空氣源熱泵集群式布置的采暖系統中冷島效應的產生機理及控制措施

文_雷艷杰 陳奎 北京華譽能源技術股份有限公司

由于空氣源熱泵在我國北方地區采暖中應用時間短，已應用的均為機組數量少，因此，目前對于數量較多的空氣源熱泵集群式布置鮮有提及，對于機組集群中的冷島效應也罕有研究。空氣源熱泵機組布置過于集中，導致換熱后的低溫空氣回流進入處于集群中間位的機組，隨著時間的推移，形成冷島。換熱后的低溫空氣的溫度明顯低于周邊空氣溫度，使機組蒸發溫度降低，制熱量減少，COP值降低，對供暖系統的穩定性和經濟性不利。

1 空氣源熱泵在低環境溫度下運行的可行性

普通空氣源熱泵在較高的室外溫度下運行時，性能表現良好。例如，在室外溫度為7℃，進出水為40/45℃時，制熱性能COP可達3.5。但是，隨著室外溫度的降低，蒸發壓力和蒸發溫度隨之降低，壓比增大，壓縮機吸氣量減少，排氣溫度升高。工況惡劣時，壓縮機會出現過熱保護，制熱量大幅降低。

噴氣增焓技術使空氣源熱泵有效提高了制熱性能，拓寬了工作溫度范圍，如圖1所示。型號為ZW286HSP-TFP的壓縮機蒸發溫度可到-35℃，冷凝溫度可到50℃，可滿足北方地區絕大部分區域的供熱溫度需求。噴氣增焓熱泵的運行能效明顯高于普通熱泵能效，節能效果顯著。噴氣增焓熱泵與普通熱泵在不同室外溫度下制熱性能的比較如圖2所示。

圖1 ZW286HSP-TFP型壓縮機運行溫度范圍（灰色部分為噴氣運行區域）

圖2 空氣源熱泵在不同溫度下的制熱能效比

劉暢等研究了普通熱泵與噴氣增焓熱泵在同等室外溫度條件下的制熱量，室外溫度-20℃時，普通熱泵的制熱量是標準工況（室外溫度7℃）下制熱量的47%，而噴氣增焓熱泵的制熱量是標準工況（室外溫度7℃）下制熱量的69%，制熱量提高22%。董旭等研究了在進水溫度為35℃，出水溫度為45℃，散熱末端為地暖盤管，室外氣溫不低于-15℃的工況下，噴氣增焓熱泵比普通熱泵平均制熱量增加了19.6%，制熱性能平均提高了5.9%，且噴氣增焓熱泵在-25℃的環境溫度下仍可正常運行，而普通熱泵在-15℃以下溫度已不能正常運轉。因此，噴氣增焓空氣源熱泵在北方地區用于集中供熱，在技術上完全具有可行性。

2 冷島效應產生機理的數值模擬

通常情況下，空氣源熱泵集群式布置的采暖系統中熱泵機組的布置方式如圖3和圖4所示。該布置方式下各機組四周相距均為1000mm。空氣源熱泵運行時，以空氣為熱源，分析空氣源熱泵集群的冷島效應產生的機理即分析熱泵機組集群內的空氣流場與溫度場。

圖3 集群式空氣源熱泵機組布置平面圖

圖4 集群式空氣源熱泵機組布置剖面圖

Fluent軟件在數值模擬方面有著出色的表現，目前，其在美國數值仿真領域占有率已高達60%，和流體、熱傳遞、化學反應有關的工業均可使用。本文在數值仿真過程中，主要采用了Fluent軟件中的Fan風機模型、湍流模型、Energy能量方程、Source Terms源項等，著重分析了集群式布置的空氣源熱泵機組運行時機組周邊氣流的組織形式、流動方向、溫度場的變化情況。

為了計算模型的簡化及縮短計算時間，選取圖3中虛線框內9臺機組作為仿真模型和仿真區域。計算區域平面尺寸如圖5所示，其中X軸方向長度為13380mm，Y軸方向長度為10000mm。

圖5 計算區域平面圖

計算初始條件為：風機出口平均風速為10～11m/s，風壓80Pa，風機口徑為800mm；通過虛邊界補進來的未經換熱的空氣溫度為280K(7℃)；仿真過程中Operating Temperature設置為280K(7℃)，Operating Pressure設置為101325Pa，重力加速度為沿Z軸負方向-9.8m/s2。

單臺空氣源熱泵機組性能參數如表1所示。

表1 空氣源熱泵機組參數表

2.1 壓力場模擬分析

圖6為圖5中A-A虛線剖面處風機的靜壓分布圖。如圖6所示，空氣源熱泵機組運行時，由于風機的抽吸作用，風機進口周圍形成一個半橢球形負壓區，風機在半橢球形壓力等值梯度內的抽吸作用相同。

圖6 風機中心線剖面處的靜壓分布圖

由圖7可見，風機運行時，所有空氣源熱泵機組均處于一個靜壓值為-10Pa的負壓區內。

圖7 風機入口處XY平面上靜壓分布圖

2.2 氣流組織模擬分析

大氣壓力迫使空氣流向圖7中的負壓區，然后進入圖6中風機下方的橢球形負壓區，進而進入空氣源熱泵進行換熱。空氣在垂直方向的流動組織形式如圖8所示，圖8為圖5中A-A虛線處的剖面圖。由圖6和圖9可知，由于風機的推動和抽吸作用，換熱后的冷空氣在向上運動的過程中，一部分在上升至4.2m左右時開始向下回流。回流過程中，在A列的左側和C列的右側分別形成一個大渦區。如圖9所示，在渦區作用范圍內，回流的冷空氣外側部分與未經換熱的空氣進行混合，混合后進入機組繼續換熱；內側部分空氣被從風機噴出的氣流裹挾向上流動，形成一個內部小型渦區反復循環。

圖8 空氣在垂直方向的流動組織形式

圖9 A列左側氣流的組織形式

如圖10所示，在B、C列之間，回流的冷空氣在向下運動的過程中，一部分進入風機繼續換熱，一部分被從風機噴出的氣流裹挾向上流動。由于B、C列兩臺機組風機的抽吸能力是相同的，使得B、C列之間形成對稱分布的氣流組織。冷空氣在向下回流過程中，形成了兩側對稱的兩個小型渦區。

圖10 B、C列之間的氣流組織形式

在大氣壓力作用下，空氣從四周流向圖7所示的負壓區。空氣進入負壓區后的分配形式如圖11所示。從氣流矢量圖形可見，空氣從縱軸方向較從橫軸方向更易流向紅色圓點處，也即風機的抽吸能力與距離成反比。另外，氣流矢量圖形表征了處于中間位置的機組在風機入口處下方的平面上，空氣主要來源于縱軸方向A、B、C三列之間的空隙。根據風機在半橢球形壓力等值梯度內的抽吸能力相同的結論，在遠離風機的橫軸平面上，風機吸收空氣較為困難，轉而吸收距離風機比較近的垂直方向的空氣，即出現了圖10所示的冷空氣在垂直方向回流的現象。

圖11 風機入口處XY平面上氣流組織圖

2.3 溫度場模擬分析

根據2.2得出的結論，風機在橫軸方向吸取空氣能力較弱，在縱軸方向吸取空氣能力較強，在與縱軸等距的垂直方向上風機吸取空氣的能力相當，空氣在垂直方向回流，導致換熱后的冷空氣再次進入機組換熱，如此往復。如圖12和圖13所示，隨著機組運行時間的推移，處于中間位的機組周邊溫度從277K降至了274K，整個溫度場的溫度梯度不斷細化并向四周外圍擴展，中心溫度不斷降低，進而在集群的中部位置形成冷島，冷島產生的一系列影響稱為冷島效應。

圖12 機組運行5S時溫度場分布圖

圖13 機組運行130S時溫度分布圖

如圖14所示，以山西某項目為例，機組穩定運行后，2021年1月13日實時測試環境溫度為265K，距機組集群1000mm的測點1的溫度為262K，機組之間的測點2的溫度為260K，機組集群中間的測點3的溫度為258K，測點3相較于環境溫度低了7K。

圖14 山西某項目機組布置平面圖

該機組采用的是型號為ZW286HSP-TFP的壓縮機，該型號壓縮機在258K的環境溫度下，冷凝溫度為60℃條件下，制熱量為33676W，輸入功率14781W；在262K的環境溫度下，冷凝溫度為60℃條件下，制熱量為37328W，輸入功率14983W；在265K的環境溫度下，冷凝溫度為60℃條件下，制熱量為39949W，輸入功率14971W；與265K環境溫度下機組性能相比，冷島效應產生后，測點1處機組制熱量減少了6.5%，測點3處制熱量減少了15.7%。

根據上述分析可知，處于冷島中的機組運行工況及制熱性能均劣于集群邊界處的機組。

3 冷島效應的控制措施

為了消除圖10中冷空氣回流的現象，削弱冷島效應的強度，如圖15、圖16所示，將A、B、E、F列的機組適當架空，架空后每列相鄰機組底部之間的平臺采用鏤空形式，使空氣不僅能從機組側面流入機組，還可以使空氣從機組兩側平臺鏤空處流向機組，增加了空氣的流通通道。C、D列的機組所需空氣來源于架空的A、B、E、F列的機組底部空間所形成的進風通道，如圖17所示。C、D列的機組也適當架空，使機組運行時底部不至被冷凝水或者化霜水結冰淹沒，防止冷凝水或化霜水凍結時膨脹擠壞機組管路部件，同時也使從A、B、E、F列底部流過來的空氣從C、D列的機組底部流入機組。C、D列的機組與機組頂部之間的空隙以及C、D列的機組與B、E列的機組頂部之間空隙均采用遮流板封閉，防止換熱后的空氣回流進入機組。

圖15 添加遮流板及架空后的機組布置平面圖

圖16 添加遮流板及架空后的機組布置剖面圖（圖15 B-B虛線處剖面）

圖17 添加遮流板及架空后的進風形式

添加遮流板及機組架空后，未經換熱和混合后的空氣從四周經進風通道流向各個機組，保證了每臺機組都能獲得同樣溫度的空氣。空氣流入機組換熱后被整體向上推動，換熱后的冷空氣在上升的過程中與大氣充分混合，混合后一部分空氣經A、F兩列回流進入機組。

添加遮流板及機組架空后，不僅解決了圖10中的回流問題，使空氣在機組周圍形成的微循環變成了大尺度、大空間的循環，可有效削弱冷島效應對機組運行的影響。

4 結語

在對空氣源熱泵集群式布置進行數值模擬分析后，提出了一種削弱冷島效應的新型布置形式，這種布置形式可以使中間位的機組抽吸到從集群邊界進來的空氣，進而使中間位的機組能效提高9.2%。需要指出的是，文章的結論是在室外空氣不流動的情況下分析得出的，此種情況為空氣源熱泵系統最惡劣工況，而保證機組在最惡劣工況下正常運轉，是空氣源熱泵供熱系統設計的關鍵。