開式地表水源熱泵動態取水溫度限值

王 勇，羅 敏，韓傳璞

（1.重慶大學 三峽庫區生態環境教育部重點實驗室，重慶400045；2.中國航天建筑設計研究院（集團），北京100717）

地表水源熱泵發展較早，20世紀70年代，歐洲國家開始大力推廣地表水源熱泵系統［1］。近些年國外在地表水源熱泵方面的研究主要針對水源熱泵系統的設計優化及地表水體的水溫特征對系統的影響等［2－5］。其中，Kavanaugh等［2］對地表水源熱泵系統進行了研究，提出地表水源熱泵空調系統具有較好的性能特征；同時對提高單元式水—空氣熱泵系統性能的可行方案進行了討論，也提出了地表水源熱泵的局限性［2－3］。近些年地表水源熱泵在中國發展迅速，并且開式地表水水源熱泵應用工程實例明顯多于閉式水源熱泵的實例，因此，中國目前對于地表水水源熱泵的研究也主要針對開式地表水源熱系統［6－9］。

地表水源熱泵相對于傳統空調的優勢是具備節能性和環境友好性［10］。但地表水源熱泵使用不當也會帶來環境的影響［11－15］，同時也可能影響地表水源熱泵的節能率［16］。本文的重點以開式地表水源熱泵相對傳統空調的節能性為基礎作為研究內容。

開式地表水源熱泵系統節能性的因素除取水溫度和取水水量外，另一個關鍵因素是取水能耗［17－21］。夏季取水溫度越低，機組的效率越高，所允許的取水能耗也就越高；而取水溫度越高，機組的效率越降，所允許的取水能耗也就越小。只有用取水溫度和取水能耗的最優耦合值才能正確評估系統的節能性［22－24］。在一定的取水能耗下，夏季隨著水源熱泵系統的運行，系統向水體排放的熱量累積，水體水溫逐漸上升［25－26］，從而使機組運行能效降低。當取水水溫上升到一定溫度后會導致系統的相對傳統空調的節能率降低，達到一定程度時系統能耗就會高于傳統空調的能耗，導致系統不節能。因此，有必要對基于取水能耗的系統取水溫度限值進行研究，以保證系統的節能運行。

本文以取水水溫的變化過程為基礎，分析系統在動態負荷變化過程中取水溫度和系統能耗的耦合變化。當取水溫度升高到使地表水源熱泵系統和常規空調系統具有相同的能耗時，地表水源熱泵相對傳統空調的節能率為零。此時，對應的取水溫度為該取水能耗基礎上的地表水源熱泵的取水溫度限值。當系統取水溫度低于此溫度值時，才具備節能性。研究地表水源熱泵系統的節能性，取水溫度限值是基礎。因此，有必要對地表水源熱泵系統的取水溫度限值計算方法作研究。

1 模型建立及計算方法簡介

1.1 能耗模型的建立方法

取水溫度限值的計算以系統能耗模型的建立為前提和基礎。能耗模型的建立是計算系統能效比的關鍵，也是對比分析的前提。為確保模型建立的準確性及穩定性，取水水泵、循環水泵、冷凍水泵的能耗模型根據實際測試得到的運行數據，結合水泵性能曲線應用Matlab擬合而成；機組、常規空調冷卻塔、末端風系統等能耗模型則采用前人已有的模型，模型中各系數則由運行參數確定。

1.2 計算方法簡介及比較對象

1.2.1 計算方法簡介 對于給定的工程而言，各參數明確的情況下，傳統的計算方法只能計算得到某種工況下的不同系統效率之間的能耗差異，而無法計算得到各影響參數變化條件下整個系統能效的動態變化規律。而取水溫度限值是定義在系統節能率基礎上的，表示能使水源熱泵系統節能的最高動態取水溫度值。取水溫度限值的動態性是因為系統負荷的動態變化導致機組能效、取水能耗的變化，從而尋求得到保證系統相對于傳統空調系統節能性的動態取水溫度限值變化趨勢。

取水溫度限值的計算首先應該在不同系統負荷、不同取水水泵揚程、不同室外氣象參數下分別計算不同的取水溫度下水源熱泵系統的系統能效比；通過計算得到不同工況點下不同冷卻塔出水溫度下的取水溫度限值，最后運用Matlab線性回歸得到不同取水方式下關于水源熱泵系統的動態取水溫度限值之間的的數學關系式。主要計算步驟如下：

1）根據實際工程具體參數建立水源熱泵系統和常規空調系統各部分的能耗模型；

2）分別計算不同負荷率、不同取水方式、不同取水溫度下水源熱泵系統的能效比；

3）分別計算不同負荷率、不同冷卻塔出水溫度下常規空調系統的能效比；

4）以常規空調系統的能效比作為基準，分別比較不同工況點下二者的能效比，得到能效比相同的工況點；

5）對不同的工況點下的取水溫度限值做MATLAB回歸，得到動態取水溫度限值曲線。

1.2.2 對比對象 為了更好的進行對比分析，把對比的對象和范圍做一個明確的界定：

1）對比的對象為使用冷卻塔的常規空調系統，其冷水機組的耗功率與水源熱泵機組的耗功率模型相同，其回歸系數因二者運行參數不同而不同。

2）僅對系統在夏季運行時的系統能效進行對比。

3）由于2種系統末端形式一致，計算時不考慮冷凍水泵及末端系統的能耗。

4）不考慮大溫差、小流量和小溫差、大流量的問題，機組兩端的進出水溫差，冷卻塔的進出水溫差均保持為5℃。

本文的計算基準選取重慶某賓館、酒店類建筑，該工程空調系統的冷負荷為1 800kW。系統采用開式湖水源熱泵系統。系統的主要設備及參數如表1。

當采用常規空調系統時，系統主要設備及參數 如表2。

表1 水源熱泵系統主要設備及參數表

表2 常規空調系統主要設備及參數表

1.3 模型簡介

開式湖水水源熱泵系統運行能效比的數學方程式可用下式表達。

式中：EER為熱泵系統的運行能效比；Q為熱泵機組制冷（熱）量，kW；W為熱泵系統的總能耗，kW。

水源熱泵系統的總能耗包括：水源熱泵機組的能耗，源水側取水水泵的能耗，水處理設備的能耗，冷、熱循環水泵的能耗，末端風系統的能耗等。為了能清楚的了解熱泵系統的能耗構成，以該工程實際運行參數為基礎，對其系統各部分的能耗建立模型：

1）機組的能耗計算采用ASHRAE Handbook上推薦的模型，模型的系數由運行參數確定［27］。

式中：f1為熱泵機組耗功量，kW；N為熱泵機組的名義耗功率，kW；Tc1為水源水側機組進水溫度，℃；Tel為空調水側機組進水溫度，℃；ˉTc1為回歸用水源水側機組進水溫度參數平均值，℃；ˉTe1為回歸用空調水側機組進水溫度參數平均值，℃；Dij為回歸系數，由機組實際性能決定。

2）取水水泵能耗模型及系數根據取水水泵性能曲線、運行參數擬合得出式（3）。

式中：W1為取水水泵能耗，kW；Gq為水源水流量，m3／h。

3）空調水循環水泵的能耗模型及系數根據循環水泵性能曲線、運行參數擬合得出式（4）。

式中：W2為取水水泵能耗，kW；G為冷凍水流量，m3／h。

4）水處理設備能耗模型引起占系統總能耗比例很小，作為常數考慮。

其中：W3為水處理設備能耗，kW。

5）冷卻塔的能耗模型及系數參照前人已有模型［9］得出式（6）。

其中：Wl為冷卻塔能耗，kW；Gc為冷卻水流量，m3／h。

2 取水方案及冷卻水系統的確定

2.1 取水水泵的選取

首先，考慮一個基準化，理想化的開式系統取水情況。取水水泵揚程受到影響的因素較多如：水體到機房的水平距離；水體與機房之間高差；水處理設備的阻力等。而取水水泵能耗是系統能耗中的關鍵因素。為此，選取一個與傳統空調系統冷卻水泵揚程相近的水泵揚程作為基準。由此，確定水泵揚程H26m為基準揚程。一般實際工程中由于各種原因取水水泵的揚程都比基準揚程大。

參考多個水泵廠家的單級單吸立式離心清水泵樣本，根據該工程系統最大取水水量（395m3／h）選擇取水水泵，以H＝26m為基準揚程，得到不同揚程下水泵的能耗，如表3。

由表3可知，對于給定的系統取水水量，其水泵的能耗隨揚程的變化是不連續的。為分析方便，以1H為基準，得到基于計算基準揚程下的各取水水泵參數，表征不同取水方式下的取水水泵揚程。

表3 不同揚程下水泵參數表

2.2 取水系統形式的設定

冷卻水系統為變流量系統，即系統負荷發生變化時系統的取排水溫差保持恒定而取水量隨負荷動態變化。由于水源熱泵系統的取水系統所需的水泵、水處理設備型號和地表水體與空調機房的相對位置及水體水質情況等有著密切聯系。為了說明這些因素對水源熱泵系統能效產成的影響，針對源水直接進機組的直接取水方式，并參照表3中取水水泵的選型，對取水系統做如下5種方式的設定。（采用板式換熱器的取水方案取水能耗高、系統節能性較差，其分析方法與直接進水的取水方式相同，本文中暫不考慮。）

1）當系統采用上文中理想化的取水方式時，源水側取水水泵設定揚程為H（H＝26m），水泵變頻運行。這種取水系統形式簡稱為“直進H”。

2）水體水質較好，取水可經簡單水處理后直接進入機組。在采取這種取水形式時，源水側取水水泵設定揚程為1.3H（35m），水泵變頻運行。這種取水系統形式簡稱為“直進1.3H”。

3）水體水質較差，取水必需經過大量的水處理設備，然后直接進入機組。由于水處理設備增加了取水系統的局部阻力，源水側取水水泵的揚程設定為1.7H（45m），水泵變頻運行。這種取水方案簡稱為“直進1.7H”。

4）水體水位較低，取水水泵需要克服比較大的水位差，取水水泵的揚程增大，采用直接進水的取水方式，源水側取水水泵的揚程設定為2.2H（57m）。這種取水方式簡稱為“直進2.2H”。

5）水體水質較差，取水必需經過大量的水處理設備，水處理設備增大了取水系統的局部阻力；同時地表水體水位較低，取水水泵需要克服比較大的水位差。因此，取水水泵的揚程增大，采用直接進水的取水方式，源水側取水水泵的揚程設定為2.6H（68m）。這種取水方式簡稱為“直進2.6H”。

2.3 冷卻塔參數及能耗說明

冷卻塔的出水溫度與當地的室外空氣的濕球溫度有關，一般冷卻塔的出水溫度要高于當地室外空氣的濕球溫度3～5℃［28］。參照冷卻塔樣本及其性能曲線，得到其按冷卻塔的水溫降為5℃時不同的冷卻塔出水溫度對應的室外濕球溫度值，見表4。

表4 冷卻塔出水溫度與室外濕球溫度對照表

分別以冷卻塔出水溫度為26、28、30、32℃為例，分析不同冷卻塔出水溫度下水源熱泵系統的動態取水溫度限值。由于冷卻塔出水溫度與室外氣象參數有關，與建筑夏季冷負荷的變化作動態變化。當建筑的冷負荷較低時，機組的負荷也較低，同時，冷卻塔出水溫度也相對較低，所需冷卻水量也相應減少，三者呈現出耦合的關系。

3 系統動態取水溫度限值分析

根據已建模型結合機組性能曲線可計算出當冷卻塔出水溫度為26℃時，冷卻水泵揚程為25m時常規空調系統在部分負荷率下的能效比曲線；同理，結合水源熱泵機組性能曲線可得到取水水泵揚程為H＝26m、流量為400m3／h時系統在部分負荷率下的能效比曲線。見圖1。

圖1 相同進水溫度下2種系統的能效比隨部分負荷率的變化

從圖1可以看出，該工程條件下，水源熱泵機組的能效高于傳統冷水機組，不同的工程情況和設備選型，其部分負荷率下的能效曲線可能不一致，但仍可以采取此分析方法。

由圖2可知：采用源水直接進進組時，當水源熱泵取水溫度27.5℃，冷卻塔出水溫度為26℃時，傳統空調系統與水源熱泵系統在部分負荷率下的能效比曲線基本重合。在部分負荷率為0.3時，兩者的能效比差值最大為0.09，相對差值僅為2.6%。因此，工程應用條件下可以認為此時傳統空調系統與水源熱泵系統無論是在滿負荷時還是在部分負荷時都有相同的系統能效比。即冷卻塔出水溫度為26℃時，當水源熱泵系統的取水溫度超過27.5℃時水源熱泵系統的相對于傳統空調系統來說就不再節能。

圖2 不同進水溫度下2種系統的能效比隨部分負荷率的變化

由此可以得到：采用源水直接進機組的取水方式、取水水泵揚程為H（26m）、冷卻塔出水溫度為26℃時，水源熱泵系統的取水溫度限值為27.5℃。以同樣的計算方法可得在冷卻塔出水溫度分別為28、30、32℃時水源熱泵機組的取水溫度限值。

由上述分析可得在采用源水直接進機組的取水方案，取水水泵揚程為H（26m），流量為400m3／h時不同冷卻塔出水溫度下水源熱泵系統的取水溫度限值，如圖3所示。

圖3 不同冷卻塔出水溫度下系統的取水溫度限值

由圖3可知，水源熱泵系統的取水溫度限值與常規空調系統冷卻塔的出水溫度之間呈現近似線性的關系：y＝0.85x＋5.35，R2＝0.996 6，相關性較好。其中：y為水源熱泵系統的取水溫度限值；x為常規空調系統冷卻塔的出水溫度。

用上述計算方法可分別得出：當采用直進1.3H方案，直進1.7H方案，直進2.2H方案時水源熱泵系統的動態取水溫度限值，如表5。

表5 源水直接進機組，系統動態取水溫度限值表

圖4 不同取水方案下系統的動態取水溫度限值

由此可得另外3種取水方式下取水溫度限值的計算關系式：

直進1.3H方案：y＝x－1，R2＝1。

直進1.7H方案：y＝1.35x－13.9，R2＝0.991 8。

直進2.2H方案：y＝1.625x－26.917，R2＝0.998。

其中：y為水源熱泵系統的取水溫度限值；x為常規空調系統冷卻塔的出水溫度。

由圖4可知：隨著取水水泵揚程的增加，取水溫度限值直線的斜率逐漸增大；在冷卻塔出水溫度相同的條件下，取水水泵揚程越大，取水溫度限值越低。并且在取水水泵揚程為2.2H時，出現當冷卻塔出水溫度為30℃時，即使取水溫度為22℃系統也不節能。而當冷卻塔出水溫度為32℃時，只要取水溫度低于25℃，就可實現一定的節能率。

4 系統節能率分析

在計算出水源熱泵系統動態取水溫度限值的基礎上，為了具體說明水源熱泵系統相對常規空調系統的節能特性，還可以分析得到選擇不同的取水方式時，水源熱泵系統在不同的取水溫度下的節能率。下面本文就以水源熱泵系統采用直進H方案為例，分析系統在滿負荷工況下運行時的節能率（以冷卻塔出水溫度為32℃的常規空調系統能效比作對比）。

表6 直接進水H方案、冷卻塔出水32℃時，不同取水溫度下的節能率

在實際工程中，應盡量采用直接進水的取水方式。同時，不同的建筑負荷所需的水量不同，水泵選型和機組能效也不同。這些可變因素均可能影響到取水溫度限值的確定。

5 結 論

1）以系統的取水溫度為主要研究對象，建立了相對于傳統空調節能率的水源熱泵系統動態取水溫度限值的計算方法，計算得到了取水能耗的水源熱泵系統的動態取水溫度限值。

2）對不同取水溫度下開式地表水源熱泵系統的能耗與使用冷卻塔的常規空調系統的能耗進行了對比分析，得到不同取水溫度下開式地表水水源熱泵系統相對于使用冷卻塔的常規空調系統的節能率。

3）不同取水溫度、不同取水方案和不同水泵能耗均影響開式地表水源熱泵系統的能效，采用能耗模型計算方法可以得到動態運行工況下的系統能效。該方法可以作為水源熱泵系統的節能性研究的基礎，也可以用于地表水源熱泵系統可行性實施的計算依據。

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