摘 要：為提高太陽能利用率和熱泵熱力學性能，將真空管集熱器、熱泵和填充床等結合，提出一種級聯(lián)型潛熱儲存耦合熱泵系統(tǒng)用于建筑供熱。針對太陽能集熱及室外溫度等條件，將太陽能蓄熱和室外空氣作為熱泵的熱源進行系統(tǒng)集成設計。在FLUENT和EES中分別建立填充床和熱泵的熱力學模型，并分析填充床的換熱流體流量、放熱溫度和用戶回水溫度對系統(tǒng)熱力性能的影響。結果表明，填充床流體流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時，熱泵系統(tǒng)整體平均性能指數(shù)下降0.16；填充床作為熱源的放熱溫度升高20 ℃時，填充床供熱增加74269 kJ，有效放熱率下降21.9%；當用戶回水溫度升高10 ℃時，熱泵系統(tǒng)整體平均性能指數(shù)下降0.19，有效放熱率下降16.2%。

關鍵詞：供熱；相變材料；熱泵；真空管集熱器；熱力性能

中圖分類號：TK513.5 " " " " 文獻標志碼：A

0 引 言

目前，為爭取在2030年實現(xiàn)碳達峰、2060年實現(xiàn)碳中和，中國正在傳統(tǒng)能源領域進行結構性改革。中國城鎮(zhèn)農村地區(qū)的建筑能耗占比較大，為減少環(huán)境污染，空氣源熱泵在政策支持下被迅速而廣泛地應用［1］。但空氣源熱泵存在寒冷地區(qū)效率低和容易結霜等缺點［2］，并且為了控制碳排放，增加可再生能源的占比顯得尤為重要。太陽能作為一種清潔環(huán)保的可再生能源，可滿足一定程度的建筑熱負荷。由于太陽能具有波動性和間歇性，無法更好地滿足供需關系，因此引入相變蓄熱來平衡供需關系，成為太陽能和空氣源熱泵耦合的關鍵環(huán)節(jié)［3］。

目前，針對太陽能輔助和蓄熱型空氣源熱泵的研究較多。Narula等［4］提出蓄熱耦合空氣源熱泵用于不同建筑空間供熱，并證明了蓄熱裝置的加入可有效減少碳排放；王宇波等［5］提出一種結合夜間能源存儲（冷存儲和熱存儲）、高峰負荷轉移的新型太陽能-空氣源熱泵系統(tǒng)；王登甲等［6］提出一種吸收式熱泵驅動大型太陽能集熱場耦合集中供熱系統(tǒng)；金昕等［7］提出三級相變材料，其比單級相變材料耦合熱泵的制冷系數(shù)（coefficient of performance，COP）高4.01%；韓宗偉等［8］研究了太陽能輔助相變儲能的熱泵系統(tǒng)，結果表明相變儲熱熱泵和太陽能熱泵的COP增長率分別為14.34%和15.16%。

綜上，雖然目前針對太陽能輔助和相變蓄熱耦合熱泵的研究較多，但大多數(shù)都是關注單一太陽能和蓄熱對系統(tǒng)的影響，而很少關注實際太陽能結合蓄熱過程中的溫度匹配、功率匹配等關系。因此，本文將真空管集熱器、熱泵、填充床相結合，提出一種太陽能輔助級聯(lián)型潛熱儲存耦合熱泵系統(tǒng)，用于滿足中國北方和西北村鎮(zhèn)中偏離集中供熱區(qū)域的獨立建筑供熱需求，該方法可提高太陽能的利用率和熱泵的熱力學性能，以期為太陽能、相變蓄熱與熱泵供熱系統(tǒng)的耦合運行過程研究提供理論基礎。

1 系統(tǒng)介紹

本文提出的太陽能熱水器潛熱儲存與熱泵聯(lián)合供熱系統(tǒng)如圖1所示，系統(tǒng)設計參數(shù)如表1所示。系統(tǒng)主要包括太陽能真空管集熱器、熱泵、級聯(lián)型填充床和循環(huán)泵；其中，熱泵系統(tǒng)分為空氣作為熱源的運行模式一和填充床作為熱源的運行模式二兩種形式。具體流程為：在白天太陽能充足期間，熱泵啟動模式一，閥門V2、V3、V5和V7打開，蒸發(fā)器Ⅰ吸收室外空氣的熱量，低溫地暖回水吸收冷凝器中的熱量后變?yōu)楦邷氐嘏┧?，為用戶提供熱量；蓄熱過程中，傳熱流體經(jīng)過太陽能真空管集熱器進行吸熱，高溫傳熱流體從級聯(lián)型填充床頂部進入，與相變膠囊換熱后，從填充床底部流出，通過循環(huán)泵進入太陽能真空管集熱器吸收熱量。在夜晚，熱源由填充床單獨供熱和填充床作為低溫熱源輔助熱泵供熱兩部分組成，當填充床的出口溫度大于供水溫度時，閥門V1、V4和V10打開，低溫地暖回水一部分從填充床底部進入，通過與相變膠囊換熱后，與從頂部流出的高溫水混合，為用戶提供高溫地暖供水；當填充床的出口溫度小于供水溫度時，熱

泵啟動模式二，閥門V2、V3、V6、V8～V11打開，填充床作為低溫熱源為蒸發(fā)器Ⅱ提供熱量，低溫地暖回水吸收冷凝器中的熱量后變?yōu)楦邷氐嘏┧疄橛脩籼峁崃俊?/p>

當太陽能光照不足導致輸出的熱量無法滿足系統(tǒng)需求時，熱泵啟動模式一通過消耗電量來驅動壓縮機和泵做功吸收室外空氣的熱量，滿足用戶的建筑負荷需求。

2 數(shù)學模型

2.1 模型假設

為了簡化系統(tǒng)的數(shù)學模型，做如下合理假設：

1）忽略系統(tǒng)各部分的散熱以及其他外界條件（如灰塵）對系統(tǒng)的影響；

2）在蓄放熱過程中不考慮輻射傳熱和能量損失的影響，且忽略相變材料體積的變化［9］；

3）忽略系統(tǒng)泵功的影響，且在運行過程中傳熱流體和制冷劑為穩(wěn)定狀態(tài)；

4）在熱泵系統(tǒng)中制冷劑在蒸發(fā)器出口和冷凝器出口皆為飽和狀態(tài)，通過膨脹閥的過程為等焓節(jié)流過程［10］。

2.2 真空管集熱器模型

真空管集熱器中傳熱流體為水，集熱效率由擬合公式［11］得到，如式（1）所示。

[ηSolar=a-c1Tin，HTF-TaISolar-c2Tin，HTF-Ta2ISolar] （1）

根據(jù)傳熱流體側可得真空管集熱器有效集熱量為：

[Qeff，Solar=mw?cp，HTF?（Tout，HTF-Tin，HTF）] （2）

根據(jù)太陽輻照度可得真空管集熱器有效集熱量為：

[Qeff，Solar=ηSolar?ASolar?ISolar] （3）

結合上述，由式（1）～式（3）可得真空管集熱器出口溫度（填充床進口溫度）為：

[Tout，HTF（t）=4ac2ISolar-2c1c2Tin，HTF（t-1）+4c1c2Ta-" " " " " " " " " Tin，HTF（t-1）2+4Tin，HTF（t-1）Ta-4T2aA+" " " " " " " " " 4c2cp，HTFmTin，HTF（t-1）+2c2cp，HTFm+" " " " " " " " " c1c2+Tin，HTF（t-1）-2TaA212-" " " " " " " " " 2c2cp，HTFm+c1c2+Tin，HTF（t-1）-2TaA] （4）

式中：[ηSolar]——集熱器熱效率；[a]——入射角修正系數(shù)；[c1]、[c2]——縱向、橫向入射角修正因子；[Tin，HTF]、[Tout，HTF]——真空管集熱器的進出口溫度，℃；[ISolar]——太陽輻照度，W/m2；[Ta]——室外環(huán)境溫度，℃；[Qeff，Solar]——有效太陽能集熱量，kJ；[mw]——傳熱流體的質量流量，kg/s；[cp，HTF]——水的比熱容，J/（kg·K）；[ASolar]——太陽能集熱器面積，m2；[t]——時刻；[A]——集熱器面積，m2。

2.3 級聯(lián)型填充床模型

填充床采用焓孔隙率法［12］分析充能過程的相變過程，并利用該方法在FLUENT中建立凝固/熔化模型，該方法無需跟蹤兩相界面的位置。其中，相變材料和傳熱流體熱物理性質如表2所示［13］。在填充床中根據(jù)熔點溫度從高到低，將1#～3#石蠟從上到下依次排列。

質量守恒方程為：

[▽?ρv=0] （5）

動量守恒方程［14］為：

[ρ?v?t+ρv?▽v=-▽p+μ▽2v+ρrefg1-α?T-Tref+S] （6）

能量守恒方程為：

[??tρH+▽?ρvH=▽?k▽T] （7）

式中：[▽]——矢量微分算符；[ρ]——水的密度，kg/m3；[v]——流速，m/s；[p]——壓力，Pa；[μ]——水的動力黏度，Pa·s；[ρref]——傳熱流體的參考密度，kg/m3；[g]——重力加速度，m/s2；[α]——熱膨脹系數(shù)，K-1；[T]——相變膠囊溫度，℃；[Tref]——參考溫度，℃；[S]——動量損失源項；[H]——總焓，kJ/kg；[k]——熱導率，W/（m·K）。

式（6）中源項計算為：

[S=Amushv1-β2β3+χ] （8）

式中：[Amush]——糊狀區(qū)常數(shù)，取105；[β]——相變材料的液相分數(shù)；[χ]——為防止分子為零而設置的極小值。

相變膠囊外殼與相變材料之間的儲熱過程為：

[1?s·?Ts?t =" 1r2·??tr2?Ts?t" " 固態(tài)" " " " " " " 1?l·?Tl?t =" 1r2·??tr2?Tl?t" " 過渡態(tài)1" " "1?s·?Ts?t =" 1r2·??tr2?Ts?t" " " "過渡態(tài)2" "1?l·?Tl?t =" 1r2·??tr2?Tl?t" " 液態(tài)" " " " " " " "] （9）

式中：[?]——熱擴散率，m2/s；[r]——相變膠囊內點到圓心的距離，m；[Ts]、[T1]——相變材料的固液態(tài)溫度，℃；過渡態(tài)1代表從固態(tài)到液態(tài)相變材料的傳熱；過渡態(tài)2代表從液態(tài)到固態(tài)相變材料的傳熱。

相變膠囊的液相分數(shù)［15］定義為：

[β=0" nbsp; " " " " " "，" "Tlt;Ts" " " " " " " " " 固態(tài)T-TsTl-Ts" " ，Ts≤Tlt;Tl" " 過渡態(tài)1" " " " " " " " ，Tl≤T" " 液態(tài)] （10）

2.4 熱泵系統(tǒng)模型

本文所提城市設計室內溫度均為18 ℃，建筑面積60 m2，計算時忽略建筑類型對設計建筑熱負荷的影響。因此，設計建筑熱負荷只依賴于環(huán)境溫度，可得到北京市設計建筑熱負荷與環(huán)境溫度的關系［16］：

[L=2.22×10-4T20-2.28T0+41.31 ] （11）

式中：[L]——設計建筑熱負荷，W/m2；[T0]——室外氣溫，℃。

采暖期設計建筑熱負荷的累積量為：

[Q=i=1tPi] （12）

[Q=Qa+QLTES+QW] （13）

式中：[Q]——建筑總熱負荷，kJ；[Qa]——熱泵模式一的供熱量，kJ；[QLTES]——填充床的供熱量，kJ；[QW]——熱泵模式二的供熱量，kJ。

熱泵系統(tǒng)有模式一和模式二兩種形式，采用R134a為有機工質，熱泵系統(tǒng)由壓縮機、冷凝器、膨脹閥和蒸發(fā)器組成。蒸發(fā)器、壓縮機和冷凝器的能量平衡方程為：

[Qeva=me?（hout，eva-hin，eva）] （14）

[Wcom=me?（hout，com-hin，com）] （15）

[Qcon=me?（hout，con-hin，con）] （16）

式中：[Qeva]——蒸發(fā)器吸熱量，kW；[me]——制冷劑流量，kg/s；[hin，eva]、[hout，eva]——蒸發(fā)器進出口焓，kJ/kg；[Wcom]——壓縮機做功，kW；[hin，com]、[hout，com]——壓縮機進出口焓，kJ/kg；[Qcon]——冷凝器的放熱量，kW；[hin，con]、[hout，con]——冷凝器進出口焓，kJ/kg。

熱泵的COP為：

[HCOP=Qcom/Wcom] （17）

式中：[HCOP]——熱泵的COP。

2.5 邊界條件

填充床初始狀態(tài)溫度為：

[Tin=Tini=TPCM] （18）

式中：[Tin]、[Tini]和[TPCM]——填充床的進口溫度、初始溫度和相變膠囊溫度，℃。

蓄放熱過程中，進口速度為：

[vx=0，" vy=0，" vz=vin，" z=Z，蓄熱vx=0，" vy=0，" vz=vin，" z=0，放熱] （19）

蓄放熱過程中，進口溫度為：

[Tin=THTF（t），" ?T/?z=0，" z=Z，蓄熱Tin=THTF（t），" ?T/?z=0，" z=0 ，放熱] （20）

式中：[Z]——填充床高度，m。

3 評價指標

為評估所提供熱系統(tǒng)的性能，本文將系統(tǒng)蓄熱量、放熱量、有效放熱率、一次能源利用率、系統(tǒng)耗電量作為評價指標。

填充床蓄熱量和放熱量為：

[QStore=0tm?cp，HTF?Tint-Touttdt] （21）

[QRel=0tm?cp，HTF?Toutt-Tintdt] （22）

式中：[QStore]——填充床蓄熱量，kJ；[Tout]——填充床出口溫度，℃；[QRel]——填充床放熱量，kJ。

填充床有效放熱率為有效放熱量與儲熱量的比值，即：

[ηeff，Rel=QRelQStore] （23）

式中：[ηeff，Rel]——有效放熱率。

熱泵耗功為：

[W=i=1tQiHCOPi] （24）

式中：[W]——熱泵耗功，kJ；[i]——狀態(tài)點。

4 結果與討論

4.1 模型驗證

本文除真空管集熱器和填充床在ANSYS FLUENT中建模外，其余部分的模型均在EES軟件中建立，模型驗證如下：

圖2a為真空管集熱器的模型驗證。實驗從08：50開始，到17：00結束，共計29400 s。初始實驗條件設置為23.85 ℃，循環(huán)水流量為1 m3/h，水箱容積為0.5 m3，太陽輻照度由小型氣象站進行記錄以保證實驗和模擬過程中太陽輻照度的一致性。模擬和實驗對比，出口溫度的最大相對誤差為8.7%。造成計算誤差的主要原因有：1）模擬過程中未考慮循環(huán)過程的能量傳遞損失；2）實驗過程中水槽的高度差和分層特性。圖2b為填充床的模型驗證。在填充床入口溫度為100 ℃、初始溫度為30 ℃、傳熱流體入口速度為0.01 m/s的條件下，將模擬結果與文獻［17］的實驗結果進行對比。結果顯示，最大相對誤差為6.8%，驗證了填充床的有效性。誤差可能來自于與實驗不確定性相關的假設或模擬填充床的熱損失。其中，考慮到北方冬季的太陽輻照度和系統(tǒng)運行的經(jīng)濟性，太陽能集熱和填充床的運行溫度在50～70 ℃范圍內。

表3為空氣作為熱源時熱泵的相對誤差。與文獻［18］的實驗數(shù)據(jù)相比，設置供水溫度為45 ℃，誤差均小于5.0%，驗證了熱泵模型的準確性。

4.2 換熱流體流量對蓄熱過程的影響

圖3所示為填充床換熱流體流量對蓄熱特性的影響。蓄熱過程可分為固體顯熱期、相變潛熱期、液體顯熱期和溫度衰退期4個階段。以0.05 kg/s為例分析，由于較低的換熱速率、太陽輻照度的增大和固體相對較小的比熱，在固體顯熱期出口溫度從20 ℃迅速升至37.85 ℃；然后，填充床進出口溫度接近3#石蠟的熔點溫度，進入相變潛熱期。在58～62、48～52和38～42 ℃這3個相變過程中，進出口溫差逐漸變小，這是由于相變過程中吸收的潛熱變化較大，相變材料溫度上升緩慢所致。在液體顯熱期，由于太陽輻照度減小，進出口溫度的變化也逐漸變慢。當進料溫度和出料溫度相等時，填料床溫度達到最大值71.5 ℃。到達溫度最高時，由于太陽輻照度較低，傳熱流體吸收太陽熱量后溫度低于填充床內相變材料的溫度，此時進入相變衰退期。

當填充床換熱流體流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時，填充床的進出口溫度最大值由71.5 ℃降為65.75 ℃，降幅為8.04%。而當流量增至0.09 kg/s時，相比于0.07 kg/s，填充的進出口溫度僅降低0.3 ℃，這表明流量的增加不會無限降低填充床的最高溫度。流量增加導致填充床進出口溫差變小，在同等太陽輻照度下，吸收的熱量變小，導致填充床的最終溫度降低。同時，0.05、0.07、0.09 kg/s 3種流量工況下的儲熱量分別為209005.2、514257.6和214668 kJ。

4.3 放熱過程性能分析

白天由熱泵模式一對建筑進行供熱，熱泵性能只受室外氣溫的影響，因此只考慮夜間系統(tǒng)性能的影響。夜間供熱期內建筑熱負荷由填充床直接供熱和熱泵模式二兩部分滿足，在運行過程中主要受填充床換熱流體流量、填充床的放熱溫度（填充床作為供熱熱源時的放熱溫度即床體溫度）和用戶回水溫度（即填充床的入口溫度）的影響。

4.3.1 填充床換熱流體流量的影響

為了分析不同填充床換熱流體流量對系統(tǒng)供熱性能的影響，分別設置流量為0.05、0.06和0.07 kg/s進行研究。圖4所示為夜間供熱期內填充床出口溫度和熱泵運行模式二COP的動態(tài)變化。在整個放熱過程中包括高溫水放熱、相變材料顯熱放熱和潛熱放熱3個部分。以0.05 kg/s為例分析，放熱開始，低溫供暖回水從填充床底部進入，將相變膠囊之間填充的高溫水排出；然后供熱回水與相變膠囊進行換熱，從圖4可看出，在顯熱換熱階段，出口溫度曲線斜率大，換熱速率快；進入潛熱階段后出口溫度變化趨勢接近平緩。這是因為相比于潛熱，顯熱比熱容小于相變材料的潛熱，因此在3種不同熔點的相變材料下的放熱時間更加持久。從圖4可看出，隨著流量從0.05 kg/s增至0.06和0.07 kg/s，同一時刻流量越大填充床出口溫度越低；填充床供熱的時間從446.76 min降到338.34和285.72 min。然而，低溫水源熱泵的整體COP卻正好相反，即隨著流量的增加，整體平均從4.13降到4.03和3.97。

換熱流體流量對填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖5所示。流量從0.05 kg/s增至0.06和0.07 kg/s時，填充床供熱量隨流量的增加而降低，供熱量從151667 kJ降到151345和151225 kJ；熱泵模式二供熱量隨流量的增加而增加，供熱量從38064 kJ增至48927和56777 kJ；熱泵耗功隨流量的增加而增加，耗功從9011 kJ增至11725和13729 kJ。其中，隨著流量的增加，有效放熱率達到最大值98.3%。這是因為隨著流量的增加，換熱量增加，熱泵直接供熱量增加，進而降低了熱泵蒸發(fā)器進口溫度。蒸發(fā)器進口溫度降低導致熱泵模式二整體COP降低，熱泵壓縮機做功增加。因此，在滿足建筑熱負荷需求的同時，該系統(tǒng)應選擇相對較小的流量。

4.3.2 放熱溫度的影響

不同太陽輻照度下填充床溫度（放熱溫度）有所差異，本節(jié)分析系統(tǒng)在不同填充床放熱溫度下的供熱性能。圖6所示為放熱溫度變化時填充床放熱過程和熱泵模式二性能指數(shù)的變化趨勢。當放熱溫度從76.85 ℃升至96.85 ℃時，填充床的出口溫度變化趨勢相同，不同在于同一時刻放熱溫度越高，顯熱放熱的出口溫度越高，但同一時刻的潛熱放熱階段溫度接近。從圖6可看出，隨著放熱溫度從76.85 ℃增至86.85和96.85 ℃，填充床供熱的時間從446.76 min增至471.18和487.32 min。同時，隨著放熱溫度的升高，3種工況下熱泵模式二整體平均COP分別為4.13、4.14和4.16。因此，放熱溫度的升高對顯熱放熱影響明顯，而潛熱放熱和熱泵模式二整體平均COP影響較弱。

填充床放熱溫度對填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖7所示。放熱溫度從76.85 ℃升至86.85和96.85 ℃時，填充床供熱量隨流量的增加而增加，供熱量從151667 kJ增至193759和225936 kJ；熱泵模式二供熱量隨放熱溫度的升高而減少，供熱量從38064 kJ降到37032和36300 kJ；熱泵耗功隨放熱溫度的升高而減少，做功從9011 kJ降到8732和8533 kJ。其中，隨著放熱溫度從76.85 ℃升至86.85和96.85 ℃，有效放熱率從91.4%降到78.9%和69.5%。這是因為隨著放熱溫度的升高，顯熱放熱量增加，換熱效率提高，相變材料與循環(huán)水的溫差增大，進而降低了相變材料放熱量，因此有效放熱率降低。在系統(tǒng)設計和運行中，放熱溫度的升高與光照強度和真空管集熱面積有關。在保證建筑熱負荷需求的前提下，合適的集熱面積和匹配較低的放熱溫度才能使能源高效利用。

4.3.3 用戶回水溫度的影響

根據(jù)不同的供熱需求，在建筑地暖供熱中含有不同的供回水溫度，因此本節(jié)分析不同回水溫度對填充床放熱過程和熱泵模式二的影響，結果如圖8所示。當回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃時，填充床供熱的時間明顯減少，從446.76 min減至385.44和343.14 min。這是因為當熱源溫度相同時，回水溫度越高，放熱溫度與回水溫度的溫差越小，產(chǎn)生滿足供水溫度的時間則會減少。同時，從圖8可看出，隨著用戶回水溫度的升高，熱泵模式二的整體COP也在下降；回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃時，熱泵模式二的平均整體COP從4.13降到4.08和3.94。

用戶回水溫度對填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖9所示。隨著回水溫度的升高，填充床供熱量減少，熱泵模式二供熱量增加，熱泵耗功增加。隨著回水溫度從30 ℃升至40 ℃，填充床供熱減少了38502.2 kJ。其中，隨著回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃，有效放熱率從91.4%降到85.1%和75.2%。造成這種現(xiàn)象的原因是隨著填充床入口溫度的升高，相變材料與循環(huán)水的溫差減小，換熱效率降低，進而造成相變材料放熱不充分，有效放熱率降低。因此用戶回水的選擇因根據(jù)填充床放熱溫度和相變材料的放熱特性進行選擇，該系統(tǒng)的最佳供回水溫度分別為40和30 ℃。

5 結 論

本文提出一種基于太陽能真空管輔助級聯(lián)型潛熱儲存耦合熱泵系統(tǒng)用于地暖供熱，充分利用太陽能進行儲熱并結合熱泵來滿足建筑的熱負荷需求。建立了系統(tǒng)的熱力學模型，通過熱泵COP、供熱量和有效放熱率，研究了系統(tǒng)在不同填充床換熱流體流量、放熱溫度和用戶回水溫度影響下的供熱性能，主要結論如下：

1）換熱流體流量對蓄放熱過程的影響。在蓄熱過程中，流量的增加使填充床最高溫度降低，從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時，填充床的進出口溫度最大值降低了8.04%。在放熱過程中，流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時，填充床供熱時間減少了161.04 min，以填充床水源作為熱源運行時熱泵整體平均性能指數(shù)下降了0.16。隨著流量的增加，有效放熱率達到最大值98.3%。

2）填充床放熱溫度對放熱過程的影響。當放熱溫度從76.85 ℃升至96.85 ℃時，填充床供熱增加了74269 kJ，有效放熱率下降了21.9%。

3）用戶回水溫度對放熱過程的影響。當用戶回水溫度從30 ℃升至40 ℃時，填充床供熱時間減少了103.62 min，填充床供熱減少了38502 kJ，以填充床水源作為熱源運行時熱泵整體平均性能指數(shù)下降了0.19，有效放熱率下降了16.2%。

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PERFORMANCE STUDY OF CASCADED LATENT HEAT STORAGE COUPLED WITH HEAT PUMP

Tian Lei，Wang Jiangjiang，Zhao Lei，Wei Changqi

（Hebei Key Laboratory of Low Carbon and High Efficiency Power Generation Technology， North China Electric Power University，

Baoding 071003， China）

Abstract：To enhance the utilization of solar energy and optimize the thermodynamic performance of heat pumps， a cascaded latent heat storage coupled heat pump system is proposed for building heating. The system integrates a vacuum tube collector， a heat pump， and a packed-bed and is designed to collect solar energy while taking into account atmospheric temperature， using outdoor air as the heat source for the heat pump. In this study， thermodynamic models of the packed-bed and heat pump components are developed using the FLUENT and EES software respectively. The thermal performance of the system is analyzed with regards to the flow rate， exothermic temperature of the packed-bed， and user return water temperature. Results indicate that increasing the flow rate of the packed-bed from 0.05 kg/s to 0.07 kg/s results in a 0.16 decrease in the overall average performance of the heat pump. When the exothermic source temperature of the packed-bed is raised by 20 ℃， the heat supply of the packed bed increases by 74269 kJ， but the effective heat release rate decreases by 21.9%. Furthermore， when the user return water temperature is increased by 10 ℃， the overall average performance of the heat pump decreases by 0.19， and the effective heat release rate declines by 16.2%.

Keywords：heating； phase change materials； heat pump systems； solar evacuated tube collector； thermal performance