空气-土壤双热源热泵系统运行分析

2021-07-06张晓明李通禹陈柏龙

沈阳建筑大学学报（自然科学版） 2021年3期

张晓明，李通禹，陈柏龙

(1.沈阳建筑大学市政与环境工程学院，辽宁沈阳 110168；2.哈电(大连)电力设计有限责任公司，辽宁大连 116000)

近年来空气源热泵作为新型的节能环保设备，在我国制冷空调领域备受关注。空气源热泵高效节能、环保无污染，只需用空气作为高(低)温热源就可以实现夏天制冷冬天制热，是一个前景非常好的环保产品。但是，在严寒地区低温环境下空气源热泵的运行有一定的局限性，尤其是在我国北方冬季，室外环境温度通常可以达到零下30 ℃左右，空气源热泵在这个环境温度下运行时常常会出现因蒸发器表面结霜影响换热以及除霜带来的机组制热性能系数下降，严重时可能会导致机组无法进行热交换乃至正常的运行。另外，因为热负荷大，需要供暖的热水温度高导致升压比增大、排气温度过高，致使机组制热性能系数下降[1-2]。自20世纪80年代，当发现土壤作为热泵系统的冷热源更加优于周围环境的空气时，在各地土壤资源允许的情况下，土壤源热泵在我国的应用面积迅速增加，特别是用于北方地区建筑的供暖[3-4]。但土壤源热泵在实际运行时也存在一定的问题。由于地埋管换热器受土壤热物性质影响较大，长期连续运行时，热泵机组的冷凝温度或蒸发温度受土壤温度变化影响而发生较大的波动。部分地区建筑的冷、热负荷相差较大会直接导致埋管热交换器一年四季从土壤中的总吸热量与总释热量不一致，从而影响土壤中的热平衡。笔者利用空气源热泵和土壤源热泵各自运行的优点，设计新的空气-土壤双热源热泵系统，使其能在各自高效率期间内正常运行，以达到更加节能的效果。

1 空气-土壤双热源热泵系统结构

根据不同室外温度下空气源热泵和土壤源热泵的运行特点，以及各自运行的高效率区间，笔者设计了空气-土壤双热源热泵系统(见图1)。空气-土壤双热源热泵系统是由单独的空气源热泵系统和单独的土壤源热泵系统组成，通过温控阀门设置，来相互切换运行。通过减少土壤源热泵从土壤中的取热来维持土壤热平衡，但又为了满足建筑物所需能耗，所以使用空气源热泵来分担部分建筑能耗，这部分能耗即为空气源热泵需向建筑物的补热。

A.地埋管换热器；B.土壤侧集水器；C.土壤侧分水器；D.土壤侧水泵；E.用户侧集水器；F.用户侧分水器；G.用户侧水泵；H.土壤源热泵压缩机；I.土壤源热泵冷凝器/蒸发器； J.土壤源热泵节流装置；K.四通换向阀；L.补水箱； M.补水泵；N.空气源热泵压缩机；O.空气源热泵冷凝器/蒸发器；P.空气源热泵节流装置；Q.四通换向阀。

从图1可知，该系统主要分为空气源热泵系统和土壤源热泵系统两部分。整个系统是通过温控阀门1、2来控制两个系统的运行，当土壤源热泵系统运行时，开启阀门1，关闭阀门2;当空气源热泵系统运行时开启阀门2，关闭阀门1。该系统可在冬、夏两季来进行空调供暖，冬、夏季工况的转换通过各自的四通换向阀来实现。笔者通过优化该系统运行，可消除土壤热失衡现象以及解决空气源热泵低温环境效率低下等问题，从而达到实际的节能效果。

2 建筑能耗模拟

以沈阳地区的某办公建筑为例，该办公建筑共5层，每层层高为4 m，总建筑空调面积为5 040 m2。根据DEST软件模拟出典型年沈阳市全年室外逐时干球温度(见图2)以及沈阳市全年最冷月温度分布曲线图(见图3)。由图2、图3可知，沈阳地区全年最冷月份出现在1月份，其中日最高气温为4.31 ℃，日最低气温为-23.4 ℃。

图2 沈阳市全年温度分布Fig.2 Annual temperature curve of Shenyang

图3 沈阳市全年最冷月1月份温度分布Fig.3 Temperature distribution of the coldest month in Shenyang in January

沈阳地区供暖时间为11月1日至次年的3月31日，共151 d，且要求供暖期室内温度达18 ℃[5]，建筑物全年逐时冷热负荷如图4所示。

图4 建筑物全年逐时冷热负荷分布Fig.4 Hourly cooling and heating load distribution of buildings throughout the year

根据DEST软件对该建筑物能耗模拟结果可知，该建筑的全年累计热负荷约为870 128.09 kW·h，累计冷负荷约为402 015.70 kW·h。累计热负荷比累计冷负荷要大，则可知供暖季的热量要远大于供冷季的冷量。建筑负荷统计如表1所示。

表1 全年累计建筑负荷统计Table 1 Annual cumulative building load statistics

3 空气-土壤双热源热泵系统运行分析

3.1 土壤源热泵热平衡分析

根据建筑能耗模拟结果，建筑的热负荷峰值为826.41 kW，冷负荷的峰值为924.11 kW。根据全年最大冷、热负荷，土壤源热泵系统的热泵机组选为HSBLR-D840水源热泵双螺杆压缩机机组[6]，依据压缩机的技术参数可求出机组的制冷能效比(EER)为5.02，制热能效比(COP)为3.99。

以土壤热平衡为计算依据，可根据建筑物全年累计冷、热负荷及土壤源热泵机组的能效比计算土壤源热泵单独运行时从土壤侧的吸热量和放热量[7-8]：

(1)

(2)

式中:Q1为土壤放热量，GJ；Q2为土壤吸热量，GJ。

根据式(1)和式(2)可计算出只有土壤源热泵系统运行时，夏季向土壤中的放热量为1 735.41 GJ，冬季从土壤中的吸热量为2 341.79 GJ。从土壤中的吸热量要远大于向土壤中的放热量，差值为606.38 GJ，即单独土壤源热泵系统运行时从土壤中的提取的热量要比向土壤中释放的热量多出606.38 GJ。要保证模拟建筑物中所需能耗不变即保证正常的供暖空调，笔者采用减少从土壤中取热的方法，用空气源热泵系统来补热，分担一部分建筑能耗，从而维持土壤热平衡。

3.2 空气源热泵模拟及热量分析

通过建立空气源热泵系统中各部分的数学模型，由MATLAB软件计算得出空气源热泵在不同室外温度下的性能参数，最终来完成空气源热泵系统的模拟运行，制冷剂采用R22。模拟室外环境温度取为-15～10 ℃，机组进、出水的温度为40～45 ℃，蒸发温度通常比室外环境温度低8～10 ℃，冷凝温度比进、出口水温高4～7 ℃，平均传热温差为15～17 ℃[9-10]。室外空气温度对排气温度、COP值的影响模拟如图5所示。

图5 室外空气温度对排气温度、COP值的影响Fig.5 The influence of outdoor air temperature on exhaust temperature and COP value

通过图5模拟结果可知,空气源热泵的COP与室外空气温度成正比，即室外温度越高空气源热泵系统的COP值也越高；压缩机的排气温度与室外空气温度成反比；即随着室外空气温度的升高，压缩机的排气温度逐渐减小。由于R22制冷剂的压缩机排气温度界限值为130 ℃[11]，在室外温度为-14 ℃时，排气温度为131.52 ℃，因此，为了使空气源热泵系统达到理想的工作状态，理论上室外温度应控制在-13 ℃以上。

为保证土壤热平衡则需要从土壤中的吸热量减少606.38 GJ。而根据式(2)的逆向应用可知减少的606.38 GJ热量可向模拟建筑提供808.51 GJ的热量。为保证建筑物所需能耗不变，则需要空气源热泵向建筑物提供808.51 GJ的热量，而这部分热量即为空气源热泵的补热量。但在实际运行当中，土壤热量有一定的自身恢复能力，土壤的热不平衡率应控制在20%以下[12-13]，即为合理运行。结合土壤自身的热量恢复能力，笔者采取控制热不平率在10%左右，来确定空气源热泵的补热量。以模拟建筑物冬季运行工况为例，最终确定空气源热泵的补热的热量为727.66 GJ。

3.3 沈阳地区使用的室外最佳温度结合点

确定室外最佳温度结合点需考虑空气源热泵系统的补热量是否满足室外某一温度范围内的建筑累计热负荷以及在最佳温度结合点时空气源热泵是否正常运行。根据DEST气象参数的模拟结果，统计冬季工况室外不同室外温度出现的时间，计算冬季室外不同温度下的建筑累计热负荷(见表2)[14-17]。

表2 冬季室外不同温度下的累计建筑热负荷Table 2 Cumulative building heat load at different outdoor temperatures in winter

(3)

式中:Q为建筑热负荷，W；ta为室外空气温度，℃；t0为冬季供暖室外计算干球温度，沈阳地区取为-16.9 ℃;qf为单位面积建筑热指标，w/m2；A为建筑面积，m2。

根据式(1)、式(2)及式(3)可知空气源热泵若要分担一部分建筑能耗，即需要向建筑物补热的热量为202 143.95 kW·h，由表2计算建筑热负荷结果可知,室外温度在-8 ℃以上时，累计热负荷为195 424.15 kW·h。在考虑土壤自身热恢复能力的前提下，说明在室外温度-8 ℃以上时，空气源热泵向建筑物提供的热量可以满足建筑物所需负荷要求。已知空气源热泵压缩机排气温度应控制在130 ℃以下，空气源热泵在室外温度-8 ℃运行时符合排气温度要求，即空气源热泵在这个温度条件下可以正常安全运行。所以依据土壤热平衡，最终确定空气-土壤双热源热泵系统在所模拟的办公建筑中切换使用的室外最佳温度结合点为-8 ℃。