下载文档原格式
doi: 10.3969/j.issn.2095-4468.2022.04.205低环温空气源热泵（冷水）机组全年性能系数分析包继虎 ，杨弋，马金平，周坤，付炜，谢鸿玺，赵宗彬（合肥通用机械研究院有限公司，安徽合肥 230031）[摘 要] 基于GB/T 25127.1—2020《低环境温度空气源热泵（冷水）机组 第1部分：工业或商业用及类似用途的热泵（冷水）机组》的实验方法，解析了低环境温度空气源热泵(冷水)机组性能测试过程中容易出现的问题，结合实验计算了低环境温度空气源热泵(冷水)机组的全年性能系数（APF ）。
实验和计算结果表明：对于同一台机组，各地域酒店建筑类的APF 低于办公建筑类的APF ，办公建筑类的APF 低于租赁商铺类的APF ，如北京地区酒店建筑类计算所得APF 为3.01，办公建筑类计算所得APF 为3.13，租赁商铺类计算所得APF 为3.14。
基于GB/T 25127.1—2020给定的APF 限定值，对于同一台机组，按某城市发生时间计算合格的APF ，按其它城市发生时间计算的全年性能系数可能出现不合格的现象，如济南地区酒店建筑类APF 为3.18，但北京地区酒店建筑类APF 则为3.01。
[关键词] 低环境温度；空气源；热泵(冷水)机组；全年性能系数 中图分类号：TB61+1; TB051.5文献标识码：AAnalysis on Annual Performance Factor of Air Source Heat Pump (Water Chilling)Packages at Low Ambient TemperatureBAO Jihu *, YANG Yi, MA Jinping, ZHOU Kun, FU Wei, XIE Hongxi, ZHAO Zongbin(Hefei General Machinery Research Institute Co. Ltd., Hefei 230031, Anhui, China)[Abstract] According to the test method in GB/T 25127.1—2020 “low ambient temperature air source heat pump (water chilling) packages-part 1: heat pump (water chilling) packages for industrial and commercial and similar application ”, the problems in performance of the low ambient temperature air source heat pump (water chilling) packages are analyzed. Based on the test data, the annual performance factor (APF) of low ambient temperature air source heat pump (water chiller) units is calculated. The test and calculation results show that for the same unit, the APF of hotel buildings in each region is lower than that of the office buildings, and the APF of office buildings is lower than that of rental shops. For example, in Beijing, the APF calculated by the hotel building is 3.01, the APF calculated by the office buildings is 3.13. and the APF calculated by the rental shops is 3.14. Based on the limited value of the APF given by GB/T25127.1—2020, for the same unit, the qualified the APF calculated by the occurrence time in a city may be unqualified by the occurrence time in other cities. For example, the APF calculated by the hotel building is 3.18 in Jinan, the APF calculated by the hotel building is 3.01 in Beijing.[Keywords] Low ambient temperature; Air source; Heat pump (water chilling) Packages; Annual performance factor*包继虎（1977—），男，高级工程师，博士。
空气源热泵冷热水机组全年运行工况的模拟与分析摘要：对机组的空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数等参数进行综合分析，寻求对空气源热泵冷热水机组结霜特性影响最小的空气侧换热器的结构参数。
用变化后的结构参数结合夏季运行工况，其空气侧换热系数、管壁温度、空气侧压降也有所改善。
将模拟结果与实验数据进行了比较，两者吻合很好，进一步验证了所建模型的可靠性。
关键词：空气源热泵冷热水机组动态模型稳态模型结霜 1 空气源热泵冷热水机组模型建立空气源热泵冷热水机组由压缩机、空气侧换热器、水侧换热器、节流机构等设备组成。
在质量守恒、能量守恒、动量守恒的基础上，利用空气源热泵冷热水机组的四大部件的数学模型，并利用制冷剂在各部件的进出口状态参数把所建的四个部件模型耦合在一起，就构成了空气源热泵冷热水机组冬、夏季工况的模型。
耦合过程中的质量守恒是指各部件中的制冷剂质量流量相等，单位时间内流入某部件的制冷剂质量等于流出该部件的制冷剂质量；能量守恒是指机组的制冷量与压缩机对制冷剂作功之和等于冷凝器的热负荷；动量守恒即压力平衡，是指经过压缩机后制冷剂压力的提高值等于制冷剂在空气侧换热器、膨胀阀、水侧换热器等部件中的压力降之和。
2 典型冬季工况的模拟与分析对于所建立的空气源热泵冷热水机组的动态数学模型[1]，采用计算机求解，计算工况见表1，计算从某一时刻压缩机吸入口开始。
调用各子程序，可以计算出空气侧换热器的换热量以及结霜等情况。
我国大部分地区处于季风气候区，热泵适宜应用的地区湿度普遍比较大，例如长江以南地区，相对湿度一般都在75%以上，若温度在0℃左右，极易结霜。
下面将采用机组的动态数学模型，分别计算机组在一些典型地区，如对于重霜区―成都所对应的工况B（0℃，85%）、一般结霜区―上海、杭州所对应的工况C（-4℃，75%）[2]，用变化后的空气侧换热器的结构参数，进一步对空气源热泵冷热水机组结霜工况进行计算及分析。
3筑节能1余红海:某商业综合体空调系统全年冷热负荷动态模拟及分析E 某商业综合体空调系统全年冷热负荷动态模拟及分析余红海（安徽省建筑设计研究总院股份有限公司，安徽合肥230022）摘 要：以某商业综合体为例，采用鸿业全年负荷计算及能耗分析软件，录入室内外空气计算参数，对中央空调系统进行全年负荷模拟及能耗计算,分析了商业综合体空调负荷的构成，模拟了全年逐时负荷的变化情况，得出了冷、热源设备耗电量及耗气 量,探讨了相应的节能技术措施。
关键词:商业综合体;空调负荷;动态模拟#全年能耗# BIM中图分类号:TU201. 5 文献标志码：A 文章编号：1673-5781（2021）01-0157-031工程概况某商业综合体位于湖北省黄冈市，地下1层，地上5层，地下1层主要为设备用房，地上主要为室内步行街、主力店、餐饮、健身、儿童业态、影城及超市等。
建筑高度23. 9 m,建筑面 积约10. 1万m2 ,其中地上建筑面积约9. 4万n?,设计借助BIM 技术，将二维施工图转为三维可视图，并在三维构件中植入各相关数据信息，冷源采用电制冷冷水机组，热源采用真空 热水锅炉。
夏季空调室外计算干球温度为35.5C,夏季空调室外计算湿球温度为28 0C,冬季空调室外计算干球温度为—2. 5C ，冬季室外计算相对湿度为74%,2商业综合体空调全年冷、热负荷动态模拟及分析2.1项目所在地气象参数（参考武汉市，摘自“中国标准气象数据 CSWD ”）：从图1、图2可得出：最热月出现在7月，为7月31日17时，日最咼温度：38. 8°C,最冷月出现在1月，为1月24日8 时，日最低温度：一3.9C 。
中央空调系统进行全年负荷动态模拟计算及能耗模拟分析'其中空调期设置为:制冷期4月15日〜10月31日；供暖期，11月13日〜次件3月06日。
使用Revit 软件建立建筑计算模型，如图3所示,并导出GBXML 空间文件，在HY —EP 中通过BIM 接口功能导入GBXML 文件,将Revit 建筑模型中的空间数据（设计参数、计 划表、围护构造等）导入到软件中，如图4〜图6所示,直接进行全年负荷及能耗模拟计算。
“制冷、制热、卫生热水”型空气源热泵系统及分析摘要：本文结合实际提出一种小型中央空调用“制冷、制热、卫生热水”型空气源热泵系统，能够利用空调部分冷凝热提供生活用卫生热水。
该系统可与家用中央热水系统连接。
本文也论述了系统各部件的设计修正，并对该系统进行了全年运行分析。
关键词：小型中央空调热泵热水热回收0前言在全世界共同面临越来越升温的能源危机面前，我国作为耗能大国，能量利用率仍然不高，但是随着国家各种政策激励、法规限制、奖励机制的促进，人们对节能越来越关注。
在能源收支平衡中，热损失占很大一部分，空调系统中的冷凝热属于低温余热，利用方便而且从焓平衡角度来看，热损失也不大。
在我国，中央空调在运行时产生大量的冷凝热，白白排放至大气环境中，造成可用能量的损失。
同时采用中央空调的酒店、宾馆全年需要提供热水，一般采用蒸汽供热水，由于冬高夏低的热水需求量，按照冬季热水需求设计的锅炉在夏季常常处于低负荷运行。
如能够回收冷凝热产生卫生热水，满足夏季热水需求，在冬季分担锅炉供热量，降低能耗，将是一条变废为宝的节能途径。
1系统1.1不带热回收的风冷冷热水机组制冷循环图1用全封闭往复式压缩机地风冷热泵机组lgp-h图由图1，2～5点的过程为整个冷凝过程，其中2～3点是制冷剂的过热段放显热，3～4点制冷剂放潜热，4～5点是过冷段放显热过程。
在制冷工况下运行，4℃蒸发，49℃冷凝，5℃吸气过热，5℃节流过冷，冷凝热可达制冷量的1.15~1.3倍。
等熵时，压缩机排气口t2s为70℃左右，实际中，压缩机排气过热,t2可达到83℃左右，有可能提供55～65℃的生活热水。
以R22为例，单位制冷剂可回收的低温余热为2-3段的热量，占冷凝热的17%左右，剩余的液相可冷凝的热量仍大于6-1可蒸发的热量，故即使有部分热量被回收后，在冬季仍可以满足设计的热负荷。
1.2带热回收的风冷冷热水机组1.2.1本热回收机组的装置示意图:1．压缩机9．热力膨胀阀17．除垢装置2．电磁三通阀10．单向阀18．水压传感器3．热回收换热器11．单向阀19．空调出水温度传感器4．电磁四通阀12．单向阀20．出水管5．空气侧换热器13．热力膨胀阀的感温包21．进水管6．风机14．气液分离器22．生活热水出水管7．单向阀15．空调水泵23．自来水进水管8．高压贮液器16．水侧换热器图2热回收机组装置示意图制冷剂循环回路：压缩机1的排气口依次连接四通阀4，空气侧换热器5，单向阀7，高压贮液器8，热力膨胀阀9，单向阀11，水侧换热器16，四通阀4，气液分离器14，再返回压缩机1的吸气口，在单向阀11出口与单向阀7的出口之间设置单向阀12，热膨胀阀9的感温包13安装在四通阀4与气液分离器14之间的连接管路上；1.2.2本热回收机组的特征（1）在该空调装置的压缩机的排气口与四通阀入口之间设置一个热回收换热器，该压缩机的排气管与热回收换热器内部的制冷剂通道的入口相连，该热回收换热器的出口与四通阀的入口相连，生活热水通道的进出口分别与生活热水进水管和热回收换热器水通道的入口相连。
某空气源热泵机组性能的试验研究及数值模拟近年来，新能源的开发和利用一直是全球的研究热点。
其中，空气源热泵作为一种环保、节能、高效的热水供应和空调系统，越来越受到人们的关注与认可。
而其性能的试验研究及数值模拟又是评判其实用价值的重要手段。
本文就某空气源热泵机组性能的试验研究及数值模拟进行探讨。
1. 热泵机组基本原理与结构热泵机组是一种采用制冷剂在低温环境下所吸收的热量来驱动机组进行热能转换的系统。
其主要由压缩机、蒸发器、冷凝器、节流阀等基本组建成。
其中，空气源热泵则是一种将空气中的低位热量通过压缩、蒸发、冷凝等过程实现热能转换的设备。
2. 热泵机组性能试验为评价空气源热泵的热能转换效率、制冷剂的匹配度以及机组整体的稳定性，需要进行一系列的性能试验。
其主要包括以下几个方面：（1）蒸发器性能试验在蒸发器性能试验中，需要对不同负荷条件下的蒸发器入口温度、出口温度、制冷剂流量、冷凝器风扇电流等参数进行监测，以评价蒸发器的传热能力和负荷适应能力。
（2）制冷剂流量与压缩机性能试验在制冷剂流量与压缩机性能试验中，需要测定制冷剂的流量、压缩机功率、制冷剂的压力温度等参数，并以此评价机组的制冷效率和压缩机的性能。
（3）整机性能试验在整机性能试验中，则需要将机组与实际应用场合中的负荷条件相匹配，测试整机的实际制冷/供热效率以及稳定性等性能指标。
3. 热泵机组性能数值模拟针对空气源热泵机组的实际运行情况，使用计算机软件进行热力学仿真，以模拟机组的热力特性，进行参数优化和预测分析。
数值模拟的基本流程包括建模、网格划分、数值分析和结果展示等步骤。
其中，建模是数值模拟的关键步骤。
其核心是通过对热泵机组结构及控制系统进行建模和参数设定，确定数值模拟所需的各项参数和模型结构。
经过建模后，可以利用计算机软件对模型进行仿真，以获取机组的热力学特性。
最终，通过分析、优化参数，得到热泵机组的性能预测结果。
4. 实验结果分析对于不同的试验数据和仿真结果，需要进行数据处理与分析。
空气源热泵冷热水机组空气侧换热器结霜工况的动态模拟摘要采用空气源热泵冷热水机组的动态数学模型对空气侧换热器的结霜工况进行了模拟。
模拟中同时考虑了结霜的密度和厚度随时间的变化，首次提出了结霜密度随时间的变化关系式。
计算了不同工况下的结霜速度、霜的密度、霜的厚度随时间的变化。
将模拟结果与实验数据进行了比较，进一步验证了所建模型的正确性。
关键词空气源热泵冷热水机组结霜动态模拟1 前言空气源热泵冷热水机组作业中央空调的冷热源有很多优势，如冬夏共用，设备利用率高；省去了锅炉房和一套冷却水系统；机组可安装在室外，节省了机房的建筑面积；不污染环境等。
因此该机组在气候适宜地区的中小型建筑中得到了广泛地应用。
但机组在冬季运行时，当空气侧换热器表面温度低于周围空气的露点温度且低于0℃时，换热器表面就会结霜。
结霜后换热器的传热效果急剧恶化，严重时机组会停止运行。
因此换热器结霜是影响机组应用和发展的主要问题，研究机组在结霜工况下的工作性能具有十分重要的意义。
2．结霜模型的建立霜的积累速率是由进出室外换热器空气湿度的变化决定的：（1）式中： ----空气的质量流量，kg/s；d i，d0----分别为空气进、出换热器的含湿量，kg/kg。
由于霜的多孔性和分子扩散作用，在表面温度低于0℃的换热器上沉降为霜的水分一部分用以提高霜层的厚度，一部分用以增加霜的密度[1]，即（2）式中用于霜密度变化的结霜量变化率由下式确定[2]：（3）式中： ----换热器的全热交换量，W；i SV----水蒸气的升华潜热，J/kg；λfr----霜的导热系数，W/（m・K）；R----水蒸气的气体常数，461.9/（kg・K）；T S----霜表面的温度，K；p V----水蒸气的分压力，Pa；v V，v i----分别为水蒸气、冰的比容，kg/m3。
ρfr，ρi----分别为霜、冰的密度，m3/kg；D S----霜表面水蒸气的扩散系数，m2/s。
空气源热泵热水机组的全工况性能及试验装置的研究
周俊海;张伟;马金平;冯翠花;钱雪峰
【期刊名称】《发电技术》
【年(卷),期】2009(030)004
【摘要】介绍了空气源热泵热水机组的市场发展现状及存在的相关问题;对4台空气源热泵热水机组的全工况性能进行了测试和分析;对机组全工况性能试验装置的配置及相关问题进行了分析,为试验装置的研究设计提供了依据.
【总页数】4页(P65-68)
【作者】周俊海;张伟;马金平;冯翠花;钱雪峰
【作者单位】合肥通用机械研究院,安徽,合肥,230088;合肥通用机械研究院,安徽,合肥,230088;合肥通用机械研究院,安徽,合肥,230088;合肥通用机械研究院,安徽,合肥,230088;合肥通用机械研究院,安徽,合肥,230088
【正文语种】中文
【中图分类】TU832.1+4
【相关文献】
1.空气源热泵热水机组应用能效评价研究 [J], 李晓虹;封海辉;刘克福
2.空气源热泵热水机组预热方案的设计及研究 [J], 夏军宝;姬莉莉;吴伟;李婉清;龚璞;王勇
3.空气流量及用水量对空气源热泵热水机组\r 性能影响的试验研究 [J], 鲁祥友;李倩;鲁飞;彭超;林媛;张虎;马进伟
4.空气源热泵冷热水机组在寒冷地区的应用研究 [J], 黎志瑜
5.高压晶闸管阀复合“全工况”试验装置的研究 [J], 温家良;汤广福;查鲲鹏;郑健超
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
空气源热泵冷热水机组全年运行工况的模拟与
分析
Coca-cola standardization office【ZZ5AB-ZZSYT-ZZ2C-ZZ682T-ZZT18】
空气源热泵冷热水机组全年运行工况的模拟与分析
摘要：对机组的空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数等参数进行综合分析，寻求对空气源热泵冷热水机组结霜特性影响最小的空气侧换热器的结构参数。
用变化后的结构参数结合夏季运行工况，其空气侧换热系数、管壁温度、空气侧压降也有所改善。
将模拟结果与实验数据进行了比较，两者吻合很好，进一步验证了所建模型的可靠性。
关键词：空气源热泵冷热水机组动态模型稳态模型结霜 1 空气源热泵冷热水机组模型建立
空气源热泵冷热水机组由压缩机、空气侧换热器、水侧换热器、节流机构等设备组成。
在质量守恒、能量守恒、动量守恒的基础上，利用空气源热泵冷热水机组的四大部件的数学模型，并利用制冷剂在各部件的进出口状态参数把所建的四个部件模型耦合在一起，就构成了空气源热泵冷热水机组冬、夏季工况的模型。
耦合过程中的质量守恒是指各部件中的制冷剂质量流量相等，单位时间内流入某部件的制冷剂质量等于流出该部件的制冷剂质量；能量守恒是指机组的制冷量与压缩机对制冷剂作功之和等于冷凝器的热负荷；动量守恒即压力平衡，是指经过压缩机后制冷剂压力的提高值等于制冷剂在空气侧换热器、膨胀阀、水侧换热器等部件中的压力降之和。
2 典型冬季工况的模拟与分析
对于所建立的空气源热泵冷热水机组的动态数学模型[1]，采用计算机求解，计算工况见表1，计算从某一时刻压缩机吸入口开始。
调用各子程序，可以计算出空气侧换热器的换热量以及结霜等情况。
我国大部分地区处于季风气候区，热泵适宜应用的地区湿度普遍比较大，例如长江以南地区，相对湿度一般都在75%以上，若温度在0℃左右，极易结霜。
下面将采用机组的动态数学模型，分别计算机组在一些典型地区，如对于重霜区—成都所对应的工况B（0℃，85%）、一般结霜区—上海、杭州所对应的工况C（-4℃，75%）[2]，用变化后的空气侧换热器的结构参数，进一步对空气源热泵冷热水机组结霜工况进行计算及分析。
工况B（0℃，85%）
空气侧换热器结构参数采用变化后值：管径为8mm，分液路数10，管间距为，翅片间距分别为和4mm时，与采用原始的结构参数（管径为10mm，分液路数10，管间距为，翅片间距为2mm）相比，分析空气源热泵冷热水机组结霜工况下，机组性能参数随时间的变化。
图1至图4是机组空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化。
由图可见，水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数在翅片间距取时优于翅片间距取4mm时。
图1 空气侧换热器换热量随时间的变化
图2 水侧换热器换热量随时间的变化
图3 压缩机轴功率随时间的变化
图4 供热性能系数随时间的变化
采用原始的结构参数与变化后的结构参数对空气源热泵冷热水机组各性能参数的影响作了对比，从而得出结论：结构参数变化后，机组运行到35分钟时，压缩机轴功率从增加到，增加了%；水侧换热量从增加到287kW，增加了%；因此，对于工况B，采用变化后的结构参数（翅片间距），机组结霜工况性能改善明显。
工况C（-4℃，75%）
空气侧换热器结构参数变化后值：管径为8mm，分液路数10，管间距为时，翅片间距分别取和3mm时，与采用原始的结构参数相比，分析空气源热泵冷热水机组结霜工况下，机组性能参数随时间的变化。
图5至图8是机组空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化。
由图可见，空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数在翅片间距取时明显优于翅片间距取3mm时。
采用原始的结构参数与变化后的结构参数对机组各性能参数的影响作了对比，从而得出结论：结构参数变化后，机组运行时间延长，供热性能系数从增加到，增加了%；压缩机轴功率从增加到，增加了%；水侧换热量从增加到，增加了%,因此，对于工况C，采用变化后的结构参数（翅片间距），机组结霜工况的性能改善明显。
图5 空气侧换热器换热量随时间的变化
图6 水侧换热器换热量随时间的变化
图7 压缩机轴功率随时间的变化
图8 供热性能系数随时间的变化
3 典型夏季工况的模拟与分析
通过对结霜工况B～C，空气侧换热器结构参数对空气源热泵冷热水机组结霜特性影响的计算和研究，得出结论：采用变化后的结构参数，对机组性能尤其是减少结霜、延长机组运行时间有明显效果。
机组夏季按制冷工况运行，用变化后的换热器结构参数在夏季工况对机组运行是否产生影响，下面分别对工况B、C所对应的夏季工况D、E用变化后结构参数对机组进行计算和验证。
工况D（℃，86%）
空气源热泵冷热水机组夏季运行时，空气侧换热器作为冷凝器使用。
空气侧换热器是以空气作为冷却介质，靠空气的温升带走冷凝热量。
夏季工况机组运行时，随着时间的变化，机组各性能参数基本不改变，因此，夏季工况采用稳态模型进行计算。
图9至图10分别为夏季工况下，空气侧换热器在采用变化前后的结构参数，空气侧换热系数、管壁温度沿管长的变化。
可以看出，变化后的空气侧换热系数明显增大，空气侧管壁温度提高。
这是因为随着翅片间距的增大，使流过换热器的空气产生扰动变化，空气侧换热能力增强，冷凝热量迅速传递给空气，降低了空气与管壁的温差。
图9 空气侧换热系数沿管长的变化
图10 空气侧管壁温度沿管长的变化
采用变化后的结构参数，对于夏季工况D，制冷性能系数为，制冷量为，空气侧平均温度为℃，平均相对湿度为%。
这是由于空气侧换热器作为冷凝器向空气中传递冷凝热量，使空气温度升高，绝对含湿量不变，相对湿度降低。
因此，对于夏季工况D，机组空气侧换热器采用变化后的结构参数，机组紧凑性差，设备庞大，空气侧压降从降低到，降低了%，空气侧管壁温度也升高了%，使管壁温度与空气温度的温差减小，空气侧换热系数增大，强化了空气侧换热。
工况E（34℃，83%）
图11至图12分别为空气侧换热器结构参数在变化前后空气侧换热系数、空气侧管壁温度沿管长的变化。
可以看出，变化后的空气侧换热系数明显增大，空气侧管壁温度提高。
图11 空气侧换热器换热系数沿管长的变化
图12 空气侧管壁温度沿管长的变化
因此，用变化后的结构参数，对于夏季工况E，制冷性能系数为，制冷量为，空气侧平均温度为℃，平均相对湿度为%。
这是由于空气侧换热器作为冷凝器使用，向空气中传递冷凝热量，使空气温度升高，绝对含湿量不变，相对湿度降低。
除机组紧凑性差，设备庞大，空气侧压降从降低到，降低了%，管壁温度升高%，使管壁温度与空气温差减小，空气侧换热系数增大，强化空气侧换热。
4 结论
在质量守恒、动量守恒、能量守恒的条件下建立了空气源热泵冷热水机组全年运行工况的数学模型。
采用该模型对机组的冬季工况B、C进行了计算分析，通过改变翅片管换热器的片距、管径、管间距等结构参数，从减少结霜量，延缓结霜，延长融霜时间间隔为出发点，采用变化后的换热器结构参数，计算分析各参数对空气源热泵冷热水机组性能的影响，得到了机组的空气侧换热量、水侧换热量、压缩机轴功率和供热性能系数随时间的变化规律。
结合夏季工况，运用变化后的换热器结构参数，采用夏季稳态模型对机组的夏季工况进行计算分析，得到了机组空气侧换热系数、空气侧管壁温度等的变化规律。
模拟结果表明，处于重霜区的成都所对应的冬季工况B（0℃，85%），相对湿度比较高，冬季温度处于易结霜温度范围内，得出结构参数：翅片间距取，管径取8mm，分液路数取10，管间距取；处于一般结霜区的上海、杭州所对应的冬季工况C（-4℃，75%），得出结构参数：翅片间距取，管径取8mm，分液路数取10，管间距取，结合全年运行情况，机组处于较好的运行性能。
因此对于不同地区应用的空气源热泵冷热水机组，应根据结霜情况的不同，配置不同结构参数的空气侧换热器。
