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2026-01-15
近年来，北方"煤改电"工程如火如荼，空气源热泵以其清洁高效的特性成为替代燃煤供暖的主力军。然而，在这场能源革命的背后，一个容易被忽视的技术隐患正在悄然积累——暖冬的整体趋势掩盖了极端寒潮的致命威胁。
自2015年以来，我国北方传统采暖地区冬季平均气温较历史同期明显偏高，呈现出显著的暖冬态势。这一气候特征为空气源热泵的大规模推广创造了有利条件，设备运行工况普遍优于设计预期，用户满意度持续攀升。然而，气候系统的复杂性决定了"平均值的温暖"并不能消除"极端值的严寒"。北极涡旋的异常南下、西伯利亚冷空气的突然入侵，使得短时极端低温事件的发生频率和强度不降反升。
作为一名在暖通空调领域深耕十五年的工程技术人员，我亲历了多个大型空气源热泵供暖项目在极端天气下的运行困境。那些仅依据"平均气温"进行负荷计算和设备选型的项目，在寒潮来袭时往往面临制热量骤降、出水温度不足、甚至系统瘫痪的窘境。这不仅是技术问题，更是关乎千家万户温暖过冬的民生大事。
本文将系统梳理2015年以来我国北方冬季气候的演变规律，深入剖析空气源热泵在低温环境下的性能衰减机理，并从工程实践角度提出一套完整的系统稳定性保障方案，为行业同仁提供参考。
回顾过去十年的气象数据，我国北方传统采暖地区的冬季气候呈现出明显的暖化趋势。根据国家气候中心的监测数据，2015年至2024年间，北方地区冬季（12月至次年2月）平均气温较1981-2010年气候基准值普遍偏高0.5℃至2.0℃。
具体而言，2015/2016年冬季，全国平均气温较常年同期偏高1.1℃，为1961年以来第四暖冬季；2016/2017年冬季延续暖冬格局，华北、东北地区气温偏高幅度达1.5℃以上；2019/2020年冬季更是创下历史新高，全国平均气温偏高1.4℃，成为1961年以来最暖冬季。这一趋势在2020年代初期持续保持，2023/2024年冬季北方大部地区气温仍较常年偏高0.8℃至1.2℃。
从区域分布来看，暖冬态势在不同地区表现各异。京津冀地区冬季平均气温从2015年前的-3.5℃左右上升至-2.0℃至-2.5℃区间；东北三省的暖化幅度更为显著，哈尔滨、长春、沈阳等城市冬季平均气温较历史同期偏高1.5℃至2.5℃；西北地区的兰州、西宁等城市同样呈现明显的增温趋势，冬季极端低温日数明显减少。
然而，暖冬的整体趋势并不意味着极端低温事件的消失。恰恰相反，全球气候变暖导致的北极海冰减少，正在改变大气环流格局，使得北极涡旋更容易发生扰动和分裂，冷空气南下的路径和强度变得更加难以预测。
2016年1月的"霸王级"寒潮至今令人记忆犹新。这次寒潮过程中，北京最低气温骤降至-17.4℃，创下30年来最低纪录；广州出现建国以来首次降雪；全国超过80%的国土面积受到影响。2021年1月的极端寒潮同样来势汹汹，北京最低气温达到-19.6℃，天津、石家庄等城市气温跌破-20℃，东北地区多地气温低于-40℃。
2023年12月的强寒潮过程再次敲响警钟。这次寒潮持续时间长、降温幅度大、影响范围广，华北地区48小时内降温幅度超过15℃，北京最低气温降至-15.5℃，河北承德、张家口等地最低气温跌破-30℃。
这些数据揭示了一个重要规律：虽然冬季平均气温在升高，但极端低温事件的强度并未减弱，甚至在某些年份表现得更加剧烈。这种"平均偏暖、极端偏冷"的气候特征，对空气源热泵供暖系统的设计提出了严峻挑战。
为更直观地呈现暖冬态势与极端寒潮并存的气候特征，下表汇总了北方主要城市近十年的冬季温度数据：
数据说明：设计计算温度依据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB50736-2012；历史平均气温为1981-2010年气候基准值；近十年平均气温为2015-2024年冬季（12月至次年2月）统计均值；极端最低温度为2015年以来实测最低值。
从表中可以清晰看出：近十年平均气温较历史值普遍升高1.5℃至2.5℃，印证了暖冬态势；但极端最低温度与近十年平均气温的温差高达14℃至23℃，远超设计计算温度与平均气温的差值。这一"剪刀差"正是导致空气源热泵系统在极端天气下失效的关键所在。
传统的供暖系统设计通常采用"采暖室外计算温度"作为负荷计算依据，该参数取历年平均不保证5天的日平均温度。然而，这一参数存在明显的局限性：它反映的是"平均状态"而非"极端状态"，无法涵盖短时极端低温对系统的冲击。
以北京为例，现行设计规范中的采暖室外计算温度为-7.6℃，但近十年来多次出现-15℃以下的极端低温天气。当环境温度从-7.6℃骤降至-15℃时，空气源热泵的制热量可能衰减30%至50%，而建筑热负荷却因室内外温差增大而上升20%至30%。这一"剪刀差"效应，正是导致极端天气下供暖系统失效的根本原因。
因此，在空气源热泵供暖系统的设计中，必须引入"极端低温修正系数"的概念，将设计工况从"平均保证"提升至"极端保证"，确保系统在最不利条件下仍能满足供暖需求。
不可否认，整体暖冬态势为空气源热泵的推广应用创造了有利条件。首先，冬季平均气温的升高意味着热泵机组在大部分时间内运行于较高的环境温度区间，制热效率得以保持在较高水平。以名义工况（环境温度7℃）下COP为4.0的机组为例，当实际运行环境温度维持在0℃以上时，其COP仍可保持在3.0至3.5之间，能效表现优异。
其次，暖冬减少了机组的除霜频率和除霜时间。空气源热泵在低温高湿环境下容易发生蒸发器结霜现象，除霜过程不仅消耗能量，还会导致制热中断。当冬季平均气温偏高时，机组运行于结霜临界区（-5℃至5℃、相对湿度大于70%）的时间明显缩短，系统运行更加稳定。
第三，暖冬降低了建筑的累计热负荷需求。根据度日数（HDD）理论，采暖季热负荷与室内外温差的累积值成正比。当冬季平均气温升高1℃时，采暖季累计热负荷可降低5%至8%，这意味着更低的运行能耗和更短的投资回收期。
然而，暖冬的"温柔"不能掩盖极端寒潮的"残酷"。对于空气源热泵而言，极端低温带来的不是线性的性能下降，而是指数级的能力衰减。
制热量的断崖式下跌是最直接的表现。以某品牌25kW额定制热量的空气源热泵机组为例，在环境温度7℃时可输出25kW制热量；当环境温度降至-7℃时，制热量衰减至18kW左右，衰减幅度约28%；当环境温度进一步降至-15℃时，制热量可能仅剩12kW至14kW，衰减幅度超过45%。而此时建筑热负荷却因室内外温差增大而上升30%以上，供需缺口急剧扩大。
为更清晰地展示这一性能衰减规律，下表列出了典型空气源热泵机组在不同环境温度下的性能参数：
注：以上数据基于普通定频空气源热泵机组测算，采用喷气增焓或变频技术的机组性能衰减幅度较小；建筑热负荷变化以室内设计温度18℃、设计室外温度-7℃为基准计算；供需比=实际制热量÷实际热负荷。
从表中可见：当环境温度从7℃降至-15℃时，热泵制热量下降48%，而建筑热负荷上升36%，供需比从100%骤降至38%，供暖缺口高达62%。这正是极端寒潮期间用户反映"热泵不热"的根本原因。
能效比的急剧恶化同样不容忽视。空气源热泵的COP与蒸发温度密切相关，环境温度每下降1℃，COP约下降2%至3%。当环境温度从0℃降至-15℃时，COP可能从3.2下降至1.8甚至更低，接近电加热的能效水平。这不仅增加了运行成本，还可能导致电网负荷激增，引发区域性供电紧张。
出水温度的难以保证是另一个关键问题。在极端低温下，压缩机排气温度受限于安全保护值（通常为115℃至120℃），导致冷凝器出水温度难以达到设计要求。对于采用散热器末端的老旧建筑，设计供水温度通常为55℃至60℃，而极端低温下热泵出水温度可能仅能达到45℃至50℃，无法满足供暖需求。
要理解空气源热泵在低温下的性能衰减，必须回归热力学基本原理。根据逆卡诺循环理论，热泵的理论最大能效比（COP_max）由蒸发温度（T_e）和冷凝温度（T_c）决定：
COP_max = T_c / (T_c - T_e)
其中温度采用绝对温标（开尔文）。当环境温度下降时，蒸发温度随之降低，而冷凝温度（由供暖需求决定）基本保持不变，导致温差（T_c - T_e）增大，COP_max必然下降。这是热力学定律的必然结果，任何技术手段都无法突破这一物理极限。
以实际工况为例：当环境温度为7℃、蒸发温度约2℃（280K）、冷凝温度约50℃（323K）时，COP_max = 323 / (323 - 280) = 7.5；当环境温度降至-15℃、蒸发温度约-20℃（253K）时，COP_max = 323 / (323 - 253) = 4.6。理论极限值下降了近40%，实际机组的COP衰减幅度更大。
压缩机是空气源热泵的"心脏"，其工作状态直接决定系统性能。在低环境温度下，压缩机面临双重困境：
压比急剧增大。压比定义为排气压力与吸气压力之比。当蒸发温度下降时，吸气压力随之降低，而排气压力（由冷凝温度决定）基本不变，导致压比增大。以R410A制冷剂为例，蒸发温度从0℃降至-20℃时，压比从约3.5增大至约6.0。压比增大导致压缩机容积效率下降、排气温度升高、功耗增加，综合效果是制热量下降而耗电量上升。
吸气比容增大导致质量流量减少。低温下制冷剂蒸气密度降低，在压缩机排量不变的情况下，单位时间内吸入的制冷剂质量减少。这直接导致循环制冷剂流量下降，制热量相应减少。当环境温度从0℃降至-20℃时，制冷剂质量流量可能下降30%至40%。
蒸发器是空气源热泵从环境空气中吸收热量的关键部件。在低温环境下，蒸发器面临换热能力下降和结霜加剧的双重挑战。
换热温差减小。蒸发器的换热量与空气侧和制冷剂侧的温差成正比。当环境温度下降时，为保证制冷剂能够蒸发，蒸发温度必须低于环境温度5℃至10℃。环境温度越低，可用的换热温差越小，换热量越少。
结霜问题加剧。当蒸发器表面温度低于0℃且空气相对湿度较高时，空气中的水蒸气会在蒸发器表面凝结成霜。霜层的导热系数仅为铝的1/200左右，严重阻碍换热。更严重的是，除霜过程需要消耗大量能量，且在除霜期间系统无法正常供热，导致室内温度波动。
传统的供暖负荷计算方法已不能满足空气源热泵系统的设计需求。必须引入"极端低温修正系数"，将设计工况从"平均保证"提升至"极端保证"。
具体做法是：在常规采暖室外计算温度的基础上，叠加极端低温修正。建议将设计温度下调5℃至10℃，即北京地区的设计温度从-7.6℃调整为-12℃至-15℃，东北地区从-20℃调整为-25℃至-30℃。相应地，建筑热负荷计算值将增加15%至25%。
下表给出了北方主要城市的建议设计温度修正值：
注：建议修正温度参考近十年极端最低气温并留有适当裕度；热负荷增加比例按室内设计温度18℃计算。
同时，设备选型时应采用"极端工况制热量"而非"名义工况制热量"作为匹配依据。要求设备供应商提供-15℃、-20℃甚至-25℃工况下的实测制热量数据，确保在极端天气下设备仍能满足负荷需求。
针对北方严寒地区的应用场景，应优先选用具备低温强化技术的空气源热泵产品。
喷气增焓技术是目前应用最广泛的低温强化手段。该技术通过在压缩机中间腔喷入中压制冷剂蒸气，增加压缩机吸气量，提高排气量和制热量。采用喷气增焓技术的机组，在-15℃环境温度下的制热量衰减幅度可控制在30%以内，较普通机组提升15%至20%。
双级压缩技术适用于更加严寒的地区。该技术采用两台压缩机串联运行，将压缩过程分为两级完成，有效降低单级压比，提高压缩效率。双级压缩机组在-25℃环境温度下仍能保持较高的制热量和能效比，是东北、内蒙古等极寒地区的理想选择。
变频技术的应用同样至关重要。变频压缩机可根据负荷需求自动调节转速，在部分负荷工况下保持较高能效，在极端低温工况下通过提高转速增加制热量。建议选用调速范围宽（20%至120%额定转速）、低温启动能力强的变频机组。
单一热源系统在极端天气下的脆弱性已被多次验证。采用"空气源热泵+辅助热源"的多源耦合系统，是提升系统韧性的有效途径。
空气源热泵+电辅热是最简单的耦合方案。在热泵机组内部或外部配置电加热器，当环境温度低于设定阈值（如-15℃）或热泵出水温度不足时，自动启动电辅热补充热量。电辅热功率一般按热泵额定制热量的20%至30%配置。
空气源热泵+燃气壁挂炉适用于有燃气条件的地区。燃气壁挂炉作为调峰热源，在极端天气或热泵故障时接管供暖任务。两种热源可采用串联或并联方式连接，通过智能控制系统实现无缝切换。
空气源热泵+太阳能集热系统是一种节能环保的耦合方案。太阳能集热器在白天收集热量储存于蓄热水箱，夜间或阴天由热泵补充加热。这种方案可显著降低热泵运行时间，延长设备寿命。
先进的控制系统是保障供暖稳定性的"大脑"。应从以下几个方面进行智能化升级：
气象预警联动控制。将气象部门的寒潮预警信息接入控制系统，在寒潮来临前24至48小时自动提升供水温度设定值、增加蓄热量，为极端天气做好准备。
智能除霜算法优化。传统的定时除霜或定温除霜方式效率较低，应采用基于蒸发器进出口温差、压缩机电流、制热量衰减率等多参数综合判断的智能除霜算法，实现"按需除霜"，减少无效除霜次数和除霜时间。
负荷预测与优化调度。基于历史运行数据和天气预报信息，采用机器学习算法预测未来24至72小时的热负荷需求，优化热泵运行策略，在电价低谷时段增加蓄热，在负荷高峰时段释放储能。
管路防冻保护是北方地区必须重视的问题。所有室外管路应采用闭孔橡塑保温材料进行保温，保温层厚度不小于30mm；在管路最低点设置排水阀，在最高点设置排气阀；系统应采用防冻液（乙二醇溶液）作为循环介质，防冻液浓度根据当地极端最低气温确定。
室外机安装位置应避开积雪堆积区域和冷风直吹位置。机组底部应设置高度不小于300mm的基础，防止积雪掩埋蒸发器；机组周围应保持足够的通风空间，进风侧距离障碍物不小于1.5m，出风侧距离障碍物不小于3m。
应急预案与备用方案同样不可或缺。应制定不同等级的措施，如停电时间＞1小时即刻排空冷凝器余水，防止冻害。停电时间＞24小时，供热管网排水处理。
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