空气源热泵与建筑耦合的变工况分析及优化

2018-10-16

制冷学报 2018年5期

(湖南大学土木工程学院长沙 410082)

热源和末端夏季炎热冬季寒冷是夏热冬冷地区典型气候特征，冬夏一体化空调系统(包括冷热源一体化、末端一体化或冷热源和末端皆一体化的系统)更适用于夏热冬冷地区。空气源热泵机组具有适用范围广、投资成本低、空调系统冷热源和末端一体化、占地面积小、节能又无污染等优点。但由于夏热冬冷地区冬季低温高湿，空气源机组的室外侧易结霜，导致实际低温工况制热效果与理论效果相差较大，因此产品的额定工况性能不能真实反映机组实际运行特性[1]，需要更合理的热泵选型依据及评判标准。

针对空气源热泵冬季运行易结霜的问题，许多学者进行了相关研究。Tang Jinchen等[2-3]采用实验和模拟的方法设计了前置式防结霜装置。Y. B. Lee等[4-5]研究发现翅片霜层的厚度和结霜质量会随着室外空气含湿量的增大而增大。P. Kim等[6]基于Lews数建立了水分蒸发方程，实验分析了热泵除霜的能耗。室外空气的温度和含湿量均会影响机组的结霜程度，空气源热泵机组除霜方式主要采用变节流、增大传热面积和压缩机补气增焓等方法。王志华等[7]利用固体干燥剂实现了空气源热泵热水机在室外空气含湿量低于结霜条件下的无霜运行，COP比传统热气旁通除霜系统高7.25%。Xu Shuxue等[8]研究的补气增焓热泵比普通机组制热量可提高4%～6%，制冷量提高约4%。有关空气源热泵机组的结霜问题和热力学性能的研究已经有所突破，但较少同步跟进实际选型依据和评判标准，由于选型方法和评判依据的不合理导致机组的性能降低，限制了空气源热泵在夏热冬冷地区的推广。

目前针对空气源热泵热水机组大多采用热泵机组的名义工况来衡量性能[9]，F. W. Yu等[10]意识到名义工况衡量机组实际运行效果的不合理性。龚光彩等[11-12]基于有限时间热力学方法数值模拟了热泵结霜性能，发现机组的性能参数会随蒸发温度的降低而降低。吴静怡等[13]认为机组能效比受室外气象条件和用户用水习惯影响较大，引入全年综合工况作为参照工况点对空气源热泵热水机组进行实际能效的评定。国内外也提出了许多评价空调的季节性能指标，日本的JRA 4046—1999标准[14]和美国的ARI 210/240—2003标准[15]均采用季节能效比SEER/SCOP来评价空调的节能性能。最先由美国提出的IPLV评价标准[16]用于评价冷水机组的季节运行性能，但该指标低估了满负荷运载的权重，仅根据有限典型负荷率来计算权重系数。我国变频空调引入了APF作为能效评价指标，增加了中间制冷和中间制热的工况点作为参考[17]。这些季节性评价指标虽然考虑了样本额定工况外的工况，却仍难以综合评价和预测热泵低温高湿工况实际产能输出与建筑负荷需求的满足程度及相应不利工况的能效比。因此空气源热泵冬季运行时，依然出现无法满足热舒适要求，而提高室内空调温度或在室内侧增加其他电辅热装置导致能耗增大。

本文从整个建筑空调能量系统出发，分别建立了基于室内外温度和室外含湿量等因素的建筑动态负荷需求模型、不同类型空气源机组变工况产能输出及COP模型和二者基于负荷平衡的耦合模型，将机组产能输出刚好满足建筑负荷需求的工况视作机组在该建筑物内运行的临界工况，产能输出满足建筑负荷需求的工况视作稳定运行工况，因此通过耦合模型可得机组稳定运行工况的室内外温度、室外含湿量范围，临界工况的最低出力(热泵产热量和能够达到的冬季最低室内温度)，能效比三项指标，综合该三项指标作为热泵选型依据，为夏热冬冷地区冬夏一体使用的空调选取提供选型及评价模型。

1 研究对象

本文研究对象为一个办公房间的空气源热泵空调系统，该办公房间位于湖南省长沙市，处于典型的夏热冬冷地区，房间尺寸为16 m×10 m×4 m。夏季空调室外干球计算温度为35.8 ℃，冬季空调计算温度为-3 ℃，分别选取一台装机率为100%的LG-ARU0224ST4机组和台佳WKR-008空气源热泵机组作为该办公房间的空气源热泵空调设备，其中LG机组采用低温增焓技术。

图1所示为办公房间的建筑模型，建筑物围护结构参数如表1所示。

图1 建筑模型Fig.1 The model of building

围护结构材料传热系数/(W/(m2·K))面积/m2传热衰减朝向修正/%东外墙A0.921640.38-5西外墙A0.921640.38-5北外墙A0.921640.38-25南外墙A0.921640.38-10东外窗B3.612——东外门C3.53.15——屋面D1.4862560.42—地面E2.4322560.36—

注:A为普通砼多孔砖(聚苯颗粒保温沙浆)；B为钢普通单框中空玻璃窗6 mm(平开)；C为木(塑料)框单层实体门；D为保温砂浆；E为240 mm砖楼地(有保温)。

2 负荷平衡的数学模型

Zhang Xiaosong等[18]模拟计算了南京地区某建筑全年空调风冷热泵的全工况性能，但仅考虑了室外环境温度对机组性能的影响。黄华军等[19]针对夏热冬冷地区风冷热泵的应用情况分别给出了离散的制冷(热)和功耗与环境温度和供水温度的关系，选取风冷热泵机组时，应参照热泵机组对应当地设计室外参数，但仅探讨了当地室内设计参数，未进行全年供热(冷)季的变工况真实出力的探讨。大多学者模拟研究了热泵室外离散温度和供水温度两个因素的影响，缺乏将室内外温度及室外空气含湿量综合纳入考虑的模型，对于夏热冬冷地区冬季热泵运行借鉴意义不充分。而且他们认为热泵出力等于热泵产能[20]，实际上满足热泵产能提供的室内环境温度却不能满足人体热舒适的要求，证明热泵的出力评价还应包括热泵能够提供的室内环境温度。

2.1 建筑动态负荷需求模型

采用清华大学的DeST建筑能耗模拟软件进行了供热季和供冷季的能耗模拟，得到建筑室内负荷需求与室内外温度、室外空气含湿量数据，采用多元二次回归模型建立相应建筑物动态负荷需求关于室内外温、湿需求模型。分为仅考虑室内外温度的冬季动态负荷需求模型1和夏季动态负荷需求模型2，模型参数如表2所示。

表2 室内负荷需求模型系数Tab.2 The model coefficient of indoor load′s demand

负荷需求模型为：

q=a+bTo+cTn+dToTn+eTo2-fTn2

(1)

式中：q为室内负荷需求，kW；To为室外空气温度，℃；Tn为室内温度，℃。

为了全面考虑各种室外环境参数对建筑室内负荷需求的影响，建立了冬季室内热负荷关于室内外温度和室外含湿量参数的模型3。

冬季室内热负荷关于温、湿度参数(To、Tn、d)模型3为：

qh(qc)=f(To,Tn,d)

(2)

式中：d为室外空气含湿量，g/(kg干空气)。

2.2 空气源热泵产能输出及能效比模型

选取冬季采用不同除霜技术的空气源热泵作为实验对象，分别为普通空气源热泵台佳WKR-008机组(case1)和采用低温增焓技术的LG-ARU0224ST4机组(case2)。case1通过传感器监测环境温度和蒸发压力作为除霜信号，室外温度过低或蒸发压力过低时开始逆循环除霜。case2通过压缩机喷气电子膨胀阀的适时启动进行补气增焓。根据case1和case2制热和制冷的变工况实验数据建立热泵产能和COP(EER)多元二次回归模型[21-22]如式(3)和式(4)，对应的系数如表3和表4所示。

表3 热泵产能模型系数Tab.3 The model coefficient of heat pump′s heating/cooling capacity

表4 热泵能效比模型系数Tab.4 The model coefficient of heat pump′s energy coefficient

热泵产能输出模型为：

q=a1+b1To+c1Tn+d1ToTn+e1To2-f1Tn2

(3)

热泵能效比模型为：

COP(EER)=a2+b2To+c2Tn+d2ToTn+e2To2-

f2Tn2

(4)

式中：COP为冬季热泵能效比；EER为夏季热泵能效比。

由于冬季室外环境参数中室外空气含湿量对热泵冬季产能输出和COP有较大影响，因此研究时分为仅考虑室内外温度和考虑室内外温度及室外空气含湿量两种情况。

1)case1冬季制热量关于温、湿度参数的变工况模型为：

Qh=30.7392+2.1431To-0.055Tn-

5.6882d-0.0015ToTn-0.5153Tod-0.0059Tnd-0.0728To2-0.00067445Tn2+0.9266d2

(5)

2)case1冬季COP关于温、湿度参数的变工况模型为：

COP=1.5949-0.175To-0.0359Tn+0.7949d+0.0671Tod-0.0006225ToTn-0.0017Tnd-0.0103To2-0.109d2+0.000194Tn2

(6)

3)case2冬季制热量关于温、湿度参数的变工况模型为：

Qh=45.844+1.5330To-3.1883Tn-0.0902d-0.0626ToTn-0.0907Tod+0.1089Tnd-0.0069To2-0.0269Tn2+0.2129d2

(7)

4)case2冬季COP关于温、湿度参数的变工况模型为：

COP=5.7357+0.1961To-0.1401Tn-0.1481d+0.0013ToTn-0.0354Tod-0.0187Tnd+0.0044To2+0.0049Tn2+0.0985d2

(8)

2.3 负荷平衡耦合模型

在负荷平衡的基础上，建立了供热季建筑物室内热负荷需求与热泵系统产能输出的耦合模型，将热泵变工况产能输出模型(如式(9))与建筑动态热负荷需求模型(如式(10))基于室内外热、湿环境参数进行耦合，通过负荷平衡找到热泵产能满足建筑室内负荷需求的临界工况的室外温、湿度临界范围及最低室内空调温度(如式(11))，并求出机组临界工况的COP(EER)(如式(12))，寻找机组实际运行时产能输出满足该建筑负荷需求的冬季稳定工况范围及COP，将模型中得到的机组冬季运行稳定工况的室外温、湿度范围，临界最不利工况点的热泵出力，COP三个指标作为热泵选型和评价的标准，判断不同热泵与该建筑在冬季实际变工况运行情况下的性能优劣。

耦合模型:

qh(qc)=f(To,Tn,d)

(9)

Qh(Qc)=h(To,Tn,d)

(10)

Tn=h(To,d)

(11)

COP(EER)=k(To,Tn,d)

(12)

夏季建筑室内冷负荷需求与热泵产能耦合模型的原理与冬季相同，由于制冷工况室外空气含湿量对机组性能影响较小，本文不予考虑。因此评价夏季热泵制冷性能运行优劣和选型的指标为热泵稳定运行的室外温度范围、临界最不利工况点的热泵出力(热泵制冷量和能够达到的夏季最低室内温度)和EER三个指标。

与冬季不同，夏季主要考虑在满足热泵冬季热负荷需求的基础上，采用低温增焓、双级压缩等方法，夏季为过量供冷工况。

3 结果分析

3.1 建筑动态负荷模型模拟结果

图2所示为建筑全年逐时单位面积室内负荷，可知该建筑供热季的单位面积平均热负荷约为制冷剂平均冷负荷的61%，符合夏热冬冷地区的办公建筑负荷规律。

图2 长沙市全年逐时单位面积负荷Fig.2 Hourly dynamic unit area load in Changsha

对该建筑室内负荷需求与室内外热环境参数采取二次回归方法建模[23]，结果如图3和图4所示，夏季室外温度为30～37 ℃，维持室内温度为23～28 ℃时，室内冷负荷为13～24.5 kW；冬季室外温度为-5～5 ℃，维持室内温度为16～22 ℃时，室内热负荷为7.5～15 kW。

图3 长沙冬季室内热负荷Fig.3 The indoor heating load in Changsha during winter

图4 长沙夏季室内冷负荷Fig.4 The indoor cooling load in Changsha during summer

3.2 空气源热泵变工况模型模拟结果

case1夏季额定制冷量为27 kW，冬季额定制热量为24 kW，冬季额定COP=2.60，夏季额定EER=2.93。case2夏季额定制冷量为28 kW，冬季额定制热量为32 kW，冬季额定COP=5.28，夏季额定EER=4.76。

图5所示为case1和case2冬季热泵产热量的变化。设定热泵冬季工作的室外温度范围为-10～10 ℃，室内温度为10～30 ℃，将室内、外温度以1 ℃为单位进行离散组合，再以每一个室外温度点按温度由低到高的顺序对应可能出现的21个室内温度点进行组合(室外温度，室内温度)，将每条曲线的起点进行编号(依次序号为1，2，……21)，意义如下：1=(-10,10)；2=(-9,10)；3=(-8,10)；4=(-7,10)；5=(-6,10)；6=(-5,10)；7=(-4,10)；8=(-3,10)；9=(-2,10)；10=(-1,10)；11=(0,10)；12=(1,10)；13=(2,10)；14=(3,10)；15=(4,10)；16=(5,10)；17=(6,10)；18=(7,10)；19=(8,10)；20=(9,10)；21=(10,10)。图中横坐标只显示奇数序号。图5中热泵产热量设为纵坐标，每条曲线由同一室外温度下室内温度从10～30 ℃的产热量点构成，得到热泵在冬季工作可能存在的工况点的产热输出。

由图5可知，case2中随着室外温度的降低，同一工况点产热能力相比普通机组case1优势逐渐增大，说明低温增焓技术在低温工况优势明显。而当室外温度高于3 ℃后，case2机组制热性能优势下降，有些工况点的产热量甚至低于case1。综上所述，热泵实际低温工况运行时的产热量与额定工况有较大出入，如果仅以额定工况或几个不同工况点的产热量作为热泵选型依据不合理。此外，当室外温度为-10～-7 ℃时，case2制热量在室内温度为15 ℃时达到极大值。对于case2中传统对流型末端而言，该室内温度不能满足人体热舒适要求。但如果结合当前新型的辐射空调末端(如辐射地暖、空气载能辐射末端等)，由于辐射供暖与对流式供暖相比，可取2～3 ℃的等效热舒适温度，可满足室内热舒适性，节能效果良好。

图5 case1与case2冬季热泵产热量的变化Fig.5 The variation of case1 and case2 ASHP′s heating during winter

图6所示为case1和case2夏季制冷量的变化，图中横坐标工况点室外、室内温度组合的原理与冬季相同，室外温度为30～50 ℃，室内温度为10～30 ℃。再以每个室外温度点按温度由低到高的顺序对应可能出现的21个室内温度点进行组合(室外温度，室内温度)，将每条曲线的起点进行编号 (依次序号为1，2，……21)，意义如下：1=(30,10)；2=(31,10)；3=(32,10)；4=(33,10)；5=(34,10)；6=(35,10)；7=(36,10)；8=(37,10)；9=(38,10)；10=(39,10)；11=(40,10)；12=(41,10)；13=(42,10)；14=(43,10)；15=(44,10)；16=(45,10)；17=(46,10)；18=(47,10)；19=(48,10)；20=(49,10)；21=(50,10)。图中横坐标只显示奇数序号。图6中横坐标序号代表热泵夏季运行工况的室内外温度组合点，热泵制冷量设为纵坐标，每条曲线由同一室外温度下室内温度从10～30 ℃的制冷量点构成，得到热泵在夏季工作可能存在的工况点的制冷输出。

图6 case1与case2夏季制冷量的变化Fig.6 The variation of case1 and case2 ASHP′s cooling during summer

图7所示为case1和case2的冬季COP和夏季EER随室内外温度的变化。冬季随着室外温度的升高，在同样工况点下case2与case1的COP差值增大。夏季随室外温度的降低，在同样工况点下case2和case1的EER差值增大。普通热泵机组case1在全年运行的室外温度高于40 ℃的高温工况和低于-5 ℃的低温工况均出现能效比低于节能标准[23]要求的情况，而case2则没有该问题。

综合case1和case2制热(冷)量随着工况点不同的变化，与额定工况有一定差距，表明仅用额定工况的制热(冷)量和COP(EER)评价热泵的性能有所欠缺。

图7 热泵COP/EER与标准值的对比Fig.7 The comparison between COP/EER and standard value

3.3 不考虑室外空气含湿量的耦合模型

图8所示为case1和case2冬季机组运行临界温度范围，图8中case1和case2曲线是基于室内外温度参数、热泵产能输出模型和室内热负荷需求模型耦合得到，曲线右边范围为冬季制热满足室内负荷需求的室内外温度范围，绿色直线部分为室外温度和冬季满足人体热舒适的室内温度的实验数据离散组合而成，表示该地区负荷人体热舒适的室内外温度范围。由图8可知，case2可完全满足冬季空调采暖的需求，而case1由于结霜问题，不能完全满足冬季低温工况空调采暖需求，不满足率约为5%。

图9所示为case1和case2夏季热泵运行临界温度范围，图9中两条曲线右边范围分别为case2和case1夏季制冷满足室内负荷需求的室内外温度范围，直线部分是室外温度和夏季满足人体热舒适的室内温度实验数据。按照夏季空调冷负荷最大值所选取的case1和case2均能满足该建筑物夏季供冷需求，case1和case2的交点为室外温度37 ℃，室内温度25 ℃，case1在37 ℃以上的高温天气能够提供更高的制冷量和更低的室内温度。

图8 冬季热泵运行临界温度范围Fig.8 Critical temperature range of heat pump in winter

图9 夏季热泵运行临界温度范围Fig.9 Critical temperature range of heat pump in summer

但是《关于严格执行公共建筑空调温度控制标准的通知》明确规定：公共建筑内夏季室内空调温度设置不得低于26 ℃，冬季室内空调温度设置不得高于20 ℃。长沙夏季采用机械通风的公共建筑热舒适温度范围为25.5～29.4 ℃，所以选室内空调温度为26 ℃时的动态冷负荷作为标准，在满足热负荷的需求下，热泵机组提供的室内温度低于节能要求的26 ℃的工况视为过量供冷工况。图9中当室外温度低于37 ℃时，相对于26 ℃的公共建筑空调温度控制标准而言，case1和case2的室内温度都小于26 ℃，本文认为属于过量供冷状态。

由于以机组额定工况COP与EER作为评价标准误差较大，本文以case1和case2的COP(EER)模型式(12)为目标函数，以制热(冷)量满足建筑负荷需求的室内外温度关系式(11)作为约束条件，计算该温度范围内的COP(EER)最大值和最小值，作为评判热泵实际工况运行效果是否满足负荷需求的指标之一。

表5和表6所示分别为基于热泵运行临界温度的最小和最大能效。可知case1冬季能够稳定运行的最低室外温度为-0.37 ℃，不能完全满足冬季低温工况的室外环境温度范围，临界工况点对应的室内温度范围为23.08～26.86 ℃，可满足人体冬季室内热舒适要求，最小COP为2.15，满足规范的最低要求[24]。case2冬季运行满足负荷要求的最低室外温度为-4.91 ℃，临界工况点的室内温度范围为18.98～26.72 ℃，可满足人体热舒适要求，最小COP为3.53，虽然仅为额定COP的66.9%，但远高于规范最低要求。因此从稳定运行室外温度范围、低温工况最不利COP大小和热泵出力(产热量和最低室内温度)而言，case2比case1能更好的满足该建筑冬季供热需求。

表5 基于热泵运行临界温度的最小能效值Tab.5 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

表6 基于热泵运行临界温度的最大能效值Tab.6 Maximum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

由表5和表6还可知，case1夏季稳定运行的室外温度范围为33.36～40 ℃，室内温度范围为21.85～26.64 ℃，高温临界工况的EER为2.54～2.78，满足节能标准。case2夏季稳定运行的室外温度范围为27.64～50 ℃，室内温度范围为15～28.67 ℃，高温临界工况的EER为2.74～8.12，满足节能标准。因此，case1和case2高温临界工况点的EER和热泵出力(制冷量和最低室内温度)均可较好地满足长沙夏季需求，但在大部分工况点夏季室内温度都低于节能标准，处于过量供冷状态，且case2的过量供冷程度大于case1。综合稳定运行的温度范围、热泵出力和最不利点EER三项指标，case1比case2更加适合该建筑夏季供冷需求。但case1和case2在冬夏一体使用时各有优劣，case1在夏季比case2节能，但冬季运行不良，case2在冬季比case1制热性能更好，但夏季由于可能存在过量供冷程度的过大而不节能。

3.4 考虑室外空气含湿量的冬季耦合模型

由于长沙冬季低温高湿的气候特征，冬季空气源热泵结霜工况随着室外空气含湿量的增大而更加恶劣[25]。图10所示为长沙冬季室外空气含湿量逐时分布，可知在供热季节含湿量最高时可达11.5 g/(kg干空气)。为了分析空气源热泵低温高湿工况制热性能的变化，将室外空气含湿量作为耦合模型影响参数纳入模型再次进行模拟计算。

图10 长沙冬季室外空气含湿量逐时分布Fig.10 The timely distribution of outdoor air moisture content in Changsha in winter

图11 冬季热泵运行临界室内外温度、室外含湿量范围Fig.11 Heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content range in winter

通过式(9)和式(10)耦合得到case1和case2冬季耦合模型，图11所示为冬季热泵运行临界室内外温度、室外含湿量范围。圆点为长沙地区室外温度、含湿量和冬季满足人体热舒适的室内温度的实验数据，case1所在弧面代表case1能够满足建筑热负荷的室内外温度和室外含湿量范围，case2弧面意义同case1。由图11可知，case2能够稳定运行的室内外温度范围大于case1，但case1的含湿量范围略大于case2，二者能够稳定运行的湿度范围有近1/3超出长沙市实际冬季温度范围，结果与不考虑室外空气含湿量的热泵冬季能稳定运行的室内外温度范围出现差异。因此，夏热冬冷地区对空气源热泵制热性能进行模拟时，一定要将空气含湿量作为考虑参数之一，否则在不考虑湿度的耦合模型能够满足要求的低温工况点实际还是会出现运行不良的情况。

同样，以case1和case2的COP(EER)模型式(12)为目标函数，以case1和case2的制热(冷)量满足建筑负荷需求的室内外温度关系式(11)作为约束条件，计算得到该温度范围内的COP(EER)最小值，作为评判热泵实际运行的指标之一。表7所示为基于热泵运行临界温度、室外含湿量的最小能效值，可知case1冬季最不利点的COP=1.12，较表6出现显著下降，仅为额定工况COP的43%，已经完全不能满足冬季节能要求，而case2能够满足。case1冬季稳定运行的室内温度范围为13.8～17.6 ℃，不满足大部分人体冬季热舒适要求，case2冬季稳定运行的室内温度范围为21.39～22.51 ℃，能够很好的满足人体冬季热舒适要求。并且case2的最小COP=3.03，虽仅达到额定工况COP的57.4%，但完全满足节能规范要求。

表7 基于热泵运行临界温度、室外含湿量的最小能效值Tab.7 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content

综合评判三个指标，冬季case2是更好的选择，case1在冬季低温工况可能由于严重结霜问题而不能满足要求，与选型时额定制热量和COP能满足冬季负荷需求及规范标准的情况出现严重误差。综上所述，仅按照机组额定制热量和COP对热泵机组进行选型和评判存在欠缺之处，夏热冬冷地区选择冬夏一体的空调设备需要更加完整的依据和评判标准。