1 前言

城乡生活热水的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，空气源热泵热水器作为一种清洁能源的有效利用形式，具有环保、节能和安全等优势，正逐渐被重视起来。国内相关标准采用机组名义工况下的能效比(COP)值来评价机组的性能，但是，空气源热泵的COP值受到外界环境温度以及进水温度等因素的影响，名义工况下的COP值不能准确反映实际运行的能耗情况。因此，有必要对空气源热泵热水系统的全年综合能效进行评价分析^[2]。

近年来，国内外许多学者针对空气源热泵热水系统进行了大量的系统模拟、实验和性能对比研究^[3~18]。张洁等^[3]对空气源热泵工质充注量、冷凝盘管长度以及系统匹配问题进行优化计算和实验研究，使得热泵热水器系统的COP显著提高。裴刚等^[6]对空气源热泵热水系统即刻加热模式和循环加热模式进行实验对比，结果表明：即热模式具有更高的COP，更短的加热时间，且即热模式下冷凝压力、压缩比、压缩机最高出口温度等重要参数都要优于循环模式。鹿琳等^[12]对双水箱热泵热水系统开展性能实验研究，结果表明，当加热水箱初始加热水温与目标加热水温分别为14和55℃时，其效率比单水箱空气源热泵热水系统提高19.31%以上。吴薇等^[17]提出一种新型的集热/蓄能/蒸发一体化太阳能热泵热水器系统，其得热效率高于直膨式太阳能热泵热水器，性能系数COP平均值为7.56。罗会龙^[19]、寇宏侨^[20]等对CO₂空气源热泵的进水温度、制热温度、CO₂充注量、加热方式等空气源热泵的性能进行了研究分析。

以上研究主要是针对空气源热泵热水系统的理论和实验研究，对其实际运行测试研究很少。本文将在上述研究的理论和实验基础上，对实际运行的空气源热泵热水系统进行测试研究，并基于全年综合能效评定方法，对该系统的实际能效进行测试分析，并提出改善和优化系统运行的途径和方法。

2 空气热泵热水系统全年综合能效理论分析 2.1 制热量的计算

空气源热泵制热量的测试可采用液体载冷剂法，热泵的制热量(Q_c)等于冷凝器的换热量，冷凝器的换热量可根据热水的流量和温差来计算，其计算公式为：

$ {Q_{\text{c}}} = {m_{\text{c}}}{c_{{\text{p,c}}}}\Delta {T_{\text{c}}} = {\rho _{\text{c}}}{V_{\text{c}}}{c_{{\text{p,c}}}}({T_{{\text{c,}}2}} - {T_{{\text{c,}}1}}) $

(1)

式中，m_c为热水质量流量，kg·h^-1；c_{p, c}为热水比热，kJ·kg^-1·℃^-1；ρ_c为热水密度，kg·m^-3；ΔT_c为进出水温差，℃；V_c为热水体积流量，m³·h^-1；T_{c, 1}为热水进口温度，℃；T_{c, 2}为热水出口温度，℃。

2.2 能效比的计算

在整个空气源热泵中，耗能的部件主要有压缩机和风机。在制热工况下，空气源热泵的能效比(COP_a)可定义为：

$ {\text{CO}}{{\text{P}}_{\text{a}}} = \frac{{{Q_{\text{c}}}}}{{{W_{\text{c}}} + {W_{\text{f}}}}} $

(2)

式中，W_c为压缩机功率，kW，W_f为风机功率，kW，均由实测得到。

同理，整个空气源热泵生活热水系统中，耗能的部件主要有压缩机、风机和水泵。在制热工况下，空气源热泵热水系统的能效比(COP_s)可定义为：

$ {\text{CO}}{{\text{P}}_{\text{s}}} = \frac{{{Q_{\text{c}}}}}{{{W_{\text{c}}} + {W_{\text{f}}} + {W_{\text{p}}}}} $

(3)

式中，W_p为水泵功率，kW，由实测得到。

2.3 全年综合能效比的计算

空气源热泵热水系统全年综合能耗比SEER (seasonal energy efficiency ratio)是指系统全年运行过程总制热量与同期间内消耗的电量总和之比^[21]。它的理论基础是建筑能耗的BIN分区法(温度频数法)，即将室外温度分成若干个区间，通过气象数据统计得到每个区间内温度出现的小时数频率，根据不同温度区间运行状况下的COP_i来计算，计算式可定义为：

$ {\text{SEER}} = \frac{{{\text{AHTL}}}}{{{\text{APC}}}} = \frac{{\sum {{Q_{\text{i}}}} }}{{\sum {{W_{\text{i}}}} }} = \frac{{\sum {{\text{CO}}{{\text{P}}_{\text{i}}} \cdot {{\text{W}}_{\text{i}}}} }}{{{\text{APC}}}} = \sum {{P_{\text{i}}}} \cdot {\text{CO}}{{\text{P}}_{\text{i}}} $

(4)

式中，SEER为空气源热泵全年综合能效比；AHTL为空气源热泵全年制热量总和，kJ；APC为空气源热泵全年运行耗电量总和，kJ；Q_i为环境温度为i℃时的制热量，kJ；W_i为环境温度为i℃时的耗电量，kJ；COP_i为环境温度为i℃时的能效比；P_i为环境温度为i℃出现的小时数频率。

由式(4)可知，空气源热泵全年综合能效比(SEER)为不同温度条件下能效比(COP_i)的加权平均值。测试结果的不确定度由测试仪器的测量误差引起的。根据所选的实验测试设备精度(如表 1所示)，以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。

3 空气源热泵热水系统实际运行测试

某国际酒店楼高20层，客房总数为400间(套)。原采暖和生活热水热源系统为3台2100 kW常压燃气锅炉。由于运行过程中存在能耗过高的问题，2015年对供热系统进行改造。因场地安装位置有限，仅对酒店生活热水系统改造，生活热水采用空气源热泵，空调采暖所需热源仍使用原来的燃气锅炉。图 1为改造后的生活热水系统示意图。

改造后的生活热水系统采用4台120 kW空气源热泵，并设置78.5 m³的开式储热水箱，满足酒店生活热水需求。由于原有酒店热水系统为闭式循环系统，根据系统承压要求，末端分为高、中、低三个循环系统，分别由低区、中区和高区循环泵提供循环动力。为了降低初投资，改造的生活热水系统采用开式储热水箱，为了保证系统的正常运行，分别在低、中、高区的循环水系统上增设低区、中区和高区增压泵。空气源热泵1在名义制热工况下的主要性能参数如表 2所示：

各循环水泵的主要性能参数如表 3所示，水泵的编号对应于图 1中的数字编号。

为了对改造系统的能耗进行分析，笔者在相关单位的协助下，对改造后的生活热水系统2016年的全年运行数据进行记录和采集。采集的数据主要包括空气源热泵热水系统的自来水进水(冷水)温度、出水(热水)温度、生活热水用水量和空气源热泵以及水泵的用电量等主要参数。

4 测试结果与分析 4.1 上海地区气候条件

空气源热泵热水系统的运行工况主要取决于室外干湿球温度、进水(冷水)温度和设定的出水(热水)温度等。外界环境温度的变化对空气源热泵的性能影响很大。外界环境温度越低，热泵的蒸发温度就越低，制冷剂的比容越大，单位容积内，压缩机压缩的制冷剂质量流量就少，因此，热泵的制热量就少，即、热泵的效率就低。图 2是上海地区2016年度全年室外月平均高温、平均低温和平均温度^[24]。

4.2 全年制热量、用电量和SEER测试分析

空气源热泵的制热量(Q_c)可采用液体载冷剂法，通过测试热水的流量和温差来计算得到；空气源热泵及热水系统循环水泵、增压泵的用电量可通过电度表测得。通过对测试记录的全年数据进行整理，2016年全年空气源热泵以及热水系统的制热量和用电量分别如图 3和4所示。

从图 3和4可以看出，在冬、春季节，外界环境温度低，由于酒店客房的生活热水需求量较高，相应地，加热生活热水所需的制热量也高；在夏、秋季节，所需的生活热水制热量较低。制热量最高月发生在1月，约为1.5×10⁵ kW·h；制热量最低月发生在8月，约为3.7×10⁴ kW·h，约为最高月(1月)的24%。相应地，空气源热泵的用电量最高月发生在1月，约为4.2×10⁴ kW·h；最低月发生在8月，约为7.8×10³ kW·h，约为最高月(1月)的19%。同样地，热水系统的用电量最高月也发生在1月，约为4.9×10⁴ kW·h；最低月发生在8月，约为1.08×10⁴ kW·h，约为最高月(1月)的22%。

从图 5可以看出，空气源热泵及热水系统在全年的运行中，空气源热泵每月的能效比(COP)变化范围较大，从最低月(1月)的3.60到最高月(8月)的4.69，后者是前者的1.31倍。其主要原因是，空气源热泵的能效比受外界环境温度以及进水温度的影响较大，在1月份，外界环境温度以及进水温度都相对较低，较低的进水温度虽然有利于空气源热泵的效率提高，但是，较低的外界环境温度将导致其效率下降，且前者的影响远小于后者，因此，空气源热泵的效率也较低。而整个热水系统每月的能效比(COP)变化范围较小，从最低月(4月)的2.93到最高月(8月)的3.38，后者是前者的1.15倍。分析其原因：尽管空气源热泵的能效比受到季节的影响，而热水系统中的循环水泵、增压水泵的运行并不受季节的影响，且水泵为定频水泵，不会随制热量的变化而变化。

由式(4)计算可知，空气源热泵的SEER值为3.92，与表 2中名义工况下的COP值(4.4)约减少10.9%。由此可见，用名义工况下的COP值作为评价空气源热泵机组优劣的标准不符合实际情况。经计算，由热水锅炉生产热水的能耗费用为18.4吨/元热水，改造后，空气源热泵生产热水的能耗费用为11.7吨/元热水，比热水锅炉生产热水的能耗费用降低约36.4%。

4.2 外界环境温度和进水(冷水)温度对空气源热泵COP值的影响分析

图 6为外界环境温度和进水(冷水)温度对空气源热泵2016年每月能效比(COP)的影响关系图，从图中可以看出，空气源热泵2016年每月能效比(COP)的变化基本与室外环境温度的变化趋势相吻合。在冬、春季节，外界环境温度较低，空气源热泵的效率也较低；在夏、秋季节，外界环境温度较高，空气源热泵的效率也较高。从理论上讲，进水(冷水)温度越高，与冷凝温度的差值就低，不利于热泵冷凝器的换热。因此，较低的进水温度有利于空气源热泵的效率提高。但是，热水的出水温度对冷凝温度的影响大，从而对热泵的性能影响很大。在实际测试过程中，进水(冷水)温度对热水加热时间有很大的影响，对热泵的性能影响相对较小。同时，由于存在测试误差，导致进水(冷水)温度对热泵性能的影响不明显。从图 6中可以看出，热泵的性能主要受外界环境温度的影响，受进水(冷水)温度影响很小。

此外，整个生活热水系统的全年综合能效比除了受空气源热泵的性能影响，还与热水系统的造价、控制策略、水泵是否变频、运行管理模式等诸多重要因素的影响。因此，需从系统的角度来综合考虑整个热水系统，才能使系统的全年能效达到最优。

5 结论

空气源热泵及热水系统在实际运行过程中，影响其全年综合能效比(SEER)的因素有很多。因此，仅以名义工况温度下空气源热泵的能效比来评定热泵机组本身的优劣并不准确。采用全年综合能效的评定方法，对空气源热泵及其热水系统进行评价，具有一定的科学性和客观性。本文结合全年综合能效比的理论，对实际的空气源热泵热水系统进行测试和分析，得出的主要结论如下：

(1) 在实际运行过程中，空气源热泵的能效比受外界环境温度的影响很大，受进水(冷水)温度的影响不明显，与理论相符合。

(2) 该项目的空气源热泵SEER值为3.92，与名义工况下的COP值相差约10.9%。说明用名义工况下的COP值作为空气源热泵的评价标准不符合实际情况。

热泵的全年综合能效评定方法能反映热泵的实际情况，切实可行。

符号说明：

cp	— 比热，kJ·kg-1·℃-1	下标
m	— 质量流量，kg·h-1	1	— 进口
P	— 小时频率数	2	— 出口
Q	— 制热量，kW	a	— 空气源热泵
T	— 温度，℃	c	— 压缩机
ΔT	— 温差，℃	c	— 冷凝器
V	— 体积流量，m3·h-1	e	— 蒸发器
W	— 电功率，kW	f	— 风机
ρ	— 密度，kg·m-3	i	— 温度
		p	— 水泵