噴氣增焓空氣源耦合地源熱泵系統的性能優化

李科宏， 田琦， 李琦晟， 李蓉

(太原理工大學 環境科學與工程學院， 山西 晉中 030600)

能源短缺和環境污染已然成為懸于世界各國頭頂的達摩克里斯之劍.2018年,全球一次能源消費強勁增長，增速達2.9%，刷新了2010年以來的增速記錄[1-3].熱泵作為當前化石能源體系下清潔供暖方式的代表，為21世紀清潔環保可再生能源體系建設提供強勁的動力.多熱源聯合供熱有利于實現能源梯級利用和多能互補，能起到節約一次能源，緩解能源壓力的作用.由于常規地源熱泵初投資大、占地大，常規空氣源熱泵性能系數低、供需關系不匹配、冬季結霜，因此，研究耦合熱泵聯合供熱技術已成為熱門議題[4-8].現有的主流耦合方式是依托中間水箱進行耦合，空氣源熱泵提供低溫水送入中間水箱，水源熱泵將水箱中低溫水加工成高溫水滿足末端需求.馬龍[5]構建適應冬、夏不同環境溫度的噴氣增焓雙級耦合熱泵機組.Pardo等[7]研究地源熱泵與空氣源熱泵聯合蓄熱系統中的初投資與運行費用之和最經濟的設計配比.Nam等[8]對混合熱泵系統引入位置、制冷劑和泵送速率的影響進行了實驗研究.

目前，國內外學者研究的內容主要集中在空氣源熱泵機組和地熱源熱泵機組的耦合匹配上，現有耦合系統由兩個獨立的熱泵系統并聯或依托中間水箱串聯而成，系統體積龐大、運行復雜、布置靈活性差.本文將二者拆分開來，有機結合，設計一套更為簡單、高效的新型噴氣增焓空氣源耦合地源熱泵(EVIACGHP)系統.

1 噴氣增焓空氣源耦合地源熱泵系統

EVIACGHP系統是在噴氣增焓空氣源熱泵機組的基礎上改進而來的，機組增設一個換熱器及配套的地埋管換熱系統，與土壤進行換熱.EVIACGHP系統運行原理圖，如圖1所示.圖1中：1為末端用戶；2為冬季工況的冷凝器，或夏季工況的蒸發器；3為噴氣增焓壓縮機；4為四通換向閥；5，6為膨脹閥；7，8為電磁閥；9為風機；10為冬季工況的空氣源側冷凝器，或夏季工況的空氣源側蒸發器；11為冬季工況的土壤源側冷凝器，或夏季工況的土壤源側蒸發器；12為地埋管；13為分水器；14為集水器；15為關斷閥；16，17為閘閥.

圖1 EVIACGHP系統運行原理圖Fig.1 Physical model of EVIACGHP system map

在冬季工況下，在室外處于-5～5 ℃的劇烈結霜時，EVIACGHP系統關閉電磁閥7及閘閥16，打開電磁閥8及閘閥17，此時的運行模式等同于地源熱泵運行模式，熱泵制熱循環為a-b-c-d-a.當室外溫度繼續降低至-5 ℃以下時，利用分流三通，冷凝器2分為兩路，一路經過膨脹閥5，節流至狀態點a′，以電磁閥7調節空氣源側蒸發器流量(i)，在蒸發器10處吸熱，蒸發至狀態點b′，進入噴氣增焓壓縮機低壓缸壓縮至狀態點f；另一路的制冷劑經過膨脹閥6，節流至狀態點a，利用電磁閥8調節地源側流量(m)，進入地源側蒸發器11，吸收土壤中的淺層地熱能，蒸發至狀態點b，打開閘閥16，關閉閘閥17，制冷劑通過補氣回路進入噴氣增焓壓縮機3，與低壓缸處制冷劑f混合至狀態點e；壓縮機將狀態點e繼續壓縮至狀態點c′，當冷凝器冷凝至狀態點d，通過分流三通進入兩個蒸發器蒸發，完成制熱循環.

圖2 空氣源耦合地源熱泵系統壓焓圖Fig.2 Pressure enthalpy diagram of EVIACGHP system

空氣源耦合地源熱泵系統壓焓圖，如圖2所示.圖2中：P為壓力；h為焓.在夏季工況下，在室外溫度高于35 ℃時，關閉電磁閥7及閘閥16，打開地源側電磁閥8及閘閥17，此時的運行模式等同于地源熱泵運行模式，制冷循環為a′-b′-c′′-d-a′.當室外溫度降低至35 ℃以下時，閘閥16關閉，閥門7，8，17均打開，蒸發器2中的狀態點b′進入壓縮機3，壓縮至狀態點c′′后，進入兩個支路，一部分流體通過閘閥17，進入地源側冷凝器；另一部分流體進入空氣側冷凝器.以電磁閥7，8調節每個支路流量，隨著室外溫度的降低增加空氣源支路流量比例.一路的制冷劑進入地源側冷凝器11，把熱量釋放到土壤中冷凝至狀態點d；另一路制冷劑進入空氣側冷凝器10，在風機9的作用下吸收空氣側的能量冷凝至狀態點d，兩部分流體冷凝溫度相同.兩部分流體在膨脹閥處節流至狀態點a′，通過三通合流后進入蒸發器2，蒸發至狀態點b′，進入噴氣增焓壓縮機，壓縮至高溫高壓蒸汽狀態點c′′，進入兩個冷凝器進行冷凝，完成制冷循環.

2 數學模型及參數的設計

2.1 EVIACGHP系統數學模型

EVIACGHP系統數學模型為

Qa，e+Qg，e=Qh-Pcom.

(1)

式(1)中:Qa，e為空氣側蒸發器吸熱量，kJ·h-1；Qg，e為土壤側蒸發器吸熱量，kJ·h-1；Qh為EVIACGHP系統總制熱量，kJ·h-1；Pcom為噴氣增焓壓縮機運行功率，kJ·h-1.

空氣側蒸發器吸熱量的計算式為

Qa，e=(ha，in-ha，out)·ma.

(2)

式(2)中:ha，in為空氣側蒸發器進口空氣焓值，kJ·kg-1；ha，out為空氣側蒸發器出口空氣焓值，kJ·kg-1；ma為室外空氣貫流質量流量，kg·h-1.

空氣流經風機后的焓值為

(3)

式(3)中:hf，out為空氣流經風機后的焓值，kJ·kg-1；Pf為空氣源側風機運行功率，kJ·h-1.

空氣側總的熱量Qa，total為

Qa，total=ma·(hf，out-ha，in).

(4)

土壤側蒸發器吸熱量為

Qg，e=(hsource，in-hsource，out)·msource.

(5)

式(5)中:hsource，in為土壤側蒸發器源側流體進口焓值，kJ·kg-1；hsource，out為土壤側蒸發器源側流體出口焓值，kJ·kg-1；msource為土壤源側回路流體質量流量，kg·h-1.

EVIACGHP系統總制熱量為

Qh=(hload，in-hload，out)·mload.

(6)

式(6)中:hload，in為負荷側流體進口焓值，kJ·kg-1；hload，out為負荷側流體出口焓值，kJ·kg-1；mload為負荷側流體質量流量，kg·h-1.

EVIACGHP系統制熱性能系數COPh計算式為

(7)

式(7)中:Pct為控制器運行功率，kJ·h-1.

2.2 案例建筑模型

基于山西省太原市勝利東街某居住建筑物參數，利用DeST軟件搭建物理模型并計算逐時負荷[9-10].案例建筑總建筑面積4 865 m2，層數為6，體形系數為0.25，東、西面的窗墻比為35%，南面的為50%，北面的為30%.氣象參數選取典型氣象年，模擬室內房間類型為主臥室、次臥室及起居室，參數采用系統默認值.換氣次數設定為0.5 次·h-1.案例建筑圍護結構，如表1所示.表1中：U為傳熱系數.

表1 圍護結構參數設置Tab.1 Setting of the physical structure parameter

圖3 案例建筑逐時負荷圖Fig.3 Hourly load map of case construction

冬季供暖期設定為11月1日-3月31日，夏季空調季設定為6月1日-8月30日，案例建筑逐時負荷圖，如圖3所示.圖3中：Q為負荷；t為時間.由圖3可知：冬季逐時熱負荷峰值為134.49 kW，夏季逐時冷負荷峰值為99.35 kW，冬、夏峰值負荷比為1.35∶1.00；冬季累計熱負荷為114 327.88 kW·h，夏季累計冷負荷為73 038.22 kW·h，冬、夏累計負荷比為1.57∶1.00；建筑存在明顯的冷、熱負荷不平衡現象.

3 TRNSYS模擬及參數設計

以太原市典型氣象年數據為氣象參數，在EVIACGHP系統參數設計和數學模型基礎上，依托TRNSYS軟件，分別搭建純土壤源熱泵模擬平臺、純空氣源熱泵模擬平臺、EVIACGHP系統模擬平臺，模擬得到全年運行數據，并對3者進行比較分析.

3.1 純土壤源熱泵系統模擬

土壤源熱泵系統仿真模型的部件主要有:地源熱泵機組、地埋管、源側循環泵、負載側循環泵、計算器、控制器、積分器，以及結果顯示模塊.純土壤源熱泵系統仿真模型，如圖4所示.

圖4 純土壤源熱泵系統仿真模型Fig.4 Simulation model of the ground source heat pump system

建筑負荷采用Type 9導入DeST模擬的建筑負荷結果，氣象參數采用Type 9導入太原市典型氣象年的氣象參數.主要部件參數設計[11-15]如下:地埋管選用豎直單U形地埋管；對應TRNSYS部件號為Type 557；鉆孔數為31；土壤溫度梯度為0 ℃·m-1；鉆孔深度為105 m；鉆孔半徑為0.08 m；管間距為5 m；U形管外徑為0.016 m；覆土的深度為3 m；U形管內徑為0.013 m；軸向分區為2；管中心距為0.06 m；徑向分區為50；回填材料為土壤；土壤的導熱系數為1.72 W·(m·℃)-1；管內流體比熱容為4.19 kJ·(kg·K)-1；土壤的熱容為2 348 kJ·(m3·K)-1；管內的流體密度為1 000 kg·m-3；土壤初始溫度為14.3 ℃；蓄熱體體積為70 462 m3.

3.2 純空氣源熱泵系統模擬

空氣源熱泵系統仿真模型的部件主要有空氣源熱泵機組、負載側循環泵、計算器、控制器、積分器及結果顯示模塊.純空氣源熱泵系統仿真模型，如圖5所示.建筑負荷依然采用Type 9導入DeST模擬的建筑負荷結果，氣象參數則采用Type 15導入EPW(energy plus weather)格式下太原市典型氣象年的氣象參數，在TRNSYS中導入空氣源熱泵所需的干球溫度、相對濕度和空氣壓力[16-17].

圖5 純空氣源熱泵系統仿真模型Fig.5 Simulation model of the air source heat pump system

3.3 EVIACGHP系統

EVIACGHP系統相比普通的空氣源熱泵增設一個換熱器汲取巖土體的能量，并依托噴氣增焓壓縮機把兩部分制冷劑進行壓縮耦合.因此，耦合熱泵模塊是在常規壓縮機FORTRAN代碼的基礎上進行的二次開發，修改其中控制函數，使其支持噴氣增焓功能.創建EVIACGHP模塊并搭建相應的模擬平臺.EVIACGHP系統的仿真模型，如圖6所示.

圖6 EVIACGHP系統的仿真模型Fig.6 Simulation model of EVIACGHP system

4 模擬結果與分析

4.1 純土壤源熱泵系統模擬結果

圖7 純土壤源熱泵系統10 a地溫變化圖Fig.7 Ten years geothermal change map of the ground source heat pump system

由圖7可知：土壤初始溫度為14.3 ℃，第1年土壤最低溫度11.84 ℃，最高溫度16 ℃，運行10 a后土壤的溫度為12.25 ℃，第10年最低溫度為9.94 ℃，最高溫度為14.25 ℃；土壤平均溫度降低2.05 ℃，降幅為14.3%，土壤蓄熱體整體溫度下降明顯；過渡季土壤溫度恢復0.23 ℃.

純土壤源熱泵系統10 a的供回水溫度變化，如圖8所示.由圖8可得以下3點結果：

1) 夏季負載側平均出水溫度為7.08 ℃，最低出水溫度為6.47 ℃，最高出水溫度為8.00 ℃，波動幅度為1.53 ℃；負載側平均回水溫度為12.54 ℃，最低回水溫度為12.01 ℃，最高回水溫度為13.47 ℃，波動幅度為1.46 ℃；源側平均出水溫度為17.47 ℃，最低出水溫度為13.10 ℃，最高出水溫度為20.44 ℃，波動幅度為7.34 ℃；源側平均回水溫度為30.22 ℃，最低回水溫度為25.99 ℃，最高回水溫度為33.27 ℃，波動幅度為7.28 ℃.

2) 冬季負載側平均出水溫度為44.76 ℃，最低出水溫度為45.50 ℃，最高出水溫度為43.65 ℃，波動幅度為1.85 ℃；負載側平均回水溫度為39.63 ℃，最低回水溫度為38.42 ℃，最高回水溫度為40.01 ℃，波動的幅度為1.59 ℃；源側平均出水溫度為7.05 ℃，最低出水溫度為4.69 ℃，最高出水溫度為13.89 ℃，波動幅度為9.20 ℃；源側平均回水溫度為2.79 ℃，最低回水溫度為0.68 ℃，最高回水溫度為9.08 ℃，波動幅度為6.02 ℃.

3) 模擬所得負載側和源側供回水溫度變化基本合理.

純土壤源熱泵系統10 a的性能系數變化，如圖9所示.圖9中：COP為性能系數.由圖9可得以下2點主要結果.

圖8 純土壤源熱泵系統10 a供回水溫度變化圖 圖9 純土壤源熱泵系統10 a性能系數變化圖Fig.8 Ten years supply and return water temperature Fig.9 Ten years performance coefficient change diagram of the ground source heat pump system change diagram of the ground source heat pump system

1) 第1年夏季的平均COP為4.71，冬季平均COPh為2.63，第10年的夏季平均COP為5.23，冬季平均COPh為2.46；運行10 a后，夏季COP小幅上升0.52，上升幅度為11.0%，冬季COPh降低了0.17，降低幅度為6.5%，這種變化是由于10 a土壤溫度逐年下降，冷量堆積，導致系統釋熱效率上升，取熱效率下降.

2) 系統性能系數計算基本準確.

4.2 純空氣源熱泵系統模擬結果

模擬的起始時間設定為0 h，終了時間設定為8 760 h，以1 h為時間步長對空氣源熱泵系統進行1 a的逐時模擬，純空氣源熱泵系統運行1 a供回水溫度變化圖，如圖10所示.由圖10可知3點結果.

1) 夏季負載側平均出水溫度為7.08 ℃，最低出水溫度為6.61 ℃，最高出水溫度為8.07 ℃，波動幅度為1.46 ℃；負載側平均回水溫度為12.54 ℃，最低回水溫度為12.01 ℃，最高回水溫度為13.52 ℃，波動幅度為1.51 ℃.

2) 冬季負載側平均出水溫度為45.23 ℃，最低出水溫度為43.54 ℃，最高出水溫度為48.19 ℃，波動幅度為4.63 ℃；負載側平均回水溫度為40.63 ℃，最低回水溫度為39.42 ℃，最高回水溫度為41.01 ℃，波動幅度為1.59 ℃.

3) 模擬所得負載側供回水溫度變化基本合理.

純空氣源熱泵系統運行1 a性能系數變化圖，如圖11所示.由圖11可得以下3點主要結果.

圖10 純空氣源熱泵系統運行1 a供回水溫度變化圖 圖11 純空氣源熱泵系統運行1 a性能系數變化圖Fig.10 One year supply and return water temperature Fig.11 One year performance coefficient change change chart of the air source heat pump system chart of the air source heat pump system

1) 夏季平均COP為3.82，最低COP為3.05，最高COP為4.13；冬季平均COPh為2.21，最低COPh為2.16，最高COPh為3.51.這種變化的原因是空氣源熱泵的性能與環境溫度相關性極高，夏季平均氣溫高于冬季平均氣溫，所以夏季平均性能系數遠高于冬季平均性能系數.2) 夏季性能系數曲線為中間低兩邊高，這是由于制冷中期室外的溫度過高，空氣源熱泵系統性能系數下降.冬季性能曲線為中間低兩邊高，這是由于供暖中期室外的氣溫過低，空氣源熱泵系統性能系數下降.

3) 系統性能系數計算基本準確.

4.3 EVIACGHP系統模擬結果

圖12 EVIACGHP系統10 a地溫變化圖Fig.12 Ten years ground temperature change diagram of EVIACGHP system

EVIACGHP系統負荷分配初步的設定如下：空氣源側換熱器僅在冬季和地源側換熱器共同承擔系統運行的峰值負荷，在夏季不工作，以此來解決地源熱泵地埋管巖土體吸放熱量不平衡的問題.巖土體參數的設置和上文的地源熱泵巖土體參數的設置相同.由于空氣源側換熱器分擔了冬季峰值的負荷，故鉆孔數修正為20個.同樣，以10 a為期，1 h為步長，對EVIACGHP系統進行逐時模擬.EVIACGHP系統10 a地溫變化圖,如圖12所示.源側及負荷側供回水溫度，如圖13所示.系統性能曲線變化，如圖14所示.

土壤初始溫度為14.3 ℃，第1年的土壤最低溫度為11.44 ℃，最高溫度為17.11 ℃；運行10 a后，土壤最終溫度為14.15 ℃，第10年的土壤最低溫度為11.41 ℃，最高溫度為17.07 ℃；土壤平均溫度降低0.15℃，降幅為1.0%；土壤蓄熱體整體基本實現自平衡，有效地避免了單一土壤源熱泵巖土體熱平衡問題.

圖13 EVIACGHP系統10 a供回水溫度變化圖 圖14 EVIACGHP系統10 a性能系數變化圖Fig.13 Ten years supply and return water temperature Fig.14 Ten years coefficient of performance variation change diagram of EVIACGHP system diagram of EVIACGHP system

EVIACGHP系統此次模擬設定夏季運行和常規地源熱泵相同，故不對此情景進行分析.由圖13可得以下3點主要結果.

1) 冬季負載側平均出水溫度為45.18 ℃，最低出水溫度為46.54 ℃，最高出水溫度為43.60 ℃，波動幅度為2.94 ℃；負載側平均回水溫度為40.62 ℃，最低回水溫度為39.19 ℃，最高回水溫度為41.02 ℃，波動幅度為1.83 ℃.

2) 源側平均出水溫度為7.12 ℃，最低出水溫度為4.94 ℃，最高出水溫度為13.81 ℃，波動幅度為8.87 ℃；源側平均回水溫度為4.46 ℃，最低回水溫度為2.42 ℃，最高回水溫度為10.79 ℃，波動幅度為8.37 ℃.

3) 模擬所得負載側和源側供回水溫度變化基本合理.

由圖14可知：EVIACGHP系統的夏季平均COP為4.83，冬季平均COPh為2.52；夏季性能系數基本相同，冬季性能由于采用空氣側換熱器調峰，和第1年冬季性能系數相比略有下降，下降的幅度為4.2%；由于引入空氣源側換熱器輔助供熱，導致冬季COP波動程度增大，但相較于常規空氣源熱泵冬季平均COPh提升了14.0%.

4.4 EVIACGHP系統最優化

以EVIACGHP系統全生命周期內總投資最小為最優化的目標函數，尋求空氣源和地源的最優配比.熱泵系統的生命周期取20 a，太原地區電價為0.487 元·(kW·h)-1.各配比壽命周期費用匯總圖，如圖15所示.圖15中：C為費用；R為配比，配比方式0%表示空氣側換熱器僅在冬季峰值負荷時耦合供熱，并承擔純土壤源熱泵埋管區吸放熱不平衡量，10%表示空氣側換熱器在保證埋管區熱平衡基礎上，承擔10%的基礎負荷全年運行，20%～90%以此類推.

圖15 各配比壽命周期費用匯總圖Fig.15 Summary diagram of each ratio life cycle cost

由圖15可知：0%的耦合比例對于耦合機組來說是最佳的.案例中地源熱泵系統需打31口井，EVIACGHP系統最佳模式下僅需23口打井，相較于常規地源熱泵系統節省25.8%的打井數，有效地解決地源熱泵系統在大型城市中埋管面積不足的問題，同時，很好地保證埋管區域的熱平衡.最佳耦合比例下EVIACGHP系統相較于常規地源熱泵系統節省12.5%的初投資；相較于常規空氣源熱泵系統，在20 a的生命周期內節省33.9%的運行費用和15.9%的總費用，具有顯著的經濟效益.

5 結論

1) 設計了一種新型噴氣增焓空氣源耦合地源熱泵系統，該系統能有效保證地埋管區域巖土體的熱平衡，同時避免了常規耦合系統的利用儲熱水箱進行系統耦合時系統冗雜，占用機房面積大等弊端.

2) 搭建新型耦合系統逐時模擬平臺，基于總成本最小的原則進行耦合配比最優化設計，得出所設計的噴氣增焓空氣源耦合地源熱泵系統最優配置，即空氣側換熱器可以在冬季以空氣側換熱器分擔峰值負荷.

3) 在案例建筑中，新耦合相較于常規地源熱泵系統節省12.5%的初投資及25.8%的打井數，有效地解決了地源熱泵系統在大型城市中埋管面積不足的問題，保證了地源熱泵埋管區域的熱平衡，有利于地源熱泵的應用范圍的推廣；相較于常規空氣源熱泵系統，在20 a的生命周期內節省33.9%的運行費用和15.9%的總費用，夏季COP提升26.2%，冬季COPh提升12.3%.