0 前言

　　空气源热泵作为一种新兴的空调形式，由于具有结构简单、安装方便、冬天供暖节能等优点，已广泛应用于南方（特别是长江中下游地区）。但是，由于北方寒冷气候的原因（主要是冬季环境温度过低），冬季节能效果不明显，而且制热量不足，它在寒冷地区的应用一直没有得到推广。近年来，由于气源热泵技术上的发展，尤其是对其在低温环境下的性能改进，使其具有了向北方地区拓展的趋势和潜力。因此，在北方对气源热泵做实际应用的测试，以便真实掌握它在北方气候条件下应用的实际效果和节能情况，对气源热泵的推广应用具有十分重要的意义。

　　作者参与了北京科委关于“小型低温气源热泵型空调机组”的项目，以该项目研制出的样机为基础，已在北京建筑工程学院建立了样板工程，并进行了实际的运行和应用，同时建立了热泵系统性能测试的实验台。到测试结束为止，该热泵机组已正常运行了近8个月。在此期间，作者分别在2003年1月至3月和7月至8月对该热泵在冬、夏两季的实际运行性能，以及结霜和除霜时热泵机组的性能参数变化进行了测试，取得了大量的实测数据。并据此，对气源热泵在以北京为代表的华北地区气候条件下的实际运行性能和效果进行了计算和分析。

1 新的用于低温环境的空气源热泵的技术特点

　　与传统的空气源热泵相比，该热泵主要具有以下技术特点：

　　1) 针对现有空气热源热泵系统在室外环境温度较低的条件下运行时，制热量不足的问题，对热泵的系统流程加以改进：设置一个主循环回路和一个分流循环回路。当环境温度较低时，分流循环回路中的制冷剂能够调节压缩机吸入的制冷剂的状态，使得压缩机能够吸入密度较大的气态制冷剂。在低温环境条件下，该热泵系统能够平稳运行并维持比较充足的制冷剂流量，能够向室内提供充足的热量。

　　2) 针对现有的采用间接吸气方式技术的压缩机的效率、噪音和振动问题，对热泵压缩机的结构加以改进：提供一段柔性的吸气通道结构。可以比较方便地用来将压缩机从间接吸气方式改造成直接吸气方式，从而使压缩机的制冷量和性能系数得到较大幅度的提高。并且，压缩机的振动和噪声基本上可以维持在原来的压缩机间接吸气方式的水平上。

2 实验装置及实验测试的各参数和实验方法

　　该热泵采用了涡旋式压缩机，额定功率为3675W，制冷剂为R407C，运行方式为制冷剂直接送至室内风机盘管进行热交换。空调房间的面积为78 m²。

　　实际测试的实验装置如图1所示：

图1：热泵空调机实际测试系统的示意图

2.1 温、湿度参数的测试

　　通过在室外主机、室内风机盘管和室内外空间所布置的测点上安置热电偶和温、湿度自记仪，对室外环境温、湿度，室外机组的进、回风温度，室外机盘管内制冷剂的进、出口温度，压缩机吸、排气温度以及空调房间内的进、回风的温、湿度等参数进行了测试。其中，为防止热电偶由于局部热敏感所造成的误差，对于室内进、回风温度的测定，采用了热电偶与温度自记仪同时记录的方法，用于计算分析时进行对比参考。

2.2 室内、外风速的测定

　　对于室外换热器的进风风速，采用热球热电式风速仪多点测试的方法，寻找到换热器迎风截面的最大风速。

　　对于室内送风口风速的测定，精度较高的测量方法需要专门的风量测定装置，而通常采用的方法是：利用热电式风速仪在风口处直接测量。但由于实际室内送风口的出风状态为乱流，为保证测试风口风量的准确性，作者对送风口按网格式划分，均匀分布测点，对每个风口端面测定了40多处点的风速，取其平均值，作为送风口的平均风速。

　　同时，在测试期间，始终保持室内送风风速档为低速档。而且，经比较测试，房间在开闭门窗时的气压阻力变化对送风风速影响很小。因此，可认为送风风速基本不随时间变化。

2.3 耗电量的测试

　　在空调房间内单独安装了一个三相电度表，与热泵室内外机组的电路相连，采用人工记录方式，记下热泵机组运行所消耗的电能。

3 实际应用测试结果：

　　实验所测得的各参数曲线如下：

　　状态1：冬季，室外环境温度为-11～-2℃（平均为-8℃），相对湿度为42～52%。

　　状态2：冬季，室外环境温度为-1～3℃，相对湿度为42～48%。

　　状态3：冬季，室外环境温度为1.5～4℃，相对湿度为92～100%。

　　状态4：夏季，室外环境温度为24～40℃（平均为31℃），相对湿度为17～54%。

4 性能计算方法及结果分析

4.1 冬季COP值的计算

　　根据公式：

　　其中

　　对于冬季的值，由于送、回风中的空气含湿量相同（即），所以其热负荷为。

　　根据1.2的分析，由于同一风口的风速u基本保持不变，风口面积F固定，送风量也就基本恒定。

　　送、回风温度是随系统运行状态不断变化的，也即是随时间不断改变的。作者利用热电偶和温度自记仪，采用30秒的时间间隔，共同记录送、回风温度在不同时刻的瞬时值，在记录的一段时间（例如10小时）内，即可求得该时间段的送、回风温度的平均值和平均温差值Δt。

　　再通过以上公式，即可计算出冬季热泵的供热量。而热泵的耗电量为该时间段的电表前后度数的差值。

4.2 夏季COP值的计算

　　依然按2.1中的方法计算，但除了热泵所承担的显热负荷（即）外，还要考虑由于送风温度降低至露点以下时，有水蒸汽析出，所产生的潜热负荷（即）。方法是用相对湿度自记仪记录送、回风湿度在不同时刻的瞬时值，并求得送、回风中水蒸汽的含量，从而计算出水蒸汽的含量减少所产生的潜热负荷。

4.3 不同季节和环境状态下系统性能的计算结果（见表1）

4.4 结果分析

　　由以上计算结果可以看出：

　　在冬季，热泵以供热模式运行时，对于低温和结霜时的COP值均大于2，且随着环境温度的上升，COP值逐渐增大。当环境温度为-1～3℃时，系统的COP值大于3，表明即使在环境温度较低的情况下，空气源热泵的节能效果依然明显。虽然在环境温度为-11～-2℃时，系统的COP值在减小，但平均供热量在随着热负荷的上升而增加。（需要说明的是，由于该热泵机组的额定制热量为14KW，而空调房间的面积为78m²。即使按最不利条件下，每平方米面积需要热量120W的要求，该热泵的额定制热量也远远超过了房间的热负荷。因此，热泵的供热量肯定总是能满足供暖负荷的要求。）

　　与环境温度为-1～3℃，但相对湿度较小时的情况相比，在环境温度略高，但相对湿度较大时，热泵机组的室外换热器（蒸发器）会产生结霜现象，结霜会阻碍蒸发器的换热，从而使热泵的性能系数有所下降。

　　在夏季，热泵以制冷模式运行时，在环境平均气温为31℃，平均相对湿度为35%的条件下，制冷量为7640W，COP值为2.98，表明制冷和节能效果良好。

5 结论

　　由于北京去年冬季连降大雪，且最低气温达到-13℃。与近几年来的冬季相比，空气温度偏低，相对湿度偏大。这对于空气源热泵的运行条件而言，已十分恶劣。

　　同时，机组在8个月的运行期间，除室内电路控制面板因失灵更换外，基本无故障，供热和制冷模式下均工作正常，没有进行其他维修。

　　此外，该气源热泵在解决结霜和除霜的问题方面也有所创新，表现在：

　　① 由于对室外换热器部件的布置和几何尺寸（包括翅片形式和翅片间距等）进行了优化设计，在整个冬季运行时的结霜次数较少，且绝大多数为室外环境相对湿度为80%以上（即雨雪天气）时产生。

　　② 该热泵在除霜的时机控制方面也作了改进，使得利用反循环方式除霜的效果良好，且基本不影响对房间的供热。

　　因此，综合以上并结合4.3和4.4中的计算结果及分析，可以得出：

　　该空气源热泵在以北京为代表的华北地区的气候条件下（冬季-11℃至夏季40℃的温差范围内），均能正常运行，并可以保证正常所需供热量和制冷量的需要，同时节能效果明显，可靠性高，已具备了向北方部分地区推广应用的技术条件。

符 号

下标：

参考文献

　　[1] 赵荣义等. 空气调节. 中国建筑工业出版社.1994，第3版.
　　[2] 蒋能照. 空调用热泵技术及应用. 机械工业出版社, 1997, 9.

相关文章：