热泵热水机组的应用特性

传统热水机组（器）的热源是煤、燃气、燃油或电力，也有用太阳能来产生热水，但其热源设备的热效率都是小于1，只有热泵热水机组，其热效率是大于1的数。热泵热水机组利用制冷工质循环过程的“泵”热原理，完全可以做到“1+2=3”甚至“1+3=4”，即输入1份能量，可得到3～4份热量。热泵热水机组（水源或空气源）是当前最为节能的、最为环保的制取热水的设备，也是最为安全、可靠的、最为简便的热水设备。

热泵循环的热量平衡，用能量守恒定律的表达式为

Q0 ＋AL ＝QC

式中Q0--从低温环境下吸取的热量；

     AL－热泵所做的机械功（以热量来表示）；

     QC－向高温环境中转移的热量，对于热泵机组来说，就是“制热量”。

热泵的制热系数          εh＝COPh＝QC/AL,

热泵的制冷系数          ε0＝COPo＝Q0/AL

因为QC＝ Q0 ＋AL

所以，εh＝COPh＝QC/AL＝（Q0 ＋AL）/AL＝ε0 +1

由上可知，热泵热水机组的能效比COP是恒大于1的一个值。完全可以达到1＋2＝3或1＋3＝4的效果，见图1所示。

图1 热泵热水机组的节能原理

制冷，目的是要将低温物体或空间的热量移走，排放到常温环境中去，维持低温物体或空间一定的低温，必须通过制冷机械消耗一定的能量；

热泵供热，目的是要将常温环境中热量取出来，送到高温环境中去应用，同样也必须通过热泵机械消耗一部分能量。

制冷与热泵，都是利用了热力学第二定律的原理，通过消耗一小部分高品位能量（例如电能），将处于低温环境下的热量，转移到高温环境中去（这与水泵“泵”水的道理一样）。从热力学角度看，制冷和热泵的循环方向和过程是相同的，都由压缩，冷凝，节流，蒸发四大过程组成。而不同的是要求达到的目的不同，其高低的工作温度域不同。

同一台机组，可以通过四通阀的切换，或水路阀门组的切换（对于水源热泵）使冷凝器和蒸发器的功能互换，在同一个蒸发器中得到冷、热水或冷、热风。图2可清楚表明制冷与热泵的相同与不同。 

图2 制冷循环和热泵循环的相同与不同

3.1.1 由于应用热泵的目的是制取高于环境温度的热水（55℃～60℃或更高），所以期望热泵热水机组的冷凝温度要高（高于所要求的热水温度）；但冷凝压力要低，排气温度要低。

3.1.2 由于生活热水全年365天都要供应，而且全年热水温度必须高于某一定值（例如50℃以上），但全年机组周围的空气温度或者水源温度却随着季节而变化，机组的工况变化（蒸发压力和温度）大，机组适应不同工况的能力要大。由于必须全年使用，而一天之内机组开停次数频繁，因而机组要可靠、使用的寿命要长。

3.1.3 目前除CO2外，我国还没有找到完全能适用于热水机组运行工况不断变化的、排气温度低、冷凝压力低、冷凝温度高的单一热泵工质以及相应的压缩机。

3.1.4 由于热泵循环的热力学原理决定，空气源热泵在低气温环境下，机组的制热功率会大大下降，而此时，恰恰是用热负荷最大的时候，如何提高机组在低气温下的制热功率和系统设计时，如何弥补所缺损的热负荷，是设计选用难点之一。

3.1.5 对于空气源热泵在夏热冬冷、高湿低气温条件下蒸发器会结霜和如何快速有效除霜，也是使用中难点之一。

3.2.1 热泵工质是热泵热水机组中“充满活力”的工作流体，在蒸气压缩式热泵中，热泵工质在系统各部件间循环流动来实现能量转换与传递，以达到热泵从低温热源吸热、向高温热源放热的目的。对于热泵工质，特别强调在热泵的工作温度（在常温环境与高温环境之间）范围内，应具有适宜的饱和蒸发压力，即蒸发压力不宜低于大气压，以免外部空气渗入制冷机；冷凝压力不宜过高（但冷凝温度要高），减小压缩比，以便容易选择合适的压缩机，提高制热温度。

3.2.2 对于空气源热泵热水机组的压缩机，也应该适应环境气温变化大的情况（例如一般要求气温在-10℃～+40℃ 时，热泵仍能正常工作），要求单级压缩容许的压缩比大，压缩比的容许变化值大，高压保护的容许压力要高。否则要用双级压缩机或中间加气的准双级压缩机。

3.2.3 目前热泵热水机组极大多数采用电动机驱动的蒸气压缩式热泵循环，其压缩机是热泵工质在热泵各部件之间循环流动的“心脏”。由于各自工作的温度范围不同，单纯的制冷压缩机和单纯制热的热泵压缩机是各有其特点的。严格来说，热泵用压缩机必须根据其运行工况和使用条件作专门的设计，以保证其应用场合下的经济性和可靠性。但目前的状况是，对于空调用热泵而言，常常是供热和制冷交替使用（例如空调用风冷热泵冷热水机组），或者要求同时一边制冷，一边供热（例如空调用全热回收或部分热回收的冷热水机组），无论制冷或热泵循环都用同一台压缩机，当然，如果热泵的工作条件不超过制冷用压缩机的工作条件，直接采用一般的制冷压缩机也是可以的。一般空调热泵机组用的热泵压缩机也是对已经成批生产使用的制冷用压缩机在原有的结构工艺基础上加以改进而成。目前还没有专门为适应热水机组的工况所设计的压缩机，许多厂商直接用成批生产的制冷压缩机来代替热泵热水机组中所需的压缩机，由于使用工况的不匹配，常常会产生问题，不是水温上不去，就是高压保护而停机。限于所使用的热泵工质和直接套用制冷压缩机，因而目前热泵热水机组的出水温度超不过60℃。

3.2.4 严格来说，热泵用压缩机应满足以下的要求：

① 对于空气源热泵的压缩机，单机至少要能在蒸发温度-15℃～+15℃ （双级压缩可达 -35℃ ），冷凝温度≤ 65℃ 下正常工作。在很低的环境温度下，热泵机组的工作实际上相当于一低温制冷系统，而目前热泵热水机组中常用的工质为R22，其结果是压缩机的压比高，排气温度高，吸气密度小，工质循环的质量流量下降，因而制热量也大大下降。这种情况也会引起全封闭压缩机的内置电动机和压缩机过热，破坏润滑油的润滑作用。

② 对于具有四通阀换向、采用热氟利昂气体除霜的机组，由于除霜过程开始和结束时，系统要反向运行，原冷凝一方盘管中所积聚的液态工质会由于其中压力突然降低为吸气压力而大量进入压缩机气缸，产生“冲缸”；此外，热泵热水机组要在冬夏全年一个十分宽广的环境温度下工作，这必然会在某些环境温度下，循环管路中出现过多的工质，或在高压侧，或在低压侧，为此，必须要将此多余的工质贮存在适当的容器中，以防不受控制地进入压缩机。因此，在压缩机的吸入管和四通换向阀之间必须装设一设计良好的气液分离器。

③ 空气源热泵热水机组会在冬季低气温下长期工作，为防止压缩机临时停机，系统内工质“迁移”到压缩机气缸内，一旦再开车时，曲轴箱因压力突然下降，工质与润滑油的混合物沸腾发泡，引发压缩机气缸的液击和曲轴箱的失油，以及润滑油中工质过多，油的润滑性能破坏而引起轴承烧坏，因此，热泵用压缩机的曲轴箱或机壳中应装设适当功率的润滑油电加热器，要求压缩机开车前必须对润滑油进行充分长时间的加温；即使运行中压缩机短期停车，其间加热器也应通电加热。

④ 热泵热水机组全年运行的时间要比空调用热泵的长，几乎365天、春夏秋冬全气候运行，工况变化范围大，因而无论其压缩机和其他部件的使用寿命要更长、更可靠。

⑤ 封闭式压缩机中其内置电动机由吸气冷却而带走的热量可转移到冷凝器中变为热泵的制热量，另外吸入的湿蒸气会被电动机加热而气化，有利于避免气缸进液。基于这些特点，它比较适用于热泵热水机组中。对于中小型机组可用单台封闭式压缩机，对于大型机组则可以采用多台封闭式压缩机并联工作或用模块化的结构形式。

3.3.1 一般制冷压缩机的运行界限见图3，它是指采用目前一般常用制冷剂的压缩机的正常工作范围。图中1-2-3-4-5-6-1所包围的区域为可正常工作的区域，不同的线段反映了从不同方面对压缩机工作范围的限制。如:1-2为最低蒸发温度的限制，最低为-40℃；2-3为最高排气温度的限制，最高排气温度为150℃；3-4为最大压力差的限制，2MPa；4-5为最高冷凝温度的限制，最高为60℃；5-6为最高蒸发温度的限制，最高为10℃。

图中也表示，制冷压缩机最高排气压力为2.5MPa；最低的蒸发（吸气）压力0.105MPa；最高的蒸发（吸气）压力为0.7MPa。

不同厂商，对于不同工质的、不同类型的压缩机，会在它们的样本资料中推荐正常的运行界限，下面列举几种压缩机的正常运行范围。 

图3   制冷压缩机工作界限

 3.3.2 对于用R22、R134a、R407c的全封闭活塞式制冷压缩机的正常运行界限见图4。不同的线段反映了从不同方面对压缩机工作范围的限制，如:R22压缩机最低蒸发温度为-25℃，最高蒸发温度15℃；最高冷凝温度为68℃。制取热水的最佳蒸发温度为-3℃以上至15℃。图中看到，R22的压缩机可以制取中温的热水，而R134a压缩机的最佳蒸发温度为15℃以上，但可制取的热水温度比R22的压缩机高。

3.3.3 对于用R22、R134a、R407c的全封闭涡旋式制冷压缩机的正常运行界限见图5。运行界限描述了涡旋式压缩机稳定运行的范围：

1）最低蒸发温度 -20℃ （R 134a ：-15℃）

2）最高蒸发温度+15℃

3）最高冷凝温度+68℃

4）排气温度取决于蒸发温度、冷凝温度和吸气过热度，该涡旋压缩机的最高排气温度为+135℃ 。

图中，实线是吸气过热度不超过11.1K的机组冷凝温度界线；虚线是吸气过热度为30K的机组冷凝温度界线。

从图中看，采用R134a的涡旋式压缩机，其最佳的蒸发温度的范围广，可制取的热水温度高于R22的压缩机。

3.3.4 对于用R22、R134a、R407c的半封闭螺杆式制冷压缩机的正常运行界限见图6。对于螺杆式压缩机而言，可以采用带经济器中间加气的方法或外冷却的方式，来扩大正常运行范围，因此可以用于大中型的热泵热水机组。

就目前我国热泵所采用的工质及其压缩机而言，热泵热水机组的最高热水温度为60℃左右，如采用CO₂的压缩机，可达95℃。

不同制冷剂，同为58℃冷凝温度时，其冷凝压力高低也不一样，可见表1。我们期望用冷凝温度高而冷凝压力低的制冷剂的压缩机。

表1

	R22	R134a	R410A
冷凝温度 ℃	58
冷凝压力 MPa	2.324	1.6036	3.7

选择合适的工质和相应的压缩机；必要时，采用双级压缩或经济器中间加气的准双级压缩。要求：

提高蒸发器的吸热效果，除翅片式风侧换热器本身的几何尺寸合理外，改进排风机的效果也十分重要。提高冷凝器的排热效果，选用合适的换热器（套管式，板式，壳管式等）。

改进机组的除霜效果。

1）采用变频压缩机或中间加气的准双级压缩流程，在低温工况时，采用双级压缩流程。

采用低压高冷凝温度的热泵工质，例如R134a比R22可制取的热水温度高，当然，采用二氧化碳为热泵工质，可以制取95℃的高温热水。

3）对于氟利昂工质采用过冷的措施。

4）改进机组的冬季除霜方式，缩短每次的除霜时间和加大两次除霜的时间间隔。

图4 全封闭活塞式压缩机运行范围 

图5 全封闭涡旋式压缩机运行范围 

图6 半封闭螺杆式压缩机运行范围

空气源热泵热水机组冬季在气温低（5℃～-5℃）而相对湿度高（大于50%）的地区（例如长江中下游地区）运行时，其空气侧换热器翅片管表面容易结霜。当翅片管表面温度低于通过的湿空气的露点温度时，翅片管表面就会凝露；翅片管表面温度低于零度时，翅片管表面就会结霜。由于霜层的形成和增长，减少了空气的流通面积，空气流动受阻，流量下降；而结霜层又在空气与翅片管产生了隔热层，使传热恶化，从而使整个机组的制热量下降，甚至不制热。因而，空气源热泵热水机组必然会进行周期性除霜。除霜的方式有热气循环（即将系统按制冷模式运行，利用四通阀使压缩机出口的热氟气体流入空气侧换热器，融化结霜层）、电热除霜（在空气侧换热器翅片管上安设电热元件）或者用热气旁通的办法。正确判断是否需要除霜和尽量减少除霜时间和拉长两次除霜的周期，并减少误操作，是除霜措施改进的努力方向，当然改进翅片管的几何尺寸、翅片间距、翅片上开孔、在翅片上涂憎水膜等以便使凝结水迅速流走和减少结霜的几率，以及采用可调速的风机等也是除霜的重要研究课题。目前除霜的控制方法大致可归纳以下两种：

4.3.1 温度（或压力）-时间控制法

这是目前最为常用的除霜控制法。设定一个蒸发温度（压力）或蒸发翅片管温度值t1以及同上次除霜的时间间隔值a，当传感器感受的温度（压力）及机组制热工作时间均达到设定值时，开始进行除霜循环。当传感器温度（压力）达到规定值t2或除霜执行时间达到规定值b，除霜结束，恢复制热。

4.3.2 用温差-时间控制启动除霜，而用温度（或压力）-时间控制除霜结束。

制热工况时，翅片管内的工质和外部空气之间总是保持适当的温差，当翅片管表面结霜以后，使进风温度和盘管表面的温差增大。当该温差达到设定值且距上次的除霜时间间隔a也达到设定值，机组即进入除霜模式。而当传感器温度（压力）达到规定值t2或除霜执行时间达到规定值b，除霜结束，恢复制热。

除霜的方法很多，而研究的课题是如何正确判断是否要进入除霜循环，以尽量减少不必要的除霜，尽量缩短除霜时间b和加长两次除霜的时间间隔a。

4.3.3 其他的除霜控制方法有：

1）空气压差控制除霜法（测进出蒸发器的风的压差）；

2）霜层传感器控制除霜法（测结霜层的厚度）；

3）声音振荡器控制除霜法；

4）最大平均供热量控制除霜法；

5）最佳除霜时间控制除霜法；

8）自适应模糊控制除霜法等。

4.4.1 输入功率随环境温度的变化，见图7。 

图7 空气源热泵热水机组的输入功率特性 

4.4.2 制热量随环境温度的变化，见图8。