热回收热泵型新风换气技术的研究进展与分析

胡国霞（华东建筑设计研究院有限公司， 上海 200011）

增加建筑围护结构的气密性有利于降低建筑能耗，但同时削弱了建筑自然通风的能力，使得室内空气质量恶化。通过机械装置引入新风对于稀释室内污染物，改善空气品质，减少病态建筑综合症具有重要作用，因而日益受到人们的青睐。然而新风的引入与处理却需要消耗大量的能量，甚至超过高气密性建筑空调总能耗的 50%[1]。实践中人们发现空调房间的排风往往具有区别于室外新风的温湿度状态，直接将空调房间的热量通过排风排到室外环境中既造成城市热污染，又浪费了能量。因此，利用排风中的余热来处理新风受到人们的重视，此举不仅有利于减少处理新风所需的能量，还有利于降低新风机组的负荷以及系统初投资[2]。

根据排风的回收方式，排风热回收技术可以分为 2 类[3]：①无源换热法，只需要借助空气-空气能量回收装置就可以回收排风中的能量，典型装置包括板式热交换器、板翅式热交换器、转轮式热交换器、热管式热交换器。空气-空气能量回收装置运行的条件是新风和排风之间存在温差或者焓差，温差或焓差越大，热回收的效率越高。②有源热回收法，需借助少量的电能或者机械能，利用热力循环原理回收排风中的能量。近年来受到学者较多关注的热泵式排风热回收技术就是其中的一种。该技术将新风机和热泵系统相结合，利用排风作为热泵机组冷凝风与制冷剂进行热交换，具有以下优点[4]：①排风只与热泵的冷凝器换热，不与新风接触，杜绝了新风与排风的交叉污染，清洁卫生；②热泵冷凝器布置在排风管道中，使用排风作为冷凝器的热源，可以提高机组的能源利用效率，降低了极端工况下热泵机组结冰的风险；③机组结构紧凑，无需复杂的冷媒管道铺设，安装简单。针对这一新兴的排风热回收技术，本文将对其展开综述。

1 热泵排风热回收装置的原理及其发展

热泵排风热回收（Exhaust Air Heat Pump,EAHP）式新风系统的基本原理如图 1 所示。夏季空调房间排风吹过风道中的冷凝器，回收风中的冷量。冬季热泵的四通换向阀改变制冷剂流动方向，使得排风吹过风道中的蒸发器，回收排风中的热量。冉春雨[5]采用焓差法测试了寒冷地区利用排风以及排风混合室外新风两种运行工况下 EAHP 系统的性能。测试表明第二种工况下机组的制热量和全年效率值 COP 均大于第一种工况下的制热量和 COP，热泵 COP 达到 3.7，焓差热回收效率则达到了 51.4%，显著改善了新风机的性能。

图1 EAHP 式新风系统的示意图[6]

在图 1 所示系统的基础上，石峰豪[6]研究了双级EAHP系统的性能，并与图 1 所示的单级 EAHP 以及常规无热回收的空气源热泵系统进行了性能比较。双级 EAHP 系统指在新风与排风进入热泵换热器之前就通过空气-空气换热装置进行一次热交换，如图 2 所示。基于模拟的研究结果显示双级 EAHP 系统的性能系数随着前置热回收装置效率的升高而升高，在热回收效率等于 0.6 的情况下，整个系统的性能系数等于 5.262，相较于单级 EAHP 系统和常规空气源热泵的性能系数，分别提升了 31.29% 和 83.22%。严卫东[7]提出在新风和排风进入热泵换热器之前利用转轮全热回收器对新风与排风进行一次换热。夏季工况下的测试结果显示，与转轮单独运行模式相比，上述联合运行模式下的热回收能量和设备能耗之比要高，而且受室内排风温湿度影响较小，具有较好的节能效益。类似地，李无言[1]提出在热泵之前利用间接蒸发冷却技术提前处理新风和排风，实验结果显示，在夏季标准工况下，新系统制冷 COP 达到 5.12，相比传统单级 EAHP 系统实现节能 70% 以上；冬季也能保持较高的能效水平，但是在极寒天气条件下系统难以独立满足室内供暖需求。

图2 双级 EAHP 式新风系统的示意图

金洪文[8]进一步对寒冷地区启动热泵和不启动热泵，以及热泵和全热交换器不同位置组合情况下系统的性能进行了实验测试，如图 3 所示。研究结果表明在没有启动热泵系统时，使用全热交换器的房间新风出口温度低于房间温度 6.7 ℃；启动热泵后，在全热交换器前段位置采用热泵加热新风的综合效率提高 8%，新风出口温度低于房间温度 2 ℃，新风负荷比没有启动热泵时明显减小；在全热交换器后端位置用热泵加热新风的综合效率提升18%，新风出口温度高于室内温度 6.5 ℃。因此，作者认为在全热交换器后端利用热泵吸收排风的余热加热新风非常适合在寒冷地区进行推广应用。张子杨等人[9]提出了排风热回收新风系统。该系统在制冷工况下包含一个蒸发器和三个冷凝器，蒸发器将室外新风冷却处理到近似饱和状态，两个冷凝器用于向室外和排风中散热，另外一个冷凝器用于新风的再热。制热模式下，通过阀门的转换，该系统从室外以及排风中吸收热量用于加热新风。模拟结果显示该系统在有效回收排风热量的同时，能同时避免冬季室外换热器的结霜。夏季室外温度 35 ℃ 时，系统制冷 COP 达到 3.3；冬季室外温度为 7 ℃ 时，系统制热 COP 达到 4.8。

图3 全换热器和热泵不同组合模式的示意图

王雷等人[10]为了提高冬季室内外温差较大条件下 EAHP 系统的性能，提出了一种三回路热泵系统。该系统包括蒸发压力呈阶梯分布的三个独立热泵循环。在实验条件下，当室外空气温度低于 2.5 ℃ 时，该系统的 COP 相比传统单回路更高。例如当室外空气温度为 －20 ℃ 时，该系统 COP 高达 9.33，比传统单回路高 23.1%。而当室外空气温度高于 2.5 ℃ 时，两者 COP 的差异不明显。

上述研究显示 EAHP 式新风系统相对传统新风系统具有显著的优势，配合传统新风换热器能够最大程度地实现排风余热的回收。通过对热泵系统结构的优化，提高了 EAHP 系统在不同气候条件下的适应性。

2 EAHP 式新风系统的评价指标

对于单级 EAHP 式新风系统的性能评价指标主要为热泵系统的性能系数 COPsin。双级乃至更加复杂排风热回收系统的性能评价指标主要包括热交换器的热回收效率 ，热泵系统的性能系数 COPsin以及整个 EAHP 系统的性能系数 COPsys。根据 ASHRAE 标准，热交换器的热回收效率包括显热交换效率、潜热交换效率和全热交换效率[11]。如图 4 所示的定义可以由式（1）表示。

图4 换热器示意图

式中：x1—室外新风的状态参数；

x2—新风经过换热后的状态参数；

x3—室内排风状态参数；

ms—送风的气流量，kg/s；

mmin—送风和排风中较小的气流量，kg/s；

ε—显热换热效率时，x表示气流的干球温度，℃。（ε为潜热换热效率时，x表示气流的含湿量，g/kg；ε为全热换热效率时，x表示气流的焓，kJ/kg。）

热泵系统和 EAHP 式新风系统的性能系数 COP 如式（2）和（3）所示, 热泵系统的 COP 为新风通过热泵吸收的热量与热泵系统耗功之比。EAHP 系统的 COP 为新风通过整个 EAHP 系统得到的热量与系统耗功之比。系统功耗主要包括压缩机耗功和风机耗功。

式中：mf—新风质量流量，kg/s;

∆hhp—通过热泵换热器前后的新风焓差；

∆hsys—通过EAHP系统前后的新风焓差，℃；

Pcom、Pfan—分别表示压缩机和风机的功耗，W。

除上述指标之外，段飞等人[12]提出节能潜力指数 的概念，其定义为：在室外气象参数满足排风热回收的使用条件下，单位时间内排风热回收装置的能量收益与采用空调器消耗相同的功耗所产生的制冷量或者制热量的差值（即排风热回收的相对可节能量）,再除以排风热回收装置实际的运行功耗的累计平均值。其物理意义在于评价系统的节能潜力。张涛等人[13]提出冬季 EAHP 系统的热回收效率为：空气源热泵冬季排风热回收制热运行时的制热量与常规空气源热泵在对应的室外空气温度下制热运行的制热量之差除以冬季制热工况下排风与新风的比焓差。该指标反映了排风作为热泵蒸发器热源相对室外空气作为蒸发器热源时的相对优势。李无言[1]提出用排风出口㶲与室外新风㶲的相对大小来评价排风回收的程度。如果排风出口㶲值高于新风㶲值，则说明排风中仍然有剩余部分能量有待回收。如果低于新风㶲值，则说明排风空气处于被过度热回收的状态。

3 EAHP 系统性能的影响因素和经济性分析

3.1 EAHP 系统的影响因素

影响 EAHP 系统热回收性能的因素主要有两个方面[14]：①装置中所用设备的物理特性，比如风机性能、换热器换热效率等；②装置两侧新排风的进风参数。下文主要论述常见的迎面风速、新排风热湿状态、有效换气率、运行策略等方面对 EAHP 系统的影响。

随着迎面风速的变大，单位体积的新风和排风在热交换器内停留的时间变短，两者之间的传热和传质就会不充分。而当风速减小时，新风和排风的热质交换过程变得更加充分，但是由于新风量的减少，会导致相同时间内总的回收能量的降低。因此，需要选取合适的风速，在保证热质交换充分的前提下，处理尽可能多的风量。由式（1）可知，在其他因素确定时，室内外焓差越大，热回收装置回收的能量越多，回收能效比越高。即使对于同一个机组来说，在不同运行工况下，当进出换热器的新排风热湿状态不同时，热回收装置的回收效率也是不同的。有效换气率是指进入新风侧的新风与排风的风量之差与热回收装置的名义新风量之比，反映了排风侧空气向新风侧渗透的程度。若有效换气率越高，则说明装置的密封性能越好，那么实际参与换热的新风量就越高，单位新风量的换热也就越不充分，热回收效率随之降低。提高有效换气率虽然降低了热回收率，但是其增加了新风量。王立峰等人[15]的研究显示有效换气率提高对显热回收量的影响并不显著。在实际工程中，不应盲目追求热回收效率的提高，还需要兼顾新风换气的作用。

排风热回收技术的节能原理是在空调季节利用新排风的焓差来实现热量的回收，但是其本身会增大新风与排风系统的压降，从而增大运行能耗。因此在过渡季，如果排风继续通过热回收装置，只会增大系统运行能耗，而没有能量回收的效果。在准过渡季，当室外新风可以承担室内余热负荷时，如果仍然混合新风和排风，则会造成额外的负荷。此时通过旁通装置通入新风可以有效避免额外的系统能耗[16]。此外，对于空调季而言，并非所有时段采用排风热回收技术都是节能的，这与新排风的焓差、温差有关。因此对于新排风热回收装置，应该根据建筑的负荷特点和运行环境，制定合理的运行策略，方能提高室内的舒适以及空调系统的节能效果。

3.2 EAHP 系统的经济适用性

实际工程的经济性是人们最关注的，投资回收期的长短一定程度上反映了所采用的热回收方式以及所选用热回收装置的技术可行性与经济性[11]。与传统的空调系统相比，有排风热回收装置的系统多了一个热回收装置，如果仅考虑热交换装置的回收周期，则回收期（Pay Back Period, PBP）的计算公式[14]如式（4）～（6）所示。

式中：Ccap—排风热回收设备的投资费用；

Crec—使用排风热回收设备之后节省的费用；

Cfan—与原有的空调系统相比，增加的运行费用；

k—考虑金融利率与物价变化的系数；

∆E—系统节省的能耗；

∆E'—加设热回收装置后系统增加的能耗；

Pe—电价。

如果考虑加设排风热回收设备对空调系统容量减小的影响，则初投资需要减去由于使用热回收装置导致原系统减少的初投资费用[11]。

目前大部分排风热回收系统的技术经济性分析针对的是无源空气-空气换热器，包括转轮全热换热器[17]、板式全热换热器[18]、热管换热器[19]。由于 EAHP 式新风系统出现的时间较晚，只有少数学者对其进行了经济性分析。潘祖栋[20]分析了将空调新风机组和热泵系统相结合组成的冷凝排风热回收新风一体机在杭州地区的性能，计算得到设备使用年限内的静态投资回收期为 3.8 a。李杨[21]利用空调新风机组与热泵相结合组成热泵回收新风机组，在长春地区分析了其技术经济性，并计算得到其回收期为 1.7 a。在计算排风热回收系统回收的热量时，王帅[22]认为热交换器的换热效率不是固定值，而是受到新排风状态的影响，因此应采用逐时换热效率代替设备标定值来计算热回收量。王瑾等人[23]认为排风热回收的节能量通常是按照最大节能量分析，与实际运行状况不符，缩小了实际运行的回收期。杨涛[14]认为热回收器的使用时间越长，由于设备的积尘、老化等，其热回收效率也会发生变化，需要进一步研究。

4 结语

目前国内 EAHP 式新风机还处于初步应用和推广阶段，本文对该新风机及其衍生机组的原理、评价指标、性能影响因素以及技术经济性的相关研究进行了总结，以期促进业界对 EAHP 式新风机的认识。通过文献综述可以发现未来需要从以下方面加深对该技术的探索：①在不同气候区进一步检验 EAHP 式新风机的节能效果，并进行针对性的改进和完善；②测试 EAHP 式新风机在不同新排风状态下的的热回收效率变化曲线以及风量和风速的修正系数；③优化 EAHP 系统的结构、运行模式，提高 EAHP 系统对各种工况和场景的适应性。④提高 EAHP 系统的自动控制水平，降低其运行成本和投资回收期。⑤优化 EAHP 与其他换热器相结合的复合型新风热回收系统的热回收效率和技术经济性。