并聯式太陽熱泵熱水器中熱泵子系統性能

    1 　并聯式太陽熱泵熱水器流程

    圖1 顯示了并聯式太陽能熱泵熱水器兩種典型流程安排,兩種流程基本類似,都由太陽集熱子系統和熱泵加熱子系統兩部分組成。當太陽條件足夠好時不需要開啟熱泵子系統而直接得到溫度足夠高的熱水,當環境條件惡劣而導致水箱中的水不能達到要求溫度時,熱泵子系統工作并將水箱中的水加熱到合適的溫度。布置冷凝部件來加熱水箱中的熱水一般有兩種不同方式,圖1a 中將冷凝盤管直接放置在水箱中,而圖1b 中使用一個循環水泵將水箱中的冷水泵入另外一個單獨的熱交換器與高溫制冷工質換熱,然后將升溫后的熱水泵回水箱。

    第一種方式類似于目前廣泛采用的輔助電加熱方式,只是用冷凝盤管來取代電加熱棒,而第二種方式就是把目前類似的獨立熱泵熱水器和獨立太陽熱水器結合起來。在第一種方式中,現有產品的水箱需要重新設計和制造,特別是不同于通電后高溫的電加熱棒,一般冷凝溫度和水溫溫差不能過大,否則會很大程度上影響熱泵系統的效率,而且冷凝盤管管外是自然對流方式,換熱系數比較低,這樣勢必導致冷凝盤管的面積和體積十分大, 從而水箱的制造成本和體積也會上升,此外在該方式中冷凝盤管的通用性差,很難在市場上直接購得合適的產品,冷凝盤管在水箱上的進出口密封、長期浸泡在水中的可靠性等問題也較難解決。而第二種方式雖然引入了額外的熱交換器和循環泵,但是對現在的太陽熱水器變動小,甚至可以不進行任何變動,只需要在水箱合適的進出水管道上留出接口即可,故此總體成本和可靠性更高。

    在第二種方式中,當冷凝熱交換器面積足夠大時,循環水泵的水流量會影響到系統的總體性能。假設水箱中的初始溫度為Twi 、加熱終了溫度為Twf 、蒸發溫度為Te ,當循環水流量足夠小時,從水箱來的冷水每次通過冷凝換熱器后其溫度會達到需要的終了溫度,這樣熱泵的性能系數是穩定的,完全由溫度Twi 、Twf和Te 決定。當循環的水流量較大時,每次從水箱來的低溫水通過冷凝換熱器后其溫升很小,水箱中的水溫逐漸升高,這樣熱泵開啟初期,其性能系數較高,隨著水箱溫度升高,熱泵的性能系數逐漸降低,直至水箱的溫度達到終了溫度。顯然在該方式中熱泵系統始終處于一種變動的工況下運行,普通熱泵性能的評估方式已經不能適用,本文建立了一些相對合理的假設,就此進行模擬和研究。

    2 　基本假設及模型建立
 
    作為初步研究,本文對一些具體情況進行合理的假設,并以一個2t 的工程用太陽熱泵模塊為研究對方,建立了計算模型?；镜募僭O如下:

    1) 熱泵和太陽能系統以圖1b 中的第二種方式連接;

    2) 冷凝換熱器面積足夠大,這樣在不同蒸發溫度下都可以達到預期的出水溫度;

    3) 因為工質過熱度對換熱影響很小,故在蒸發溫度改變的情況下,保持過熱度恒為25°;

    4) 過冷度雖然會對熱泵的性能和換熱量產生較大的影響,為了分析方便認為過冷度始終為0°;

    5) 由于冷凝換熱器一般采用套管或板式換熱器,因此認為在冷凝過程中水流和制冷工質順流換熱,同時考慮到換熱面積足夠大,假設水流出口溫度最終達到冷凝溫度,即忽略換熱溫差的影響;

    6) 模擬過程中不考慮流體流過管道、閥門以及其它部件時的壓力損失;

    7) 水箱中的水溫有穩定的分層溫度效應,不考慮水箱中不同溫度層中水相互之間的換熱,即只有水箱中的水全部達到加熱下一個溫度下后,才進入下一個加熱循環過程。

    如圖2 所示,初始時水箱水溫為Twi ,循環水泵將水箱中的水從底部打入冷凝換熱器,第一次換熱后,這些水的溫度升高到Tw,1 并返回到水箱頂部,水泵繼續工作,直至將水箱中的所有水都加熱到Tw,1 ,從而完成一次加熱循環。該過程中熱泵系統的冷凝溫度為Tc ,1 ,其T - S 圖如圖2 左下部所示,因為根據第5 條假設,這時冷凝溫度和出水溫度相同,即有Tw,1 = Tc ,1 ;然后,水泵繼續將水箱中溫度為Tw,1的水送入冷凝換熱器進行第2 個換熱循環,周而復始,在n - 1 次循環后, 水箱中的水溫達到Tw, n - 1 , 然后進入最后一次循環,其T - S 圖如圖2 右下部所示,直至水溫大于或等于設定的水箱終了溫度Twf ,這樣整
個加熱過程完畢。從分析中可見,為了達到一定溫度,加熱過程需要經歷多個循環過程,在整個過程中,冷凝溫度逐漸提高,每個循環的出水溫度也逐漸提高,根據熱泵的工作特性,具體的冷凝溫度是多少完全是由換熱量和壓縮機工作特性來決定,以下將建立整個過程中熱泵工作模型。

    首先來考察第j 次循環中,如何確定冷凝溫度。因為當壓縮機選定后,壓縮機的功耗和蒸發吸熱量完全由蒸發溫度和冷凝溫度決定,具體參數可查閱壓縮機生產廠家所給出的性能曲線,這樣在第j 次循環中,加熱量為:
    Qc.j = Qe.j(Te,Tc.j)+Wj(Te,Te.j) (1)

    第j 次循環中,熱水需要吸收的熱量為:
    Qw.j=Cp.w*mw(Tw.j-Tw.j-1) (2)

    顯然,在第j 次循環中,熱水吸熱量應該和制冷劑放熱量相同,即有:
    Qw.j=Qc.j (3)

    這樣只要給定初始水箱溫度Twi 、蒸發溫度Te以及循環水泵流量就可以求出整個工作過程中的所有參數,例如最終水箱溫度、實際循環COP、壓縮機的總功耗等。

    3 　計算結果及分析

    選用谷輪公司ZR61KC 渦旋壓縮機,工質為R22進行模擬計算,給定水箱初始溫度為20 ℃,設定終了溫度為50 ℃,蒸發溫度為- 5 ℃,改變循環泵的流量進行計算,得到每次循環后排出冷凝換熱器的出水溫度如圖3 所示。從圖中可見,當循環水量較小時,每次通過熱泵后水溫上升幅度較大,而且由于溫差較大,在最后一次出水前,水箱內的溫度可能還沒有達到設定溫度Twf ,但是最后一次通過熱泵后,導致水箱實際溫度Tw, n 會遠大于設定溫度,這對熱泵的工作十分不利。圖4 是每次循環中熱泵的性能系數COPj ,可見隨著水箱中溫度的升高,熱泵性能系數逐漸下降。在圖中規定了一個基準COP ,該基準值就是熱泵在冷凝溫度50 ℃下的COP ,這也是目前在估算將熱泵加入太陽能系統后如何計算性能系數常用的方法,很顯然,這種估算方法和實際情況有很大偏差,因為特別是隨著循環水量的增加,熱泵在大部分工作時間其性能系數總是大于基準COP。

    圖5～圖8 是改變蒸發溫度以及改變循環水量的變化范圍后,在完成整個加熱過程中,熱泵子系統各個參數的變化關系。從圖5 中可見,在小循環流量、不同蒸發溫度下,水箱中的實際終了溫度都遠大于設定的溫度,這是因為小流量下,每次通過熱泵后
水的升溫很大。圖6 是完成整個加熱過程后,熱泵子系統實際的性能系數隨著循環水量的變化關系,顯然當水量小時,實際的性能系數甚至會小于基準COP ,這是因為循環次數較少,而最后一次循環中冷凝溫度很高,導致總性能系數下降很多,這從圖7 中總功耗的變化關系可以看出來。圖8 是完成加熱總時間隨著循環水量的變化關系,從圖中可見,也是在小流量下,加熱總時間大大延長,遠大于電加熱所需要的時間。

    隨著循環泵水流量的加大,整個加熱過程中各個參數趨于平穩,因為水流量加大后,通過熱泵系統后水的溫升比較小,因此水箱中實際的終了溫度可以很接近于設定的終了溫度,這樣不會消耗大量無用的時間和功耗。在不考慮循環水泵功耗的情況下,很顯然在大流量時,熱泵實際的性能系數遠大于目前評估所用的基準COP ,其實際消耗的壓縮機功也小于評估所認為的基準功耗。當然,隨著循環水量的增加,泵的排量也需要增加,這樣泵的功耗和泵的成本也會大幅度上升,故此流量也并非越大越好。

    4 　結　論

    并聯式太陽熱泵熱水器對現有產品的改動較小,可直接將熱泵系統和太陽能系統耦合在一起,甚至可對現有的太陽熱水器進行改裝,從而最大程度上節約功耗,在各種天氣條件下得到穩定的熱水。在并聯式太陽熱泵熱水器流程中設置一個單獨的冷凝換熱器無需對現在保溫水箱進行變動,有利于簡化設計和安裝過程。但是鑒于在該系統中的熱泵子系統工作時冷凝溫度由循環水量和選用壓縮機工作特性決定,熱泵可能在完成整個加熱過程中始終處于一種非穩定的工作方式,傳統的評估方法很難預測熱泵實際的工作性能系數,通過本文的分析計算發現,循環水量對總性能系數、壓縮機功耗以及加熱時間影響較大,當水流量較小時,實際水箱終了溫度會遠大于設定的溫度值;當水量增加后,各個參數趨于平穩,考慮到流量會影響循環的成本和功耗,就本文所研究的2t 工程用太陽熱水器而言,合適的循環流量在10m3Ph 左右。

    但是,考慮到本文在模型的建立過程中忽略了傳熱溫差以及假設換熱面積很大,而且蒸發溫度是直接選取,而不是由環境溫度計算得到的,故此計算結果和實際情況有一定的偏差,建立更完善的模型是今后研究的方向。

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