多能互補協同蓄能系統熱力學分析與運行優化

王宇波，全貞花，靖赫然，王林成，趙耀華

（北京工業大學綠色建筑環境與節能技術北京市重點實驗室，北京100124）

引 言

近年來，我國北方清潔取暖的各項工作在相關政策的推動下有序推進，但單一技術產品的局限性[1-3]也阻礙著“煤改電”工程的深入開展，伴隨我國對加快能源轉型升級、促進清潔可再生能源消費等方面的相關要求及支持，各種能源應用形式不斷被發掘，已呈現“從單一能源到多能源互補”的發展勢頭[4]。同時“煤改電”推廣面臨的主要問題是能源供應存在短板，部分地區的配電電網薄弱，改造成本極高，無法承擔高峰用電的負荷沖擊[5]。并且隨著電網壓力越來越大，政府出臺了分時電價政策，以鼓勵用電用戶減少高峰用電負荷。因此蓄能空調憑借削峰填谷、運行費用低等優勢得到廣泛的應用[6]。所以，以太陽能、空氣能、水源能、地熱能等可再生能源綜合利用為主、結合蓄能的智慧供能技術，是未來供能系統的重要發展方向。國內外學者近年來對多能源互補系統進行了大量的研究[7-10]。Emmi等[11]調查和比較了不同的多能源組合系統的性能，系統包括PV/T組件、空氣散熱器和地源熱泵等，結果表明與普通空氣-水熱泵系統相比，多能源系統的能效提高了16%～25%。蔡俊杰等[12]提出一種相變蓄能-熱泵多能互補供能系統。熱泵低溫熱源來自水凝結成冰所釋放出的潛熱，再通過空氣能進行融冰儲能，可以使系統高效運行，解決了空氣源熱泵的結霜問題。李先庭等[13]提出了利用地下水池進行季節性蓄熱的太陽能與低溫空氣源熱泵復合空調系統，并以烏魯木齊地區某宿舍為對象對該復合系統進行優化分析,為該系統的優化設計與應用提供了理論指導。由此可見多能互補供能系統結構復雜，設備種類繁多，并且涉及多種可再生能源的應用，故進行合理的性能分析并以此來優化運行有助于發揮系統的節能潛力，并降低運行費用，提高系統的穩定性。而一直以來對供能系統的性能分析一般是建立在能量平衡的基礎上，這種方法應用簡單、計算方便，在一定程度上反映了供能系統的節能效果。但是，這種方法忽略了能量中“質”的利用和能量質量的下降[14]。所以說以熱力學第一定律為基礎的能量分析法分析的結果往往會造成高效節能的假象，以熱力學第二定律為基礎的分析逐漸受到越來越多的學者關注[15-17]。

本研究提出了一種可再生能源多能互補協同蓄能的建筑供能系統，在可再生能源高效利用的同時，通過夜間蓄能，實現電力“移峰填谷”。對于本系統而言不僅涉及多種不同品位能源的互補梯級利用，同時蓄熱品位的高低也決定著蓄熱系統的蓄熱能力，單純利用能量分析不足以全面地評價出本系統優勢，所以本文利用系統實際運行數據，結合能量、分析和熱經濟學對多能互補協同蓄能建筑供能系統進行冬季性能和運行優化的研究，并分析系統的經濟效益，為多能互補協同蓄能系統的推廣應用提供技術與數據支撐。

1 多能互補協同蓄能建筑供能系統介紹

本系統現已應用于山東某研究院，為辦公樓、地下室和實驗室等4500 m2的建筑面積供能，系統主要由空氣源熱泵、水源熱泵、蓄能水箱、緩沖水箱、用戶末端和太陽能光伏光熱組件組成，如圖1所示。空氣源熱泵共兩臺，額定電功率為45 kW，有制冷和制熱兩個模式，兼顧蓄能和直供末端使用。水源熱泵為高溫水源熱泵，額定電功率為60 kW，僅用作冬季夜間提升蓄能水箱的蓄熱溫度。蓄能水箱作為冬夏季主要的蓄能裝置通過水來蓄能，容量為120 t。緩沖水箱容量為36 t，在夏季可蓄冷水，冬季不僅可用來收集光伏光熱組件的產熱，作為水源熱泵的低溫熱源，同時也作為水源熱泵耦合空氣源熱泵運行的緩沖，避免了機組的頻繁啟停，有利于系統的穩定運行。太陽能光伏光熱組件采用單晶硅光伏電池板，共280塊，每塊尺寸1650 mm×992 mm，峰值發電功率285 W。

系統共設置16個電動調節閥，通過控制閥門啟閉，實現冬夏季不同蓄能供能的運行模式。夏季夜間利用空氣源熱泵同時為蓄能水箱和緩沖水箱蓄冷水，白天水箱供冷，不足部分由空氣源熱泵直供補充。冬季夜間若環境溫度較高則單獨運行空氣源熱泵為蓄能水箱蓄熱；若環境溫度較低則水源熱泵耦合空氣源熱泵聯合運行為蓄能水箱蓄熱，空氣源熱泵加熱緩沖水箱，水源熱泵將緩沖水箱中的熱量提升到蓄能水箱中。白天利用蓄能水箱的熱量供暖。本文主要研究系統冬季的性能，其運行模式見表1。

為了更好地對本系統進行優化控制與管理，建立了智慧能源監控系統。監測的數據包括日期和時間（即年、月、日、時、分）；熱泵機組電功率、進出水溫度和流量；水箱內部不同高度的溫度和進出水口溫度，水箱的內部設置高、中、低3個傳感器，溫度探點分別位于水箱的1/4、1/2和3/4處；PV/T組件供、回水溫度和流量；末端風盤供、回水溫度和流量。本研究收集了2019—2020年系統冬季的運行數據進行分析，實際系統設備如圖2所示。

表1 系統冬季工作原理與運行模式Table 1 Working principle and operation mode of the system in winter

圖2 多能互補協同蓄能供能系統照片Fig.2 The system photos

本系統主要分為三個部分，即熱源、輸送設備和蓄能水箱。能量從熱源開始，經過不同的轉化過程，能質不斷降低，最終被儲存在蓄能水箱中供白天用戶使用。由于不同部件的結構和熱力過程不盡相同，為了得到普遍適用的結果，采用黑箱模型對系統中的各部件進行分析[18]。

2.1 熱泵

本系統含有水源熱泵和空氣源熱泵，它可以用相對較少的電能為代價，將能量從低溫設備傳遞至高溫設備中，分析模型如下[19]：

式中，EH是熱泵的輸出，kWh；EL是從低溫熱源提取的熱量，kWh；П是損失，kWh；W是熱泵的耗功，kWh；T0是環境溫度，K；QH和QL分別是熱泵的制熱量和取熱量，kWh；TH和TL分別是高溫熱源和低溫熱源的溫度，近似為進出水平均溫度，K；COP是熱泵的性能系數。

2.2 輸送設備

水泵是連接熱源與蓄能水箱的中間環節，在工質輸送過程中，水泵所提供的能量逐步被管道中的沿程阻力與局部阻力所消耗，而工質本身所攜帶的量并未改變。因此，本文將輸送設備的能耗看作只起到輔助能量系統完成循環作用的輔助能耗。由于水泵所消耗的電能全部是，因此將其能耗全部計入用能系統所消耗的中。

2.3 水箱

本系統含有緩沖水箱和蓄能水箱，廣義蓄能過程在保持能量平衡的基礎上，量也應保持平衡，其平衡應為進入水箱的量等于水箱增量與散失之和，其分析模型如圖3所示[19]。同時值得注意的是對于蓄能水箱而言，由于其體積較大，高度較高，容易出現水體分層的現象，為了對水箱的分層特性和所具有的有用能效率進行一個比較合理的評價，采用Rosen等[20]提出的分層水箱值計算方法。對于緩沖水箱而言體積較小，可認為水箱內部較為均勻。

圖3 水箱分析模型Fig.3 Exergy analysis model of water tank

式中，ΔEw是水箱的增量，kWh；Ew,in和Ew,out分別是水箱的輸入和輸出的熱量，kWh；Qw,in和Qw,out分別是水箱的輸入和輸出的熱量，kWh；T1～T4分別是水箱的四個進出口水溫，K；mi是水箱每個分層的質量，kg；Ti和Ti0分別是當前時刻和上一時刻水箱每個分層的溫度，K。

2.4 PV/T組件

PV/T組件熱電聯產，將白天產生的熱量收集在緩沖水箱中，在夜間供水源熱泵使用。由于實際系統太陽能環路尚未運行，缺乏實際數據，所以太陽能集熱性能采用模擬分析。PV/T組件采用平板微熱管陣列光伏光熱組件[21]，微熱管陣列貼合在光伏電池背板上，其冷凝端與水管換熱器通過導熱硅膠干式連接。前期課題組對PV/T組件的發電集熱效率進行了大量的實驗室測試，因此使用實驗得到的PV/T組件性能建立模型，性能公式如下[22]：

式中，ηth是PV/T組件熱效率；ηo是PV/T組件綜合性能效率；TPVT,in是PV/T組件的進口水溫，K；G是PV/T組件得到的太陽輻照度，kWh。

2.5 系統評價指標

對于本系統而言，太陽能集熱和熱泵蓄熱并不會發生在同一時段，所以本文對于這兩個運行工況是分開評價的。對于夜間系統消耗的是壓縮機和水泵的電能,產出的是蓄能水箱得熱；對于白天太陽能集熱系統消耗的是水泵的電能，產出的是緩沖水箱得熱和太陽能電池發電量。系統COP可用式(15)計算：

式中，ΔTw是水箱溫升，K；WAS和WWS分別是空氣源熱泵和水源熱泵的電功率，kWh；Wp是水泵的電功率，kWh。

3 系統性能分析與優化

3.1 典型工況的分析

為探究本系統的運行性能，選取2019年12月31日為冬季典型工況日進行性能分析，夜間平均氣溫-9℃左右，根據天氣條件，系統自動選擇空氣源熱泵耦合水源熱泵聯合制熱工況運行，空氣源熱泵為低溫過渡水箱制備25℃左右的低溫熱水，保證低溫環境下空氣源熱泵機組較高的COP；同時水源熱泵利用過渡水箱低溫熱水作為蒸發器側低溫熱源，為高溫蓄熱水箱制熱，其分析模型如圖4所示。空氣源熱泵環路23:00開始啟動，10 min后耦合水源熱泵環路串聯運行達到完全穩定的工作狀態。蓄熱工況持續8 h，谷電結束時蓄能水箱達到最高儲熱溫度57.5℃，聯合運行系統平均COP為2。圖中，W1、W2分別為空氣源熱泵和水源熱泵的耗功量，kWh；Q0為空氣源熱泵從環境的取熱量，kWh；Q1、E1分別為空氣源熱泵的制熱量和輸出量，kWh；Q2、E2分別為水源熱泵從緩沖水箱的取熱量和得到的量，kWh；Q3、E3分別為水源熱泵的制熱量和輸出量，kWh。

圖4 空氣源熱泵耦合水源熱泵梯級制熱工況分析模型Fig.4 Exergy analysis model of air source heat pump coupled with water source heat pump in heating condition

圖5 各部件效率Fig.5 Exergy efficiency of each component

圖6 各部件損率Fig.6 Exergy loss rate of each component

2019年12月31日白天中午最高氣溫為0.5℃，平均氣溫-1.86℃，PV/T組件的發電集熱量和效率如圖7所示。上午9：30PV/T組件表面太陽輻照度達到300 W/m2，集熱水泵運轉，緩沖水箱初始溫度為20℃。運行初末期由于太陽方位角較大，影響了PV/T組件的發電集熱量，導致組件效率僅為5%。中午13:00左右PV/T組件表面太陽輻照度達到最高值680 W/m2，此時組件瞬時發電量和集熱量分別為90 kW和39.5 kW，組件效率達到13.08%。下午15：40系統停止工作，PV/T組件累計集熱量為351 kWh，緩沖水箱最終被加熱至33.14℃，所收集的熱量大約可維持水源熱泵運行1.5 h，進一步提升了系統的性能。PV/T組件工作時系統的平均COP為10.35，平均效率為10.92%，其中平均集熱效率為1.57%，平均發電效率為9.35%，雖然較其他形式的PV/T系統有一定的優勢[23]，但是仍有可提升空間：①由于受屋頂坡度限制，PV/T組件的傾角僅為15℃，組件表面接受的太陽輻照度較小，增大傾角將更有利于提升組件的效率；②加大保溫層厚度，減少熱量的散失，提高組件的集熱效率。

圖7 PV/T組件發電集熱量和效率Fig.7 Power generation,heat collection and exergy efficiency of PV/Tmodules

3.2 系統運行優化

由于實際系統絕大多數情況并非處在典型工況下運行，故本節對多能互補協同蓄能建筑供能系統進行了進一步的研究。當室外溫度升高，空氣源熱泵的制熱能力會有所上升，使其可以直接為蓄能水箱蓄熱。單獨運行空氣源熱泵蓄熱工況減少了設備的使用，在一定情況下會使得系統的損失低于水源熱泵耦合空氣源熱泵聯合蓄熱工況，提升了系統的整體性能，所以選擇合適的蓄能工況成為系統優化運行的關鍵。下面分別對這兩種工況進行性能和分析。

空氣源熱泵單獨蓄熱工況下系統性能易受室外環境和蓄能水箱溫度變化的影響，如圖8所示。隨著蓄能水箱的溫度升高，系統COP呈線性下降趨勢，當蓄能水箱溫度達到52℃后空氣源熱泵基本喪失制熱能力；隨著環境溫度的提高，系統COP呈上升趨勢。環境溫度和水箱溫度不僅會對系統COP產生影響，同時也會影響系統收益熱量的大小，由圖8可見，環境溫度的降低和蓄能水箱溫度的升高所帶來的COP的降低基本可以抵消收益熱量的升高，所以可以認為空氣源熱泵單獨蓄熱的系統效率不受環境溫度變化的影響，基本穩定在0.29±0.02的范圍內；隨著蓄能水箱溫度的升高，系統效率略微下降，水箱溫度達到52℃后受機組性能下降的影響，系統效率急速下降。

圖8 空氣源熱泵單獨蓄熱工況性能Fig.8 Performance of air source heat pump under separate heat storage condition

而水源熱泵耦合空氣源熱泵聯合蓄熱工況下系統性能更為穩定，如圖9所示。系統COP基本不受室外環境溫度變化的影響，隨蓄能水箱溫度的升高系統COP呈線性下降的趨勢，當蓄能水箱溫度達到56℃后系統COP急劇下降，但依舊可以保持在1.5左右,直至蓄能水箱溫度達到58℃蓄能結束。但是由于環境溫度的降低和蓄能水箱溫度的升高都會使系統收益的熱量升高，導致環境溫度和蓄能水箱溫度對聯合蓄熱系統效率的影響較大。隨著環境溫度的降低，系統效率呈上升趨勢，最高可達到0.34；隨著蓄能水箱溫度的升高系統效率同樣呈上升趨勢，上升幅度在0.05左右，效率的波動范圍在±0.01左右。

由以上分析可以看出，蓄能水箱溫度對于空氣源熱泵單獨蓄熱系統COP的影響要比對水源熱泵耦合空氣源熱泵聯合蓄熱系統COP的影響大，這就導致這兩種工況的系統效率曲線變化趨勢不同，說明存在最優工況的選擇，以保證系統處在較高的效率下運行。因此擬合了不同室外環境溫度下兩種工況效率隨蓄能水箱溫度的變化曲線，如圖10所示。可以看到當室外環境溫度低于-2℃時聯合運行蓄熱的效率要優于空氣源熱泵單獨蓄熱;當室外環境溫度介于-2～3℃時存在一個分界點溫度,若蓄能水箱溫度低于分界點溫度則空氣源熱泵單獨蓄熱的效率較高,反之聯合運行蓄能的效率較高;當室外環境溫度高于3℃時空氣源熱泵單獨蓄熱的效率要高于聯合運行蓄熱。

圖9 水源熱泵耦合空氣源熱泵聯合蓄熱工況性能Fig.9 Performance of water source heat pump coupled with air source heat pump under heat storage condition

圖10 兩種蓄熱工況效率變化Fig.10 Changeof exergy efficiency under two heat storage conditions

基于以上分析，可以確定本系統冬季通過當天氣象數據選擇夜間的蓄熱工況。若夜間室外平均溫度T0＞3℃，則只運行空氣源熱泵單獨儲熱工況，當蓄能水箱溫度達到52℃仍不能滿足第二天的供能需求則切換至聯合蓄熱工況；若室外平均溫度-2＜T0＜3℃，則先運行空氣源熱泵單獨儲熱工況，至蓄能水箱溫度達到45℃再運行水源熱泵耦合空氣源熱泵機組聯合運行工況；若室外平均溫度T0＜-2℃，則只運行水源熱泵耦合空氣源熱泵機組聯合運行工況。

4 熱經濟學評價

熱經濟學依據熱力學與經濟學結合的原理，可以有效地解決供能系統“節能”和“省錢”的矛盾，更為全面地評價系統的經濟效益。分別對多能互補協同蓄能建筑供能系統、常規空氣源熱泵直供系統和燃氣熱水鍋爐供暖系統進行熱經濟學指標計算[26]，比較其經濟效益。

2019年11月至2020年4月共計供熱5個月，累計供熱量約為25.3×104kWh。當地每日電價可分為4個用電時段：23:00至次日7:00為電價低谷時段，電價為0.32 CNY/kWh；8:30～11:30及16:00～21:00為電價高峰時段，電價為0.92 CNY/kWh；其中10:30～11:30和19:00～21:00為電價尖峰時段，電價為1.02 CNY/kWh；其余時間為平電時段，電價為0.61 CNY/kWh。當地天然氣價格為3.36 CNY/m3。經計算，多能互補系統供熱費用5.6萬元，單位面積供熱費用12.5 CNY/m2；常規空氣源熱泵直供系統基準COP按3.0計算，供熱費用為22 CNY/m2，供熱總費用約為8.8萬元；燃氣熱水鍋爐供暖系統供熱費用9.44萬元，單位面積供熱費用23.6 CNY/m2。本系統冬季的運行費用分別為常規空氣源熱泵直供系統和燃氣熱水鍋爐供暖系統的61.8%和53.5%，運行節錢優勢明顯。

但是，由于多能互補系統構造復雜，設備投資明顯大于常規系統，其用于供熱的設備投資約為23.5萬元。而常規空氣源熱泵供能系統和燃氣熱水鍋爐供暖系統的供熱設備投資分別約為6.5萬元和6萬元。假設系統壽命為20年，年利率為4.5%，系統年維護費用按初投資費用的3%確定，將初投資和運行投資合并計算為年度化費用。得到多能互補系統供熱年度化費用為8.48萬元，年單位成本2.16 CNY/kWh；常規空氣源熱泵直供系統年度化費用為9.7萬元，年單位成本2.95 CNY/kWh；燃氣熱水鍋爐供暖系統年度化費用為10.05萬元，年單位成本2.83 CNY/kWh。經計算多能互補系統相較于空氣源熱泵直供系統的動態回收期為3.66年，相較于燃氣熱水鍋爐供暖系統的動態回收期為2.47年，可見雖然多能互補協同蓄能建筑供能系統相較于常規系統的初投資較大，但從長遠來看具有很大的經濟優勢。

5結 論

本文基于熱力學分析方法，對多能互補協同蓄能供能系統冬季蓄能工況進行了性能分析與運行優化。主要結論如下。

(2)系統PV/T充分利用了光伏電池的廢熱作為水源熱泵的低溫熱源，提高了系統的節能性與經濟性。PV/T組件工作時系統的平均COP為10.35，平均效率為10.92%，較其他常規形式的PV/T系統有一定的優勢。

(4)多能互補協同蓄能供能系統單位面積供熱費用僅為12.5元/m2，其年度供熱費用和年單位成本分別為8.48萬元和2.16 CNY/kWh，均低于常規空氣源熱泵直供系統和燃氣熱水鍋爐供暖系統，相較于這兩種常規系統，動態回收期分別為3.66年和2.47年。該系統將有助于解決中國北方地區清潔供暖相關問題，是值得推廣的供能系統形式。

符號說明

COP——性能系數

c——比熱容，J/(kg·K)

di——設備的損率

E——量，kWh

G——太陽輻照度，kWh

m——質量，kg

Q——熱量，kWh

T——熱力學溫度，K

T1,T2,T3,T4——分別為水箱的四個進出口水溫，K

W——設備耗功量，kWh

П——損失，kWh

η——效率

下角標

AS——空氣源熱泵

H——高溫熱源

in——入口

L——低溫熱源

o——綜合性能

out——出口

PVT——PV/T組件

p——水泵

pv——光伏發電

s——太陽

th——PV/T集熱

WS——水源熱泵

w——水箱

0——室外環境