【精彩论文】直膨式太阳能PVT热泵热水系统运行性能仿真与分析

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直膨式太阳能PVT热泵热水系统运行性能仿真与分析

刘文杰¹, 彭慈华², 姚剑¹, 贾腾¹, 代彦军¹

（1. 上海交通大学，太阳能发电与制冷教育部工程研究中心，上海 200240; 2. 上海市太阳能学会，上海 200230）

摘要：直膨式太阳能光伏光热（photovoltaic-thermal，PVT）热泵是一种综合利用太阳能资源的新型高效技术。为探究不同环境条件以及系统配置方式对直膨式太阳能PVT热泵热水系统运行性能的影响，基于能量平衡原理在Matlab平台上建立了系统的仿真模型，基于临港地区的环境数据，分析了各季节典型日下不同配置系统的热水供应性能以及发电增益的全年波动情况。结果表明，随压缩机理论输气量的减小，热水系统的性能系数（coefficient of performance，COP）有所提高，但所需的加热时间增加，系统的全年发电增益随理论输气量的减小而减小。

引文信息

刘文杰, 彭慈华, 姚剑, 等. 直膨式太阳能PVT热泵热水系统运行性能仿真与分析[J]. 中国电力, 2023, 56(3): 23-29.

LIU Wenjie, PENG Cihua, YAO Jian, et al. Simulation and analysis on the solar-assisted direct-expansion PVT heat pump hot water system in lingang[J]. Electric Power, 2023, 56(3): 23-29.

引言近年来，全球能源消耗快速增加、温室效应日渐加剧^[1]。太阳能作为普遍易得、总量丰富的可再生能源^[2-3]，被认为在替代传统化石能源，缓解能源危机和气候变暖等方面具有巨大潜力。太阳能利用技术可分为太阳能光热利用技术和太阳能光伏发电技术^[4]。其中，太阳能光伏发电技术被认为是最具前景的可再生能源利用技术^[5]。近年来，得益于光伏组件技术的不断进步，太阳能光伏发电成本不断下降^[6]，全球光伏装机总量快速上升，于2020年达到760 GW^[7]。光伏组件在工作过程中只能将一部分的入射太阳辐射转化为电能输出，其他太阳辐射若不加以利用，将转化为废热贮存在光伏组件中，使光伏组件的温度上升。由于光伏组件存在温度效应^[8]（以单晶硅组件为例，温度每上升1 ℃，光伏组件的发电效率相比于参考温度下的效率下降0.45%^[9]），温度升高将导致发电效率下降，并影响组件的使用寿命。太阳能光伏光热（photovoltaic-thermal，PVT）技术^[10]结合了光伏与光热技术，将换热结构与光伏组件相耦合，利用集热介质（水^[11]、空气^[12]、潜热工质^[13]等）带走光伏组件的工作废热并加以利用。该技术在提高太阳能综合利用效率的同时，也可有效降低光伏温度，提高光伏发电效率。其中，直接膨胀式（简称直膨式）太阳能PVT热泵技术^[14]通过直膨式蒸发器背板，将光伏组件与太阳能热泵耦合起来，可以进一步提高系统的换热性能和热能输出品位。文献[15]通过实验方法测试了一种基于吹胀工艺的直膨式PVT组件的热泵热水系统，系统在冬季工况下性能系数（coefficient of performance，COP）可达3.2以上。文献[16]通过实验方法对直膨式太阳能PVT热泵系统的热电联供性能进行了研究。文献[17]通过搭建直膨式太阳能PVT热泵系统实验台架，分析了其运行性能，并论证了其减碳潜力。文献[18]研究了一种带补气增焓的直膨式PVT热泵热水系统在冬季的运行性能，结果发现系统在多云的冬季工况下COP为2.59。

目前，对于直膨式太阳能PVT热泵系统的研究多集中于组件优化^[19]和一定工况下的系统性能研究。对于系统在全年波动环境条件下的运行性能差异以及系统配置方式（压缩机大小与组件安装面积的比例关系）对系统运行性能影响的研究较为缺乏。为此，本文通过建立直膨式太阳能PVT热泵热水系统的仿真模型，以临港地区为例，分析了3种不同配置方式的系统在全年波动工况下的热水供应和发电性能。

1  系统原理

如图1所示，直膨式太阳能PVT热泵热水系统由PVT集热/蒸发器、光伏发电调控模块（光伏逆控一体机、蓄电池）、热泵循环模块（压缩机、冷凝器、膨胀阀）与集热水箱组成。一方面，PVT集热/蒸发器作为光伏组件，将入射太阳辐射中的一部分能量转化为电能输出。该过程中，光伏逆控一体机追踪最大功率点，优化光伏组件的发电性能。与此同时，光伏逆控一体机可将光伏组件产生的电能储存在蓄电池中，也可将直流电转化为交流电，用以驱动压缩机（或其他负载）或输出至电网。

图1  直膨式太阳能PVT热泵热水系统示意

Fig.1  The schematic diagram of the solar-assisted direct-expansion PVT heat pump domestic hot water system

另一方面，热泵工质（R410 a，R134 A等）流经PVT集热/蒸发器，经由相变过程带走光伏组件的工作废热。吸收了工作废热的热泵工质经压缩机压缩升温升压后，在冷凝器中将热量释放至集热水箱，完成冷凝过程。释放了热量后的过冷热泵工质经膨胀阀节流后，变为低温低压状流入PVT集热/蒸发器，完成一个完整的热泵循环。在入射辐射之外，PVT集热/蒸发器还可以收集组件背部的散射和反射辐射。

如图2所示，直膨式PVT组件为一次层压成型的多层结构，从上至下分别由玻璃面盖、EVA胶膜、PV电池、EVA胶膜和铝基背板（即换热器）组成。铝基背板中布置有经特别设计的流体通道形式（如图3所示），该流道形式经研究证明具有良好的集热性能与温度均匀性。

图2  直膨式PVT组件结构与物理模型

Fig.2  The structure and the physical model of the direct-expansion PVT module

图3  直膨式PVT组件流道结构

Fig.3  The structure of the fluid channel of the direct-expansion PVT module

由于入射太阳辐射和背板散射/反射辐射的效应，在辐照条件良好的条件下，直膨式PVT热泵的蒸发温度相比于空气源热泵更高，相应地，其热力性能也相对较为优越。

2  数学模型

图4为PVT热泵热水系统的热力学模型。其中，I为组件正面入射太阳辐照强度；I_r为背板辐照强度，W/m²；Q_e为光伏发电功率，W；Q_c为冷凝功率，W；W_ele为压缩机功率，W；T为温度，℃；h为比焓，kJ/kg；p为压强，kPa；下标ei、eo、ci、co分别代表蒸发器进出口与冷凝器进出口，e与c分别表示蒸发和冷凝压力。

图4   PVT热泵热水系统热力学模型

Fig.4  The thermodynamics model of the PVT heat pump domestic hot water system

1）PVT集热/蒸发器。

由图2所示PVT集热/蒸发器的能量平衡模型可知组件的工作废热为

式中：A 为集热/蒸发器面积，m²； τ_g 为面盖玻璃透射率； α_p 为PV电池吸收率； η_e 为PV发电效率； α_r 为背板吸收率； I_r 为背部散射辐射，W/m²。随组件温度升高，PV发电效率下降。式中： η_rc 为组件在参考温度（ T_rc =25℃）下的发电效率，本文取19.1%； T_p 为组件温度，℃； β_PV 为PV组件的温度系数，1/℃。PVT集热/蒸发器向环境的热损失为式中： T_a 为周围环境温度，℃； U_L 为总热损系数，W/(m²·K)。式中： R_g 、 R_EVA 、 R_r 分别为玻璃面盖、EVA胶膜、铝基背板的热阻，(m²·K)/W； h_cv 、 h_rd 分别为组件表面与环境间的对流与辐射换热系数，W/m²。热泵工质的得热功率满足式中： T_f 为流体平均温度，正常工况下与系统的蒸发温度相近，为计算简便，可近似为蒸发温度； F′ 为集热/蒸发器的无量纲效率因子，与集热背板的流道结构、组件的总热损系数、集热背板的导热系数以及流道内对流换热系数有关^[20]。流经PVT组件的工质质量流量满足2）压缩机。压缩机输入功率可表示为式中： η_ele 为压缩机电效率^[21]； q 为流经压缩机的工质质量流量，kg/s。式中： λ 为压缩机容积效率，与压比成负相关^[22]； V_th 为压缩机理论输气量，m³/h； ν_suc 为压缩机吸气比容，m³/kg；N为PVT组件数量。压缩机出口焓（即冷凝器入口焓）为式中： η_ex 为压缩机的等熵效率； h_cs 为等熵压缩情况下压缩机的出口焓，kJ/kg。3）冷凝器、水箱、膨胀阀。冷凝功率（即水箱得热功率）为在给定的一段时间内，水箱温升与冷凝功率满足式中： M 为水箱中水的质量，kg； c_w 为水的比热容，kJ/(kg·℃)； ΔT 为给定时间内水的温升，℃； Q_tl 为水箱对外界的热损失功率，W。工质流经膨胀阀前后，其焓值满足4）系统评价指标。直膨式太阳能PVT热泵热水系统的评价指标有3个，其中性能系数为发电增益为加热时间为水箱容积确定后，将水箱内的水从初始温度加热至指定温度所需的时间。5）仿真模型。

在Matlab平台上建立直膨式太阳能PVT热泵热水系统的仿真模型，计算逻辑如图5所示。

图5  计算流程

Fig.5  The flowchart of the calculation

3  结果与分析3.1  性能仿真参数设置

基于临港地区气象参数（辐照强度、环境温度），对直膨式太阳能PVT热泵热水系统进行仿真。在各个季节选取典型工况，研究直膨式太阳能PVT热泵热水系统在C1，C2，C3不同配置（3种不同压缩机理论输气量）下的运行性能，系统配备4片PVT组件，水箱容积为400 L，每日最长工作时间为8 h。表1为性能仿真实验的相关参数。

表1  性能仿真参数

Table 1  The parameters of the performance simulation

3.2  仿真结果

图6为系统在各个季节典型工况下的运行情况。由图6可见，系统运行初期，太阳能PVT热水系统的瞬时COP先随午前辐照强度的上升而上升；运行一段时间后，系统的瞬时COP随午后辐照强度的下降和水箱温度的升高而下降。如图6 a）所示，当系统配置方式为C1时，其在春、夏、秋、冬典型工况下的平均COP分别为6.67、7.34、6.28和5.59，加热400 L热水所需的工作时间分别为292 min、275 min、311 min和344 min。

图6  不同配置PVT热泵热水系统运行性能

Fig.6  The performance of PVT heat pump domestic hot water systems with different configurations

由图6 b）和图6 c）可见，随着压缩机理论输气量的下降，流经每片组件的工质流量下降，导致直膨式PVT组件内的工质平均温度（与蒸发温度相近）上升。因此，随着压缩机理论输气量的下降，直膨式太阳能PVT热泵热水系统的COP在不同工况下均有所提升。当系统配置为C3时，其春、夏、秋、冬典型工况下的平均COP分别为8.48、9.52、8.09和6.38，相比于系统配置为C1时，COP分别上升了27.1%、29.7%、28.8%和14.1%，系统的节能效益得到了有效提升。由此可见，压缩机理论输气量下降对系统COP的提升效果在辐照、环温条件较好的工况下更为显著。

然而，压缩机理论输气量的下降意味着压缩机输入功率降低，这将导致冷凝功率下降，从而延长系统的工作时间。系统配置为C3时，其在春、夏、秋、冬典型工况下所需的加热时间分别为351 min、327 min、369 min与464 min，相比于系统配置为C1时，加热时间分别上升了20.2%、18.9%、18.6%和34.9%。相比于其他季节，由于冬季午后太阳辐照强度显著下降，冬季工况下系统的加热时间延长程度更大。由于464 min已经相当接近设定的最长工作时间（8 h），故不建议继续减小压缩机理论输气量。表2总结了不同配置方式的直膨式太阳能PVT热泵热水系统在不同季节的运行性能。

表2  不同配置系统运行性能

Table 2  The performance of the systems with different configurations

对于直膨式太阳能PVT热泵热水系统，热泵工质在收集光伏组件工作废热并用以制备热水的同时，也可以有效降低光伏组件工作温度，提高光伏组件的发电效率。在环境条件相同的条件下，光伏组件温度下降和发电量提高的程度随系统配置的不同而有所变化。图7为不同配置的PVT热泵热水系统全年组件日平均温度波动情况。由图7可见，由于热泵循环带走了光伏组件的工作废热，光伏组件的工作温度有效降低。相比于单纯的PV组件（组件年平均温度为32.4 ℃），配置方式为C1，C2，C3时，其组件年平均温度分别下降了18.1 ℃、15.6 ℃和13.6 ℃。其中，在辐照强度较大和环境温度较高的夏季（纯光伏组件平均温度为43.2 ℃），PVT系统的平均温降分别为21.9 ℃、19.1 ℃和16.9 ℃，最大温降幅度分别达到35.4 ℃、31.7 ℃和28.6 ℃。图8为不同配置的PVT热泵热水系统全年日平均发电增益情况。系统配置为C1、C2和C3时，系统全年平均发电增益分别为9.27%、8.33%和7.09%。

图7  不同配置PVT热泵热水系统全年组件日平均温度

Fig.7  The daily-averaged module temperature of PVT heat pump domestic hot water systems with different configurations

图8  不同配置PVT热泵热水系统全年日平均发电增益

Fig.8  The daily-averaged electricity generation benefit of PVT heat pump domestic hot water systems with different configurations

4  结论本文建立了直膨式太阳能PVT热泵热水系统的数学模型，在Matlab平台上仿真分析了不同配置方案的系统运行性能，得到如下结论。1）热水制备性能。对于配置方式为C1（压缩机理论输气量为12.268 m³/h）的系统，其在春、夏、秋、冬季典型工况下，将400 L水从15℃加热至55℃，其平均COP分别为6.67、7.34、6.28和5.59，所需加热时间分别为292 min、275 min、311 min和344 min。在组件数量相同的情况下，减少压缩机理论输气量可以提高系统COP，但系统所需加热时间延长。相比于配置方式为C1的系统，配置方式为C3（压缩机理论输气量为8.179 m³/h）时，其春、夏、秋、冬季典型工况下的平均COP分别提高了27.1%、29.7%、28.8%和14.1%，但所需加热时间分别延长了20.2%，18.9%，18.6%和34.9%。2）发电性能。热泵循环的引入显著降低了光伏组件的工作温度。系统配置方式为C1、C2和C3时，其年均组件温度相比于纯光伏组件分别下降了18.1 ℃、15.6 ℃和13.6 ℃，年均发电增益分别为9.27%、8.33%和7.09%。

（责任编辑　蒋东方）

作者介绍

刘文杰（1998—），男，硕士研究生，从事太阳能热利用研究，E-mail：[e-mail].

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