空气源吸收式热泵的性能

空气热源可作为替代能源
客观上讲，在供暖设备装备了基于热泵的制热系统的情况下，利用户外空气作为热源的这种可能性始终被认为是一种机遇。这种认识来自于空气作为冷源所具有的诸多好处。

空气作为冷源，一般其冬季的热能级低于地热，因此，通过配备空气源热泵的制热系统所能获得的效率普遍低于配备地热泵或热液泵的效率。在这种场合下，设计师应该注重最好的技术，以求将这种不足控制在可接受的范围内，优化建筑系统的建设成本与能源性能之间的平衡。图2的曲线展示了以天然气为供给能源的空气源吸收式热泵的性能曲线。
由曲线的趋势可知，随着冷源温度的降低，效率也随之降低。在发生上述的效率降低现象之后，接着就会出现导致能源性能较明显下降的实际规律。此外，还要指出，这种性能始终都是值得研究的，即使在冷源温度极低时(-20°C)。因此，如上所述，吸收式热泵（以下简称为 GAHP）是实现成本-效益平衡的一种手段。
除了在设计方面基于空气源热泵的制热系统中所发生的冷源温度问题以及种种条件下的产热量问题之外，还必须考虑配冷源的换热器组的结霜问题。对于能源性能而言，翅片式蒸发器组的除霜循环明显重要，更重要的是确定为最适宜的制造技术，因为每个冬季都会面临这样的问题。
吸收式热泵就其固有性能来讲，其特点为具有双重制热效应和单纯制冷效应（图3）。与对等的电动型或内燃机驱动型蒸气压缩式热泵相比，这种特点可以减少蒸发器组的结霜次数，冬天在设备功率相同的情况下，蒸发器利用户外空气实现换热的功率大约可减少一半。
根据焓湿图上这种热功率差别，可以确定出现上述现象的原因。因户外空气（冷源）对电动热泵的冷却作用，故通过跟踪焓湿图上的“A-B-C”折线，可以证实这种现象比较重要。
相反，通过观察图5曲线及线段“A-B”，证实依靠 GAHP 的工作使得户外空气立即冷却，进而说明吸收式热泵与排气间很少换热，故结霜现象的影响很小。根据热泵中两种技术对蒸发器组出现结霜的差别，还可在焓湿图上说明翅片式蒸发器组除霜可能性较大的范围。由图6可明显指出，吸收式热泵（橙色区域）必须激活除霜循环的可能性小于对等的蒸汽压缩式热泵（灰色和橙色区域）。
吸收式热泵的除霜循环尽管不常出现，但与蒸汽压缩式热泵相比，其速度也是极快的（如果吸收式热泵未受到异常开停循环的影响，则这种除霜循环大约只需3分钟）。这是由于所采用的装置，该装置会让来自发生器的氨在95°C的高温下在翅片式蒸发器组的内部冷凝。持续激活封闭回路的吸收过程以便与供暖系统中传热液体换热，此项操作即使在除霜阶段应始终予以保证，同时维持换热器的作用。在这种方式下，在蒸发器组除霜后，便可完全恢复全部操作而只适度损失一点机器的能源效率，故对制热系统消耗只带来很小的影响。
以上所述阐明了限制空气热源系统的两个主要实际原因，特别强调了超越这些限制的理想技术手段：吸收式热泵（GAHP）。实际上，吸收式热泵技术很适于工作时的冷源温度很低而热阱温度较高（热量流入设备的部分），而且翅片式蒸发器组的结霜问题影响也最小。
供试设备
安装在贝尔加莫省的设备是 RSE 能源监测计划的一部分。它是由热泵制造商布置的一个测试系统，用于验证由空气源吸收式热泵和第三个制造商的锅炉所构成的二元系统的调整逻辑和程序。该系统仅设想为由两台太阳能热泵构成，设计热功率等于56.95kW（户外空气-5°C，流向设备的传热液体60°C）。对于模块式冷凝锅炉，依靠系统的设计制热功率的其余部分，等于200kW（60°C 传热液体供给）。总之，供暖系统的特点可表征为设计制热功率等于257kW。
正如图7中的曲线所示，两台吸收式热泵只能满足供热需求的22.2%，其设计考虑了将制热系统的两元温度固定为13°C。图7中的橙色曲线突出显示了两台热泵 GAHP 的产热量的轻微降低趋势而需要与锅炉整合，以满足大部分的能源需要（红色直线与橙色曲线之间的区域）。这种场合的二元温度值非常接近于供暖设备关停时的温度（户外空气温度约 18°C），而因执行不同的设计，故可使二元温度固定接近于冬季平均外部气温。贝尔加莫这种平均气温接近6°C。如果能将这种二元温度固定到接近安装地的当季平均气温值，则吸收式热泵可能需要5台，这样才可满足制热系统热能需求的55.4%。5台热泵级联运行的情况在图7上以灰色曲线显示。其特点为超越二元温度时温度呈波浪形变化趋势（依靠一步步操作调整系统，使得过高的产热量较温和地影响空气温度）而低于二元温度时温度呈单纯下降趋势（按照5台 GAHP 热泵同时运行）。通过仔细设计选择二元温度，较少需要运行锅炉，而灰色曲线和红色直线之间的区域很小就可以明显地佐证这一点。因此，在评估能源监测的结果时，有必要适度考虑这样实施的制热系统与按标准设计实施的制热系统之间的差别。
实际安装的这两台吸收式热泵在管路上并联，而该管路与模块式锅炉的总管串联（图8）。单个锅炉模块（两台冷凝式锅炉，最大功率100kW）与该总管并联，因此，与两台吸收式热泵（GAHP）也成并联关系。在模块式锅炉的锅筒内，还有一个可以关闭一次回路的隔离阀。在热泵与锅炉之间的排出管路上安装了一台能源表，而在模块式锅炉的下游安装第二台同型号的能源表。第一台能源表检测热泵提供的热能，而第二台能源表检测的是整个系统产生的热能。电力和燃气的消耗由独立的、各设备专用的、与能源载体相对应的量表监测（图9）。
该系统还利用由热泵和模块式锅炉处理过的传热液体，供给生产卫浴热水的能源。于是，为了完成此项工作，电子控制装置中断对气温曲线中的供给温度的调整，以求将所有设备带到生产卫浴热水要求的温度。预加热作业（锅炉的下部加热盘管）预计仅在设备供给温度超过 GAHP 允许的65°C 最高极限温度时才执行，而在这种场合这些热泵可能会偏向预加热卫浴热水并断开供热服务。为此，在测试后一种功能期间，对随后的气温曲线没作验证。
热量分配和传输设备在九十年代中期由一个现有的系统改建而成。管道、泵送系统和二次回路的抽取沿用原有系统，不作修改，而装空调的车间里的热风机也原样采用（图10）。给热风机供给接近60°C 的载热液体，户外空气的设计温度为-5°C。温度曲线的波动范围很窄，温度在50°C和60°C之间温和变动。一次回路和二次回路的流量不可能完全平衡，因此，在缓冲水箱两侧的四个接头处，因传热液体的作用常常出现温度混乱现象。这种特征在设备中很少见，而源自于能源效率的降低。
图10
能源监测
从2011年12月起开始实施能源监测，至2012年2月全面开展此项工作。监测工作至今仍在进行中，不久将提供其他一些数据，但在本文中仅限于提供在已经过去的冬季里最重要阶段中获得的数据。
图11所示为制热系统所产热能的趋势。图中天蓝色曲线表示生产并送向分配管网的总能量，而深蓝色和品红色两根曲线则分别表示吸收式热泵和模块式锅炉生产的热能。试验阶段严寒的主要影响是模块化锅炉的热能净产量高于吸收式热泵。这种情况可归结于设计选择，如前所述，相对于基于二元温度通过调整吸收式热泵数量来实现平衡的考量，这些选择应予以优先考虑，以求降低分配给它们的制热功率要求。
图12 所示为吸收式热泵的燃气利用效率（GUE）的变化趋势。绿点是现场测得的实际效率，黄点和品红点分别是设备供给温度为50°C和55°C时得出的理论效率峰值。如图所示，可以确认实验室获得的数据和制造商在其技术文件中公布的数据。在技术数据与实际数据之间存在很小的差别，是由于一次回路和二次回路之间的流量差，同一台机器存在局部负载运行以及试验时明显的除霜操作。
图13所示为热泵的产热量（红色曲线）和制热功率（蓝色曲线）的每日变化趋势，而每一日户外空气温度相对于UNI10349数据取平均值（相对于标准值4.5°C取平均值5°C）。
设备高温运行那一天的效率特别高，与手册中所述的一致。发生了几次机组结霜事件（空气湿度很高，相对湿度接近于85%)，图中曲线“尖峰”证实了这些事件，指明了热泵的功率。总之，该图说明，正如理论解释那样，这种现象对系统效率的影响有限，而迅即的除霜操作很起作用。此外，该图还指出了维持供热作业不中断的要诀归结于除霜循环。
图14展示了所考虑的整个试验阶段的简况，重点显示了吸收式热泵的燃气利用效率 （GUE）和所检测的冷源温度。除了一些异常情况以外，GAHP 系统的平均效率始终为120% ~140%。
表1所列为所进行试验的综合数据一览表，其中最后几行为有关制热系统所用可再生能源的估计值。对于此问题，有义务指出有必要以不同的方式阐述这个涵盖可再生能源的论题。