低环温空气源CO2热泵供暖系统运行性能研究

金 磊，张 伟，李静岩，王守国

（1.中国铁道科学研究院集团有限公司 节能环保劳卫研究所，北京 100081；2.中国铁路呼和浩特局集团有限公司 计划统计部，内蒙古 呼和浩特 010000）

0 引言

传统的燃煤锅炉供暖是造成我国北方地区冬季严重雾霾现象的原因之一。近年来，随着国家“煤改电”政策的不断推进，采用清洁能源替代传统燃煤锅炉供暖，合理调整能源结构，推广清洁能源的生产和使用是减少大气污染的重要举措，对于推动能源消费革命、落实国家能源战略、促进能源清洁化发展意义重大。

空气源热泵作为一种节能环保设备，以电力驱动压缩机运行，利用制冷剂在换热器内与介质进行换热来实现热量的传递。在冬季采用空气源热泵进行供暖，其制热能效比可以达到2～4，甚至更高，远高于传统锅炉燃煤供暖和电采暖，同时，空气源热泵能够根据末端水温的不同需求，提供温度范围在40～60℃之间的热水[1]，从而满足地暖辐射采暖、暖气片供暖及风机盘管等不同的末端供暖设备要求，目前已成为我国北方地区冬季供暖的主要方式之一。另一方面，环境温度和供回水温度是影响空气源热泵性能的主要因素，但通过合理优化设计、提升空气源热泵的低温热力性能，能够满足不同地区的冬季供暖需求[2-5]。在实际运行过程中，研究人员对空气源热泵的现场运行特性进行了大量研究[6-11]，结果表明，在严寒地区采用空气源热泵进行供暖，其性能系数较高，供暖效果较好，能够替代传统燃煤锅炉供暖。

本文对呼和浩特地区某建筑物采用的低环温空气源CO2热泵供暖系统进行研究，根据历年室外温度将供暖季进行阶段划分，并基于昼夜温差采用阶梯式回水温度分区设置，在满足冬季室内供暖热负荷的同时进一步提升节能效果。根据测试数据，对供暖季内建筑物的室内外平均温度、热泵机组供回水温度、制热量、用电量、能效比(COP)等参数进行了分析，并从经济性角度与其他供暖方式的费用成本进行比较。

1 低环温空气源CO2热泵供暖系统

呼和浩特属于严寒地区，冬季平均气温在0℃以下，最低温度接近-30℃。当室外环境温度低于-25℃时，R410a补气增焓热泵无法提供45℃以上温度的热水，不能满足该地区冬季供暖需求。因此，采用低环温空气源CO2热泵机组作为燃煤锅炉的替代型式，热泵供暖系统原理如图1所示。

图1 低环温空气源CO2热泵系统原理

该机组设计供回水温度为65℃/45℃，由跨临界CO2循环和R134a循环2个系统组成。供暖回水分为两路，一路直接进入R134a循环的冷凝器，在冷凝器中与高温制冷剂换热，提升回水温度后进入供水管路；另一路则进入R134a循环的蒸发器，在蒸发器内将回水中的部分热量传递给制冷剂，降低回水温度，然后进入跨临界CO2循环的气体冷却器中进行加热，气体冷却器出水与R134a冷凝器的出水混合，进入供水管路完成循环。由于气体冷却器内CO2与水之间为类显热换热，进水温度越低，CO2出口温度越低，系统制热量越大，因而将部分回水温度降低后再进入气体冷却器内，能够进一步提升跨临界CO2循环的热力性能，从而提升机组的制热量和COP。

根据《民用建筑供热通风与空气调节设计规范》(GB 50736—2012)[12]可知，呼和浩特地区冬季室外空调设计温度为-20.3℃，该建筑物供暖面积约1 200 m2，由计算软件可得该建筑物单位面积供暖热负荷约为55 W/m2，在冬季室外空调设计温度下，所需总负荷约为66 kW。结合表1中低环温空气源CO2热泵性能参数可知，在设计工况下，选择2台机组即可满足该建筑物冬季供暖需求。

表1 低环温空气源CO2热泵机组性能参数

2 测试方法

低环温空气源CO2热泵机组通过设定回水温度范围来控制机组的启停，当达到设定的回水温度上限时，热泵机组自动停机，当回水温度降低至设定温度下限时热泵机组自动启动。由于供暖季内每日昼夜温差较大，若回水温度设定过低则无法保证夜间供暖效果，回水温度设定过高会导致白天室内温度过高，造成能源浪费。同时，供暖季内每日室外温度变化较大，无法根据某一具体温度数值对供暖阶段进行精确划分，根据呼和浩特地区往年气候条件，综合考虑冬季室内供暖及热泵机组热力性能，采取经验法将供暖季划分为3个阶段，阶段Ⅰ为寒冷天气，阶段Ⅱ为严寒天气，阶段Ⅲ为极寒天气。同时，将热泵机组的回水温度进行阶梯式分区设置，进一步提升热泵的经济性和节能性。具体供暖阶段划分及水温分区如表2所示。

表2 供暖阶段及水温分区

在供暖回水管道上安装流量计(见图1)，将配对的温度传感器安装在主供水管道和主回水管道上，通过数据采集系统得到系统水流量及供回水温度等参数，并由公式（1）计算热泵机组制热量。

式中：Q为热泵机组制热量，kW·h；cw为水比热容，J/(kg·K)；G为水流量，kg/h；T1和T2分别为热泵机组回水温度和供水温度，℃；Δτn为时间间隔，s；N为测试周期。

采用有功电能表测得系统总用电量W，总用电量W由水泵用电量W1和热泵机组用电量W2组成。其中，水泵为24 h定频运行，功率为4.4 kW，因而可认为水泵用电量W1为固定值，则由W和W1之差可求得热泵机组用电量W2。

因此，热泵机组性能系数COP和系统的能效比COPs可分别由下式计算。

室内外空气温度采用铂电阻温度传感器进行采集，精度为±0.2℃，用来测量整个供暖期内室内外温度变化情况。

3 供暖系统运行性能研究

对呼和浩特地区某建筑物采用的低环温空气源CO2热泵供暖系统运行性能进行了1个完整供暖季的测试，自2021年10月15日至2022年4月15日，共计183 d，采集了该建筑物的室内外温度、热泵机组供回水温度、热泵机组的总制热量及耗电量等参数，结合各参数变化情况对该供暖系统的运行性能进行分析。

3.1 室内外温度变化分析

图2为供暖季室内外平均温度变化情况。由图2可知，在供暖季内，室外最低平均温度为-21℃，出现在2021年12月25日，当日室内平均温度出现最低值18.3℃；室外最高平均温度为20℃，出现在2022年4月9日，当日室内平均温度为25.6℃，为供暖季内室内最高平均温度，表明室内平均温度受室外温度的影响，随着室外平均温度的变化而变化。当室外温度降低时，热泵制热量减小，室内热负荷需求增大，室内平均温度逐渐下降，而当室外温度升高时，热泵制热量增大，室内热负荷需求减小，室内平均温度逐渐升高，热泵机组的制热能力和室内热负荷需求随着室外温度变化呈反比关系，室内平均温度随着室外平均温度变化而变化。另一方面，通过供暖阶段划分，在不同阶段设定不同的回水温度区间，通过控制回水温度调节热泵机组运行时间，在一定程度上降低了热泵机组的制热能力和室内热负荷需求间矛盾的影响，其中阶段Ⅰ室内温度变化范围为19.2～25.6℃，阶段Ⅱ室内温度变化范围为19.6～23.5℃，阶段Ⅲ室内温度变化范围为19.2～25.6℃，供暖季内室内温度均在18℃以上，表明该供暖系统能够满足我国寒冷地区冬季室内温度要求。

图2 室内外平均温度变化

3.2 热泵机组平均供回水温度变化分析

图3为热泵机组供回水温度变化情况。阶段Ⅰ，平均回水温度变化范围为35.8～39.2℃，变化幅度3.4℃，平均供水温度变化范围为53.0～56.6℃，变化幅度3.6℃；此阶段室外平均温度较高，热泵机组设定的回水温度较低，机组制热量能够满足室内热负荷需求，因而热泵机组的供回水温度较稳定，变化幅度较小。阶段Ⅱ，平均回水温度变化范围为38.3～43.8℃，变化幅度5.5℃，平均供水温度变化范围为55.2～62.2℃，变化幅度7.0℃，此阶段设定的回水温度高于阶段Ⅰ，因而其平均供回水温度高于阶段Ⅰ；随着室外平均温度的降低，热泵机组的制热能力下降，室内热负荷需求增加，热泵机组要通过延长运行时间来维持较高的供回水温度，同时，此阶段室外环境温度变化范围约为-10～5℃，热泵机组极易出现结霜现象，经常性除霜会影响热泵机组的供回水温度，导致此阶段热泵机组的供回水温度变化范围大于阶段Ⅰ。阶段Ⅲ，平均回水温度变化范围为38.2～45.8℃，变化幅度7.6℃，平均供水温度变化范围为53.4～63.5℃，变化幅度10.1℃；此阶段虽设定的供回水温度高于阶段Ⅱ，但因此阶段室外平均温度较低，热泵机组制热性能衰减较为明显，而室内热负荷需求进一步增加，热泵机组制热量基本与室内热负荷需求达到平衡，需要长时间运行才能维持较高的供回水温度，因而相较于阶段Ⅱ，其平均供回水温度并没有明显提升。当室外温度低于冬季空调设计温度时，热泵机组制热量无法满足室内热负荷需求，因而阶段Ⅲ热泵机组的供回水温度变化范围大于阶段Ⅰ、阶段Ⅱ。

图3 热泵机组平均供回水温度变化

由图3可知，采取划分供暖阶段和阶梯式分区设置方法，能够降低室外平均温度对热泵机组供回水温度的影响，特别是阶段Ⅰ，热泵机组的平均供回水温度都较为稳定，受室外平均温度变化的影响较小，阶段Ⅱ、阶段Ⅲ，热泵机组的平均供回水温度随着室外平均温度的变化而变化，受室外平均温度的影响较大。在整个供暖季内，热泵机组供水水温始终高于50℃，在阶段Ⅱ和阶段Ⅲ，热泵机组的供回水温度能够接近设计工况65℃/45℃，表明通过供暖阶段划分，不仅能够满足供暖末端设备对供水水温的要求，也能够进一步提升系统的节能效果。

3.3 热泵机组制热量变化分析

图4为热泵机组每日制热量随室外平均温度的变化情况。由图4可以看出，在供暖季内，随着室外平均温度的降低，热泵机组的制热量呈现逐渐增加的趋势，随着室外平均温度的升高，热泵机组的制热量呈现出逐渐减少的趋势。阶段Ⅰ制热量变化范围为847.48～1 087.59 kW·h，阶段Ⅱ制热量变化范围为1 013.77～1 367.13 kW·h，阶段Ⅲ制热量变化范围为1 272.28～1 376.87 kW·h。随着室外平均温度降低，室内外温差增大，室内热负荷增大，热泵机组的制热量下降，由阶段Ⅱ进入阶段Ⅲ后，热泵机组的每日制热量增幅并不大，这是由于阶段Ⅲ室外平均温度较低，热泵机组制热量迅速衰减，但此阶段设定的回水温度较高，机组运行时间更长，在一定程度上弥补了瞬时制热量衰减带来的负面影响。

图4 机组每日制热量变化

3.4 用电量变化分析

热泵机组及系统每日用电量如图5所示。由于水泵为24 h定频运行，因而热泵机组用电量与系统总用电量的变化趋势保持一致，可以看出，随着室外平均温度的降低，用电量逐渐增加，随着室外平均温度的升高，用电量逐渐减少。阶段Ⅰ机组每日用电量变化范围为328.28～454.9 kW·h，机组平均日用电量为342.49 kW·h；阶段Ⅱ每日用电量变化范围为496.97～734.88 kW·h，机组平均日用电量为459.76 kW·h；阶段Ⅲ每日用电量变化范围为523.72～776.47 kW·h，机组平均日用电量为570.97 kW·h，相比阶段Ⅰ和阶段Ⅲ，该阶段机组日平均用电量分别增加了66.7%和24.2%，其中，当室外平均温度最低为-21℃时，机组每日用电量达到最大值776.47 kW·h。可见，机组每日用电量变化主要受室外温度和运行时间的影响，当室外温度较高时，机组瞬时功率较大，室内热负荷较小，机组运行时间较短，用电量较小；随着室外环境温度的不断降低，机组瞬时功率逐渐减小，但运行时间不断延长，运行时间增长导致的用电量增长幅度远高于机组自身功率减小的幅度，这是造成机组及系统用电量增加的主要原因。

图5 每日用电量变化情况

3.5 机组COP及系统能效比变化分析

热泵机组COP及系统能效比变化如图6所示。由图6可知，机组COP受室外平均温度影响较大。阶段Ⅰ的室外平均温度较高，机组COP变化范围为2.24～3.65，平均值为2.92，进入阶段Ⅱ和阶段Ⅲ，随着室外平均温度的不断降低，机组COP也逐渐减小，阶段Ⅱ机组COP变化范围为2.1～3.24，平均值为2.6，阶段Ⅲ机组COP变化范围为1.87～2.58，平均值为2.29，阶段Ⅲ机组COP平均值比阶段Ⅰ衰减了27.5%，这是由热泵机组自身的特性决定的。随着室外平均温度的降低，机组的蒸发温度和压力均降低，制冷剂质量流量减小，机组从室外空气中吸收的热量也减小，导致机组制热量下降，虽然机组功率也减小，但制热量减小的幅度远高于功率减小的幅度，因而机组COP在阶段Ⅲ的下降幅度较大。

图6 每日COP变化情况

由图6可知，机组COP与系统能效比的变化趋势一致，随着室外平均温度的降低，机组COP和系统能效比均逐渐减小，随着室外平均温度的升高，机组COP和系统能效比也逐渐增大。由于水泵保持24 h定频运行，系统能效比明显低于机组COP。当室外平均温度为-21℃时，机组COP为1.87，系统能效比为1.62，机组COP比系统能效比高15.5%。当室外平均温度为20℃时，机组COP为3.65，系统能效比为2.51，机组COP比系统能效比高45.5%。这是由于室外平均温度较低时，热泵机组运行时间长，热泵机组用电量在总用电量中所占的比重较大，因而水泵运行带来的能效比降低幅度并不大，而随着室外平均温度的升高，热泵运行时间也逐渐缩短，机组用电量在总用电量中的占比逐渐减小，水泵用电量在总用电量的占比逐渐增大，系统能效比相对机组COP的降低幅度也增大。结合图5可知，当室外平均温度为20℃时，热泵机组用电量为232.28 kW·h，当日水泵用电量为105.6 kW·h，几乎占当日总用电量的1/3。因此，当室外温度较高时，通过调节水泵频率或水泵运行时间，能够提升系统能效比，进一步改善节能效果。在整个供暖季内，机组的平均COP为2.58，系统的平均能效比为2.07，表明该系统用于冬季供暖具有较高的能效比。

3.6 不同供暖方式经济性比较分析

根据低环温空气源CO2热泵系统供暖季内每日的制热量、功率和COP的变化，测得该供暖系统在整个供暖季提供的热量约为7.66×108kJ，总耗电量约为1.03×105kW·h。目前，燃煤锅炉的主要替代包括空气源热泵、燃气锅炉、电锅炉及燃油锅炉等。因此，假设上述4种供暖方式在供暖季内提供的热量相同，均为7.66×108kJ，根据不同燃料的热值及供暖系统的效率，计算可得各供暖方式的燃料消耗量和单位面积供暖费用如表3所示。

低环温空气源CO2热泵系统在供暖季内的平均COP为2.07，其效率取2.07，燃气锅炉热效率为0.8～0.85[13]，取上限值0.85，电锅炉效率取0.95，燃油锅炉效率为0.84～0.90[14]，取上限值0.90。在热量相同的条件下，热泵机组单位面积供暖费用为44.5元/m2，对比天然气锅炉、电锅炉和燃油锅炉供暖方式，单位面积供暖费用分别降低32.6%、118%和39.1%，经济效益显著。由表3可知，影响各供暖方式单位面积供暖费用的主要因素是效率和燃料价格，由于各设备的效率变化不大，燃料价格是决定采用何种供暖方式的关键因素。燃气锅炉和燃油锅炉的供暖效果不受室外环境温度的影响，但随着天然气和燃料油价格的不断攀升，这2种供暖方式在经济上并无优势，特别是在资源匮乏或不具备管道运输的偏远地区，燃气锅炉和燃油锅炉的使用受到限制。电锅炉可直接将电能转化为热能，不受室外温度的影响，但其单位面积供暖费用为97.1元/m2，远高于其他3种供暖方式，可作为一种辅助供暖方式。空气源热泵以电能作为驱动，虽然受室外环境温度影响较大，但其运行效率较高，单位面积供暖费用较少，考虑水泵用电量，在整个供暖季内热泵供暖系统的总用电量为102 762 kW·h，折合单位面积每日用电量仅为0.47 kW·h，节能效果显著。随着我国风电、光电产业的进一步发展，发电成本不断降低，空气源热泵在供暖、烘干、洗浴、生产生活用热水等领域的经济性和节能性将进一步体现，具有广阔的应用前景。

4 结论

基于对呼和浩特地区某建筑物采用的低环温空气源CO2热泵供暖系统的测试，通过划分供暖阶段、阶梯式回水温度分区设置，测试了1个供暖季内该建筑物的室内外平均温度、热泵机组供回水温度、制热量、用电量、COP等关键参数，并与其他供暖方式的成本进行了比较分析，结论如下。

（1）通过划分供暖阶段和阶梯式回水稳定分区设置，测得阶段Ⅰ平均回水温度变化幅度3.4℃，平均供水温度变化幅度3.6℃，受室外平均温度变化的影响较小，阶段Ⅱ和阶段Ⅲ热泵机组的平均供回水温度变化幅度高于阶段Ⅰ，受室外平均温度的影响较大，并且由于室外环境温度较低，阶段Ⅲ相较于阶段Ⅱ，其平均供回水温度并没有明显提升。该建筑在供暖季内室内温度均在18℃以上，热泵机组供水水温始终高于50℃，表明该系统能够满足北方地区冬季供暖需求。

（2）对比机组COP和系统COP，当室外平均温度为-21℃时，机组COP为1.87，系统COP为1.62，系统COP比机组COP低15.5%；当室外平均温度为20℃时，机组COP为3.65，系统COP为2.51，系统COP比机组COP低45.5%，表明在环境温度较高时，水泵功率对系统COP的影响较大。在整个供暖季内，机组的平均COP为2.58，系统的平均COP为2.07，表明该系统用于冬季供暖具有较高的能效比。

表3 不同供暖方式单位面积供暖费用比较

（3）该供暖系统单位面积供暖费用为44.5元/m2，在相同条件下，对比天然气锅炉、电锅炉和燃油锅炉供暖方式，单位面积供暖费用分别降低32.6%、118%和39.1%，经济效益显著，表明空气源热泵作为燃煤锅炉供暖的替代型式，具有较强的竞争力和广阔的应用前景。