北京某教学楼空气源热泵供暖系统现场实验

(1 哈尔滨工业大学建筑学院 哈尔滨 150090； 2 黑龙江省建筑节能与能源利用重点实验室 哈尔滨 150090； 3 丹佛斯自动控制管理(上海)有限公司 上海 200233)

空气源热泵供暖作为一种清洁的供暖形式[1]，在我国北方，特别是京津冀地区具有良好的应用前景[2]。随着国家“煤改清洁能源”政策的推广，空气源热泵逐渐在寒冷地区普及。为满足市场需求，保证供暖系统在室外气温较低时可以高效稳定运行，市场上出现了大量低温型空气源热泵产品[3-6]，低温工况下的性能系数也有很大提高[7]。但是在实际应用中空气源热泵的运行工况常常偏离名义工况和低温工况，存在运行性能远低于铭牌性能的实际问题[8]。因此，为了解空气源热泵供暖系统在整个供暖期的运行状况，需要大量的现场测试数据的支撑。

随着热计量的推行[9]，温控器逐渐应用于常规的供暖系统[10-11]，既节能又能保证室内环境的热舒适性，克服了用户难以调控供热量及房间温度过高的难题[12-13]。而将温控器应用到空气源热泵供暖系统中，温控器对空气源热泵的供暖效果、机组性能以及节能性是否会产生影响，目前相关的研究较少。

本文以建筑供暖为研究对象，通过室温控制结合水力平衡措施减少室内供热量，降低空气源热泵的能耗，达到节能减排的目的。根据北京某教学楼现场实测的数据，采用量化的方法分析了带室温控制的空气源热泵+地板辐射供暖系统的供暖效果、机组性能及节能性。

1 现场测试方案

1.1 测试系统原理

测试的北京某教学楼的建筑平面图如图1所示。供暖区域分为A、B两区，分别采用了一套空气源热泵+地板辐射供暖系统，热源均采用某品牌喷液型低温空气源热泵，额定制热量为90.0 kW，两套系统相互独立。图2所示为A/B区的供暖系统原理。

图1 建筑平面图Fig.1 Architectural plan

图2 供暖系统原理Fig.2 The principle of heating system

A区地板辐射供暖末端的分集水器处安装了温控器+动态压差平衡型电动调节阀(后简称调节阀)，现场安装如图3所示。温控器可以自动控制供热阀门的开断，实现控制室温和节能的目的；调节阀集压差控制器与电动调节阀为一体，既可控制流量又能保证持续的自动水力平衡，原理可参考文献[14]。在供回水主干路上安装了压差旁通阀，用于供热水系统的压差旁通控制，保护系统的正常运行。B区未安装温控器、调节阀及压差旁通阀，运行中不做流量和室内温度控制。

A区建筑面积为1 722 m2，根据围护结构参数，计算得到热指标为61.6 W/m2，B区建筑面积为1 615 m2，热指标为56.9 W/m2，A区和B区建筑面积和热指标接近，系统形式和布置相同，具有可比性。

根据现场调研结果，按该教学楼的教学时间设定温控器的预设温度，该教学楼周一至周五8∶00—21∶30为教学时间，周末全天无人。综合考虑地板辐射供暖的房间预热特性，温控器房间温度预设值为：周一至周五05∶30—22∶30及22∶30—05∶30设定温度分别为21 ℃及12 ℃，周末全天设定温度为12 ℃。

图3 A区温控器+调节阀的现场安装Fig.3 Field installation of the thermostat and control valve in area A

机组出水温度根据学校教学日历设定：阶段1(教学期间)为2016-12-15—2017-01-23，需保证供暖需求，机组出水温度为35 ℃；阶段2(寒假期间)为2017-01-24—2017-02-19)，仅需防冻，机组出水温度为20 ℃。

测试了系统的供回水温度、系统流量、耗电量及室内外温度。在热泵机组附近各设1个温度传感器，测试室外温度波动，测试精度为±0.3 ℃；在供回水总干管处各设1个Pt1000铂电阻温度传感器，测试系统供回水温度，测试精度为±0.1 ℃；各房间根据JGJ/T177—2009[15]按面积大小分别设置1～3个Pt100铂电阻温度传感器，测试房间室内温度，测试精度为±0.1 ℃。系统供水管处设电磁流量计，测试精度0.5级。电表测试精度1级。测试周期均为5 min，温度、系统流量、耗电量的测试数据由电脑自动采集和存储。

1.2 数据处理

系统供热量：

(1)

式中：QH为系统的供热量，kW·h；ρ为水的密度，kg/m3；cp为水的比热容，J/(kg·K)；V为系统循环流量，m3/s；tw1i为i时刻供暖系统供水温度，℃；tw2i为i时刻供暖系统回水温度，℃；Δτi为i次测试时间间隔，s；T为测试周期。

热泵机组性能系数：

(2)

式中：COPi为第i时段热泵机组性能系数；QHi为第i时段热泵机组供热量，kW·h；Ni为第i时段热泵机组耗电量，kW·h。

区别于机组性能系数，考虑水泵对系统性能影响，系统性能系数：

(3)

机组负荷率：

(4)

式中：K为机组负荷率；Tc为机组所有压缩机当日总工作时间，h；n为机组压缩机个数。

供热量、COP和COP′的相对误差分别为±0.8%、±1.8%和±1.8%。

2 现场实验结果及分析

2.1 供暖效果

图4所示为2016-12-15—2017-02-19测试期间，房间室内温度随时间的变化。106和107房间属于A区系统，108和109房间属于B区系统。

图4 房间室内温度随时间的变化Fig.4 The variation of indoor temperature with time

阶段1期间的系统出水温度为35 ℃，A区系统房间温度波动范围为16.4～23.5 ℃，低温时段出现在周末，与温控器温度预设值相吻合，而高温时段主要出现在工作日，从整体上看室温以7 d为一个周期呈周期性分布。B区系统房间温度波动范围为22.5～27.4 ℃，室温波动小。阶段2期间的系统出水温度为20 ℃，A区系统室温为12.6～21.9 ℃，B区系统室温为13.6～23.8 ℃，两个系统大多数时间室温约维持15 ℃。

该供暖系统的供暖效果满足我国寒冷地区室内温度18～24 ℃的设计要求[16]，在温控器的调节下，A区系统的室温低于B区系统的室温，且更满足室温设计要求。

2.2 供热量及调控

在供暖期间，室外温度是影响建筑需热量变化的主要因素，室外温度升高，建筑所需供热量也会相应降低。图5所示为2016-12-15—2017-02-19总测试期间，A/B区系统逐日供热量及日均温随时间的变化。可知，阶段1的日供热量大于阶段2，这主要是由于机组出水温度由35 ℃降为20 ℃导致。在整个运行阶段，A区的日供热量小于B区，特别是周末，日供热量下降明显，说明温控器发挥了调控日供热量的作用，能进一步发挥空气源热泵的节能性。

图5 日供热量与日均温随时间的变化Fig.5 The variation of daily heating capacity and daily average temperature with time

为进一步研究温控器的控制作用，选取一组典型的实验数据分析室温控制对系统流量和供热量的影响。图6所示为系统的逐时供热量和逐时流量随时间的变化，其中图6(a)中测试时间为2017-01-18—2017-01-23(阶段1)，图6(b)中测试时间为2017-02-02—2017-02-08(阶段2)。由图6(a)可知，A区系统在温控器、调节阀与压差旁通阀协同作用下，实际为变流量运行。在工作日的工作时间(05∶30—22∶30)温控器设定温度为21 ℃，供热量需求大，流量增大；当室内温度满足需求后，转为低流量运行；无人时(22∶30—05∶30)温控器设定温度为12 ℃，供热量需求小，流量减小。周末，全天温控器设定为12 ℃，供热需求较低，整个时间段都处于低流量运行。A区系统逐时流量呈明显的周期性变化。B区系统无室温调控，逐时流量维持不变，在周末无人时，存在较大逐时供热量情况，能量浪费严重。

图6 逐时供热量和逐时流量随时间的变化Fig.6 The variation of hourly heating capacity and flow with time

由图6(b)可知，A/B区系统的机组出水温度均降为20 ℃，但A区室内房间温控器的控制逻辑仍与阶段1相同，机组出水温度难以满足房间室温21 ℃的设定要求，在工作日白天仍以大流量供热，这也是造成图5中A区与B区阶段2期间逐时供热量相差不大的原因。A区功耗增大，节能潜力下降。因此在实际运行中，室内房间的控制逻辑应与室外机组的控制逻辑相匹配。

2.3 能耗及能效

2.3.1能耗

选取2018年1—10月在我院接受治疗的60例急性单纯性阑尾炎患者作为研究对象，按照随机数字表法分为两组，每组各30例。观察组中，男17例，女13例；年龄12～79岁，平均年龄（34.86±3.92）岁；病程1～10 h，平均病程（4.06±1.33）h。对照组中，男16例，女14例；年龄19～75岁，平均年龄（35.08±3.14）岁；病程1～10 h，平均病程（4.12±1.27）h。两组患者一般资料比较，差异无统计学意义（P＞0.05），具有可比性。

在空气源热泵+地板辐射供暖系统上引入室温控制，实现按需供热，提高系统的节能性。耗电量可直观反映引入室温控制的节能效果，为了消除供暖面积和热负荷略微差异的影响，引入单位面积耗电量计算节能率。图7所示为2016-12-15—2017-02-19总测试期间，日耗电量随时间的变化，统计结果见表1。

图7 日耗电量随时间的变化Fig.7 The variation of daily power consumption with time

由图7可知，阶段1与阶段2相比，热泵机组出水从35 ℃降至20 ℃，日耗电量明显下降，阶段2的日耗电量约为阶段1的1/3。阶段1期间，A区系统的日耗电量显著低于B区系统的日耗电量；阶段2期间，工作日的日耗电量A区系统与B区系统相差不大，但周末的日耗电量A区系统明显低于B区系统。由于水泵为定频水泵，其耗电量接近，图7中水泵的耗电量占总耗电量比重较大，特别是A区系统，阶段1水泵耗电量达到30%以上，阶段2时水泵占比超过50%，说明今后的研究中需要进一步降低水泵的耗电量。

由表1可知，引入室温控制后，解决了供热过量的问题，大大降低了耗电量。阶段1期间，系统正常供暖，节能率为24.4%；阶段2期间，防冻运行工况，节能率略有下降，为16.3%。总测试期间，节能率为22.5%。阶段2期间节能率下降的主要原因是在出水温度降为20 ℃后，温控器的设置并没有改变，导致系统无法满足室内设定温度，热泵机组工作时间延长，能耗增加。说明当热泵机组在防冻低温运行时，温控器需要相应降低设定的室温，以获得更大节能效益。

表1 单位建筑面积耗电量的统计Tab.1 Statistics of power consumption per unit building area

2.3.2能效

图8所示为为测试期间A/B区的COP和COP′随时间的变化。阶段1期间，A区系统COP在3.21～4.47波动，COP′在2.26～2.86波动；B区系统COP在2.80～4.91波动，COP′在2.32～3.82波动。可知阶段1期间，两系统的热泵机组工作相对平稳，A区与B区系统的COP分别为3.56和3.54，无明显差距。说明出水温度为35 ℃时，引入室温控制和水力平衡调控措施对热泵机组的性能无明显影响。阶段1期间，A区与B区系统COP′分别为2.56和2.86，原因在于A区系统实际为变流量系统，实际运行中水泵流量需求小于设计流量，水泵耗电量占比更大，因此水泵能耗对整个系统的COP′有较大影响。

图8 COP和COP′随时间的变化Fig.8 The variation of daily COP and COP′ with time

阶段2期间，A区和B区系统的COP均高于阶段1，分别为6.38和4.74，其中A区系统提升更为明显，周末COP大于10。原因为阶段2期间，热泵机组出水温度为20 ℃，有利于冷凝器侧的换热；A区系统带有室温控制，周末大部分时间温控器关闭，建筑侧的耗热量降低导致机组长时间停机，但水泵仍继续运行，而由于室温较低(图4阶段2)，室内侧的换热仍持续进行，出现了COP非常高的情况。

图9所示为A区系统阶段2期间，机组负荷率随时间的变化，1月28日(周六)供热量是1月27日(周五)供热量的59%，但1月28日的耗电量仅为1月27日耗电量的32%，故出现了周末COP偏高的情况，周末的部分热量是工作日所制得。对于B区系统，没有工作日与周末的区别，负荷率变动幅度不大，故图8(a)中B区系统COP变化幅度较小。

图9 机组负荷率随时间的变化Fig.9 The variation of load factor with time

图10 热泵性能曲线验证Fig.10 Verification of heat pump performance curve

3 结论

本文对北京某教学楼A/B区域的两套空气源热泵供暖系统进行的现场实验测试，其中A区系统末端安装了温控器与动态压差平衡型电动调节阀，通过运行性能对比分析，得到如下结论：

1)带有室温控制的A区系统供暖效果优于无室温控制的B区系统，室温更符合人员需求。室温控制的空气源热泵能根据用户需求向室内提供热量，达到“按需供热”的目的。

2)在正常供暖时，加入室温控制和水力平衡控制不会降低机组性能，且实际COP接近机组的性能。供暖期间，A区和B区系统的COP分别达到3.56和3.54，无明显差异。

3)合理设置温控器参数，可以提高系统节能率。在出水35 ℃的正常供暖期间，A区系统相比于B区实现了24.4%的较高节能率。在出水20 ℃的防冻期间，由于温控器设置未相应更改，A区系统节能率仅为16.3%，整个测试期间的节能率降为22.5%，说明室温控制应与出水温度相匹配。

4)适合的水泵运行策略，可以提高系统的性能。考虑水泵的耗电量，A区和B区供暖期间COP′分别为2.56和2.86，过高的水泵耗电占比是导致A区系统性能略低于B区系统性能的主要原因，可考虑采用变频策略控制水泵运行或者两台小型泵，应对不同负荷下的运行，改善系统性能。