2015年10月1日实施的《公共建筑节能设计标准》 (GB 50189-2015, 简称规范) 5.3.3条“当采用空气源热泵热水机组制备生活热水时, 制热量大于10kW的热泵热水机在名义制热工况和规定条件下, 性能系数 (COP) 不宜低于表5.3.3的规定, 并应有保证水质的有效措施。”规范表5.3.3要求, 热泵热水机COP:一次加热式, 普通型4.4、低温型3.7;循环加热, 不提供水泵, 普通型4.4、低温型3.7, 提供水泵, 普通型4.3、低温型3.6。本文主要对设计中如何保证热泵机组的COP达到规范要求, 应采取哪些保证水质的措施进行讨论。

　　 空气源热泵热水机组是一种采用电动机驱动, 蒸气压缩制冷循环, 将低品位热源 (空气) 的热量转移到被加热的水中用以制取热水的设备。规范中给出空气源热泵热水机组的两种形式:普通型和低温型。普通型, 使用气候环境最高温度43℃, 最低温度0℃;低温型, 使用气候环境最高温度38℃, 最低温度-10℃。

　　 空气源热泵热水机组名义工况下, 普通型, 室外环境干球温度20℃, 湿球温度15℃, 初始水温度15℃, 终止水温度55℃;低温型, 室外环境干球温度7℃, 湿球温度6℃, 初始水温度9℃, 终止水温度55℃。空气源热泵热水机组的能效标注值应在其额定能源效率等级对应的性能系数取值范围内, 且实测值不小于能效标注值的95%, 空气源热泵热水机组标注的额定制热量和其实测值应在其额定能源效率等级对应的额定制热量范围内, 同时, 实测制热量应不小于标注值的95%, 实测制热消耗功率应不大于标注值的110%。

　　 从规范规定的气候环境及名义工况下对空气源热泵热水机组要求而言, 空气源热泵热水机组适用于夏季和过渡季节总时间长地区, 一般用于长江流域以南地区;寒冷地区使用时需要考虑机组的经济性与可靠性, 在室外温度较低的工况下运行, 致使机组制热COP太低, 失去热泵机组节能优势时不宜采用。由于空气源热泵热水机组的制热量相对锅炉等热水机组而言相对较小, 所以一般用于小型系统中。在最冷月平均气温≥10℃的地区采用空气源热泵热水机组供应生活热水时, 可不设置辅助热源;在最冷月平均气温<10℃且≥0℃的地区采用空气源热泵热水机组供应生活热水时, 应设置辅助热源。空气源热泵热水机组终止出水温度一般≤55℃。

　　 规范5.3.3条是对采用空气源热泵热水机组供应生活热水是否节能的一个评判标准。COP (制热量与消耗功率之比) 是在室外气候环境不同工况下结合空气源热泵热水机组本身的性能设定的。COP的大小与空气源热泵热水机组的制热量和压缩机耗功率有关, 机组的理论制热量是压缩机耗功率与蒸发器吸收外界热量两部分的能量之和。蒸发器吸收外界热量与室外环境温度湿度有关, 这个与设备所处的地域有关, 同时, 同一地区不同时间段差异也较大。压缩机耗功率与机组本身有关, 活塞式压缩机、涡旋式压缩机、螺杆式压缩机等压缩性能是不一样的。

　　 蒸发器受室外环境温度湿度的影响, 导致空气源热泵热水机组COP, 在不同地区、在同一地区不同使用时段波动。尤其是在冬季时, COP都相对较低 (当室外温度较低时, 蒸发器的压力较低, 而使用的生活热水温度要求较高, 相对要求冷凝器的压力较大, 造成压缩比相对较大, 对压缩机的稳定性、安全性要求更高;冬季制热量随着室外环境温度的下降而显著减少, 与用户需要的供热量增大的需求相反) , 不满足规范要求。

　　 规范规定的COP是为了在选择空气源热泵热水机组时, 选择符合节能要求的产品。而现在供设计选用的空气源热泵热水机组产品样本中, 普通型COP≥4.4、低温型COP≥3.7的较少。怎样才能让空气源热泵热水机组在名义工况时, 能满足COP要求;在室外环境不利时, 也能接近COP值, 是设计和设备生产厂商需要重点考虑的问题, 其中热水出水温度、室外环境温度的改变对空气源热泵热水机组的影响最大。

　　 空气源热泵热水机组的制热量随热水出水温度的升高而减少, 随环境温度的降低而减少。机组在制热时, 若出水温度要求提高, 则冷凝压力就相应提高, 导致系统的制冷剂流量减少, 制热量相应减少, 当环境温度降低至0℃左右且低于空气露点温度时, 空气侧换热器 (蒸发器) 表面会结霜, 结霜后传热能力会下降, 蒸发温度下降速度增加, 机组制热量下降加剧。当蒸发器上的结霜量达到机组规定的限度时, 机组进入化霜循环, 对于普通型空气源热泵热水机组, 在化霜过程中, 停止供热, 机组还会从热水系统吸热, 降低热水水温, 一般除霜周期3 min, 待除霜结束后, 机组才能正常工作。机组在制热工况下的输入功率, 随热水的出水温度升高而增加, 随环境温度的降低而减少。热水出水温度升高时要求的冷凝压力相应升高, 若环境温度不变, 则压缩机压缩比增加, 压缩机对单位质量制冷剂的耗功增加, 导致压缩机的输入功率增加。当环境温度降低时, 系统中的蒸发温度降低, 使压缩机的制冷剂流量减少, 当环境温度降低到0℃以下时, 空气侧换热器表面结霜, 传热温差增大, 此时流量减少加快, 使压缩机相应的输入功率随之减少。

　　 经过以上的分析, 笔者总结出以下几种措施以保证机组COP满足规范要求。

　　 (1) 普通空气源热泵热水机组出水温度不要过高, 尤其是在冬季。但采用空气源热泵热水机组串联的方式, 可以提高生活热水水温。如图1所示, 一级热泵循环, 由室外风机运转, 吸收室外环境热量, 通过制冷剂循环, 经过压缩机压缩进一步提升热量, 制冷剂流动, 将前两部分的热量带到冷凝器中, 一级热泵循环中的冷凝器就是二级热泵循环的蒸发器, 通过换热, 将一级热泵循环的总热量通过二级制冷剂传递给二级热泵循环的压缩机, 经压缩机热量进一步提升, 经二级热泵循环制冷剂传递给二级热泵循环的冷凝器, 此时温度经过叠加, 相对普通热泵循环系统而言有了很大的提升, 同时两组热泵机组的COP相对较高。

　　 (2) 室外蒸发器冬季所处环境应尽量避免冬季主导风向, 同时尽量让室外机 (蒸发器) 面向太阳有充足的日照, 以获取较高的室外环境温度。

　　 (3) 冬季室外机 (蒸发器) 容易结霜的环境, 宜选用喷气增焓空气源热泵机组。其原理:从冷凝器出来的制冷剂分为2路, 主回路为制热回路、支回路为喷气回路。主回路制冷剂液体直接进入板式换热器, 支回路制冷剂经膨胀阀节流降压后进入板式换热器。两部分制冷剂在板式换热器中进行热交换, 主回路制冷剂放热变为过冷液体, 经膨胀阀降压后进入蒸发器, 支回路制冷剂吸热变为气体, 从压缩机喷射口喷入压缩机压缩腔, 主回路和支回路制冷剂在压缩腔内混合, 再进一步压缩后排出压缩机外, 进入冷凝器, 循环制热。喷气增焓空气源热泵机组相比普通空气源热泵机组, 可适应更低室外环境温度工况下稳定正常的制热工作;在室外蒸发器有部分结霜时, 可以化霜制热同时进行, 机组的COP大幅提高 (如图2所示) 。

　　 此外空气源热泵热水机组压缩机的选择也很重要。压缩机要经受夏季的酷暑、冬季的严寒, 室外温差变化大, 每年累计运行时间长, 其安全可靠、使用寿命尤为重要。选用活塞式压缩机时, 空气源热泵热水机组压缩机宜采用封闭式压缩机, 其内置电动机由吸气冷却而带走的热量可以转移到冷凝器中变为热泵的制热量, 吸入的湿蒸气会被电动机加热气化, 有利于避免湿压缩。寒冷地区冬季室外温度较低, 采用空气源热泵热水机组时, 可以选用螺杆式制冷压缩机 (其吸气饱和蒸发温度可达-35℃) 。

　　 规范对水质也提出了相应要求, 即应有保证水质的有效措施。因空气源热泵热水机组终止出水温度一般≤55℃, 因此, 热水管网中, 会有大量军团菌滋生。为了消灭热水管网中的军团菌, 应提高管网中的水温达到消灭军团菌的效果。条文解释中给出的措施是:定期每隔1~2周采用65℃的热水供水1天, 抑制细菌繁殖生长, 必须有用水时防止烫伤的措施。同时, 《建筑给水排水设计规范》 (GB 50015-2003, 2009年) 5.1.5条也有相关的阐述。因此建议, 在热泵热水机组供水出口处, 串联一组高温型热泵热水机组, 定期开启, 提升管网水温, 杀灭管网中军团菌。

　　 规范实施执行已近2年, 通过设计、现场施工的反馈, 笔者认为, 在采用空气源热泵热水机组制取生活热水时, 要注意以下几点: (1) 当地室外环境温度、湿度资料的收集, 冬季低温值和夏天高温值的跨度范围; (2) 根据工程服务要求, 计算最大日设计小时耗热量; (3) 根据室外环境的气温波动范围、最大日设计小时耗热量, 结合辅助热源、热水箱等选取符合规范要求的空气源热泵热水机组, 同时优化热水系统, 使系统中各个设备发挥最大能效, 即在节省造价的同时, 系统的整体能效性能系数最大化。