1 前言

居民生活热水能耗是我国建筑能耗的重要组成部分，据统计，在城镇住宅总能耗中，生活热水能耗约占13.3%^[1]。近年来，由于能源匮乏和大气污染日益加剧，人们开始更加关注清洁、节能的热水制备方式。空气源热泵热水器作为一种清洁能源的有效利用形式，具有能源利用率高、节能效果明显的优势。

常规单级压缩空气源热泵热水器无法在较低温度下制热或制热效率严重下降^[2]，因此，国内外研究人员对开发适应低温环境下的空气源热泵热水器的研究愈发重视。相关研究表明，适合在低温环境下运行的空气源热泵热水器主要包括：补气增焓(准二级压缩)热泵系统、双级压缩热泵系统和复叠式空气源热泵系统^[3]，其中，补气增焓(准二级压缩)热泵系统因性价比高，在一定的环境温度下，将是未来发展的主要方向。Ma等^[4]对带闪蒸器和带过冷器的补气增焓热泵系统的研究表明，该系统在寒冷地区的供热性能优异，且前者的供热效率高于后者。杨丽等^[5]对带有补气孔的压缩机制热循环系统进行研究，分析了压缩机补气口位置、经济器传热温差、冷凝器出口过冷度和工质类型等对机组性能的影响。Wang等^[6]、Wang等^[7]、Chul等^[8]、Chen等^[9]对闪蒸器和中间换热器的准二级压缩热泵系统进行模拟、实验和比较等研究。Heo等^[10]、Jaharsarkar^[11]、Heo等^[12]、Qiao等^{[13, 14]}对喷气增焓热泵系统进行了动态模拟、性能优化分析和实验等研究。金旭等^[15]以转子压缩机几何模型为基础，建立变容量双级压缩系统压缩机动态耦合模型，结果表明，制热量随中间压力的升高近似呈线性增加，COP随中间压力升高，先升高后降低，且存在最优值。王林等^[16]提出一种新型空气源热泵装置，该装置既可按传统单级空气源热泵方式运行，又可按复叠循环方式运行。Bertsch^[17]分别对复叠式热泵和对带中间冷却器、带经济器的两级压缩进行研究，结果表明，0℃为三种系统性能的分界点，在0℃以下，带中间冷却器的两级压缩循环COP最低，复叠式循环略优于带经济器的两级压缩循环；在0℃以上，两种两级压缩循环效率基本相同，COP均高于复叠式循环。

上述文献主要是针对空气源热泵热水器的理论、模拟和样机测试等方面进行的研究，而对市场上实际使用的空气源热泵热水器研究不够。现行规范《家用和类似用途热泵热水器》(GB/T 23137-2008)^[18]和《低环境温度空气源热泵(冷水)机组第2部分：户用及类似用途的热泵(冷水)机组》(GB/T 25127.2-2010)^[19]只对空气源热泵热水器的名义工况和部分负荷工况进行测试。在实际应用中，外界的冬季环境温度已超出了规范的规定范围。特别在北方地区，若热泵的选型按名义工况来确定，而不依据实际运行工况来确定，容易导致制热量不够、热水温度偏低。因此，对热泵热水器在实际不同低温工况下的实验研究具有重要的现实意义。本文将从经济适用的角度出发，研发基于准二级压缩的低温空气源热泵热水器，并结合控制策略，对热泵热水器的换热性能和制热效果进行试验测试分析。

2 实验装置与方法

热泵补气增焓技术作为替代技术，能较好改善低温环境下压缩制热循环的效率，降低压缩机排气温度，提高热泵热水器的效率以达到节能目的^[20]。带中间经济器的准二级压缩热泵热水器循环系统如图 1所示。压缩机将低温、低压的制冷剂压缩成高温、高压制冷剂气体后排出(3点)，流经冷凝器冷却后变为高温、高压的制冷剂液体(4点)。分为两路制冷剂，一路(主路)未经节流装置节流直接进入中间经济器；另一路(辅路)经节流装置节流后流入中间经济器，由于两路制冷剂的状态不同(压力和温度都不同)，存在温差，因此，两路制冷剂在中间经济器中进行间接换热。在中间经济器中，辅路中部分液态制冷剂吸收主路制冷剂的热量后闪发成气态制冷剂，使得辅路中的制冷剂全部成为气态制冷剂，在压力作用下，进入二次吸气管，通过辅助进气口(6点)被压缩机二次吸入。主路制冷剂与辅路制冷剂换热后，形成过冷的主路制冷剂液体(5点)，再经节流装置进一步节流到蒸发压力(5’点)后进入蒸发器。在蒸发器内，制冷剂吸收低温环境中的热量而变为低温、低压气体，低温、低压的制冷剂气体排出蒸发器后，通过吸气管被吸入压缩机的吸气口(1点)，压缩到一定压力后(2点)和吸入的制冷剂(6点)混合后(2’点)继续被压缩机做功压缩，压缩完毕后排出(3点)，至此，构成封闭的制冷剂工作循环。

图 2是本实验装置的系统示意图，空气源热泵热水器放置在空调焓差实验室进行外界环境的人工模拟和控制。热泵热水器制备的生活热水的温度和流量等参数由热水循环系统控制，以满足实验测试要求。

实验装置主要包括：涡旋式压缩机、四通阀、套管式冷凝器、二通电磁阀、经济器(中间换热器)、电子膨胀阀、冷翅片式蒸发器、汽液分离器、循环热水泵和储热水箱等，各主要部件的参数如表 1所示。

实验需要测试的参数主要有：空调焓差实验室内空气的干(湿)球温度、相对湿度、空气流速，热水循环水的温度、流量，制冷剂温度、压力，压缩机、水泵、风机功耗等。由于实验所需测试的数据很多，利用手动测试无法测量所有数据，而自动测试的数据传输时间较长，即时性较差，且数据传递与转换会降低测试精确度。基于以上原因，本实验利用自动测控系统采集测试数据，并用手动测试仪器测试的数据对自动采集的数据进行验证，当两者的相对偏差小于±1%时，认为数据满足可信度要求。

自动数据采集系统为具有多点数字采集功能的巡检仪，能进行多路数据采集与处理。其显示通过平板电脑系统实现，利用MCGS全中文组态软件，可在电脑上实时观测和记录实验数据。自动数据采集系统可以实时存储记录实验数据，记录的时间可以按实验具体要求进行调整。

实验中使用的测试仪器主要包括温度传感器、湿度传感器、流量传感器、风速变送器、压力变送器和电度表等，其主要参数如表 2所示。

3 数据处理

目前，测试方法主要有3种：液体载冷剂法、热平衡法和液体制冷剂流量计法^[21]。其中，液体载冷剂法因测试数据较少、误差相对较小，且更能反映热泵的实际输出制热量而被广泛采用。空气源热泵热水器在制热工况时，其制热量的测试可采用液体载冷剂法，空气源热泵热水器的制热量(Q_c)等于冷凝器的换热量，可根据制热水的流量和温差来计算，其计算公式为：

$ {Q_{\rm{c}}} = {m_{\rm{c}}} \cdot {c_{{\rm{p, c}}}} \cdot \Delta {t_{\rm{c}}} = {\rho _{\rm{c}}} \cdot {V_{\rm{c}}} \cdot {c_{{\rm{p, c}}}} \cdot \left( {{t_{{\rm{c}}, 2}}-{t_{{\rm{c}}, 1}}} \right) $

(1)

式中，m_c为热水质量流量，kg·m^-3；c_{p, c}为热水比热，kJ·kg^-1·℃^-1，V_c为热水体积流量，m³·s^-1；t_{c, 1}为热水进口温度，℃；t_{c, 2}为热水出口温度，℃。

空气源热泵热水器采用电力作为动力，耗电设备有压缩机和冷凝风机，则其性能系数(COP)可定义为：

$ {\rm{COP = }}\frac{{{Q_{\rm{c}}}}}{{{P_{\rm{c}}} + {P_{\rm{f}}}}} $

(2)

式中，P_c为压缩机功率，kW；P_f为风机功率，kW；均由实测得到。式(2)表示制热性能系数。

实验结果的不确定度由测试仪器的测量误差引起的，所用测试仪器的精度如表 2所示。根据所选的实验测试设备精度及二次方公式的分析可以得到^{[22, 23]}，本测试系统制热量的测试误差为5.22%，对应的制热性能系数的测试误差为7.22%，基本满足工程实际应用的需要。

4 结果与讨论 4.1 名义工况下的测试结果

首先，选择在名义工况的实验条件下，对本空气源热泵热水器的性能进行了测试。制热工况下空气源热泵热水器的测试结果如表 3所示。由以上实验测试计算结果可知，本实验的空气源热泵热水器在制热功率下的能效比(COP)为3.90，属于国家相关规范中的1级能效等级范围，说明所研发的空气源热泵热水器是一种高效节能的生活热水制热设备^[24]。

4.2 不同工况下的性能分析

为了比较分析热泵热水器在不同工况下的性能，本次实验对热泵热水器的6种工况进行了实测，分别对制热量、消耗功率、排气温度、回气温度、蒸发器和冷凝器以及经济器(中间换热器)进出口温度等主要参数进行了测试，以期得到其运行规律，并对其进行研究。

实验测试模式为静态加热，即在不同的工况下，利用热泵热水器，将储热水箱内的水由初始温度加热到55℃。本小节重点考察各测试工况下，压缩机排气、回气温度，蒸发器进出口温度、冷凝进出口温度及中间换热器进出口温度的变化。

图 3~图 5是热泵热水器在0℃及以上工况下，各测试点运行温度的变化情况。所有测试条件下的储热水箱储水量为400 L，除了在名义工况为20/15℃时的初始水温为15℃，其他工况下的初始水温都为9℃^[18]。由于不同测试工况的模拟室外环境温度不同，因此，加热同样容积的水到55℃，在各种情况下所需要的时间不同。从图 3~5中可以看出，随着外界温度的降低，加热的时间明显增加，时间差高达3倍之多。在测试过程中，储热水箱内的水温从初始水温9℃逐渐升高的设定的55℃。为了向盘管式冷凝器向管外循环水释放热量，随着水温的升高，盘管式冷凝器内的制冷剂进口温度必须越来越高，所以，压缩机的排气温度、制冷剂的冷凝器出口温度也相应地需要提升。而压缩机的回气温度、蒸发器的进出口温度主要由外界的环境温度来决定，所以，在模拟的外界环境温度保持不变的条件下，随着压缩机的排气温度、制冷剂的冷凝器进出口温度的升高，它们升高幅度不大，基本保持平稳状态。

图 6和图 7是热泵热水器在低温工况下，各测试点运行温度的变化情况。在低温情况下，必须开启经济器(中间换热器)，才能保证热泵系统的正常运行。制冷剂经套管式冷凝器后，分为两路，并通过前后电子膨胀阀的节流，使得经过中间换热器的两路制冷剂流体存在温差。一小部分液态制冷剂流过中间换热器后，吸热变为汽态制冷剂，不经蒸发器吸热，直接进入涡旋压缩机的二次吸气口，以保证在低温情况下，压缩机内仍有一定的制冷剂流过，使压缩机能正常进行压缩，维持系统的稳定运行。

在不同的测试工况下，热泵热水器的制热量和消耗功率都不相同，对应的能效比也不相同。图 8是在不同测试工况下，热泵热水器的制热量、消耗功率及能效比的变化情况。从图 8中可看出，当外界环境干球温度为20℃时，热泵热水器的制热量为17.28 kW，当外界环境干球温度为-15℃时，热泵热水器的制热量仅为6.29 kW，下降率达64%。

热泵热水器在单级压缩转为准二级压缩时，消耗功率出现极小值具有普遍性。通常，热泵热水器的电子膨胀阀调节是根据过热度进行调节，本次实验是综合考虑环境温度、水温、排气温度及过热度等参数进行调节。当环境温度≤ 0℃时，且水温﹥30℃时，补气电子膨胀阀打开，此时补气电子膨胀阀根据经济器出口温度与经济器进口温度的差值进行调节开度。在环境温度为0℃时，压缩机的消耗功率最低。在外界环境温度为20℃时，热泵热水器的COP值为3.90，而在外界环境温度为-15℃时，热泵热水器的COP值下降到1.8，下降率达54%。但是，相对于直接用电制备热水，在一定的外界温度范围内，热泵热水器还是具有明显的节能优势。

5 结论

针对常规单级压缩空气源热泵热水器在低温环境下无法制备生活热水或制热效率严重下降的问题，研发一种带中间经济器的准二级压缩低温空气源热泵热水器，并对其在不同外界环境温度下的换热性能和制热效果进行实验测试研究。可得出如下结论：

(1) 由实验测试可知，在20℃到-15℃的外界环境温度，热泵热水器的制热量从17.28 kW下降到6.29 kW，下降幅度达64%，对应的COP值从3.90下降到1.80，下降幅度达54%。

(2) 在20℃到-15℃的外界环境温度，对400 L水做静态加热测试，加热到55℃，所需时间从63到204 min，加热时间差高达3倍之多。

(3) 在外界环境温度为-15℃时，热泵热水器的COP值为1.8，较之直接用电制备生活热水，节能效果显著。说明所研发的低温空气源热泵热水器可行，具有一定的经济效益。

(4) 低温热泵热水器的实际运行工况与相关规范的名义工况具有较大差距，应根据实际情况对低温热泵热水器进行选择，否则，无法满足实际需求。

符号说明：

Cp	—比热，kJ·kg-1·℃-1	下标
m	—质量流量，kg·m-3	1	—进口
P	—功率，kW	2	—出口
Qc	—制热量，kW	c	—压缩机或冷凝器
t	—温度，℃	e	—蒸发器
Δt	—温差，℃	f	—风机
V	—体积流量，m3·s-1	p	—压力