杭州地区大型地源热泵系统全年运行性能研究

席加，秦祥熙，李少华，李勇*，王如竹

（1-上海交通大学，上海 200240；2-浙江省地质调查院，浙江杭州 311203）

杭州地区大型地源热泵系统全年运行性能研究

席加*1，秦祥熙2，李少华2，李勇**1，王如竹1

（1-上海交通大学，上海 200240；2-浙江省地质调查院，浙江杭州 311203）

本文以杭州地区某高层建筑地源热泵系统为实验平台，对全年一个完整的供冷、供暖周期内地源热泵的运行性能进行了测试分析。运行结果表明，在杭州市的气候条件下，该地源热泵系统机组平均COP为供冷季5.0、供暖季4.5。通过定量分析机组和水泵能耗，发现本系统水泵能耗占整个系统的能耗比达到40%以上；通过定量分析该地源热泵系统与土壤间的传热量，验证了长江三角洲地区地源热泵系统与土壤间的热交换不平衡现象，该系统全年热不平衡率为35.4 %，由此可能产生“热堆积”现象。最后，本文对如何研究“热堆积”对周围环境的影响做出了展望，并对改善系统运行性能提出了几点建议。

地源热泵系统；全年运行性能；系统能耗分析；热堆积

0 引言

地源热泵作为一种清洁、可再生的新能源技术在能源的可持续发展战略中起着重要作用。相关政策表明，“十三五”期间，我国将积极开发利用地热能等新能源，并在长江中下游推广地源热泵供暖制冷应用。因此，针对便于推广的大型地源热泵系统的研究十分重要。目前国内对于地源热泵的研究主要在高校中进行。汤志远等[1]对我国地源热泵技术的研究进展和产业发展进行了探讨；武曈等[2]对地源热泵的研究与应用现状做了总结；曲云霞[3]利用能量守恒和质量守恒原理建立了一个地源热泵系统仿真模型，并利用某地源热泵空调系统做了夏季冬季运行实验验证；许磊[4]通过FLUENT软件模拟地埋管附近地下水渗流的情形；刘欢[5]通过层次分析法与多元线性回归分析相结合，建立了地源热泵综合性能评价指标并对具体实际工程进行了评价。国外方面，MONTAGUD等[6]对欧洲某一办公楼地源热泵供冷供热项目进行了为期五年的运行数据监测；HACKEL等[7]利用TRNSYS软件对一种混合式地源热泵系统进行了模拟研究。CAMDALI等[8]以Bolu地源热泵工程项目为背景，在MATLAB环境下进行了数值模拟，并将模拟结果和Solkane Refrigerant软件模拟结果进行了对比。

由于大型系统现场数据长期监测的不便性，国内外研究对象多是小规模的地源热泵系统，或是针对大型系统的软件模拟，缺乏对大型系统实际运行数据的测量和分析。与此同时，国内的大型系统应用很多，因此对大型地源热泵系统实际运行数据的测量以及运行特点和能效分析就显得相当重要。本文以杭州某大型地源热泵系统为实验平台，建立了大型地源热泵系统的现场监测，从实际工程的角度，给地源热泵系统在长江三角洲地区的推广提供建议。

1 系统介绍

本文中的监测工程为浙江省科技信息综合楼（图1），位于杭州市滨江区。建筑设计规模为22,091 m2，其中地上建筑为五层，建筑面积17,642 m2，局部设一层地下室，建筑面积为4,449 m2。

图1 浙江省科技信息综合楼

该地源热泵系统的地埋换热管采用双U型竖埋，管材采用HDPE100管，地埋管热交换孔布置在建筑周围空地处，从地表算起的有效深度为150 m，孔间距4 m，共201个热交换孔，具体布置如图2所示。每个房间采用单独控制的风机盘管系统，主机采用两台相同型号的螺杆式地源热泵机组，最高制冷、制热功率分别可达930 kW和940 kW，系统运行原理如图3所示。冷热水机组采用水-水螺杆冷热水机组2台，水泵包括用户端空调冷热水循环泵和地埋管端冷却水泵各3台（2用1备），机组的标准设计工况性能如表1。监测网络监测的数据包括温度、压力、流量、用电量。

图2 地埋管热交换孔俯视图（圆圈为热交换孔截面）

图3 系统运行原理图

表1 热泵机组设计工况参数

2 实验测试及数据采集系统

2.1 测试仪器

测试工作从2015年春季开始至2016年春季截止，测量参数主要包括用户端和地源端水温、流量，以及机组和水泵耗电量。水温采用PT1000铂电阻温度变送器采集，精度为±0.05 ℃；流量采用DWM2000型电磁流量计，精度±1%；机组及水泵耗电量用精度为±1%钳形功率表计量。

2.2 数据采集系统介绍

数据采集系统首先由相关传感器、数据采集器完成数据采集工作，然后数据采集器将相关数据发送到电脑并通过西门子WINCC软件进行数据展示，而后将数据传输到监测总站。最后，在监测总站电脑端使用美国Iconcions公司的GENESIS64软件进行数据的最终处理、展示、储存。数据储存频率可自由设定，本次测试的系统设计为每5 min储存一次数据，数据保存年限为3年。

3 全年运行性能结果

3.1 系统分析指标

系统的分析指标主要有3个。一是系统的冷热负荷，夏季制冷时体现为制冷量，冬季供暖时体现为供暖量，冷热负荷直接体现了对系统制冷和供暖能力的要求；二是地埋换热器侧热流量，夏季制冷时表示系统向地排热量，冬季供暖时表示系统从地吸热量，地埋换热器侧热流量对地下温度场的影响很大，直接或间接地影响了周围的生态环境，是该系统与环境热传递的主要部分；三是机组或系统的能效比（COP），机组能效比为制冷量（供暖量）与机组耗电量之比，系统能效比为制冷量（供暖量）与系统总耗电量（包括机组和水泵耗电量）之比，能效比直接反映了机组或系统的能量转换效率，是评价一个热泵系统好坏最为直接的性能指标。3个分析指标的计算公式如下：

式中：

Q1——制冷（供暖）量，kW·h；

ρ1——用户端水密度，kg/m3；

V1——用户端水流量，m3/s；

cp1——用户端水比热容，kJ/(kg·℃)；

T2——用户端回水温度，℃；

T1——用户端供水温度，℃；

t——系统运行时间，h。

式中：

Q2——放热（吸热）量，kW·h；

ρ2——地源端水密度，kg/m3；

V2——地源端水流量，m3/s；

cp2——地源端水比热容，kJ/(kg·℃)；

T2′——地源端供水温度，℃；

T1′——地源端回水温度，℃；

t——系统运行时间，h。

式中：

COP——能效比，无量纲；

Q1——制冷（供暖）量，kW·h；

W——机组或系统耗电量，kW·h。

3.2 供冷季、供暖季典型日地源热泵系统运行性能

为了更加具体地体现地源热泵系统在各季的运行特性，本文在供冷季和供暖季分别选取了一个典型日进行计算分析。供冷季典型日为2015年7月20日，室外温度(26～32) ℃，平均相对湿度63%～92%，系统当日运行8.75 h。该典型日各时刻用户端与地源端的进出口水温如图4所示。用户端供、回水温度分别稳定在12 ℃、14 ℃左右，温度差范围为(1.8～2.4) ℃，温度差平均值为1.9 ℃。地源端供、回水温度分别稳定在30 ℃、25 ℃左右，温度差范围为(5.0～5.8) ℃，温度差平均值为5.1 ℃。与之相对应的用户端和地源端的日均水流量分别为296 m3/h、161 m3/h。由式(1)和式(2)可得制冷量Q1的值为5,777 kW·h，地埋管换热器放热量Q2的值为8,422 kW·h。通过电表数据得当日系统运行时间内机组耗电量1,004 kW·h，根据机组耗电量和制冷量，由式(3)可得当日机组的能效比COP值为5.76。

供暖季典型日为2016年1月5日，室外温度(7～9) ℃，平均相对湿度89%～98%，系统当日运行8.42 h。该典型日各时刻用户端与地源端的进出口水温如图5所示。用户端供、回水温度差平均值为2.7 ℃，地源端供、回水温度差平均值为2.4 ℃。用户端和地源端的日均水流量分别为245 m3/h、176 m3/h，可得供热量Q1的值为6,515 kW·h, 地埋管换热器吸热量Q2的值为4,131 kW·h。通过电表数据得当日系统运行期间内机组耗电量1,389 kW·h，可得当日机组的能效比COP值为4.69。当日水泵耗电量为751 kW·h，可得当日系统能效比COP值为3.0。

3.3 供冷季运行实验结果

本文中的地源热泵系统供冷季为2015年6月15日至2015年9月24日，这段时间杭州气候为炎热的夏季，系统于每个工作日内运行并向室内供冷。由于该系统用于企事业单位大楼，周末及法定节假系统不运行，加上个别天数据传输故障，整个供冷季有效计算天数为47天，平均每天供冷量4,297 kW·h，向地下排热量6,102 kW·h，机组耗电量865 kW·h。在该周期内，机组COP在2.4～6.7之间波动，基本维持在4～6之间，平均值为5.0。供冷季部分天机组COP、日平均气温、机组耗电量、制冷量和排热量变化情况如图6所示。

由图6看出，系统制冷量和机组耗电量随着室外平均温度增减而呈同步增减趋势。同样，用户供回水温差也随室外环境温度升高有明显的增大趋势（图7）。原因是在供冷季，室外温度越高，室内外温差越大，冷负荷则越大，而在水泵为恒功率运行的情况下导致用户侧供回水温差、机组耗电量随之增大以保证室内达到设定的最舒适温度。由此可以看出，室内人员、设备对热负荷的影响不大，热负荷主要受室外温度的影响。机组最高COP出现在8月11日，最低COP出现在8月13日，正好分别出现在运行时间最长和运行时间最短的天。这是因为系统启动时需要预热，该阶段耗电量较大，且系统尚未开始正常制冷，导致运行时间较短的那天单位时间耗能更多，从而使得机组COP降低。

图4 供冷季典型日（7月20日）进出口水温及室外温度变化

图5 供暖季典型日（1月5日）进出口水温及室外温度变化

图6 供冷季运行情况

图7 供冷季用户供回水温差随室外平均温度变化关系

3.4 供暖季运行实验结果

供暖季时段为2015年11月11日至2016年4月5日，系统于每个工作日内运行并向室内供暖。除去假期系统不运行及个别天数据传输故障，整个供暖季有效计算天数为50天，平均每天供暖量5,237 kW·h，从地下吸热量3,263 kW·h，机组耗电量1,161 kW·h。供暖季内还对各水泵的耗电量进行了测量，平均每天水泵耗电量为759 kW·h。在该周期内，机组COP在2.0～5.8波动，基本维持在4～5，平均值为4.5；系统COP在2.2～3.5波动，基本维持在2.4～3.2，平均值为2.7。供暖季部分天机组、系统COP，日平均气温，机组、水泵耗电量，供暖量和吸热量变化情况如图8所示。

与供冷季相反，供暖季室外温度越低负荷越大，系统供暖量、机组耗电量、水泵耗电量随着室外平均温度增减而反向增减。机组最高COP出现在1月22日，最低COP出现在12月22日。最低COP依旧出现在系统运行时间较短的天，这与供冷季运行时一致。该季内机组、系统COP随室外温度的降低而增大，并且趋势较为明显（图9）。

图8 供暖季运行情况

图9 供暖季COP随室外温度变化关系

3.5 实验结果误差分析

由于供冷季典型日和供暖季典型日的测量计算方法一样，因此本文只对供冷季典型日误差分析过程详细介绍。

假设水的物性为常数，令|T2-T1|=θ1，|T2′-T1′|=θ2。由式(1)～式(3)和误差传递函数可得供冷量绝对误差ΔQ1、放热量绝对误差ΔQ2、COP绝对误差ΔCOP分别为：

由于本文中的测量监测系统每五分钟测量记录一次数据，计算所用水流量和水温差为日均值，因此水流量绝对误差ΔV1、ΔV2和水温差绝对误差Δθ1、Δθ2为一天n组数据绝对误差的算术平均误差，即：

其中，i=1,2,……,n。

由流量计和温度传感器精度计算可得用户端水流量绝对误差ΔV1=2.96 m3/h，地源端水流量绝对误差ΔV2=1.61 m3/h，用户端和地源端供回水温差绝对误差ΔQ1=ΔQ2=0.1 ℃。由电功率表精度计算可得机组耗电量绝对误差ΔW=10 kW·h。将上述结果代入式(4)～式(6)可得供冷量绝对误差ΔQ1=361 kW·h、放热量绝对误差ΔQ2=249 kW·h、能效比COP绝对误差ΔCOP=0.36。

因此供冷季典型日供冷量Q1=(5,777±361) kW·h，相对误差为6.2%。放热量Q2=(8,422±249) kW·h，相对误差为3.0%。能效比COP=5.76±0.36，相对误差为6.3%。

4 全年运行性能分析

4.1 系统全年运行的稳定性

供冷季机组平均COP为5.0，略低于机组设计COP（5.36）；供暖季机组平均COP为4.5，略高于机组设计COP（4.03），但供暖季系统平均COP略低，为2.7；全年周期内机组平均COP为4.8，用户端和地源端供回水温差基本稳定在(2～3) ℃，系统运行稳定（表2）。

表2 供冷、供暖季全年运行情况

4.2 室外温度对系统性能的影响

由图6和图9可以看出，在一定范围内，系统热负荷越大，机组COP越高。这是由于室外温度对冷端基本无影响，对热负荷影响很大。在热泵机组设计热负荷范围内，机组内压缩机等耗能部件在热负荷变化时能耗（W）变化不大，而在低热负荷时供冷热量（Q1）更低，导致低热负荷时机组COP较低（公式3）。由表3也可以看出，在供冷季时，实际热负荷占设计热负荷的比要比供暖季时低很多，因此导致了供冷季运行机组COP未达到设计值，而供暖季机组COP达到并超过设计值。综上可知，实际热负荷占设计热负荷的比越大，机组COP越高。因此，热泵机组的选型对机组COP的影响很大。

表3 供冷、供暖季热负荷情况

4.3 水泵能耗对系统COP的影响

供暖季水泵耗电量的监测结果显示，在整个供暖季内，水泵耗电量占系统总耗电量之比的平均值为40%，并且随着水泵耗电量占总耗电量比例越高，系统的COP越低（图10）。由运行情况也可以看出，虽然供暖季内机组的COP达到4.5，但由于水泵的高能耗导致系统的COP只有2.7。因此，水泵能耗是影响系统COP的重要因素，如何降低水泵耗电比对提升整个系统的综合性能显得尤其重要。

图10 系统COP随水泵耗电量占总耗电量比变化关系

4.4 地源热泵与土壤之间的换热不平衡现象

很多文献中都已经指出，在寒冷地区，地源热泵供暖季从土壤吸收的热量远高于供冷季向土壤排出的热量[9-10]。而在如杭州气候条件下的夏热冬冷地区，地源热泵供冷季向土壤排出的热量远高于供暖季从土壤吸收的热量[11-12]。特别是在大型公共建筑中，地源热泵与土壤间的热平衡是影响热泵系统持久稳定运行的至关重要的因素[13]。但是很多的热不平衡现象是在模拟实际项目的基础上估算得出的[14-15]，缺乏对大型系统实际监测并定量计算。本文在未采用热恢复技术的前提下，定量地分析了在一个供冷、供暖全周期内地源热泵与土壤间的换热情况（表4，正为向土壤排热，负为从土壤吸热）。由于监测过程中数据传输偶尔出现异常情况，得到供冷季有效数据47天，供暖季50天，由此可以求得日均换热量。而实际供冷季为72天，供暖季为87天，由日均换热量即可推算出各季总换热量。从表中可以看出，供冷季地源热泵向土壤日均排热量为21.97 GJ，供暖季从土壤日均吸热量为11.75 GJ，日均热不平衡率为46.5%；供冷季地源热泵向土壤总排热量为1,582 GJ，供暖季从土壤总吸热量为1,022 GJ，全年地源热泵向土壤净排热量为560 GJ，热不平衡率为35.4%。热量每年不断地向土壤堆积，产生“热堆积”现象，这与其它文献中得出的值和结论一致[11-12]。值得注意的是，由于该系统实际运行时供暖季时间要比供冷季时间长，因此实际全年的热不平衡率比文献中预测的略低。即便如此，该地源热泵系统全年向土壤净排热量还是相当可观，如此大的热不平衡对地下温度场、周围环境会产生何种影响，如何缓解这种影响将是影响我们今后推广利用该技术的关键。

表4 地源热泵与土壤热交换情况

5 结论

本文在长江三角洲地区具有夏热冬冷气候的代表性城市杭州进行了为期一年的大型地源热泵系统运行监测，运行结果表明：1）该系统全年运行时供回水温差稳定，能够向用户提供稳定的热能或冷能；2）室外温度对冷端基本无影响，对热负荷影响很大；夏季室外温度越高，系统热负荷越大，机组COP越高；冬季室外温度越低，系统热负荷越大，机组COP越高；实际冷热负荷占设计冷热负荷的比越大，机组COP越高；因此选用机组功率可随热负荷变化的变频热泵机组可有效地提高机组COP，减少机组能耗；3）该系统水泵能耗占本系统能耗比重很大；选择变频水泵、降低水泵耗电比，可以有效地提高系统COP，减少系统能耗；4）在夏热冬冷的长江三角洲地区，地源热泵系统与土壤间产生的热交换不平衡现象显著，易导致“热堆积”现象。该地源热泵系统全年与土壤换热的热不平衡率为35.4%。因此，为了研究这种现象对周围环境产生的影响，对周围环境的热流分析显得尤其重要。事实上，该地源热泵项目已经布置了地下温度场的监测系统，今后我们将对该系统的地下温度场和地下热流情况进行分析。

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Research on Annual Operation Performance of Large Scale Ground Source Heat Pumps in Hangzhou

XI Jia*1, QIN Xiangxi2, LI Shaohua2, LI Yong**1, WANG Ruzhu1
(1- Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240, China; 2- Zhejiang Institute of Geological Survey, Hangzhou, Zhejiang 311203, China)

The annual operating performance of ground source heat pump system (GSHPs) applied in a high-rise office building was tested and analyzed. The actual operation results show that the average COP (Coefficient of Performance) of heat pump units is 5.0 in cooling season and 4.5 in heating season. The result of analysis shows that the water pump accounts for a great proportion of system power consumption (40%). In addition, from a quantitative analysis of heat transfer between the GSHPs and the ground, the total heat absorbed from the soil would be lower than that rejected to the soil by 35.4 % during the one year operation and the heat unbalance between GSHPs and soil which may lead to “heat accumulation” in the Yangtze River Delta region has been validated. Finally, some suggestions are given to investigate the influence of “heat accumulation” to the environment, so as to improve the system performance.

Ground source heat pump system; Annual operating performance; System power consumption analysis; Heat accumulation

10.3969/j.issn.2095-4468.2017.01.204

*席加（1992-），男，硕士研究生，主要从事地源热泵、太阳能等新能源应用研究。

**李勇（通信作者），男，副教授，博士。研究方向：可再生能源利用。联系地址：上海市东川路800号机械动力A楼，邮编200240。联系电话：021-34206056。Email：liyo@sjtu.edu.cn。

国家自然科学基金国际（地区）合作与交流项目（No. 5151101162）。

本论文选自2016年第九届全国制冷空调新技术研讨会。