基于TRNSYS的地源热泵优化设计仿真模拟分析

2020-06-03宫克勤杨子昱吕松炎

河南科学 2020年4期

宫克勤，杨子昱，吕松炎，张楠

（东北石油大学土木建筑工程学院，黑龙江大庆 163318）

土壤源热泵以地表浅层土壤作为热源，通过热泵机组利用地层热能为建筑物提供舒适的热湿环境. 而土壤源热泵等清洁可再生能源的利用既减少了一次能源的消耗，也减少了对环境的污染［1］. 朱林等［2］对严寒地区土壤源热泵不同间距井群地下土壤的冷堆积程度进行实时监测，发现间距为4 m时井群冷堆积大于间距为6 m时的井群冷堆积，且土壤的传热具有一定的滞后性，在严寒地区使用土壤源热泵难以通过土壤自恢复实现热平衡. 张玉瑾等［3］通过对黏土地质条件下土壤源热泵系统连续运行10年内的土壤温度场分析发现，土壤冷堆积速率为0.27 ℃/年，并建议采用辅助热源保证土壤源热泵高效运行. 刘昱等［4］对北京地区超低能耗建筑中的地源热泵使用情况进行分析发现，地埋管钻孔间距为6 m时的性能比3 m 时提高了10%左右，因此建议在国家标准允许的范围内应尽量增大地埋管间距.

随着计算机技术的不断进步，数值模拟越来越多被应用于土壤源热泵系统分析，这也使得很多以往无法通过实验进行的分析得以实现［5-10］. 地埋管换热器一直是土壤源热泵系统的研究重点，通过地埋管不同设计对土壤温度场的影响进行分析，对土壤源热泵系统进行优化设计［11-16］. 通过分析不同运行模式下的土壤源热泵系统对地下土壤温度场和室内热环境的影响，对选取合适的热泵运行模式提供建议［17-20］.

本文基于TRNSYS软件对黑龙江省大庆市采用土壤源热泵低温辐射地板进行冷暖两联供的办公建筑进行模拟，结合连续性试验，利用实验数据与软件模拟结果进行对比，提出土壤源热泵系统的优化设计方法.

1 模拟设置

1.1 建筑模型

研究对象为大庆地区某办公建筑的标准层. 建筑南北朝向，实验室围护结构和朝向与图1南朝向中间的房间一致. 建筑面积为576 m2，层高3.2 m，土壤源热泵地埋管采用U型换热器. 建筑模型如图1所示.

图1 建筑模型平面图Fig.1 Plan view of the building model

1.2 假设条件

使用TRNSYS软件建立土壤源热泵低温地板辐射模型时做出假设：①传热介质的热物性在系统运行过程中不会随着温度的变化而变化. ②管内流体的流速和温度在同一截面上分布均匀一致. ③所有设备参数稳定，忽略设备老化对实验造成的影响. ④室温初始值和土壤温度初始值都一致. ⑤地埋管与土壤的换热为纯导热过程，忽略地埋管与回填材料之间的接触热阻. ⑥地下土壤为各向同性介质.

1.3 系统连接

通过对不同部件和模块之间的逻辑分析，按照实际流程对各部件进行连接，构建完整的土壤源热泵系统模型如图2.

图2 土壤源热泵系统模型Fig.2 Model of ground source heat pump system

2 实验

严寒地区全年冷热负荷严重不均，长期运行会导致地下土壤温度场发生变化，影响系统运行效率. 搭建土壤源热泵实验台连续运行2个供暖期和1个供冷期，得到冷凝器和蒸发器的进出水温度、机组的输入功率等参数. 分析实验数据得到系统能耗、制冷系数和供热系数，并通过实验数据对模拟的准确性进行验证分析.

2.1 实验装置概况

实验台位于大庆市某办公建筑内，实验房间与通过软件建立的建筑模型一致. 实验台由1台7.5 kW的热泵机组、2个竖直放置的地埋管换热器、2台循环水泵、3个流量计、感温探头、循环管道、数据集成装置以及其他附件组成. 其中循环水泵为自吸式清水泵，1台放置在室内，1台放置在土壤源侧. 室内循环泵容积流量1.2 m3/h，转速1500 r/min，扬程32 m，轴功率0.45 kW；土壤源侧循环泵容积流量1.5 m3/h，转速1500 r/min，扬程40 m，轴功率0.55 kW. 地埋管外径32 mm，内径26 mm，两管中心间距5 m，打孔深度90 m，采用常规膨润土及石英砂作为回填材料，采用冰点-30 ℃，40%的乙二醇防冻液作为循环介质.

2.2 实验方法

系统在2016 年11 月1 日至2018 年3 月31 日连续运行2 个供暖期和1 个供冷期，共17 个月，通过自动控制系统将房间温度控制在上下限温度值以内. 在系统各部件运行稳定、正常时采集数据. 实验台压缩机进出口处均安装有温度传感器，可以将蒸发器和冷凝器温度传至仪表台显示出来.

通过系统运行始末电表读数之差计算系统的输入功率. 机组的输入功率为系统的输入功率减去水泵功率和房间其他用电功率，机组的输出功率则通过蒸发器和冷凝器进出口温差进行计算，夏季需要加上2台水泵功率，冬季减去两台水泵功率. 房间负荷可以通过计算辐射盘管进出口内能差得到.

图3 蒸发器进出水温度实验与模拟数据对比Fig.3 Comparison of experiment and simulation data of evaporator inlet and outlet water temperatures

3 实验及模拟结果对比

整理2017年11月1日实验及模拟得到的数据进行对比，得图3和图4.

图3和图4中，蒸发器进出水温度1和冷凝器进出水温度1 为实验得到的数据，蒸发器进出水温度2和冷凝器进出水温度2 为模拟得到的数据. 对比发现，实验与模拟得到的结果均在合理范围内变化，但实验系统误差导致部分时间实验结果略高于模拟结果. 通过对实验结果和模拟结果的数据曲线进行分析发现，实验结果曲线与模拟结果曲线拟合度高，说明该模型可以应用到研究分析中.

图4 冷凝器进出水温度实验与模拟数据对比Fig.4 Comparison of experiment and simulation data of condenser inlet and outlet water temperatures

4 优化设计

4.1 土壤平均温度变化情况

土壤初始温度为9 ℃，每下降1 m升温0.03 ℃，地埋管每个孔的有效换热长度为80 m，一共9个孔，两孔中心间距为5 m，布置方式为圆柱热源集中式. 模拟系统运行1年时，室外地埋管周围土壤温度变化如图5.

图5 系统连续运行1年土壤平均温度变化Fig.5 Change in the average soil temperatures during a year of system continuous operation

土壤源热泵系统运行1个供暖期后，土壤平均温度从10.4 ℃下降到6.0 ℃左右，随后在过渡期内温度又平稳回升. 到第一个供冷期时温度上升较快，达到13.3 ℃，在第二个供暖期温度开始下降，并在第一年结束时降至7.8 ℃.

土壤源热泵连续运行5年以后土壤平均温度变化情况如图6. 在此连续运行期间，系统周围土壤平均温度呈周期性波动，其波动曲线的波峰及波谷随着运行时间的增加逐渐下降，并在连续运行5 年后下降至6.5 ℃左右.

图6 系统连续运行5年土壤平均温度变化Fig.6 Change in the average soil temperatures for five consecutive years of system operation

4.2 不同容量机组模拟

对不同容量的机组选型进行模拟时各参数设置同上一部分，钻孔个数为12个，两管孔中心间距为5 m，布置方式为圆柱热源集中式. 根据建筑物负荷情况，选用容量为30、37.5、50、62.5、75 kW的机组，并模拟机组连续运行10年的情况，研究机组选型对土壤温度场和平均运行能效比（COP）的影响.

由于建筑全年冷热负荷差值与机组选型之间没有关系，且经过模拟发现机组选型对土壤温度的影响极小，可以忽略不计. 但是如图7所示，机组容量为37.5 kW时机组平均COP值最高，而当机组容量大于37.5 kW时机组平均COP值随着容量的增大而减小. 原因是机组选型对建筑负荷没有影响，因此建筑负荷保持不变的情况下增加机组容量会导致机组的运行时间减少，且通过室内散热末端向室内传递热量的过程存在延迟性，因此室内温度传感器无法准确判断输入能量是否满足室内设计热负荷而增加能量输入，最终导致输入能量大于设计热负荷，造成“大马拉小车”的情况. 而且地埋管换热器与土壤之间的换热过程也存在延迟性，不同容量大小的机组制热相比时，较大容量的机组蒸发器最低温度低于较小容量的机组，这段时间对机组平均COP起主要决定作用的就是蒸发侧. 综上所述，当机组容量大于37.5 kW时，随着机组容量的增加，机组平均COP降低，当机组容量小于设计负荷30 kW时，则无法满足最低温度时的室内设计温度.

图7 机组平均COP随时间变化情况Fig.7 Change of unit average COP with time

从图7中可以看出，不论任何容量的机组，平均COP都随时间的推移而不断降低，究其原因是长时间连续运行导致土壤平均温度降低，但机组平均COP降低的幅度越来越小，则是因为土壤内部的热传递规律导致土壤温降幅逐年减少. 因此，对土壤源热泵机组机型选型时，应选用大于最大热负荷且机组容量最接近的37.5 kW时的机组，此时机组在连续运行10年时间内平均COP值最高.

4.3 模拟研究钻孔数量

根据土壤物性参数对地埋管换热器单位井深换热量进行设计：

式中：∆Q 为土壤换热量，W；Q 为冬季最大运行负荷，W；P1为机组功率，W；P2为泵功率，W.

式中：q为单位井深换热量，W；ρ 为地埋管热损失系数，一般取1.1～1.3；L为地埋管有效换热长度，m；n为钻孔数，个（表1）.

表1 80 m井深时每米井深换热量所需钻孔数Tab.1 Numbers of boreholes required for heat transfer per meter well depth at a well depth of 80 m

选择容量37.5 kW的机组对不同钻孔个数的系统10年运行情况进行模拟，得到不同钻孔数下土壤平均温度和机组平均运行COP的变化情况如图8和图9.

由图8和图9可以看出，钻孔数对土壤平均温度和机组平均COP的影响曲线类似，机组平均COP的大小随着钻孔数的增加而升高，机组运行对土壤平均温度的影响也随着钻孔数的增加而减小. 因此，从理论上讲，钻孔数越多，对系统的长期运行越有利. 但是从现实情况看，更多的钻孔数意味着需要更大的占地面积和更大的初始投资，故应在资金许可的条件下尽可能多地设置钻孔.

图8 不同钻孔数的地下平均温度随时间变化情况Fig.8 Variation of the average underground temperatures with time for different numbers of boreholes

图9 不同钻孔数的机组平均COP随时间变化情况Fig.9 Changes in the average COP of units with different numbers of boreholes over time

从图8和图9中还可以看出，当钻孔达一定数量时，钻孔数的增加对土壤平均温度和机组平均COP的影响趋于平稳，当钻孔数多于20个时，孔数的增加带来的影响不断降低. 而当钻孔数在15个以上时，能够保证大部分时间内机组平均COP值大于3.0，因此可以选择15孔作为钻孔数下限值. 综合各种现实因素进行考虑认为，钻孔数在15～20个最为合理. 对照通过计算得到的单位井深换热量认为，其在18～24 W范围内时更符合节能要求.