CO2空气源热泵应用于北方寒冷地区间接加热供水系统的研究

王 朗 李薇薇

（中铁第六勘察设计院集团有限公司，天津 300308）

基于我国承诺“CO2排放量力争于2030年前达到峰值，2060年前实现碳中和”的大背景下，以空气源热泵系统为代表的清洁能源受到广泛关注，与其他传统的能源相比，更节能、环保和安全，但是有以下2种因素限制其应用：1）低温环境下COP值较低，热媒出水温度也较低，一般须配备辅助热源[1]，按规范《建筑给水排水设计标准》GB 50015—2019（以下简称“建水标准”）第6.6.7-5-3条，不宜用于最冷月平均低温低于0℃的北方地区[2]。2）“建水标准”细化了空气源热泵直接加热供水系统设计小时耗热量和贮热容积的计算（《建水标准》第6.6.7-2条），但对间接加热系统设计小时耗热量和贮热容积如何确定，规范没有说明，不同设计人员对规范的解读不一致，导致计算时选取参数不合理，选的过大会形成浪费，选的偏小又会令用户热水不足。针对以上情况，该文对CO2空气源热泵在低温环境下的运行工况进行研究，结合工程实例对间接和直接加热供水系统设计小时耗热量和贮热容积计算方法进行对比。

1.1 CO2空气源热泵间接加热供水系统研究背景

首先，低温环境下传统空气源热泵COP值较低、热媒出水温度较低，不宜应用于北方地区，通过很多学者不断试验和研究，开发一种利用R744（CO2）/R134a 复叠系统的空气源热泵系统，其优势为将差值大的压比（从高温/高压到低温/低压）分解为两级，低压级工况用R744（CO2）抬高起来，高压级工况仍用R134a供热，这样整个机组更好地结合，解决了仅利用单级R134a无法在低温工况下运行的问题，相比单级效率更高，可以保证在低温环境下，COP值和热泵热媒出水温度维持在较高水平，提高了北方地区空气源热泵实际应用性。

其次，部分项目位于北方偏僻寒冷地区，在常年无人值守、供电不稳定、经常停电和进水总硬度也偏高的情况下，如果采用空气源热泵直接加热系统，一旦停电，放置于室外的空气源热泵机组容易冻坏，形成较大经济损失，同时避免热媒介质对设备和管路的腐蚀和堵塞，影响供热效果，上述地区宜采用热泵机组内部工质循环的间接加热系统更合理，虽然CO2空气源热泵系统解决了北方寒冷地区应用的难题，但是其大部分研究仍然基于直接加热系统，对间接加热系统研究较少，其计算方法规范也未明确，仍有待研究。

1.2 CO2空气源热泵（复叠系统）原理

CO2空气源热泵系统实际应用基于逆卡诺循环原理，实现物质气态和液态之间的相互转变，在二者循环往复的过程中达到连续制热的效果。优化后的R744（CO2）/R134a 复叠系统如图1所示，低温部分采用R744作为工质，高温部分为R134a工质。与其他常规制冷剂相比，即使处在低温，R744（CO2）的黏度也非常小，传热性能良好，效率衰减慢。利用R744这一独特性，通过蒸发器吸收室外空气的热量，并通过蒸发冷凝器将热量传递给系统高温部分，高温部分采用R134a作为工质，通过冷凝器将吸收的热量再传递给用户供采暖和生活热水使用。

图1 CO2空气源热泵复叠系统原理图

1.3 CO2空气源热泵系统优缺点对比

CO2空气源热泵与传统空气源热泵相比优势较明显，但其造价偏高，具体见表1。

表1 CO2和传统空气源热泵优缺点对比

1.4 CO2空气源热泵复叠系统节能分析

发电厂平均效率取38.7%，按长距离输电电网损失10%，按冬季热泵的COP为2.8，CO2空气源热泵系统一次利用能源利用率为0.387×0.9×2.8=97.5%；
锅炉的平均效率取为75%，考虑长距离运输损失综合算20%，锅炉一次利用能源利用率为0.75×0.8=60%；
燃气的平均效率为70%~75%。

按冬季COP最不利情况，CO2空气源热泵系统的能源利用率仍比锅炉和燃气高20%，按夏季热泵的COP为3.5~4.0计算，CO2空气源热泵系统一次利用能源利用率为0.387×0.9×3.5~4.0=122~139%，比锅炉和燃气高一倍以上，节能效果显著。

2.1 项目概况

某综合楼位于北方某寒冷地区，最冷月平均气温-15℃，水硬度较高且位置偏僻，供电不稳定，经常停电。该楼涵盖宿舍、小型超市和健身中心等配套功能，总建筑面积6057.27m2，地上5层，建筑高度21m。热水供应楼层为2层~5层，共304人，每4人一间宿舍，宿舍内有独立卫生间。按全日制集中热水供应系统，热源为CO2空气源热泵，由于项目位置偏僻且供电不稳定，为了防止长期停机出现管道结冰、冻裂现象和室外热泵机组冻坏情况，同时也可以避免循环系统中热媒介质对设备、管路的腐蚀和管路堵塞结垢腐蚀后热泵效率衰减进而影响供热效果，因此热泵机组采用间接加热供水系统，热泵机组内部利用乙二醇工质循环，泵房内利用工程上常用的内置加热盘管的加热水箱贮存热水。

2.2 CO2空气源热泵系统设计小时耗热量计算

参考《建水标准》第6.4.1条第2款，宿舍（居室内设置卫生间）采用全日集中热水供应系统，设计小时耗热量的计算如公式（1）所示[2]。

式中：Qh为设计小时耗热量（kJ/h）；
m为用水计算人数；
qr为热水用水定额（L/人·d）；
tr为热水温度（℃）；
C为水的比热（kJ//kg·℃）；
t1为冷水温度（℃）；
ρr为热水温度（kg /L）；
T为每日使用时间（h）；
Cγ为热水供应系统热损失系数；
Kh为小时变化系数。

综合楼热水定额取值按《建水标准》第6.2.1-1宿舍（居室内设置卫生间），计算见表2。

表2 综合楼设计小时耗热量计算表

2.3 CO2空气源热泵系统供热量和贮热水箱容积计算

直接和间接加热供水系统两种计算方法如下所述。

2.3.1 直接加热供水系统

无论是空气源热泵还是水源热泵，在规范中对贮热水箱容积计算和热泵设计小时供热量只有一种算法，即直接加热系统的计算方法。按《建水标准》第6.6.7条第1款3）和第3款1），如公式（2）和公式（3）所示。

式中：Qg为热泵设计小时供热（kJ/h）；
Vr贮热水箱（罐）总容积（L）；
k1为用水均匀性的安全系数；
T1为设计小时耗热量持续时间（h）；
T5为热泵机组设计工作时间（h）；
其他参考上式。

根据规范《建水标准》第6.6.7条第3款及条文说明可知，上述公式为当水源热泵间接换热时采用板式水加热器配置贮热水箱（罐）的计算方法，由于板式水加热外置，并不占用贮热水箱的空间，因此，等价于贮热水箱内其实不含加热盘管（将加热盘管外置，也就是板式水加热器）。上述公式可以理解为直接加热系统贮热水箱的计算方法。

按《建水标准》第6.6.7条第5款6）和7），当空气源热泵采用直接加热系统时，可以按上述公式计算热泵设计小时供热量和贮热水箱容积。Qg和Vr计算结果见表3。

表3 直接加热热泵设计小时供热量和贮热水箱容积表

2.3.2 间接加热供水系统

首先需要区分一个概念，用于间接水加热系统内置加热盘管的贮热水箱，其设计小时供热量不等同于空气源热泵设计小时耗热量，两者计算原理有本质区别。

由《建水标准》第6.4.3条可知，集中热水供应系统中各种贮热设备的设计小时供热量与其贮热体积有直接关系，可以简单地总结为贮热容积越大，其设计小时供热量可以越小，例如导流型容积式水加热或者与其贮热容积相当的自带盘管贮热水箱等，其有一定贮存热水的容积，设计小时供热量与其贮存热水的体积成反比；
而对半容积式水加热器，贮存热水的容积相对较小，规范直接将设计小时供热量等同于设计小时耗热量，提高水加热器供热标准；
而对半即热式和快速式水加热器，其贮存热水的容积更小，几乎可以忽略不计，这时对水加热器供热标准更高，设计小时供热量不仅要满足设计小时耗热量，更需要按设计秒流量耗热量来取值。

而对空气源热泵设计小时耗热量，按《建水标准》第6.6.7条第1款3）条，其取值是按全天耗热量平均分配到一天中热泵机组设计工作多少小时来控制，一般不设辅助热源取8h~12h，设辅助热源可以取16h。

综上所述，如果想求间接水加热系统内置加热盘管的贮热水箱容积，仍然需要知道其设计小时耗热量。按《建水标准》第6.4.3条第1款，如公式（4）所示。

公式（4）存在一个矛盾点，即Vr贮热水箱（罐）总容积需要计算求得，无法通过Vr求Qg；
同理，不知道Qg也无法求出Vr。在实际工程计算中，一般须先靠经验估算一个贮热容积Vr，然后算出设计小时耗热量Qg后，最后反推贮热容积Vr，根据造价和产品选型最后确定相匹配的设计小时耗热量Qg和贮热容积Vr，这样计算不太准确。

该文通过分析研究和查阅资料，提出一种计算方法，简单分析如下：Qh为设计小时耗热量，Qg为设计小时供热量，Qh减去Qg即为单位小时内供热量不满足耗热量的部分，即单位小时需要贮存的热量。以这些为基础，（Qh—Qg）·T贮应该等于规定时间内需要贮存的总热量。将公式（4）引入“贮热量”的变量变形，如公式（5）所示。

式中：η为有效贮热容积系数；
tr2为设计热水温度（℃）；
t为贮水加热器贮存热量的时间；
其他参考上式。

Qh和T贮如何取值可以参考《建水标准》表6.5.11来估算，以该项目为例，热媒为≤90的热水，选用内置加热盘管的加热水箱贮存热水，按规范T贮最小可取90min，为了保证贮热效果，暂定T贮取值为120min。须注意tr2为设计热水温度，即热媒的出水设计温度，采用CO2空气源热泵系统，最冷月出水温度也能维持65℃~70℃，取值结果见表4。

表4 间接加热设计小时供热量和贮热水箱容积表

将表4参数带入公式，内置加热盘管的加热水箱设计小时供热量过程如公式（7）所示。

内置加热盘管的加热水箱贮热容积计算过程如公式（8）所示。

通过对比计算结果，发现间接加热系统和直接加热系统贮热容积分别为10.6m3和16.2m3。从传统认知来看，计算结果似乎不太合理，在所有参数选取一致的情况下，一般间接加热系统中的加热盘管等占用容积，比直接加热系统贮热容积更大。空气源热泵这一特殊热源，通过对比上述公式发现，间接系统贮热容积更小的原因如下：1）间接加热系统贮热计算容积用的tr2为热媒出水温度，采用CO2空气源热泵系统，热媒出水温度较高；
而规范中直接接加热系统贮热计算容积用的tr为热水温度，须与热水定额对应，只能取60℃；
2）间接加热系统贮热计算容积选用内置加热盘管的加热水箱贮存热水，按《建水标准》表6.5.11，热媒≤90℃的热水T贮最小可取90min，该项目取120min已经较高，而直接接加热系统贮热计算容积用的T1为设计小时耗热量持续时间，一般取2h~4h，该项目取4h，直接加热系统存的热水时间长，贮热容积自然偏高。

须注意，以上按《建水标准》表6.5.11计算贮热量的算法为估算，基于不知道Qg和Vr的前提下。如果有特殊情况，Qg或Vr已提前知道其中一项，可以直接按《建水标准》第6.4.3条公式计算另一个未知参数，不需要用“Qh×T贮=贮热量”估算。

该文通过研究CO2空气源热泵应用于北方寒冷地区间接加热供水系统，得到如下结论：1）与传统空气源热泵相比，CO2空气源热泵复叠系统更环保和节能，冬季0℃~-35℃环境下出水温度依然保持在40℃~75℃，COP为2.5以上，效率更高；
2）与直接加热供水系统相比，基于CO2空气源热泵系统在参数选取合理的情况下，可以实现间接系统贮热水箱容积更小；
3）引入“Qh×T贮=贮热量”的概念，为间接加热供水系统水加热器设计小时供热量和贮热容积提供了一种新的计算思路，适用于多种不同类型的热媒系统。