複合式空調熱泵熱水器系統開發
粘世和* 趙令裕 蔡友煌
工業技術研究綠能與環境研究所
摘 要
為了改善傳統空調機與熱泵熱水器能量回收的困境，本文研究開發一款新 型複合式空調熱泵熱水器，結合傳統空調系統及熱泵熱水器系統的優勢，並有 同時提供冷源及回收儲存熱能之優勢，且可更進一步得到降低能源使用量之效 果。系統設計與傳統 R410A 空調機與熱泵熱水器共用零組件，並依據 CNS 14464及 CNS 15466 試驗法，於認證實驗室 (TAF 1807) 驗證空調冷氣及直接 加熱式熱泵熱水性能。並於固定能力 7.0 kW 之設定下，得到冷氣性能係數 COPr
3.95及加熱性能係數 COP 3.89 之結果，更在複合式空調熱泵設定下，得到總 體性能係數 COPo 5.72之效果。
關鍵詞：複合式，空調機，熱泵熱水器。
THE DEVELOPMENT OF MULTI-FUNCTION AIR-CONDITIONER AND HEAT PUMP SYSTEM
Shy-Her Nian* Ling-Yu Chao Yu-Huang Tsai
Green Energy and Environment Technologies Industrial Technology Research Institute
Hsingchu, Taiwan 310, R.O.C.
Key Words: multifunction, air-conditioner, heat pump heater.
ABSTRACT
In order to improve the problem of energy recovery seen in traditional air-conditioners and heat pump heaters, a new type of multi-function air-conditioner and heat pump heater was developed in this study. With the advantages of the traditional air-conditioning system and the heat pump heater system, as well as a cooling source and thermal energy recycle and storage, reduced energy usage was achieved. The system is designed with shared components of the traditional air-conditioner and heat pump heater.
Additionally, in accordance with the CNS14464 and CNS15466 test methods, the air-conditioner and directly heated heat pump performance were confirmed in the laboratory (TAF1807). At the fixed capacity set- ting of 7.0 kW, the coefficient of performance of COP
r3.95, and the coefficient of performance of COP 3.89 were obtained for the air-conditioner and heater respectively. Further, under the setting of the multifunction air-conditioner and heat pump, the overall coefficient of performance of COP
o5.72 was achieved.
*通訊作者：粘世和，e-mail: shnian@itri.org.tw
Corresponding author: Shy-Her Nian, e-mail: shnian@itri.org.tw
一、前 言
在全球節能減碳的趨勢下，能源的回收再利用更受到 越來越多的期盼。傳統空調設備運作時，因原始設計使然，
經由冷凝器向室外側散熱冷卻室內空間。因此大量的熱能 得逸散至大氣中而無法再度回收使用。而熱泵熱水器則是 汲取大氣熱能來加熱熱水儲存，熱傳後的冷源也僅是排放 至大氣之中。因此為了避免能源之浪費，有亟須開發研究 複合式機組之需求，其複合功能可同時供給冷氣空調及熱 泵熱水功能，並可回收儲存熱源供後續需求使用之先進設 備。過去 Ji et al. [1]等人以四方閥及大量的關斷閥及毛細 管來達成複合式空調、冷氣及熱水供給，並提出了數值模 擬方法及實驗比對驗證其正確性。Gong et al. [2]則提出了 氣體旁通控制之熱回收系統，並藉著四方閥達成之單一迴 路供給冷熱空調之熱泵複合式系統，並且探討水溫、加熱 能力、冷氣能力、COP 等參數在不同時間下之變動影響。
Nian et al. [3]則分析各種入口水溫、外氣溫度及加熱能力 設定對於變頻熱泵熱水系統性能之影響。然而在業界實際 應用上多以四方閥搭配關斷閥方式來達成複合空調熱泵等 功能，其冷媒流路多類似如李 et al. [4]所提出之方式。李 在論文中分析各種外氣溫度、室內溫度、出水溫度等參數 對於複合機性能之影響。雖然過去不少研究對熱水空調複 合系統進行性能分析，但對於使用變頻壓縮機搭配多膨脹 閥並可分別提供冷氣空調、熱泵熱水器功能及複合提供空 調熱泵熱水之設備卻較少研究開發。因此本研究開發一複 合式熱泵熱水器，結合冷氣空調、熱泵熱水製作及複合空 調熱泵熱水等功能，並藉著雙電子膨脹閥及壓縮機變頻化 設計滿足一年四季之不同冷熱需求。
二、研究目的
傳統熱泵熱水器運作使用時，藉著壓縮機壓縮氣態冷 媒，使其成為高溫高壓之氣態冷媒，因此可使用熱交換器 熱交換來加熱低溫流體為高溫流體，並藉著膨脹閥之作 用，使得高壓冷媒等焓膨脹成低溫低壓兩相冷媒流體。而 鰭管式熱交換器與外氣進行熱交換加熱汽化低壓冷媒並迴 流至壓縮機完成循環。但系統運作時，經鰭管式熱交換器 熱交換之低溫空氣因其系統特性使然，使得系統運作產生 之熱水及低溫冷卻空氣回收使用的困難性增加，倘若系統 運作變數再加入暖氣需求、春季及秋季負載不平衡需求，
將超出傳統熱泵熱水器的運作範圍。因此本文研究開發一 複合式多功能熱泵熱水器雛型機來滿足實際使用之各種需 求，並探討其性能。
1. 系統設計
本文探討一包含雙電子膨脹閥之複合式變頻熱泵熱 水器，其系統組成圖如圖 1 所示。系統藉由雙電子式膨脹 閥來提供熱水熱泵性能、空調性能及複合式空調熱泵熱水
圖1 複合式多功能熱泵熱水器系統圖
圖2 複合式多功能熱泵熱水器流路圖
等功能。此外，系統開發考量低成本及環保需求，故以傳 統變頻空調機及熱泵熱水器廣泛使用之室內機、室外機、
膨脹閥、板式熱交換器、四方閥及熱氣旁通閥等閥體設計，
並採用 R410A 冷媒作為工作冷媒。
2. 測試方法
雛型機複合式系統因具備不同功能，因此進行性能測 試必須依造不同功能特性進行性能測試驗證。本文以冷氣 功能、熱泵熱水器功能及複合式空調熱泵熱水器功能進行 驗證及搭配相關測試標準進行驗證及討論。其中冷媒系統 流路及熱水流路如圖 2 所示。系統於冷氣行程及複合式空 調熱泵行程運作時，此時設定第一旁通閥為開啟狀態，四 方閥導引冷媒入室外機並經過第二膨脹閥膨脹後進室內機 熱交換能量控制環境溫度，並經由四方閥導引回壓縮機，
而此時第二旁通閥為閉止狀態以避免高壓冷媒洩漏進低壓 區。其中兩行程差別是冷氣行程運作時不啟動泵浦進行熱 水行程，而複合式行程則啟動泵浦進行熱水製作。當系統 以熱泵行程運作時，系統需啟動泵浦進行熱水行程以製作 熱水。且此時第一旁通閥為閉止狀態，冷媒經由第一膨脹
表一 複合式多功能熱泵熱水器性能測試條件 單位：°C 室內側 水側溫度 室外測 驗證項目 乾球
溫度 濕球 溫度 入口
水溫 出口 水溫 乾球
溫度 濕球 冷氣能力 27 19 N/A N/A 35 24 溫度 熱泵額定能力 N/A N/A 15 55 20 15 複合空調熱泵 27 19 15 55 35 24
閥膨脹後經四方閥導引冷媒進室內機管路中。但是為了 避免室內溫度受室內機低溫冷媒影響，此時第二旁通閥 開啟，第二膨脹閥關閉導引冷媒由第二旁通閥入室外機 進行熱交換。熱交換後之過熱冷媒經四方閥導引回壓縮 機完成循環。雛型機運作於空調行程時，系統冷氣能力 設定為 7 kW，同時水側循環迴路泵浦停止運作，並依 CNS 14464:2003 [7]4.1節冷氣能力標定 T1 條件，於認證實驗室 (Taiwan Accreditation Foundation, TAF No.1807) 之焓差式 環境控制實驗室進行能力試驗。而熱泵性能則依 CNS 15466:2011 [8]5.2.1 節水側熱量計試驗法驗證直接加熱式 之額定加熱能力。而複合式空調熱泵熱水器試驗條件則結 合 CNS 14464 [7]環境條件及 CNS 15466 [8]直接加熱式試 驗方法驗證其加熱能力及冷氣能力。詳細測試試驗環境條 件如表一所示。
其中，當系統進行冷氣能力試驗時，因此時水側泵浦 並不運作，故水側入口水溫與出口水溫設定對於測試並不 具意義，因此以 N/A 表示水溫設定不適用。而系統進行熱 泵額定能力試驗時，因此時冷媒不通過室內機進行熱交 換，因此室內側溫度設定對於系統也不具意義，故也以 N/A 表示氣側溫度設定不適用。
3. 測試系統設置
系統測試使用 PT100 三線式白金電阻溫度計量測溫 度，測量點包含室內機氣側入口、出口氣流、室外機入口 氣流溫度及濕度，水側入口及出口水溫，溫度計精確度為 0.05°C，並於水側熱交換器入口側安裝電磁式液體體積流 量計 Yokogawa AXF010G 測量水側熱交換器流量，其精確 度為 1%。系統消耗電量則使用 Yokogawa WT210 數位電 力計，壓縮機消耗電功率則使用 Yokogawa WT230 數位電 力計，兩台電力計精確度均為 0.3%。以上量測儀器均經過 校正，並可追溯至國家度量衡標準實驗室，而所有量測系 統訊號均傳送至 Yokogawa DR240 紀錄器來滿足取值紀錄 需求。
系統使用變頻器來驅動 3 kW 之直流變頻壓縮機於設 定轉速，並設定室外機直流變頻風機運作轉速為 840 rpm，
室內機風機轉速為 1000 rpm，並充填 R410A 冷媒量 2400 g 進行測試驗證。
系統測試時，因壓縮機規格書要求，故設定轉速保 護，壓縮機為了迴油順利，最低保護轉速設定於 1800 rpm，
最高壓縮機轉速為 5400 rpm。同時為了確保電子膨脹閥針 閥位置且避免失控狀況發生，設備開始運作前均進行 0~500 Pulse重置行程。同時為了監控設備運作狀態，並開 發了電腦圖控介面程式 (LabVIEW) 來監控系統運作狀 態。
開發測試採穩定 30 分鐘後取值之穩態取值測試，穩 定判斷限制條件為氣側環境控制溫度介於±0.5°C，水側溫 度控制穩定則為±1.0°C。
4. 測試計算模式
雛型機測試因包含冷氣能力測試、熱泵熱水器及複合 式空調熱泵熱水器行程等模式，故系統冷氣能力、加熱能 力計算時需多方考量。
雛型機在空調模式運作時，因於焓差實驗室依照 CNS 14464 [7]測試標準驗證空調性能，因此冷氣性能以焓差模 式計算其冷氣能力，其公式如下所示：
( )
(
1)
mi in out
Cooling
n
q h h
Q V ω
= −
+ (1)
其中，
QCooling為室內機所測得之冷氣能力，單位為 kW
qmi為室內機之空氣流率，單位為 m3/s hin為空氣進入室內機之焓值，單位為 kJ/kg hout為空氣離開室內機之焓值，單位為 kJ/kg
V為空氣、水蒸氣混合物在室內機之空氣比容，單位 為 m3/kg。
ωn為空氣之比濕，以 kg/kg 乾空氣表示。
雛型機在熱泵模式運作時，計算加熱能力需考量水在 不同大氣壓力、溫度之下，熱力性質會有些許不同，因此 系統以焓差模式計算其加熱能力。其公式如下所示：
( )
Heating out in
Q =m H −H (2)
其中，
QHeating為測量水側熱交換器之加熱能力，單位為 kW
m為質量流率，單位為 kg/s Hout為水側出口焓值，單位為 kJ/kg Hin為水側入口焓值，單位為 kJ/kg
但因為 Yokogawa AXF010G 為電磁式體積流率流量 計，因此必需考量量測點當時之流體密度，才可計算取得 質量流率。因此質量流率 m 可由以下公式計算：
m= × (3) v ρ
其中，
v為流體之體積流率，單位為 m3/s ρ為流體之密度，單位為 kg/m3
而雛型機若運作於複合式空調熱泵熱水器行程時，因 系統結合熱水製作及空調製冷等雙重功用，因此必須藉由
QCooling及 QHeating分別來取得冷氣能力及加熱能力。但是系
統運作時，有部份冷氣能力為室外機熱交換所取得；因此 室外機熱傳量可經由能量守恆原理，以下列方程式計算取 得：
( )
OutdoorUnit indoorUnit Compressor Heating
Q = Q +Q −Q (4)
Cooling indoorUnit
Q =Q (5)
其中，
QindoorUnit為經由焓差法取得之室內機冷氣能力，單位
為 kW
QOutdoorUnit為室外機冷氣能力，單位為 kW
QCompressor為經由電力計取得之壓縮機消耗電功率，單
位為 kW
而評價整機系統性能則以性能係數 (Coefficient of Performance, COP) 來評斷，而性能係數之定義為
/
COP=Q W (6)
其中，
Q 則為評斷之性能能力，比方冷氣能力則以 QCooling
進行計算，並以 COPr表示之；加熱能力則以 QHeating進行 計算，並以 COP 表示之。而評斷複合式空調熱泵熱水系統 則需考量冷氣能力性能及加熱能力性能，故整體性能係數 COPo則以下列公式計算：
o r
COP =COP+COP (7)
本文使用之水物理性質以呼叫 NIST REFPROP V.9.0 [5]冷媒性質函式方式取得，空氣性質計算則參考 ASHRAE Handbook 2009 [6]。
三、結果與討論
雛型機測試時之基本設定如下表所示，雛型機運作 時，考量設備為變頻設計且設計能力為 7 kW，因此在不同 行程時會有不同之壓縮機轉速運作需求。
1. 空調模式
本節以 CNS 14464 [7] 4.1 節冷氣能力標定 T1 條件來驗 證雛型機之空調模式。因複合式系統存在雙電子式膨脹閥，
因此此時需藉由第一旁通閥的開啟來避免通過第一膨脹閥 所造成之過度膨脹現象，同時關閉第二旁通閥，來導引冷媒 通過第二膨脹閥。系統冷媒流路如圖 3 所示。系統冷氣能力 設計為 7 kW，並設定變頻壓縮機轉速於 3000 rpm 運作，同
圖3 雛型機於空調行程之冷媒流路圖
圖4 雛型機於空調行程之性能圖
時調整電子膨脹閥開度，並分析其性能變動。其中電子膨 脹閥開度 500 Pulse 為最小開度狀態設定。
由圖 4 可以發現，當第二電子膨脹閥開度減少時，因 為系統冷媒壓差的增大導致系統蒸發溫度降低，因此室內 機可以取得更多的能量，因此冷氣能力從 6.15 kW 增加至 7.18 kW，但是系統消耗電功率卻僅由 1.77 kW 增加至 1.82 kW，因此 COPr可從 3.47 增加至 3.95。
2. 熱泵熱水器模式
本節以 CNS 15466 [8] 4.5 節額定加熱能力條件試驗雛 型機熱泵熱水器功能。因雛型機採一次高溫出水模式運 作，故需以 CNS 15466 [8] 5.2.2 節及附錄 A 水側熱量計試 驗法驗證能力。系統運作於熱泵熱水器行程時，需閉止第 一旁通閥，並藉由第二旁通閥開啟作用將經由第一膨脹閥 等焓膨脹之兩相冷媒導引至室外機取熱。其冷媒流路圖如 圖 5 所示。系統加熱能力設計為 7 kW，變頻壓縮機轉速設 定為 2400 rpm，並分析膨脹閥開度對於系統加熱能力之影 響。
由圖 6 可以發現，當第一電子膨脹閥開度減少至 470 Pulse 時，系統有最大 COP 3.89。雖然當電子膨脹閥運作 於最小開度 500 Pulse 時，系統有最大的加熱能力 7.31 kW，但是由於冷媒高低壓差的增大，導致壓縮機推送冷媒
圖5 雛型機於熱泵行程之冷媒流路圖
圖6 雛型機於熱泵行程之性能圖
時，必須消耗更多之壓縮功而導致系統總消耗電功率也隨 之增加。因此使得計算總加熱能力及總消耗電功率效率之 能源效率 COP 在 470 Pulse 狀態時出現峰值 3.89。
3. 空調熱泵熱水器模式
本節結合 CNS 14464 [7]及 CNS 15466 [8]進行複合式 空調熱泵熱水器雛型機性能驗證。系統複合機因包含雙電 子式膨脹閥及增加系統冷凝端之過冷度，因此系統運作時 藉由第一旁通閥及四方閥導引冷媒至室外機繼續進行熱交 換，同時關閉第二旁通閥導引冷媒通過第二膨脹閥進行等 焓膨脹，其冷媒流路如圖 7 所示。系統以冷氣能力 7 kW 設計，壓縮機轉速設定於 3300 rpm，並以調整第二電子膨 脹閥開度分析其性能變動影響。
由圖 8 可以發現，當電子膨脹閥開度由 200 Pulse 增加 到 280 Pulse 時，系統冷卻能力出現峰值，其最大能力出現 於 240 Pulse 狀態，但是加熱能力卻呈現遞增現象。同時並 參考 COP 圖表也發現最大冷氣 COPr也同樣出現在 240 Pulse，而加熱能力 COP 卻是呈現遞增現象，因此導致整 體 COPo也呈現遞增現象。換句話說，若僅以冷氣性能 COPr
峰值之邏輯來設計複合式空調熱泵系統，將無法取得最佳 化之設計結果。
圖7 雛型機於空調熱泵行程之冷媒流路圖
圖8 雛型機於空調熱泵行程之性能圖
四、結 論
為了解決傳統空調機及熱泵熱水器熱源與冷源無法 再回收利用之問題，本研究開發一複合式多功能變頻熱泵 熱水器，且結合雙電子膨脹閥運作，可達成冷氣空調運作、
熱泵熱水製作及複合模式運作效果，同時並探討其雛型設 備性能變化。因此在驗證測試中可得到以下之結論：
1. 使用雙電子膨脹閥並結合旁通閥運作可達成冷氣空調供 給、熱泵熱水製作及複合空調與熱水同時供給等功能。
2. 系統於冷氣行程運作時，冷氣能力為 7.18 kW 及 COP 3.95。
3. 系統於熱泵熱水器行程運作時，加熱能力為 7.15 kW 及 COP 3.89。
4. 系統運作於空調熱泵行程時可同時提供 7.15 kW 冷氣能 力及 3.42 kW 熱水加熱能力，總體性能係數 COPo可達 5.72。
5. 若考慮最大 COPo，系統可同時提供 6.82 kW 冷氣能力 及 3.76 kW 熱水加熱能力，系統最大 COPo為 5.80。
誌 謝
本文承經濟部能源局計畫資助，使本計畫得以順利進 行，特此感謝。
參考文獻
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8. 經濟部標準檢驗局，「空氣源式熱泵熱水器之性能試驗 法」，CNS 15466 (2011)。
2013年 05 月 02 日 收稿 2013年 06 月 13 日 初審 2013年 07 月 15 日 複審 2013年 07 月 23 日 接受
