空氣源熱泵與建筑耦合的變工況分析及優化

(湖南大學土木工程學院 長沙 410082)

熱源和末端夏季炎熱冬季寒冷是夏熱冬冷地區典型氣候特征，冬夏一體化空調系統(包括冷熱源一體化、末端一體化或冷熱源和末端皆一體化的系統)更適用于夏熱冬冷地區。空氣源熱泵機組具有適用范圍廣、投資成本低、空調系統冷熱源和末端一體化、占地面積小、節能又無污染等優點。但由于夏熱冬冷地區冬季低溫高濕，空氣源機組的室外側易結霜，導致實際低溫工況制熱效果與理論效果相差較大，因此產品的額定工況性能不能真實反映機組實際運行特性[1]，需要更合理的熱泵選型依據及評判標準。

針對空氣源熱泵冬季運行易結霜的問題，許多學者進行了相關研究。Tang Jinchen等[2-3]采用實驗和模擬的方法設計了前置式防結霜裝置。Y. B. Lee等[4-5]研究發現翅片霜層的厚度和結霜質量會隨著室外空氣含濕量的增大而增大。P. Kim等[6]基于Lews數建立了水分蒸發方程，實驗分析了熱泵除霜的能耗。室外空氣的溫度和含濕量均會影響機組的結霜程度，空氣源熱泵機組除霜方式主要采用變節流、增大傳熱面積和壓縮機補氣增焓等方法。王志華等[7]利用固體干燥劑實現了空氣源熱泵熱水機在室外空氣含濕量低于結霜條件下的無霜運行，COP比傳統熱氣旁通除霜系統高7.25%。Xu Shuxue等[8]研究的補氣增焓熱泵比普通機組制熱量可提高4%～6%，制冷量提高約4%。有關空氣源熱泵機組的結霜問題和熱力學性能的研究已經有所突破，但較少同步跟進實際選型依據和評判標準，由于選型方法和評判依據的不合理導致機組的性能降低，限制了空氣源熱泵在夏熱冬冷地區的推廣。

目前針對空氣源熱泵熱水機組大多采用熱泵機組的名義工況來衡量性能[9]，F. W. Yu等[10]意識到名義工況衡量機組實際運行效果的不合理性。龔光彩等[11-12]基于有限時間熱力學方法數值模擬了熱泵結霜性能，發現機組的性能參數會隨蒸發溫度的降低而降低。吳靜怡等[13]認為機組能效比受室外氣象條件和用戶用水習慣影響較大，引入全年綜合工況作為參照工況點對空氣源熱泵熱水機組進行實際能效的評定。國內外也提出了許多評價空調的季節性能指標，日本的JRA 4046—1999標準[14]和美國的ARI 210/240—2003標準[15]均采用季節能效比SEER/SCOP來評價空調的節能性能。最先由美國提出的IPLV評價標準[16]用于評價冷水機組的季節運行性能，但該指標低估了滿負荷運載的權重，僅根據有限典型負荷率來計算權重系數。我國變頻空調引入了APF作為能效評價指標，增加了中間制冷和中間制熱的工況點作為參考[17]。這些季節性評價指標雖然考慮了樣本額定工況外的工況，卻仍難以綜合評價和預測熱泵低溫高濕工況實際產能輸出與建筑負荷需求的滿足程度及相應不利工況的能效比。因此空氣源熱泵冬季運行時，依然出現無法滿足熱舒適要求，而提高室內空調溫度或在室內側增加其他電輔熱裝置導致能耗增大。

本文從整個建筑空調能量系統出發，分別建立了基于室內外溫度和室外含濕量等因素的建筑動態負荷需求模型、不同類型空氣源機組變工況產能輸出及COP模型和二者基于負荷平衡的耦合模型，將機組產能輸出剛好滿足建筑負荷需求的工況視作機組在該建筑物內運行的臨界工況，產能輸出滿足建筑負荷需求的工況視作穩定運行工況，因此通過耦合模型可得機組穩定運行工況的室內外溫度、室外含濕量范圍，臨界工況的最低出力(熱泵產熱量和能夠達到的冬季最低室內溫度)，能效比三項指標，綜合該三項指標作為熱泵選型依據，為夏熱冬冷地區冬夏一體使用的空調選取提供選型及評價模型。

1 研究對象

本文研究對象為一個辦公房間的空氣源熱泵空調系統，該辦公房間位于湖南省長沙市，處于典型的夏熱冬冷地區，房間尺寸為16 m×10 m×4 m。夏季空調室外干球計算溫度為35.8 ℃，冬季空調計算溫度為-3 ℃，分別選取一臺裝機率為100%的LG-ARU0224ST4機組和臺佳WKR-008空氣源熱泵機組作為該辦公房間的空氣源熱泵空調設備，其中LG機組采用低溫增焓技術。

圖1所示為辦公房間的建筑模型，建筑物圍護結構參數如表1所示。

圖1 建筑模型Fig.1 The model of building

圍護結構材料傳熱系數/(W/(m2·K))面積/m2傳熱衰減朝向修正/%東外墻A0.921640.38-5西外墻A0.921640.38-5北外墻A0.921640.38-25南外墻A0.921640.38-10東外窗B3.612——東外門C3.53.15——屋面D1.4862560.42—地面E2.4322560.36—

注:A為普通砼多孔磚(聚苯顆粒保溫沙漿)；B為鋼普通單框中空玻璃窗6 mm(平開)；C為木(塑料)框單層實體門；D為保溫砂漿；E為240 mm磚樓地(有保溫)。

2 負荷平衡的數學模型

Zhang Xiaosong等[18]模擬計算了南京地區某建筑全年空調風冷熱泵的全工況性能，但僅考慮了室外環境溫度對機組性能的影響。黃華軍等[19]針對夏熱冬冷地區風冷熱泵的應用情況分別給出了離散的制冷(熱)和功耗與環境溫度和供水溫度的關系，選取風冷熱泵機組時，應參照熱泵機組對應當地設計室外參數，但僅探討了當地室內設計參數，未進行全年供熱(冷)季的變工況真實出力的探討。大多學者模擬研究了熱泵室外離散溫度和供水溫度兩個因素的影響，缺乏將室內外溫度及室外空氣含濕量綜合納入考慮的模型，對于夏熱冬冷地區冬季熱泵運行借鑒意義不充分。而且他們認為熱泵出力等于熱泵產能[20]，實際上滿足熱泵產能提供的室內環境溫度卻不能滿足人體熱舒適的要求，證明熱泵的出力評價還應包括熱泵能夠提供的室內環境溫度。

2.1 建筑動態負荷需求模型

采用清華大學的DeST建筑能耗模擬軟件進行了供熱季和供冷季的能耗模擬，得到建筑室內負荷需求與室內外溫度、室外空氣含濕量數據，采用多元二次回歸模型建立相應建筑物動態負荷需求關于室內外溫、濕需求模型。分為僅考慮室內外溫度的冬季動態負荷需求模型1和夏季動態負荷需求模型2，模型參數如表2所示。

表2 室內負荷需求模型系數Tab.2 The model coefficient of indoor load′s demand

負荷需求模型為：

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

(1)

式中：q為室內負荷需求，kW；To為室外空氣溫度，℃；Tn為室內溫度，℃。

為了全面考慮各種室外環境參數對建筑室內負荷需求的影響，建立了冬季室內熱負荷關于室內外溫度和室外含濕量參數的模型3。

冬季室內熱負荷關于溫、濕度參數(To、Tn、d)模型3為：

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

(2)

式中：d為室外空氣含濕量，g/(kg干空氣)。

2.2 空氣源熱泵產能輸出及能效比模型

選取冬季采用不同除霜技術的空氣源熱泵作為實驗對象，分別為普通空氣源熱泵臺佳WKR-008機組(case1)和采用低溫增焓技術的LG-ARU0224ST4機組(case2)。case1通過傳感器監測環境溫度和蒸發壓力作為除霜信號，室外溫度過低或蒸發壓力過低時開始逆循環除霜。case2通過壓縮機噴氣電子膨脹閥的適時啟動進行補氣增焓。根據case1和case2制熱和制冷的變工況實驗數據建立熱泵產能和COP(EER)多元二次回歸模型[21-22]如式(3)和式(4)，對應的系數如表3和表4所示。

表3 熱泵產能模型系數Tab.3 The model coefficient of heat pump′s heating/cooling capacity

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

熱泵產能輸出模型為：

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

(3)

熱泵能效比模型為：

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

f2Tn2

(4)

式中：COP為冬季熱泵能效比；EER為夏季熱泵能效比。

由于冬季室外環境參數中室外空氣含濕量對熱泵冬季產能輸出和COP有較大影響，因此研究時分為僅考慮室內外溫度和考慮室內外溫度及室外空氣含濕量兩種情況。

1)case1冬季制熱量關于溫、濕度參數的變工況模型為：

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關于溫、濕度參數的變工況模型為：

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

(6)

3)case2冬季制熱量關于溫、濕度參數的變工況模型為：

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關于溫、濕度參數的變工況模型為：

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

(8)

2.3 負荷平衡耦合模型

在負荷平衡的基礎上，建立了供熱季建筑物室內熱負荷需求與熱泵系統產能輸出的耦合模型，將熱泵變工況產能輸出模型(如式(9))與建筑動態熱負荷需求模型(如式(10))基于室內外熱、濕環境參數進行耦合，通過負荷平衡找到熱泵產能滿足建筑室內負荷需求的臨界工況的室外溫、濕度臨界范圍及最低室內空調溫度(如式(11))，并求出機組臨界工況的COP(EER)(如式(12))，尋找機組實際運行時產能輸出滿足該建筑負荷需求的冬季穩定工況范圍及COP，將模型中得到的機組冬季運行穩定工況的室外溫、濕度范圍，臨界最不利工況點的熱泵出力，COP三個指標作為熱泵選型和評價的標準，判斷不同熱泵與該建筑在冬季實際變工況運行情況下的性能優劣。

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)

夏季建筑室內冷負荷需求與熱泵產能耦合模型的原理與冬季相同，由于制冷工況室外空氣含濕量對機組性能影響較小，本文不予考慮。因此評價夏季熱泵制冷性能運行優劣和選型的指標為熱泵穩定運行的室外溫度范圍、臨界最不利工況點的熱泵出力(熱泵制冷量和能夠達到的夏季最低室內溫度)和EER三個指標。

與冬季不同，夏季主要考慮在滿足熱泵冬季熱負荷需求的基礎上，采用低溫增焓、雙級壓縮等方法，夏季為過量供冷工況。

3 結果分析

3.1 建筑動態負荷模型模擬結果

圖2所示為建筑全年逐時單位面積室內負荷，可知該建筑供熱季的單位面積平均熱負荷約為制冷劑平均冷負荷的61%，符合夏熱冬冷地區的辦公建筑負荷規律。

圖2 長沙市全年逐時單位面積負荷Fig.2 Hourly dynamic unit area load in Changsha

對該建筑室內負荷需求與室內外熱環境參數采取二次回歸方法建模[23]，結果如圖3和圖4所示，夏季室外溫度為30～37 ℃，維持室內溫度為23～28 ℃時，室內冷負荷為13～24.5 kW；冬季室外溫度為-5～5 ℃，維持室內溫度為16～22 ℃時，室內熱負荷為7.5～15 kW。

圖3 長沙冬季室內熱負荷Fig.3 The indoor heating load in Changsha during winter

圖4 長沙夏季室內冷負荷Fig.4 The indoor cooling load in Changsha during summer

3.2 空氣源熱泵變工況模型模擬結果

case1夏季額定制冷量為27 kW，冬季額定制熱量為24 kW，冬季額定COP=2.60，夏季額定EER=2.93。case2夏季額定制冷量為28 kW，冬季額定制熱量為32 kW，冬季額定COP=5.28，夏季額定EER=4.76。

圖5所示為case1和case2冬季熱泵產熱量的變化。設定熱泵冬季工作的室外溫度范圍為-10～10 ℃，室內溫度為10～30 ℃，將室內、外溫度以1 ℃為單位進行離散組合，再以每一個室外溫度點按溫度由低到高的順序對應可能出現的21個室內溫度點進行組合(室外溫度，室內溫度)，將每條曲線的起點進行編號(依次序號為1，2，……21)，意義如下：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)。圖中橫坐標只顯示奇數序號。圖5中熱泵產熱量設為縱坐標，每條曲線由同一室外溫度下室內溫度從10～30 ℃的產熱量點構成，得到熱泵在冬季工作可能存在的工況點的產熱輸出。

由圖5可知，case2中隨著室外溫度的降低，同一工況點產熱能力相比普通機組case1優勢逐漸增大，說明低溫增焓技術在低溫工況優勢明顯。而當室外溫度高于3 ℃后，case2機組制熱性能優勢下降，有些工況點的產熱量甚至低于case1。綜上所述，熱泵實際低溫工況運行時的產熱量與額定工況有較大出入，如果僅以額定工況或幾個不同工況點的產熱量作為熱泵選型依據不合理。此外，當室外溫度為-10～-7 ℃時，case2制熱量在室內溫度為15 ℃時達到極大值。對于case2中傳統對流型末端而言，該室內溫度不能滿足人體熱舒適要求。但如果結合當前新型的輻射空調末端(如輻射地暖、空氣載能輻射末端等)，由于輻射供暖與對流式供暖相比，可取2～3 ℃的等效熱舒適溫度，可滿足室內熱舒適性，節能效果良好。

圖5 case1與case2冬季熱泵產熱量的變化Fig.5 The variation of case1 and case2 ASHP′s heating during winter

圖6所示為case1和case2夏季制冷量的變化，圖中橫坐標工況點室外、室內溫度組合的原理與冬季相同，室外溫度為30～50 ℃，室內溫度為10～30 ℃。再以每個室外溫度點按溫度由低到高的順序對應可能出現的21個室內溫度點進行組合(室外溫度，室內溫度)，將每條曲線的起點進行編號 (依次序號為1，2，……21)，意義如下：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)。圖中橫坐標只顯示奇數序號。圖6中橫坐標序號代表熱泵夏季運行工況的室內外溫度組合點，熱泵制冷量設為縱坐標，每條曲線由同一室外溫度下室內溫度從10～30 ℃的制冷量點構成，得到熱泵在夏季工作可能存在的工況點的制冷輸出。

圖6 case1與case2夏季制冷量的變化Fig.6 The variation of case1 and case2 ASHP′s cooling during summer

圖7所示為case1和case2的冬季COP和夏季EER隨室內外溫度的變化。冬季隨著室外溫度的升高，在同樣工況點下case2與case1的COP差值增大。夏季隨室外溫度的降低，在同樣工況點下case2和case1的EER差值增大。普通熱泵機組case1在全年運行的室外溫度高于40 ℃的高溫工況和低于-5 ℃的低溫工況均出現能效比低于節能標準[23]要求的情況，而case2則沒有該問題。

綜合case1和case2制熱(冷)量隨著工況點不同的變化，與額定工況有一定差距，表明僅用額定工況的制熱(冷)量和COP(EER)評價熱泵的性能有所欠缺。

圖7 熱泵COP/EER與標準值的對比Fig.7 The comparison between COP/EER and standard value

3.3 不考慮室外空氣含濕量的耦合模型

圖8所示為case1和case2冬季機組運行臨界溫度范圍，圖8中case1和case2曲線是基于室內外溫度參數、熱泵產能輸出模型和室內熱負荷需求模型耦合得到，曲線右邊范圍為冬季制熱滿足室內負荷需求的室內外溫度范圍，綠色直線部分為室外溫度和冬季滿足人體熱舒適的室內溫度的實驗數據離散組合而成，表示該地區負荷人體熱舒適的室內外溫度范圍。由圖8可知，case2可完全滿足冬季空調采暖的需求，而case1由于結霜問題，不能完全滿足冬季低溫工況空調采暖需求，不滿足率約為5%。

圖9所示為case1和case2夏季熱泵運行臨界溫度范圍，圖9中兩條曲線右邊范圍分別為case2和case1夏季制冷滿足室內負荷需求的室內外溫度范圍，直線部分是室外溫度和夏季滿足人體熱舒適的室內溫度實驗數據。按照夏季空調冷負荷最大值所選取的case1和case2均能滿足該建筑物夏季供冷需求，case1和case2的交點為室外溫度37 ℃，室內溫度25 ℃，case1在37 ℃以上的高溫天氣能夠提供更高的制冷量和更低的室內溫度。

圖8 冬季熱泵運行臨界溫度范圍Fig.8 Critical temperature range of heat pump in winter

圖9 夏季熱泵運行臨界溫度范圍Fig.9 Critical temperature range of heat pump in summer

但是《關于嚴格執行公共建筑空調溫度控制標準的通知》明確規定：公共建筑內夏季室內空調溫度設置不得低于26 ℃，冬季室內空調溫度設置不得高于20 ℃。長沙夏季采用機械通風的公共建筑熱舒適溫度范圍為25.5～29.4 ℃，所以選室內空調溫度為26 ℃時的動態冷負荷作為標準，在滿足熱負荷的需求下，熱泵機組提供的室內溫度低于節能要求的26 ℃的工況視為過量供冷工況。圖9中當室外溫度低于37 ℃時，相對于26 ℃的公共建筑空調溫度控制標準而言，case1和case2的室內溫度都小于26 ℃，本文認為屬于過量供冷狀態。

由于以機組額定工況COP與EER作為評價標準誤差較大，本文以case1和case2的COP(EER)模型式(12)為目標函數，以制熱(冷)量滿足建筑負荷需求的室內外溫度關系式(11)作為約束條件，計算該溫度范圍內的COP(EER)最大值和最小值，作為評判熱泵實際工況運行效果是否滿足負荷需求的指標之一。

表5和表6所示分別為基于熱泵運行臨界溫度的最小和最大能效。可知case1冬季能夠穩定運行的最低室外溫度為-0.37 ℃，不能完全滿足冬季低溫工況的室外環境溫度范圍，臨界工況點對應的室內溫度范圍為23.08～26.86 ℃，可滿足人體冬季室內熱舒適要求，最小COP為2.15，滿足規范的最低要求[24]。case2冬季運行滿足負荷要求的最低室外溫度為-4.91 ℃，臨界工況點的室內溫度范圍為18.98～26.72 ℃，可滿足人體熱舒適要求，最小COP為3.53，雖然僅為額定COP的66.9%，但遠高于規范最低要求。因此從穩定運行室外溫度范圍、低溫工況最不利COP大小和熱泵出力(產熱量和最低室內溫度)而言，case2比case1能更好的滿足該建筑冬季供熱需求。

表5 基于熱泵運行臨界溫度的最小能效值Tab.5 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

表6 基于熱泵運行臨界溫度的最大能效值Tab.6 Maximum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

由表5和表6還可知，case1夏季穩定運行的室外溫度范圍為33.36～40 ℃，室內溫度范圍為21.85～26.64 ℃，高溫臨界工況的EER為2.54～2.78，滿足節能標準。case2夏季穩定運行的室外溫度范圍為27.64～50 ℃，室內溫度范圍為15～28.67 ℃，高溫臨界工況的EER為2.74～8.12，滿足節能標準。因此，case1和case2高溫臨界工況點的EER和熱泵出力(制冷量和最低室內溫度)均可較好地滿足長沙夏季需求，但在大部分工況點夏季室內溫度都低于節能標準，處于過量供冷狀態，且case2的過量供冷程度大于case1。綜合穩定運行的溫度范圍、熱泵出力和最不利點EER三項指標，case1比case2更加適合該建筑夏季供冷需求。但case1和case2在冬夏一體使用時各有優劣，case1在夏季比case2節能，但冬季運行不良，case2在冬季比case1制熱性能更好，但夏季由于可能存在過量供冷程度的過大而不節能。

3.4 考慮室外空氣含濕量的冬季耦合模型

由于長沙冬季低溫高濕的氣候特征，冬季空氣源熱泵結霜工況隨著室外空氣含濕量的增大而更加惡劣[25]。圖10所示為長沙冬季室外空氣含濕量逐時分布，可知在供熱季節含濕量最高時可達11.5 g/(kg干空氣)。為了分析空氣源熱泵低溫高濕工況制熱性能的變化，將室外空氣含濕量作為耦合模型影響參數納入模型再次進行模擬計算。

圖10 長沙冬季室外空氣含濕量逐時分布Fig.10 The timely distribution of outdoor air moisture content in Changsha in winter

圖11 冬季熱泵運行臨界室內外溫度、室外含濕量范圍Fig.11 Heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content range in winter

通過式(9)和式(10)耦合得到case1和case2冬季耦合模型，圖11所示為冬季熱泵運行臨界室內外溫度、室外含濕量范圍。圓點為長沙地區室外溫度、含濕量和冬季滿足人體熱舒適的室內溫度的實驗數據，case1所在弧面代表case1能夠滿足建筑熱負荷的室內外溫度和室外含濕量范圍，case2弧面意義同case1。由圖11可知，case2能夠穩定運行的室內外溫度范圍大于case1，但case1的含濕量范圍略大于case2，二者能夠穩定運行的濕度范圍有近1/3超出長沙市實際冬季溫度范圍，結果與不考慮室外空氣含濕量的熱泵冬季能穩定運行的室內外溫度范圍出現差異。因此，夏熱冬冷地區對空氣源熱泵制熱性能進行模擬時，一定要將空氣含濕量作為考慮參數之一，否則在不考慮濕度的耦合模型能夠滿足要求的低溫工況點實際還是會出現運行不良的情況。

同樣，以case1和case2的COP(EER)模型式(12)為目標函數，以case1和case2的制熱(冷)量滿足建筑負荷需求的室內外溫度關系式(11)作為約束條件，計算得到該溫度范圍內的COP(EER)最小值，作為評判熱泵實際運行的指標之一。表7所示為基于熱泵運行臨界溫度、室外含濕量的最小能效值，可知case1冬季最不利點的COP=1.12，較表6出現顯著下降，僅為額定工況COP的43%，已經完全不能滿足冬季節能要求，而case2能夠滿足。case1冬季穩定運行的室內溫度范圍為13.8～17.6 ℃，不滿足大部分人體冬季熱舒適要求，case2冬季穩定運行的室內溫度范圍為21.39～22.51 ℃，能夠很好的滿足人體冬季熱舒適要求。并且case2的最小COP=3.03，雖僅達到額定工況COP的57.4%，但完全滿足節能規范要求。

表7 基于熱泵運行臨界溫度、室外含濕量的最小能效值Tab.7 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content

綜合評判三個指標，冬季case2是更好的選擇，case1在冬季低溫工況可能由于嚴重結霜問題而不能滿足要求，與選型時額定制熱量和COP能滿足冬季負荷需求及規范標準的情況出現嚴重誤差。綜上所述，僅按照機組額定制熱量和COP對熱泵機組進行選型和評判存在欠缺之處，夏熱冬冷地區選擇冬夏一體的空調設備需要更加完整的依據和評判標準。

4 結論

本文針對現有空氣源熱泵設計選型的不足，通過模擬分析，提出了一種空氣源熱泵設計選型的新方法，得到如下結論：

1)建立了建筑物動態負荷需求模型、熱泵變工況產能輸出模型和二者基于負荷平衡的耦合模型，對建筑物負荷和熱泵性能的動態分析有指導意義。

2)提出將空氣源熱泵機組穩定運行的工況范圍、滿足建筑負荷最不利工況點的出力及能效比三個指標作為空氣源熱泵新的選型依據，彌補現有設計選型方法的不足。

3)針對case1和case2的冬季制熱性能嚴重衰退、最不利點的COP低于節能標準的最低要求及夏季過量供冷(或冷量超配)不節能的模擬結果，本文提出的方法能夠預測不同熱泵在任意工況的產能和能效比，實現更準確可靠的空氣源熱泵設計選型。對于開發新型的冬夏一體化空氣源熱泵裝置有理論指導和實踐意義。