流体机械

测量参数	仪表型号	数值	精度
压力温度	Huba T型热电偶	-0.1~4.0 MPa -150~200 ℃	±0.2% ±0.2%
功率	PD6000-Y30	0~10 kW	0.5%
制冷剂流量	LW型	0.04~0.25 m³/h	±1%
水流量	LWGY-10A	0.2~1.2 m³/h	±1%
数据采集仪	Agilent34972A	—	±0.2%

测量参数	仪表型号	数值	精度
压力温度	Huba T型热电偶	-0.1~4.0 MPa -150~200 ℃	±0.2% ±0.2%
功率	PD6000-Y30	0~10 kW	0.5%
制冷剂流量	LW型	0.04~0.25 m³/h	±1%
水流量	LWGY-10A	0.2~1.2 m³/h	±1%
数据采集仪	Agilent34972A	—	±0.2%

带双热源自然对流散热末端的空气源热泵性能试验研究

牛建会 ¹^,² , 曾楠 ¹ , 姬毅豪 ¹ , 梁征 ¹ , 许树学 ³ , 张玉瑾 ¹

流体机械 | 试验研究 2026,54(2): 18-27

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流体机械 |试验研究 2026 , 54 (2) : 18 -27

带双热源自然对流散热末端的空气源热泵性能试验研究

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牛建会¹^,², 曾楠¹, 姬毅豪¹, 梁征¹, 许树学³, 张玉瑾¹

作者信息

¹河北建筑工程学院能源工程系，河北张家口 075000

²河北省储能供热技术创新中心，河北张家口 075000

³北京工业大学机械与能源工程学院，北京 100124

通讯作者:

张玉瑾（1984），女，硕士，讲师，主要从事可再生能源应用技术研究，通信地址：075000河北省张家口市朝阳西大街13号河北建筑工程学院能源工程系，E-mail：zyj1219@hebiace.edu.cn。

作者简介:

牛建会（1981），女，博士，教授，主要从事新型制冷热泵系统及其节能环保技术研究，E-mail：njh1215@hebiace.edu.cn。

Experimental study on performance of air source heat pump with dual heat source natural convection heating terminal

Jianhui NIU¹^,², Nan ZENG¹, Yihao JI¹, Zheng LIANG¹, Shuxue XU³, Yujin ZHANG¹

Affiliations

¹Department of Energy Engineering，Hebei University of Architecture，Zhangjiakou 075000，China

²Hebei Energy Storage and Heating Technology Innovation Center，Zhangjiakou 075000，China

³College of Mechanical and Energy Engineering，Beijing University of Technology，Beijing 100124，China

出版时间: 2026-02-28 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.003

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摘要

收起

为解决传统供暖末端难以兼顾快速响应与温度均匀性、能效与舒适性，以及余热无法蓄存、难以实现供暖与生活热水一体化供应等问题，提出一种新型双热源自然对流散热末端，并与空气源热泵耦合，实现水-制冷剂-空气3种介质同时换热。系统通过阀门切换可运行单一供热、供热蓄热及热管放热三种模式。在人工环境控制室搭建试验系统，测试不同室外环境温度下新型末端的温度特性及系统运行性能。结果表明，在单一供热模式下，新型末端表面温度升至50 ℃所需时间不超过30 min，最大表面温差低于3.4 ℃，温度分布均匀，可以在较短时间内达到供暖所需表面温度；供热蓄热模式下，制冷剂在加热房间空气的同时制取热水，当室外温度为-10 ℃时，系统制热量达2.60 kW，制热COP稳定在2.96；热管放热模式下，热水从55 ℃降至40 ℃用时超过5 h，蓄热可满足长时间供热。研究为解决空气源热泵供暖系统在响应速度、温度均匀性及多能互补方面提供了有效的技术路径，对推动高效舒适的低碳供暖技术发展具有重要参考价值。

关键词

空气源热泵 / 双热源 / 新型散热末端 / 温度特性 / 制热性能

Abstract

收起

To address the challenges of conventional heating terminals in balancing rapid response with temperature uniformity，energy efficiency with comfort，and the inability to store excess heat or integrate heating and domestic hot water supply，a novel dual heat source natural convection terminal was proposed.This terminal was coupled with an air source heat pump to enable simultaneous heat exchange among three media：water，refrigerant，and air.The system could operate in three modes，single heating mode，heating and heat storage mode，and heat pipe discharge mode，through valve switching.An experimental system was set up in an artificial climate chamber to test the temperature characteristics of the novel terminal and the operational performance of the system under different outdoor ambient temperatures.The results indicated that in single heating mode，the time required for the novel terminal's surface temperature to reach 50 ℃ did not exceed 30 min，with a maximum surface temperature difference below 3.4 ℃，demonstrating uniform temperature distribution and the ability to achieve the required surface temperature for heating in a relatively short time.In heating and heat storage mode，the refrigerant heated the room air while simultaneously producing hot water.When the outdoor temperature was -10 ℃，the system's heating capacity reached 2.60 kW，and the heating COP remained stable at 2.96.In heat pipe discharge mode，the time for hot water to cool from 55 ℃ to 40 ℃ exceeded 5 h indicating that the stored heat could meet long duration heating demands.This study provides an effective technical pathway for addressing challenges related to response speed，temperature uniformity，and multi energy complementarity in air source heat pump heating systems，offering significant reference value for advancing efficient，comfortable，and low carbon heating technologies.

Key words

air source heat pump / dual heat source / novel heating terminal / temperature characteristics / heating performance

引用本文

牛建会, 曾楠, 姬毅豪, 梁征, 许树学, 张玉瑾. 带双热源自然对流散热末端的空气源热泵性能试验研究. 流体机械, 2026 , 54 (2) : 18 -27 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.003

Jianhui NIU, Nan ZENG, Yihao JI, Zheng LIANG, Shuxue XU, Yujin ZHANG. Experimental study on performance of air source heat pump with dual heat source natural convection heating terminal[J]. Fluid Machinery, 2026 , 54 (2) : 18 -27 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.003

正文

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0　引言

收起

空气源热泵凭借其高效节能、环保经济和广泛适用性，已成为构建清洁低碳能源体系的关键技术^［1-3］。空气源热泵的性能不仅依赖于热泵机组本身，更与末端的选择密切相关。空气源热泵通过连接热风型末端、散热器、地暖等满足不同场景的供暖需求^［4-7］。目前，业内学者对空气源热泵的不同末端形式进行了大量研究。唐海达等^［8］用风机盘管作为供暖末端，测试了系统连续运行和间歇运行的供热性能，研究表明，风机盘管有快速启动的优点，但热舒适性较差，能耗较高，不适合长期供暖。HUANG等^［9］研究了风机盘管末端的传热性能，结果表明，风机盘管的热泵系统制热COP较低，且在冬季制热时存在空气分布不均匀的问题。戴春祥等^［10］比较了风机盘管和地板辐射两种供暖末端系统在冬季供暖时的性能差异，结果表明，风机盘管作为末端时升温速度快，是地板辐射末端的11.2倍。地板辐射末端供暖的温度分布均匀，室内空气温度舒适。KARMANN等^［11］研究表明，地板辐射末端能够提供均匀的温度分布，减少局部冷热不均的问题，从而提高室内舒适度。但是地板辐射供暖系统安装复杂，初期投资较高^［12-13］。

散热器具有较高的热响应速度，但也存在温度分布不均的问题^［14］。热虹吸型散热器^［15］和重力自循环散热器^［16］动态性能高、空间温度均匀性好，但初期投资较高。为了改善地板辐射供暖系统升温缓慢^［17］，风机盘管明显吹风感、影响热舒适性^［18］等问题，众多学者开始研究空气源热泵供暖末端新材料和新结构。邵旭泽等^［19］设计了一种可改变蓄能单元数量的冷热水蓄存型末端，通过设置风机调节冷热释放速率，提升了传热性能。CHAE等^［20］提出一种新型辐射面板采暖系统，系统可以同时满足供热和通风需求。WANG等^［21］提出一种新型直膨式空气源热泵耦合重力驱动散热器，研究表明，该新型末端的升温速度比热水地板辐射快。WU等^［22］通过结构优化，将空气源热泵与扁平热管采暖末端结合，其系统制热量最大可提高23.6%。JIANG等^［23］提出了一种新型三角形太阳能空气集热器辅助空气源热泵系统，与传统的空气源热泵系统相比，COP可提高64.4%。牛建会等^［24］设计一种毛细管平行式的空气源热泵毛细管地板辐射供暖系统，结果表明，地板温度分布均匀性较好。邓子昂等^［25］采用石蜡/膨胀石墨复合相变材料，设计出一种适用于空气源热泵系统的低温相变蓄热末端装置，试验结果表明，该材料能提升系统可靠性。葛凤华等^［26］构建了一种以石墨/石蜡为复合相变蓄能材料的辐射末端，研究表明，该系统相较于传统风机盘管空调节能30.5%，节省运营成本达44.24%。李慧星等^［27］将石蜡封装于不锈钢管，结合空气源热泵构成供暖系统，模拟结果显示，可支持低能耗建筑连续供暖11.1 h，适合间歇性供暖场景。ZHENG等^［28］提出了一种采用相变材料的空气源热泵辐射地板供暖系统，试验结果表明，该系统可以提高除霜条件下的室内热舒适性，满足供暖需求。LAMBERT等^［29］将空气源热泵与相变材料储热系统结合，可以满足家庭稳定供暖需求。

传统供暖末端面临“快速响应”与“温度均匀性”的矛盾，以及“能效”与“舒适性”的权衡。新型散热末端尽管尽量克服了上述矛盾，但依然存在余热无蓄存，热量不足时无补充的问题，且也仅解决了家庭供暖问题，家庭生活热水仍需其他装置制取，不能一机两用。针对上述问题，本文提出一种新型的双热源自然对流散热末端（简称新型末端），与空气源热泵机组耦合，可实现水-制冷剂-空气3种介质同时换热，运行时，制冷剂作为热源加热房间空气的同时制取热水蓄存热量，待机组停机时，蓄存热量又作为热源通过新型末端加热房间，实现双热源加热。搭建试验装置，在人工环境控制室进行试验，研究不同模式下的运行性能。

1　试验装置与测量

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1.1　新型末端结构

新型末端充分利用套管式换热器结构，包括上、下水平套管式集管、竖直套管式立管、制冷剂进、出口、热水进、出口等，其结构如图1所示。热水在内管，制冷剂在外管，空气在管外，形成热水-制冷剂-空气3种介质的有效换热。新型末端总高670 mm、总长845 mm；上下水平套管式集管内管管径12.7 mm，外管管径19.1 mm；竖直套管式立管内管管径9.52 mm，外管管径15.9 mm，共10根立管；每根立管装设铜翅片，翅片宽80 mm、高631.8 mm、厚0.8 mm，相邻翅片间距为5 mm；制冷剂进出口管径为9.52 mm，水进出口管径为10 mm；水平和竖直内外管均采用标准铜管焊接制作而成。

1.2　试验装置

在人工环境控制室搭建带双热源自然对流散热末端的空气源热泵系统，环境控制室分为室内环境间和室外环境间，温度均能控制在-15~40 ℃，精度±0.2 ℃；湿度均能控制在30%~85%，不确定度5%。试验装置如图2所示。该系统主要由额定功率为1.47 kW的某品牌滚动转子式压缩机、翅片管式蒸发器、2台串联连接的新型末端、电子膨胀阀、内有水量0.36 m³的储热水箱、水泵等组成。

该系统通过阀门启闭完成3种模式运行：单一供热模式下，2台新型末端的内管储满水，水泵及水管路上阀门关闭，制冷剂管路上阀门开启，压缩机排气通过四通阀依次进入新型末端A，B，向室内供热的同时冷凝成液体，节流降压后进入蒸发器，再被压缩后循环制热；供热蓄热模式下，开启压缩机和水泵，制冷剂加热管外壁空气向房间供热的同时与内管中循环流动水换热，放热后冷凝成液体的制冷剂经膨胀阀节流降压，进入蒸发器蒸发吸热后的气体进入压缩机，水吸热后储存至储热水箱；热管放热模式下，热泵机组停机并关闭制冷剂管路上的阀门，开启水泵，水箱内蓄存的热水依次流经两台新型末端内管并与管间制冷剂换热，制冷剂以热管换热方式向房间供热。制冷剂采用R410A，通过电子膨胀阀控制蒸发器出口实时过热度为8~10 ℃。

单一供热模式和供热蓄热模式下的压焓图如图3所示。单一供热模式的热泵循环过程是1-2-3-4，供热蓄热模式的热泵循环过程是1'-2'-3'-4'。在供热蓄热模式下，制冷剂加热管外壁对室内空气放热，实现对房间的供热；同时，其与内管中循环流动的水进行换热，增加了系统的过冷段，降低了冷凝温度，并使低压也相应下降。

1.3　试验测量

在机组主要设备进出口处设置温度、压力传感器和流量计，测量压缩机吸、排气温度及压力，冷凝器与蒸发器进、出口温度及压力，制冷剂和水流量，新型末端表面温度和储热水箱进、出口水温等参数，压缩机功率由功率计直接测量得到。为监测新型末端A，B表面温度变化，在两者表面布置9个位置相同温度测点，其位置如图4所示。每隔10 s扫描并记录一次数据，并通过Agilent数据采集仪采集并记录数据，各测量仪表性能参数如表1所示。

1.4　数据分析

试验中可直接测量温度、压力、功率、制冷剂体积流量等，制冷剂密度、焓值等由测得的温度、压力等参数经查询物性软件REFPROP 9.1获得。

质量流量计算式如下：

q = v ρ

（1）

式中，q为制冷剂的质量流量，kg/s；v为制冷剂体积流量，m³/s；ρ为制冷剂密度，kg/m³。

系统制热量Q：

Q = q (h i - h o)

（2）

式中，Q为制热量，kW；q为制冷剂质量流量，kg/s；h_i，h_o分别为冷凝器入口与出口制冷剂焓值，kJ/kg。

系统制热性能系数（COP）计算式如下：

C O P = Q / P

（3）

式中，P为压缩机功率，kW。

采用文献［30］中误差计算公式，计算得到制热量、制热COP测量误差分别为2.63%，3.87%。

2　试验结果与讨论

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试验中设定室内环境间温度（t_i）稳定在20~22 ℃，室外环境间温度（t_o）分别为5，0，-5，-10 ℃。首先运行单一供热模式，然后运行供热蓄热模式，利用供热蓄热模式制取的热水再进行热管放热模式运行。测试在不同运行模式下，新型末端表面温度、系统运行特性等参数的变化。

2.1　单一供热模式

为运行安全，在单一供热模式下，当压缩机高压接近3.50 MPa时，停止压缩机运转，待新型末端表面温度降至30 ℃时，再开启压缩机制热。

图5示出室外环境温度t_o=-5 ℃时，压缩机吸排气压力变化。可以看出，开机运行后，吸气压力快速下降，短时间内降至0.5 MPa左右并维持稳定。压缩机排气压力持续升高，系统运行至25.33 min时，排气压力达到3.43 MPa，此时关闭压缩机，排气压力逐渐下降至2.12 MPa，吸气压力缓慢上升至2.05 MPa。在32.83 min时，新型末端表面温度降至30 ℃，此时开启压缩机，吸气压力又迅速下降至0.5 MPa左右，排气压力快速上升。

图6示出新型末端A，B在室外环境温度t_o=-5 ℃时的表面温度变化。可以看出，随着热泵机组持续运行，新型末端表面温度快速上升。新型末端A，B的表面A1，B1测点温度在25.33 min时达到最高，分别为55.1，53.5 ℃，两者最高温度相差1.6 ℃。而表面A9，B9测点温度则最低，分别为51.7，50.6 ℃，两者相差1.1 ℃，这是由于压缩机排气先进入新型末端A，但两者表面温度相差不大。新型末端A，B表面最高与最低温差分别为3.4，2.9 ℃，两者表面温度均匀。

图7示出室外环境温度t_o=-10 ℃时压缩机吸排气压力变化。

从图可以看出，开机运行后，吸气压力迅速下降，在0.43 MPa左右维持稳定。排气压力先快速升高，在32.83 min时升至3.24 MPa，而后缓慢上升，系统运行51.83 min时，排气压力升至3.33 MPa左右。压缩机停机后，吸气压力升至1.69 MPa，排气压力降至1.72 MPa。在59.83 min时，再次开启压缩机，排气压力逐渐上升至3.24 MPa，吸气压力快速下降至0.42 MPa左右。

图8示出新型末端A，B在室外环境温度t_o=-10 ℃时的表面温度变化。可以看出，随着热泵机组持续运行，末端温度逐步上升，新型末端A，B的表面温度测点A1，B1经过26 min达到50 ℃，最高分别达到53，52.4 ℃，两者最高温度相差0.6 ℃。新型末端A，B表面最高与最低温差分别为2.8，2.3 ℃，两者表面温度均匀。

2.2　供热蓄热模式

图9示出供热蓄热模式下，不同室外环境温度时水箱进口水温变化。由图可知，随着环境温度降低，水箱进口温度升至55 ℃所需时间增长。当室外环境温度t_o=5，0，-5 ℃时，水箱进口温度温升速率分别为0.052，0.042，0.029 ℃/min。而室外环境温度t_o=-10 ℃时，水箱进口温度在587.7 min达到50 ℃，温升速率仅为0.024 ℃/min。

水箱出水口位于距水箱底150 mm处，进水口位于距水箱顶200 mm处。水箱回水流入水箱并充分混合后，由出口流出，因此，水箱出口水温代表整个水箱内部实际温度。图10示出供热蓄热模式不同室外环境温度下水箱的出口水温变化。可以看出，水箱出口温度上升速度随着时间的增加而变缓。当室外环境温度t_o=5，0，-5 ℃时，水箱出口温度温升速率分别为0.044，0.038，0.027 ℃/min，分别在361.50，456.67，579.67 min时升至52 ℃。而当室外环境温度t_o=-10 ℃时，温升速率为0.020 ℃/min，经过710 min升至50 ℃。室外环境温度越低，水的升温速度越慢。

图11示出室外环境温度t_o=-5 ℃时，压缩机吸排气压力变化。可以看出，吸气压力基本维持在0.5 MPa，排气压力随着水温升高逐渐升高。当水温为40 ℃时，排气压力为2.6 MPa，经过132.34 min，水温升至45 ℃，排气压力升至2.9 MPa，当水温升至50 ℃时，排气压力升高至3.2 MPa，最终，当水温升高至55 ℃时，排气压力升至3.5 MPa。

图12示出不同室外环境温度下，新型末端A的表面温度变化。由图可知，室外环境温度越低，末端表面升温至55 ℃所需时间越长，与水温变化基本一致。t_o=5 ℃，机组运行278.83 min时，新型末端A表面温度达到55.2 ℃；t_o=0 ℃，机组运行351.17 min时，新型末端A表面温度达到55.1 ℃，比前者用时增加25.94%。当t_o=-10 ℃，机组运行580 min时，新型末端A表面温度达到50.0 ℃，比t_o=-5 ℃时表面温度升高到55.1 ℃的时间还增长114 min。不同环境温度下，新型末端表面温度最高与最低温差最大不超过4.1 ℃，说明表面温度均匀。

图13示出系统制热量随室外环境温度的变化。由图可知，随着温度的降低，系统制热量逐渐减小。t_o=5 ℃时，系统制热量稳定在4.36 kW；t_o=-5 ℃时，制热量稳定在2.97 kW。两种工况相比，后者制热量比前者下降31.88%。t_o=-10 ℃时，制热量稳定在2.60 kW。当室外温度由5 ℃降至-10 ℃时，制热量降低40.37%。

图14示出系统制热COP随室外环境温度的变化。由图可知，系统制热COP随室外温度的降低而减小。水温升高至55 ℃，t_o=5 ℃时，制热COP达到4.70，t_o=-5 ℃时，制热COP达到3.22，后者制热COP比前者低31.49%。t_o=-10 ℃，水温升高至50 ℃时，制热COP依然能达到2.96。EYDNER等^［31］研究表明，在实际运行中，低温环境的空气源热泵常见的“良好”阈值为COP ≥ 2.5，对于高温热水的需求，COP ≥ 2.5被视为可接受。由此可见，制冷剂在加热房间空气的同时制取热水，即使在较低的室外温度下，制热性能依然良好。

2.3　热管放热模式

图15示出热管放热模式下，不同流速水箱出口的温度变化。由图可知，水箱出口的温度随时间呈下降趋势。当流速为0.57，0.53，0.49 m³/h时，水箱出口温度降低至50 ℃的时间分别为100.66，82.89，72.93 min，降低至45 ℃的时间分别为280.47，263.7，244.2 min，降低至40 ℃所用时间分别为557.12，519.3，466.4 min。图16示出不同流速下2台新型末端表面测点瞬时算术平均温度变化，其变化趋势基本与水箱出口水温变化一致。

3　结论

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（1）单一供热模式下，随着热泵机组持续运行，新型末端A和B的表面温度均快速升高，且表面温度分布均匀，表面温差最大不超过4.1 ℃。系统运行稳定后，新型末端A表面温度略高于B，但差异不显著。环境温度降低会延缓升温过程，但温差进一步缩小，系统适应性良好。

（2）供热蓄热模式下，随着环境温度的降低，水箱进口水温升至55 ℃所需时间显著增长。系统制热量和制热COP均随环境温度下降而下降。室外环境温度为5 ℃，水温升高至55 ℃时，系统制热量达到4.36 kW，制热COP达到4.70；而室外环境温度为-10 ℃，水温升高至50 ℃时，制热量为2.60 kW，制热COP依然能达到2.96，性能良好。

（3）热管放热模式下，水箱出口温度从55 ℃降至40 ℃所用时间均超过5 h，蓄热能满足长时间供热。

参考文献

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文献

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排序方式：

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2026年第54卷第2期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2026.02.003

接收时间：2025-09-10
首发时间：2026-10-22
出版时间：2026-02-28

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出版历史

收稿日期：2025-09-10
修回日期：2025-12-15

基金

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¹河北建筑工程学院能源工程系，河北张家口 075000

²河北省储能供热技术创新中心，河北张家口 075000

³北京工业大学机械与能源工程学院，北京 100124

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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