负荷率及进户侧水温对水源热泵机组性能的实验研究

李蒙蒙，任绳凤，吕 建，宋晓帆

（天津城建大学 能源与安全工程学院，天津 300384）

为了提高热泵技术在节能和环保方面的应用，国内外学者对其展开了大量研究.2003年A.Hepbasli进行了地源热泵系统的能效分析[1]，得出了系统各部件能耗的比例关系.2011年西班牙瓦伦西亚理工大学的C.Montagud，对地源热泵系统对地下热响应的影响和运行中的系统能效进行了分析[2].2002年天津大学研究者进行了地下水源热泵系统的优化研究[3].2004年湖南大学对水源热泵的供暖模式进行了优化研究[4]，对水源热泵系统机组的选配及辅助热源的选择进行了优化.

为保证节能系统的真正节能性，水源热泵系统的运行特性成为当前值得深入研究的课题.本次试验以天津某大学教学楼的水源热泵系统作为测试对象，对水源热泵系统的实测数据进行整理分析，计算不同负荷率下机组系统能效值，分析系统负荷率、用户侧水温等因素与机组能效值的关系.

1 系统测试概况

系统主要由用户侧、水处理、末端、水源侧系统组成，包括：一台水源热泵机组、两台水泵、分集水器、水处理装置.其中水源热泵机组为台佳DHSW型号水源热泵机组，已知在标准工况下，制热量为2 767 kW，输入功率为588.7 kW，冷凝器水流量为474.3 m3/h，蒸发器水流量为236.3 m3/h.用户侧选用的是型号为HYL-200-400A的水泵，水源侧选用的是型号为QX100-25-11的水泵.

教学楼最大热负荷为2 679 kW，去除寒暑假后教学楼最大热负荷为2 293 kW，同时得出教学楼不含寒假的热指标为69.1 W/m2，与全年负荷最大值时进行对比，热指标降低14.7%.由于室外气象参数最不利情况出现在寒暑假，校园建筑的最大冷热负荷均出现在假期建筑不使用期间.随着室外气象参数的变化，建筑的冷热负荷波动较大，绝大部分时刻均处于部分负荷时段.

1.1 测试内容

为更好地分析系统的运行性能，本次试验测试采取了动态监测的方法.本次测试时间为：2013年12月25日至2014年1月15日，共20天，每天上午8：00至17：30，每隔半小时记录一组数据.测试参数为：机组蒸发器进水温度（用户侧进水温度）、机组蒸发器出水温度（用户侧出水温度）、机组冷凝器进水温度（水源侧进水温度）、机组冷凝器出水温度（水源侧出水温度）、水泵流量、热泵机组压缩机电流.

1.2 测试仪器

本次测试主要包括温度测试、流量测试.其他参数如电压、电流等可通过系统中安装的仪表及数据采集器直接读取.

（1）温湿度自记仪表.在系统测试中，对室外及教学楼内的教室进行了温、湿度测试，可以通过屏幕直接读数或者通过数据线导出.测试精度0.1℃.

（2）流量测试仪表.超声波流量计，在测试中主要是对用户侧水流量进行测量，流量计测量的管径范围为 DN20～2 000，流速范围为 0.01～12 m/s，准确度 1%.

1.3 系统性能参数的相关计算方法

（1）水源热泵机组制热量的测量.大多采用的是间接测量法.间接测量法中热泵机组的制热量采用的公式如下

式中：Qr为机组制热量，kW；Cp为热媒水比热，kJ/kg·℃；Tk，i，Tk，o分别为冷凝器侧水进出口温度，℃；m1为用户侧水质量流量，kg/s.

（2）水源热泵机组得热量.热泵机组的得热量采用的公式为

式中：Qk为机组得热量，kW；Cp为热媒水比热，kJ/kg·℃；To，i，To，o分别为蒸发器侧水进出口温度，℃；m2为水源侧水质量流量，kg/s.

（3）水泵功耗计算.水泵功率计算公式为

式中：Ph为水泵功率，kW；γ 为水容重，9.8×103N/m3；qw为水流量，m3/s；H 为水泵扬程，m（水泵的扬程可通过水泵两端的压差求得）；η为水泵的效率，取80%.

（4）机组能效比.机组能效比为机组制热量与输入功率之比，计算公式如下

式中：Qr表示机组制热量，kW；P表示热泵机组功率，kW.

2 实验结果与分析

2.1 机组制热能效与负荷率的关系

本文选用的螺杆式热泵机组在实际运行中98%以上的时间是在部分负荷下运行[5].为体现螺杆式热泵机组的特点及运行特性，可选用机组制热能效作为机组性能的评价指标[6].以2013年1月11日8：00～17：30的测试数据作为分析机组制热能效与负荷率关系的依据，水源热泵机组两台压缩机同时运行.测试阶段用户侧进水温度在41℃左右变化，且变化量较少，用户侧进水温度高于出水温度，在40℃上下变化，二者温度差较少.水源侧出水温度20℃，用户侧水流量在380m3/h上下变化，水源测水流量在190m3/h左右变化.

将测试数据进行整理，通过统计计算得到负荷率和机组制热能效随时间的变化关系，如图1所示.水源热泵机组是有增减载调节的，能根据末端负荷进行自动匹配调节增减载能量位来保证用户侧需求.系统流量、温差变化虽不明显，但负荷率随末端设备开启的数量变化较为明显.经过统计计算得到的机组能效值也变化较大，同时水源热泵机组本身就有自动调节来实现节能的作用.在整个试验阶段，系统负荷率和机组能效值的变化较大，负荷率第一次明显变化出现在9：30以后，负荷率由80%降到70%，此时刚好是上午第一节课的结束时间，教学楼中的教师和学生离开教室，部分空调关闭，负荷率在此时出现了明显下降.负荷率的第二次明显变化出现在11：30以后，此时刚好是上午第二节课的结束时间，负荷率迅速降低至60%.13：30下午第一节课开始，楼中大部分风机盘管开启，导致负荷率逐渐升高，到15：30上课结束，负荷率降低.由图1可以看出，在16：30时刻系统负荷率再次出现了明显的降低，这是由于教学楼内下午第二大节课时间教室的利用率比较低，同时由于16：30为下班时间，办公室及教室中的空调被关闭，导致系统中热量的需求量降低.机组制热能效在2.9～5.18之间变化，变化趋势与负荷率随时间的变化趋势相似.

图1 机组制热能效和负荷率随时间变化曲线

为更好地分析机组制热能效与负荷率间的关系，选取机组不同时刻、不同负荷率下的能效值，得到试验值与理论值的对比情况，如图2所示.

图2 机组制热效率随负荷率变化曲线

由图2可以看出，试验结果与理论结果的变化趋势基本相同，一般情况下认为机组在满负荷率情况下运行时，机组的性能最佳，其制热（冷）能效值达到最大值.负荷率在50%～100%之间，机组的制热能效维持在比较高的范围内，不会出现较大的升高和衰减.负荷率为70%左右时，机组的制热能效达到最大值5.18，当负荷率在50%以下时，机组的制热系数出现了较大的降低.

在非满负荷下机组性能增强，与满负荷比较，冷凝器、蒸发器换热面积增大[7]，换热温差降低，使得蒸发温度减小，冷凝温度增加.制冷剂流动管道内及换热器内的流动阻力随着制冷剂流量的降低而减少[8]，导致压缩机功率的下降速度高于制热量的下降速度，使得机组在部分负荷时性能系数增加.

2.2 机组制热能效与冷凝器出水温度的关系

本次分析数据主要选取负荷率、用户侧进水温度、换热温差基本一致的数据，进而分析机组制热能效受用户侧进水温度的影响，经过筛选选定了1月13日上午的数据.当天上午的负荷率基本保持50%～60%之间，水源侧进水温度基本保持在20.4℃左右.实验前期热泵机组的输入功率为340 kW，测试后期输入功率为363 kW，增长了23 kW，水泵功率基本维持在78 kW左右，没有发生太大的波动.

由试验结果分析计算得出机组的制热能效如图3所示.由图3可以看，出机组制热能效随冷凝器出水温度的升高而逐渐降低，热泵机组制热能效与冷凝器出水温度随时间变化趋势明显，且二者之间呈负相关.冷凝器出水温度随着时间的延长先增加然后减少，水温度最高为41.8℃.热泵机组的制热能效先减少然后再增加，测试阶段热泵机组最高的制热能效为4.81.在整个实验阶段，机组制热能效变化为4.81～4.14，制热的能效效能变化量为0.67，单位温度下制热能效变化率为0.335/℃，冷凝器出水水温变化范围在39.8～41.8℃，水温增加了2℃.

图3 机组制热能效与冷凝器出水温度随时间变化曲线

3 结论

本文通过计算得出热泵机组全天运行的能效特性，同时以负荷率、用户侧进水温度对水源热泵机组的制热特性的影响为重点进行了分析，主要结论包括以下三点.

（1）机组制热能效随冷凝器出水温度的升高而越来越小，制热能效的变化量为0.67，单位温度下制热能效变化率为0.335/℃，水温变化在39.8～41.8℃，水温升高了2℃.

（2）负荷率在50%～100%之间，机组的制热能效维持在比较高的范围内，不会出现较大的升高和衰减.负荷率为70%左右时，机组的制热能效达到最大值5.18，当负荷率在50%以下时，机组的制热系数出现了较大的降低.

（3）非满负荷下，机组制冷剂流量减少，蒸发器换热效率提高，从而使热泵机组制热能效在非满负荷情况下维持在比较高的范围，不会出现较大的升高和衰减.随着负荷的继续下降，制热量的下降速度高于压缩机功率的下降速度，导致机组性能大幅度降低.