空气源热泵在西安地区的运行策略分析

中国航空规划设计研究总院有限公司 孙亚峰 王乃天 肖 武

0 引言

空气源热泵具有节能、能源可再生、施工调试周期较短等诸多优势[1-2]。对于冷热双供、建筑面积中等且室外空地较大的改造项目，空气源热泵是非常合适的选择。

空气源热泵设备研发已日趋成熟，但针对建筑本身使用特性制定相应的运行策略仍主要依靠运维人员自身的经验。本文根据某项目实际运行数据，对其运行策略提出合理化建议，为空气源热泵运行策略的制定提供参考。

1 工程介绍

1.1 项目概况

该项目位于陕西省西安市。建筑A面积15 758 m2，主要功能为办公室、会议室；建筑B面积7 050 m2，主要功能为办公室、库房。建筑围护结构均采用50 mm厚岩棉保温，执行节能30%的节能标准。建筑A 1～4层空调末端采用全空气系统，5～15层采用风机盘管+新风系统；建筑B的空调末端采用全空气系统。该项目建造时间为1997年，原空调系统冷源采用螺杆式制冷机组，热源为附近换热站。之后由于新建建筑导致上级锅炉房供热能力不足，且制冷站也已超期服役，建筑A、B集中设置独立冷热源，受政策及场地条件限制，采用空气源热泵机组冷热双供。

1.2 冷、热负荷

系统总冷负荷为2 049 kW，单位建筑面积冷负荷指标为89.8 W/m2；系统总热负荷为1 665 kW，单位建筑面积热负荷指标为73 W/m2。该项目供暖季为11月15日至次年3月15日，供冷季为5月15日至9月15日。根据当地气象站气象参数(见图1、2)计算逐日冷热负荷，结果如图3、4所示。

图1 供冷季逐日温湿度

图3 逐日冷负荷

图4 逐日热负荷

1.3 冷热源形式

冷热源主机采用定频机组，参数见表1。

表1 空气源热泵机组参数 kW

该项目共选用16台涡旋空气源热泵机组，额定总制冷量为2 080 kW，总制热量为2 240 kW。设计工况下总冷负荷为2 080 kW，总热负荷为1 802.1 kW。

2 系统运行现状

2.1 系统形式

空气源热泵机组根据回水温度启停控制。系统设置1台主机，其余15台为从机。机组布置在条形基础上，全部并联异程连接，所有机组支管上均设手动密封调节蝶阀。设备布置示意图见图5。

图5 设备布置示意图

输配系统采用一级泵定频系统，末端直供，水泵两用一备，额定流量160 m3/h。

2.2 运行时间

建筑A、B全年办公时间均为每周一至周五08：00—12：00、13：00—17：00，无加班时间。空调系统现行运行策略如表2所示。

表2 现行运行策略

3 运行情况

3.1 供冷季

供冷季室外最低温度为21.02 ℃、平均温度为27.08 ℃、最高温度为37.09 ℃，分别对应5月19日、6月19日和7月8日，选取这3天作为典型日进行供冷分析。运行情况如图6～8所示。

注：图中供水温度比回水温度高约0.3 ℃，这种与常识相悖的测试数据是测点设置位置导致的。回水经过回水温度计后由循环水泵输送至热泵机组换热，再由供水干管输送至室外管网，回水温度计测得的回水温度与实际进入热泵机组的回水温度并不一致，其间存在水泵温升导致的温差，当水泵温升超过制冷机组的温降时，则会出现供水温度高于回水的情况。图6 5月19日运行情况

图7 6月19日运行情况

图8 7月8日运行情况

5月19日机组分别在07:00和14：00启动2次，每次分别运行2 h。第一次最大电负荷为140 kW，约为总负荷的21%；第二次最大电负荷为70 kW，约为总负荷的11%。供回水温差在1 ℃以内。

6月19日机组在07:00启动后，于08：00—09:00、13:00—14:00间停机，其余时间均为运行状态，最大电负荷为14：00—18:00时的231.23 kW，约为总负荷的32%。绝大部分时间供回水温差在1 ℃以内，在14：00—17:00供回水温差为2～3 ℃。

7月8日机组在07:00启动后于13：00—14:00 停机，最大电负荷为651.83 kW，约为总负荷的98%，其余时间电负荷均在292.2～516.5 kW之间波动，约为总负荷的44%～78%。全天供回水运行温差为2～4 ℃。

3.2 供暖季

供暖季室外最高温度为16.58 ℃、平均温度为7.75 ℃、最低温度为-3.00 ℃，分别对应2月22日、2月2日和1月7日，选取这3天作为典型日进行供热分析。运行情况如图9～11所示。

图9 2月22日运行状况

图10 2月2日运行状况

图11 1月7日运行状况

2月22日机组在04:00启动后全天持续运行，开机后逐步达到最大电负荷607.70 kW，约为总负荷的92%，之后电负荷均在200～400 kW之间波动，约为总负荷的30%～60%。除电负荷突增时供回水温差为4 ℃左右外，其余时间供回水温差均在1 ℃以内。

2月2日机组在01:00启动后全天持续运行，开机后于07:00达到最大电负荷606.10 kW，约为总负荷的91%，之后电负荷逐步降低至200 kW，约为总负荷的30%。全天供回水运行温差为2～4 ℃。

1月7日机组提前1天启动，当日全天持续运行，运行电负荷在540.9～632.6 kW之间波动，约为总负荷的81%～95%。全天供回水运行温差为3～4 ℃，供水温度最低为41 ℃。

3.3 运行问题分析

3.3.1供冷季运行问题

7月6—9日高温天气期间，机组电负荷几乎达到上限，但在整个供冷季气温围绕27 ℃上下波动，波幅较小，电负荷围绕40%总负荷上下波动，在最低气温当天仅为总负荷的13%。系统供回水温差长期在1 ℃以内，处于大流量小温差状态。

分析原因如下：

1) 设计时建议机组分2个系统，低负荷时仅开启1个系统及1台水泵运行，但实际运行时并未采纳设计建议，导致整个系统效率较低。

2) 定频系统调节流量相对较难，一般通过调整机组数量或调整阀门开度控制流量。该项目设计时考虑通过调整阀门开度调整流量，但实际运行中调整阀门开度对流量的改变非线性，供回水温差较小时只能通过减少机组台数的方式进行质调节，需要增强量调节进行辅助，目前系统运行较不节能。

3.3.2供暖季运行问题

根据供暖季2月2日数据推测，整个供暖季运行阶段内满负荷运行除在最低温度当天07:00出现一次，其他时间电负荷在总负荷的30%～91%之间波动。并且供热阶段也存在供回水温差较小，系统长期处于大流量小温差运行的问题。

在最低温度天气条件下，机组无法按照需求提供热量，导致供回水温度低于设定值，末端用户舒适性无法保证。

分析原因如下：

1) 实际运行时未参照设计建议将机组分成2个系统运行，导致整个系统效率较低。

2) 定频系统流量调节效果较差，目前通过调整机组数量的方式进行质调节，需要增强量调节解决供回水温差小的问题。

3) 在室外温度较低且湿度较大的条件下，机组化霜频率会大幅增加，制热效率明显降低，机组无法达到额定制热量，因此即使计算热负荷小于设备总供热量，也会存在供热能力不足的问题。

3.3.3供冷、供暖季运行问题对比

供冷、供暖季由于平均气温与设计气温相差较大，因此均存在运行工况长期处于低效率区间的问题。

供冷季极端高温天气下，机组仍可以承担用户冷负荷需求。但在供暖季极端低温天气下，系统难以承担用户热负荷需求。对供冷季、供暖季的极端温度条件、平均温度气候条件下的耗电量进行比较可以发现，供冷季日耗电量均低于供暖季日耗电量。这与笔者根据供冷季计算冷负荷大于供暖季计算热负荷选择的机组数量供冷季合适、供暖季富余的结论相悖。

现状条件下，供冷、供暖季均未在合理的工况下运行，因此需要重新调整运行策略。

4 运行策略分析

4.1 控制机组同时运行数量

统计供冷、供暖季内每日最大电负荷，并根据单台额定电功率计算其对应运行台数，得到全季每日最大运行台数，如图12、13所示。

图12 供暖季逐日最大运行台数

图13 供冷季逐日最大运行台数

供冷季内，每日最大运行台数6台以内的共24 d，6～8台的共24 d，8～10台的共12 d，10～12台的共10 d，12台以上的共18 d，满负荷运行天数占比较小，且整个供冷季内每日最大运行台数差异较大，但邻近各日之间差别不大，因此适合将空气源热泵机组分成几个系统独立供冷，避免在低负荷时全部机组运行。

依据0～6台、6～10台、10～16台运行天数相近，结合该项目特点，将全部空气源热泵机组分3组并联，共分成3个系统独立运行：第1排6台为第1组，第2排6台为第2组，第3排4台为第3组。5月15日至6月15日、8月16日至9月15日，第1组正常运行，其余机组作为备用，当回水温度比设定值高3 ℃时启用；6月16—30日、8月1—15日，第1组、第3组正常运行，第2组在回水温度比设定值高3 ℃时启用；7月1—31日，3组机组均正常运行。下一供冷季对调第1组和第2组运行顺序，保证磨损平衡。此运行方案可以保证系统长期在高效区运行，降低电耗并减少机组开启频率。

供暖季内，每日最大运行台数较频繁达到峰值，因此维持1个系统运行即可。

4.2 强化量调节手段，降低输配泵耗

由于经常出现机组在低效区运行和大流量小温差的问题，应考虑增加机组变流量调节手段，现状条件下阀门调节困难，因此可采用水泵变频。

根据上节供冷季运行建议，6台机组运行时开启1台水泵，10台机组运行时开启2台水泵，16台机组运行时开启2台水泵，水泵均变频运行，当供回水温差小于3 ℃时降低流量至最小流量。需注意的是，当实时流量小于机组额定流量的80%时，机组回水口处水流开关自动关闭，因此设定最小流量应大于全部机组均能正常开启运行时的流量，此流量值需根据调试结果确定。

4.3 供暖季增强除霜

供暖季室外温度最低日为1月7日，当日最低温度为-3 ℃，相对湿度为30%～40%，空气源热泵机组供水温度最低为41 ℃。但该日并非供暖季内供水温度最低日，供水温度最低日为11月23日，该日运行情况如图14所示。

图14 11月23日运行状况

该日室外平均温度为5 ℃左右，远高于1月7日平均温度，但相对湿度为70%左右，温度不低但湿度较大，为最易结霜气候条件[3]。该日机组05:00 启动，在08:00供水温度达到43 ℃，之后随着用户需热量上升，供水温度再未升至43 ℃，且最低温度仅为38 ℃。

分析原因主要有2点：第一，11月23日为星期一，周末两天用户端积蓄了一定量的热负荷，当日开机较晚，在未完成消除积蓄的热负荷之前便开始供热，导致用户需热量无法满足；第二，当日空气湿度较大，机组结霜严重，频繁除霜导致机组供热能力下降。应对该气候条件，除更早开启机组外，也应该对除霜方式进行改造。笔者认为可以在蒸发器前后管路[4]及肋片易结霜处增设电伴热[5]。西安为低温结霜区，气温低且相对湿度较低，结霜现象并不严重[6]，可以考虑仅在极端天气时使用，保证运行稳定。

4.4 强化质调节控制，提高机组能效

中小型能源站项目实际运行中，习惯性忽略通过设定供回水温度辅助调节系统节能，运维人员有时会根据末端室内温度调节供水温度，但并未形成统筹考虑节能及舒适性的运行策略。该项目空气源热泵机组工作原理为通过设定回水温度进而控制供水温度，供冷/供暖季回水温度分别达到设定值后，允许机组继续工作至低于/高于设定温度2 ℃后关闭，继续运行至高于/低于设定温度2 ℃后机组开启，以此避免机组频繁启闭。该项目空气源热泵机组供冷季机组设定回水温度为12～17 ℃，供暖季机组设定回水温度为40～45 ℃。

根据热量计算公式计算不同回水温度下的负荷：

Q=c1ρ1V1Δt1

(1)

Q=c2ρ2V2Δt2

(2)

式(1)、(2)中Q为用户侧冷、热负荷，kW；c1为循环水比热容，kJ/(kg·℃)；c2为空气比热容，kJ/(kg·℃)；ρ1为循环水密度，kg/m3；ρ2为空气密度，kg/m3；V1为循环水体积，m3；V2为空气体积，m3；Δt1为供回水温差，℃；Δt2为室内设定温度与风机盘管平均温度之差，℃。

供冷季根据最大负荷日负荷Q、供水温度7 ℃、回水温度12 ℃、室内温度26 ℃及空气和水在该条件下的密度，可以计算得到水泵及风机盘管流量V1、V2，进而确定设备型号。当负荷需求降低时，回水温度可以提高。通过迭代计算，得到当设定回水温度为17 ℃时，当日负荷为峰值的65%。供暖季同理，当设定回水温度为40 ℃时，当日负荷为峰值的80%。

实际运行时需在此方案基础上根据项目特点进行调整。供冷季建议根据该项目负荷延续时间图，确定当日负荷情况，再结合台数控制要求，当末端负荷为某个运行周期内最大负荷的65%以下时，对应该周期开启机组的回水温度设置为17 ℃，其余机组停机，当末端负荷为最大负荷的65%以上时，采用等差数列公式将65%～100%负荷与回水温度17～12 ℃成比例对应设置回水温度，其余机组作为备用，当回水温度比设定值高3 ℃时启用。若出现阴雨天等湿度较大的极端天气，仍需设置回水温度为12 ℃，保证消除湿负荷。供暖季同理，当末端负荷为某个运行周期内最大负荷的80%以下时，所有机组回水温度设置为17 ℃；当末端负荷为80%以上时，采用等差数列公式将80%～100%负荷与回水温度40～45 ℃成比例对应设置回水温度。根据运行策略建议调整后的运行方案如表3、4所示。

表3 供冷季运行策略

表4 供暖季运行策略

5 结论

1) 针对西安市某空气源热泵供能项目运行现状进行了总结，发现供冷季存在机组运行效率较低、供回水温差较小的问题，供暖季存在供回水温差较小、极端天气无法保证末端需求的问题。

2) 对于现状问题提出4点改进建议。第一，供冷季将空气源热泵机组分成3个系统，随着末端负荷需求上升，逐步增加系统开启数量，保证整个系统在高效区运行；第二，水泵改为变频运行，供回水温差小于3 ℃时降低流量至设定的最小流量，用以增大温差；第三，供暖季出现极端天气无法保证供暖热量时，首先应更早开启机组，消除周末及夜间蓄冷，其次应增加高效除霜措施，解决机组频繁化霜效率低下的问题；第四，通过在不同负荷需求日期内，调整机组供回水平均温度，提高机组COP。