率被比较分析用来调查耦合 ASAHP 的节能潜力。结果表明，耦合 ASAHP 产品在寒冷环境下展现出稳定的 PEE并能够提供高热值。耦合 ASAHP
2、的节能率在所有典型城市大约是 20%。此外，单级 ASAHP的节能潜力在极其寒冷地区能够被明显提高。在哈尔滨提高 7.73%。 关键词 吸收式热泵 空气源 双级耦合 供热 寒冷地区 1. 引言 1.1 能量消耗和传统供热系统存在的问题 取暖和室内用于热水的能量消耗是非常大的。在 2008 年，中国的北方城市取暖的能量消耗占建筑总体消耗的 23.4%1。 通常，锅炉是寒冷地区最常用的取暖和室内热水系统 2。在中国，煤炭锅炉仍被广泛应用，由于现有的煤炭主导的能源结构 3。然而，煤炭锅炉的能源利用系数低并且会带来较大的空气污染，它被认为是 CO2， SO2， NOX和微尘，例如 PM2.5 和 PM
3、10 的主要来源 4-6。 1.2 空气源吸收热泵和它的局限性 一种将传统取暖系统和空气源吸收热泵结合的供热系统被评估在主要节能和减排方面有巨大潜力 7。然 而，与空气源电热泵类似，这种 ASAHP 表现出较差甚至在室外温度较低时不能工作 8,9。当这种 ASAHP 不能满足取暖需求时，锅炉必须承担剩余的热负荷。因此，寒冷地区的能源储蓄将被降低 10。于是提高空气源热泵在寒冷地区的性能将极具意义。正如空气源热泵它本身的意义。 1.3 研究目标在于替代原有供热系统 。 对于 ASAHP 来说，很少有关于以取暖为目的的研究报告，更不用说其在寒冷地区的应用。在这个工作中，一种双级耦合 ASAHP 被
4、提出用于在寒冷地区的取暖。这种耦合的 ASAHP 在当环境温度上升到一定值时能够转换成普通 的单级 ASAHP 模式。为了研究这种新型的供热系统的节能潜力，这种耦合的 ASAHP 被放在各种室外温度下来测试性能。在这种耦合 ASAHP 应用于典型的寒冷 城市的节能潜力被分析之后，我们以传统的燃煤锅炉供热系统作为基线。此外，能量储蓄也和单级空气源热泵相比较，以确定耦合空气源热泵带来的改善。 2. 方法 1 2.1双级耦合 ASAHP的描述 双级耦合 ASAHP 是一种具有在低温区是冷凝器，在高温区是蒸发器的中间水循环装置的混合动力系统。见图 1. ASAHP 位于低温区，一个水源吸收热泵被放置在
5、高温区。 在这种耦合 ASAHP 的运行模式下，泵 1、阀 1 和阀 5 是打开的，而阀 2、 3和 4是关闭的。低温区冷凝器的产热作为高温区蒸发器的热源。用这种方法，低温区的冷凝温度是低的而高温区的蒸发温度是高的。低温区的空气源热泵和高温区的水源热泵都可以高效运行，甚至在空气温度非常低的情况下。返回的热水在冷凝器、高温区的吸收器和低温区的吸收器内被依次加热。当空气温度升高，单级空气源热泵的供热性能提高并能够满足建筑的采暖需求。因此，双级耦合空气源热泵能够通过打开阀门 2、3 和 4，关闭泵 1、阀门 1和 5被切换成单级空气源热泵。在这种模式下，返回的热水被冷凝器和 低温区的吸收器依次加热。
6、 在耦合 ASAHP 供热系统中，通过切换模式，较低环境温度的供热安全和较高环境温度的能源利用效率都能被保证。 2.2 耦合 ASAHP的建模和设计 为了研究改进后供热系统的性能并将它和传统锅炉系统做对比，耦合 ASAHP 的数学模型被建立起来。基于这些模型，耦合和单级 ASAHP 在各种空气温度下的供热能力和能效都能被估算出来 11,12。 2.2.1吸收式热泵模型 为了简化吸收式热泵模型，应该做一些合理的假设： （ 1）系统处于紊流和热平衡 （ 2）制冷剂离开蒸发器和冷凝器后分别是饱和蒸汽和饱和液体 （ 3）溶液离开发生器和吸收器都是饱和的 （ 4）管道内的流动阻力、压力损失和热损失都可忽
7、略不计 （ 5）膨胀阀节流过程是等焓的 （ 6）水泵的电力消耗不包括在内 基于这些简化，这种 ASAHP 系统的数学模型能够基于质量和能量平衡建立13,14。验证之前的工作 7： 其中 UA 是每个热交换器热传递系数和热传递面积的产物，而 LMTD 是对数平均温差。 NH3 LiNO3是这种耦和热泵两级的工作介质，由于它低凝固点和不需要整流器的优点。 流体的热力学性质是从 17， 18获得的。供热的性能系数定义为吸收器有效热负荷与发生器所需的热负荷的比值。对于提倡的这种系统以耦合 ASAHP 形式运行： 2 对于提倡的系统以单级 ASAHP 形式运行： 其中 Qa1， Qc1， Qg1分别是吸
8、收器、冷凝器和发生器在低温阶段的 热负荷， Qa2,Qc2，Qg2分别是吸收器、冷凝器、发生器在高温阶段的热负荷。 图 1 耦合 ASAHP 的示意图 2.2.2耦合系统的一次能源效率 溶液泵的能耗由下式计算 18： 其中 Vp 是泵的体积流动速率。 Pout 和 Pin 是泵的进出口压力。 p 是泵效率。风扇的能耗是用一种简单的方法计算的 7： 3 其中 Pfan 是蒸发器阻力， G 是风扇空气体积流动速率， fan 是风扇效率， n 是几排蒸发器的弯数， Pcoil 是每排的弯管的阻力， Pout 是风扇出口的过剩压力， Qsupply是提供给用户的耗热率，是空气密度， Cp 是空气的比热
9、容， t 是空气通过蒸发器时的温度变化量，而 COPhig 和 COPlow 分别是高温阶段和低温阶段的性能系数。这些参数的具体值可以在表格中查找出来 7。 由于能源种类不同，电能，煤炭等都包括在分析中，初级能源效率被用于空气源热泵的性能评估 19： 式中 Qsupply 是提供给用户的热速率， Qg 是空气源热泵发生器消耗的热速率， Wp是溶液泵消耗的电能， Wfan 是风扇消耗的电能，而 boiler 和 power 分别是锅炉效率和电机效率。耦合空气源热泵和单级空气源热泵的 PEE 能够相应的被计算出来。 2.2.3.耦合 ASAHP的设备设计 设备设计中涉及到的主要部件列在表 1 中。
10、一些参数设置是基于中国的环境下。中间水循环温度对双级耦合 ASAHP 的影响很大。如果设定的温度高了，高温区蒸发温度也相应升高。这种情况下性能是好的。然而，低温区的冷凝温度在这种情况下也高。这将导致较差的效率。因此，有一个最佳的设定温度能使耦合 ASAHP 的 PEE 获得最高值。在设计过程中，大量耦合 ASAHP 的 PEE 由中间水循环的不同温度计算得出。最高值的 PEE 对应的温度被选作工作中的设计温度。 在以上 ASAHP 数学模型和中间水循环优化原则的基础上， UA 的值和每个热交换器水 /空气流动速率、溶液泵 / 风扇的压力上升值和流动速率已经被计算出来。设计的结果在表 2 中列出
11、。 在设备设计完成 之后，提倡的耦合 ASAHP 的性能仿真能够在 Matlab 中用通过程序做出来。考虑到水和空气的流动速率是在保持不变的前提下，为了简化，所有交换器 UA 的值在模拟中都视为常数。 表 1 耦合 ASAHP 主要设计参数 表 2 耦合 ASAHP 每个组件的设计参数 4 2.3.供热系统的节能效率 为了研究提倡的耦合 ASAHP 系统在寒冷地区的潜力，中国北方典型城市的初级能耗能够在 PEE 模拟的基础上被计算出来。然后，相应的节能效率也被计算出来，将传统燃煤锅炉作为供热系统基准线。单级 ASAHP 的 ESR 也能作为对比分析，为了获得耦合 ASAHP 贡献的性能提升值。
12、这种提倡的系统的 ESR 被定义如 下 12： 其中 PEproposed 是推荐的系统的初级能耗， PEboile 是传统锅炉供热系统的初级能耗。 三个典型中国北方城市：沈阳、长春、哈尔滨，被选择用来研究该供暖系统的应用潜力。一个典型的酒店大楼被选来模拟，建筑的布局已表示出来如图 2。表 3 中给出的建筑参数是依据中国公共建筑能耗标准选取的 20。不同城市的气象特征和供暖时间也在表 3 中列出 21。基于这些建筑信息、气候特点和供热需求，酒店建筑的每个小时的热负荷都能用一个叫做 DeST22的动态能源仿真工具计算出来。不同城市的设计热负荷和积累的热负荷能够在表中查出。 图 2 传统酒店建筑布
13、局图 5 3. 结果 基于表 1和 2中提供的设计参数，耦合 ASAHP 在不同工作状况下的运行表现能够被模拟出来。 3.1.设计条件下的表现 耦合 ASAHP 在设计条件下的表现在表 4 中列出。相应的，如果换成单级 ASAHP，它的表现也能被仿真出来。 尽管冷凝器和整个耦合 ASAHP 蒸发器之间的温度升高可高达 67，但在每级只有29和 44。因此，每一级的性能系数相对较高，在高温区可达 1.63，低温区可达1.52。耦合 ASAHP 很少比单级 ASAHP 性能系数低。然而，耦合 ASAHP 的供热能力是单机的三倍多。耦合 ASAHP 的 PEE 是 87.29%，然而传统燃煤锅炉只有
14、 70%。 3.2.设计条件之外的表现 在一个寒冷地区的供暖季节期间，室外空气温度变化范围很大，这导致供热能力和供热 COP 变化较大。表 4显示，在典型城市最低空气温度能够低至 -30。因此，选 -30到 20作为耦合 ASAHP 性能模拟的环境温度。 图 3 显示了 ASAHP 低温区和耦合 ASAHP 系统中水源热泵高温区的性能系数。从中能够看出两个阶段性能系数都相对稳定，高温区始 终保持在 1.58-1.69 的变化范围内，低温区始终保持在 1.47-1.58 的变化范围。 表 3 典型城市的建筑特征和供热负荷 表 4 耦合 ASAHP 在设计工况下的性能 6 图 3 室外空气温度 7
15、 图 4 室外空气温度 图 5 室外空气温度 8 图 6 室外空气温度 表 5 相关性能系数 耦合 ASAHP 和单级 ASAHP 在不同室外温度下的 PEE 如图 5 所示。耦合 ASAHP 的PEE 在环境温度低于 -15时比单级 ASAHP 的高。当环境温度为 -30时，耦合 ASAHP仍有高达 85.5%的 PEE。比传统锅炉的 70%高 15.5%。当环境温度高些时，单级 ASAHP的 PEE 更高，当环境温度为 0以上时甚至可以超过 100%。 耦合 ASAHP 和单级 ASAHP 的供热能力在不同室外温度时的值在图 6中能够显示出来。当空气温度变化时，耦合 ASAHP 的供热能力
16、变化范围为 22. 9-40.7KW。然而单级 ASAHP 在 4.7-24.3KW 的变化范围内。在寒冷地区供热需求量越大，对耦合 ASAHP越有利。不考虑单级 ASAHP 的话，它在相对温暖环境中当建筑负荷低而且热泵效率高时也是有优势的。由耦合模式 到单级模式的切换是在当单级 ASAHP 供热量足以满足建筑需求而且其 PEE 高于耦合模式时完成的。 3.3 寒冷地区节能分析 在以上性能模拟的基础上，耦合 ASAHP 供热系统在寒冷地区的节能潜力能够被分析出来。对于基准线供热系统，建筑负荷完全由燃煤锅炉承担。而对于两级耦合 ASAHP系统，建筑负荷完全由 AHP（部分由耦合空气源热泵，部分由
17、单级空气源热泵）。对于单级 ASAHP 热系统，一部分建筑负荷是由 AHP 提供，而剩余的则由锅炉承担。由AHP 和锅炉提供的热量和相应的初级能耗在图 7中示出。在稍冷的地区，热泵提供的热量比例 减少，由于时间越长空气源热泵越无法具有充足的供热能力，因此消耗的初级能源越多。可以预测，在寒冷地区的节能潜力将会降低，而耦合 ASAHP 在改变这种状况中扮演重要角色。 燃煤锅炉、 ASAHP 和耦合 ASAHP 供热 系统的初级能耗和系统 PEE 在整个供热季节中的值在表 6中示出。与传统燃煤锅炉相比， ASAHP 的节能率在沈阳可达 20.73%，在长春可达 17.5%，在哈尔滨可达 14%。使用
18、耦合 ASAHP 之后，在沈阳节能率提升了23.97%，在长春提高了 22.62%，在哈尔滨提高了 21.73；都报保持在 20%以上。在哈尔滨由耦 合 ASAHP 贡献的增长可达 7.73%。 9 （ a） AHP 和锅炉提供的热量 （ b）由 AHP 和锅炉消耗的能量 图 7 表 6 在典型城市不同供热系统的初级能源分析 4. 讨论 以上初级能效的比较基于中国目前仍广泛使用的燃煤锅炉。但是提倡的耦合ASAHP 供热系统仍可以与其他热源结合，例如区域供热网、太阳能、地热能、生物能和燃气锅炉。燃气锅炉如今正被越来越广泛地使用。尤其是在天然气供应充足的地区，由于它与燃煤锅炉相比具有较高能效和较少
19、的空气污染。并且如果冷凝热复苏使用在燃气锅炉，这个效率可以甚至更高。 当燃气锅炉被使用作耦合 ASAHP 的驱动源，考虑到燃气锅炉的效率为 90%，空气源热泵的性能系数为 1.27。提倡的系统的 PEE 估计为 1.27x90%=114.3%。当在较高环境温度运行时 ASAHP 的性能系数更高，提倡的供热系统的 PEE 相应的也变高。值得一提的时如果 燃气冷凝锅炉被使用，冷凝热是由离开吸收器的低温热水得到的的而不是通过锅炉自身产生的热水。通过这种方法，燃气锅炉能够产生高温热水来驱动 ASAHP，而 ASAHP 产生的低温热水能从烟气中的余热复热。因此，提倡的供热系统的 PEE 能够进一步提高。此外，直接燃气式空气源热泵通过发展能够降低锅炉的投入。 最后，耦合供热系统研究的限制可能在于空气源热泵结霜这个关键问题的解决。幸运的是，除霜的方法已经被提出，但是还有待于进一步的验证。 5. 结论 一种基于双级耦合 ASAHP 的新型供热系统被提出用于提高单级 ASAHP 节能潜力。
