地源热泵空调系统在温室中跨季节蓄热运行的性能

鲍玲玲，朱淑静，耿杰雯

(河北工程大学 能源与环境工程学院，河北 邯郸 056038)

伴随着现代化农业的蓬勃发展，温室作为设施农业的主体，在我国北方越来越普及[1]。温室通过吸收太阳辐射，不仅可以促进作物进行光合作用，而且可以调节室内温度，提供适宜的生长环境，从而提高作物质量与产量。不同作物对生长环境的要求不同，要把温室内营造的环境控制在最适宜的状态，温度的调控尤为重要[2-3]。由于作物要求的温度不同，一年四季室外环境温度不断变化，温室室温仅通过吸收太阳能很难实现灵活调控，还需要与其他系统相结合。将地源热泵系统应用于日光温室中，通过对温室跨季节蓄热，可实现温室温度的灵活调控，满足植物生长需要。所谓跨季节蓄热，即温室吸收太阳辐射，在维持温室室温的前提下，把夏季多余的热量通过地源热泵系统储存在土壤里，以供冬季使用[4]。作为一项可再生能源综合利用系统，该系统不仅把温室室温维持在植物生长所需的温度范围内，而且高效节能，清洁环保。但目前对温室用地源热泵系统的研究多注重于温室内环境调节及其系统能耗计算[5-8]，对于系统运行的稳定性研究较少。本文以北京某温室为例，研究地源热泵空调系统的跨季节蓄热方式在温室中的运行性能，采用DeST软件进行建模，分析负荷和室温变化规律，确定系统的运行特性，再结合工程实际数据，探究地源热泵空调系统的运行效果，分析系统运行的稳定性。

1 地源热泵空调系统

1，风机盘管；2，数字温度计；3，温室；4，分布式光纤测温系统；5，循环泵；6，保温水箱；7，数字测温开关；8，温度计；9，液位传感器；10，地源热泵；11，超声波热量计；12，地埋管；13，光纤测温点。1， Fan coil unit; 2， Digital thermometer; 3， Greenhouse; 4， Distributed optical fiber temperature measurement system; 5， Circulating pump; 6， Insulated water tank; 7， Digital temperature switch; 8， Thermometer; 9， Liquid level sensor; 10， Ground source heat pump; 11， Ultrasonic calorimeter; 12， Buried pipe; 13， Optical fiber temperature measurement point.

本文采用地源热泵空调系统对温室进行跨季节蓄热。夏季，地源热泵系统能够将温室接收的多余太阳能转化为热能储存在地下土壤中，维持室温于合理范围内；冬季，将地下土壤中存储的热量提取使用，来补偿热量需求与太阳辐射的季节性变化[8]。该系统主要通过跨季节热利用技术，最大限度地实现温室能源自供给，具有高效节能、清洁环保的特点。图1为地源热泵空调系统流程图及其测点布置。该系统主要由地源热泵机组、风机盘管、地埋管换热器、保温水箱和循环泵构成，主要包括负荷侧循环管路和源侧循环管路2个部分，系统设备选型参数如表1所示。为研究系统的运行效果，对系统不同位置进行测点布置，主要布置点位于热泵地埋侧管道进口、地埋管管壁和温室内。

图2为实验所需测试仪器，包括数字温度计、超声波流量计、分布式光纤测温系统[9]、液位传感器、数字测温开关。数字温度计的测温范围为-30.0～70.0 ℃，精度为±0.5 ℃，记录间隔为1 min。超声波热量计的测温范围为-20.0～100.0 ℃，精度为±0.5 ℃。分布式光纤测温系统的测温范围为-50.0～350.0 ℃，精度为±0.5 ℃，记录间隔为5 s。

2 温室模型

2.1 建立模型

采用DeST软件进行建模，在北京市典型年气象参数下，对全年进行模拟，分析负荷和室温的变化规律，为探究地源热泵空调系统的运行特性提供参考。

表1 系统设备选型参数

Table1System equipment selection parameters

设备名称Device name设备型号及参数Equipment model and parameters数量Quantity备注Note地源热泵机组Ground source heat pump unitTP-DKFXRS-I(8P),制冷量44.5 kW,制热量50.0 kWRefrigerating capacity 44.5 kW, heating capacity 50.0 kW3保温水箱Heat preservation water tankJH-B028-2t1风机盘管Fan coilFP-85,供冷量4.3 kW(低速),5.2 kW(中速),5.85 kW(高速);供热量4.8 kW(低速),5.4 kW(中速),6.5 kW(高速)Cooling capacity 4.3 kW(low speed), 5.2 kW(medium speed),5.85 kW(high speed); heating capacity 4.8 kW(low speed),5.4 kW(medium speed), 6.5 kW(high speed)10地埋管换热器Buried tube heat exchanger双U型De32 PE塑料管,埋深120 m,间距6 mDouble U De32 PE plastic pipe, buried depth 120 m, spacing 6 m16负荷侧循环泵Load side circulating pump扬程30.6 m;流量20 m3·h-1,2.8 kWHead 30.6 m; flow 20 m3·h-1, 2.8 kW2一备一用A case源侧循环泵Source side circulating pump扬程24.4 m,流量12 m3·h-1,1.9 kWHead: 24.4 m, flow: 12 m3·h-1, 1.9 kW2一备一用A case

表中的风机盘管FP-85性能参数是在供冷(供、回水温度7 ℃/12 ℃，回风温度20 ℃)、供热(供、回水温度45 ℃/40 ℃，回风温度21 ℃)，水流量均为0.846 m3·h-1条件下的对应数据，而实际运行过程中制冷供、回水温差在10 ℃左右，水流量约为1.2～1.5 m3·h-1。

The performance parameters of fan coil FP-85 in the table were the test data when temperature of supply and return water for cooling was 7 ℃/12 ℃， return air temperature for cooling was 20 ℃， temperature of supply and return water for heating was 45 ℃/40 ℃， and return air temperature for heating was 21 ℃， and water flow rate was 0.846 m3·h-1. However， during the actual operation， the temperature difference between supply and return water of cooling was about 10 ℃， and water flow was about 1.2-1.5 m3·h-1.

a， 数字温度计;b， 超声波流量计;c， 分布式光纤测温系统;d， 液位传感器;e， 数字测温开关。a， Digital thermometer; b， Ultrasonic flowmeter; c， Distributed optical fiber temperature measuring system; d， Liquid level sensor; e， Digital temperature measuring switch.

该温室位于北京某园区内，长30 m，宽25 m，高6 m，斜面方位角8°。温室围护结构为双层玻璃[10]，太阳能透过率为38%，可见光透过率为58%。未设置外保温。实际温室设置有遮阳，但遮阳面积小，且置于室内，对负荷计算影响不大，所以模拟设置无遮阳。温室主要用于种植南方高等观赏性花卉，如米兰、国王椰子、小叶紫檀、大岩桐等。南方花卉在北方地区种植过程中对温度的要求较高。据相关文献记载，高档观赏性花卉适宜生长的温度一般为20.0～25.0 ℃[11]，因此设置室温为20.0～25.0 ℃。由于室温区间较小，室外气象参数极易影响室内环境，因此设置空调系统全天开启。热工参数参照JGJ 26—2010《严寒和寒冷地区居住建筑节能设计标准》[12]。温室内设定的照明最大功率、设备最大功率、人员发热量分别为15、50、110 W，通风次数为0.8次·h-1。图3为温室模型，表2为其热工性能参数。

2.2 验证模型

为了更准确地验证模型，在DeST软件中输入实测外界环境温度(图4)作为模型外界环境温度条件，以此进行模拟，得到实测外界条件下系统设备未运行时的室温模拟数据。在相同外界环境温度条件下，对系统设备未运行时的实测室温与模拟室温进行对比，更好地验证该模型的准确性。图5、6分别为在实测外界环境温度下，无设备运行时，8月14—18日的实测室温和模拟室温对比图及其相应的相对误差分布图。

图3 日照下的温室三维模型Fig.3 Three-dimensional model of greenhouse under sunlight

表2 温室热工性能参数

Table2Thermal performance parameters of greenhouse

围护结构Retainingstructure材料Materials导热热阻Thermal-conductionresistance/(m2·K·W-1)传热系数Heat transfer coefficient/(W·m-2·K-1)热惰性指标Index ofthermal inertia窗户Window普通中空玻璃Ordinary insulating glass—3.100—门Door金属框双层玻璃—3.000—Double glazing with metal frame外墙Outer wall双层玻璃Double deck glass0.2412.5060.259

图4 实测外界温度Fig.4 Measured external temperature

图5 无设备运行时，实测室温与模拟室温对比图Fig.5 Comparison diagram of actual room temperature and simulated room temperature without equipment operation

由图5可知，在一天中，室温均呈先降低再升高后降低的趋势。实测室温与模拟室温的整体变化趋势基本相同。同一时刻下的模拟值与实测值最大相差5.180 ℃，最小相差0.028 ℃。由图6可知，相对误差主要集中在±8%范围内，相对误差值较小，说明模拟室温与实测室温数值基本吻合。模型中仍有小部分的相对误差值在±8%之外，主要是因为实际测试过程存在一定误差，使得部分相对误差值偏差较大。但从整体看来，该温室模型与实际温室性能相符，模型的准确性高，可用于后续温室负荷模拟计算。

图6 相对误差分布图Fig.6 Relative error profile

2.3 模拟数据分析

图7为全年逐时负荷变化。由图7可知，热负荷呈先减小后增大的趋势，冷负荷呈先增大后减小的趋势。系统运行特性为1—3月与10—12月为采暖期，4—9月为蓄热期，3—4月与9—10月为过渡期。最大逐时热负荷出现在1月19日，最大值为114.03 kW；最大逐时冷负荷出现在7月20日，最大值为173.21 kW。

图8为全年累计热、冷负荷总量占比。由图8可知，全年累计热负荷为5.85×108kJ，占二者总量的47.45%，累计冷负荷为6.49×108kJ，占总量的52.55%。全年累计冷热负荷相差6.30×107kJ。全年热、冷负荷总量比值为1.0∶1.1。温室全年累计冷负荷略大于热负荷，将蓄热期多余热量转移至采暖期使用，理论上能满足冬季采暖需求，可实现温室能源跨季节自供给利用。

图7 全年逐时负荷变化Fig.7 Load changes hourly throughout the year

图8 全年累计热、冷负荷总量占比Fig.8 Total heat and cold load accounts for the whole year

3 运行数据分析

在实际工程项目中，温室内设置温度控制开关：当室温小于20.0 ℃时，系统开启制热模式；当室温大于25.0 ℃时，系统开启制冷模式；当室温处于20.0～25.0 ℃时，系统处于暂不开启。温室侧墙设有通风窗和风机，以保证通风次数约为0.8次·h-1。系统实际运行时间与模型的相同，1—3月与10—12月为采暖期，4—9月为蓄热期。

3.1 实际运行效果

由图7知，1—3月与10—12月为采暖期，4—9月为蓄热期，最大逐时热负荷出现在1月，最大逐时冷负荷出现在7月，所以选取1月17—23日、7月20—26日实测室温作为分析对象，分析实际室温能否满足设定温度，探究系统运行效果。

图9、图10分别为采暖期、蓄热期内一周的温室实测室温。可以看出，室温每天的变化趋势基本相同，且与室外环境温度变化趋势一致，在同一天，室温随时间变化先减小再增大后减小。这是由于受太阳辐射影响，白天温度较高，夜间室外环境温度较低，且在凌晨到清晨时段，由于环境温度较低，墙体白天所蓄的热量逐渐消耗，室温逐渐减小。1月18日、7月24日为非晴朗日，相比于晴朗日受太阳辐射影响较小，室内白天升温幅度较小。1月17—23日，温室室温基本在20.0～21.5 ℃，7月20—26日，室温基本在23.0～25.0 ℃。个别时刻温度稍超出范围是由于数字温度计精度为±0.5 ℃，存在测量误差。说明地源热泵系统能有效调控室温，使室温变化更稳定，而且温室室温维持在20.0～25.0 ℃，满足了设定的温度要求，可见系统运行效果明显，温室内植物生长情况良好(图11)。

3.2 系统运行稳定性分析

土壤蓄热、取热容易出现热量不平衡现象，会导致土壤温度逐年升高，产生土壤热失衡现象，从而引起地源热泵系统性能下降，降低运行效率，影响运行效果。地源热泵系统能否稳定高效运行与地埋管出水温度是否满足温度限制、土壤温度是否相对稳定密切相关。根据GB 50366—2009《地源热泵系统工程技术规范》[13]要求，地埋管换热器冬季出水温度应该在4.0～25.0 ℃，夏季出水温度应该小于33.0 ℃。假定忽略循环介质流动引起的热损失，热泵源侧的进水温度与地埋管的出水温度基本一致。

图9 采暖期内温室实测室温Fig.9 Actual greenhouse temperature during heating period

图10 蓄热期内温室实测室温Fig.10 Actual greenhouse temperature during heat storage

图11 温室内部分植物生长情况Fig.11 Growth of some plants in the greenhouse

根据系统运行特性可知，冬季热泵源侧最低出水温度出现在采暖期末期，夏季热泵源侧最高出水温度出现在蓄热期末期。由图7可知，1—3月与10—12月为采暖期，4—9月为蓄热期，3—4月与9—10月为过渡期；因此，选取采暖末期(2月25日—3月3日)与蓄热期的末期(9月22—28日)，对最低、最高出水温度进行针对性分析。图12、图13分别为采暖末期(2月25日—3月3日)、蓄热末期(9月22—28日)的热泵源侧进水温度变化曲线。可以看出，在同一天，随时间变化，热泵源侧进水温度先减小再增大后减小。这是由于受太阳辐射影响，白天温度较高，夜间温度较低，且在凌晨到清晨时段，由于环境温度较低，墙体白天所蓄的热量逐渐消耗，室温逐渐减小。2月28日为非晴朗日，相比于晴朗日受太阳辐射影响较小，室内白天所需热负荷较大，所以土壤温度较低，且变化不大。3月3日室外环境逐渐回温，出现短暂性高温天气，所需热负荷较小，热泵运行造成的土壤周围温度较低的现象得到缓解，所以此时源侧进水温度维持较高水平。9月22日为非晴朗日，相比于晴朗日受太阳辐射影响较小，室内白天所需热负荷较小，所以土壤温度较低，且变化不大。在2月25日—3月3日，热泵源侧进水温度整体呈先减小后增大的趋势，最小值为11.4 ℃；9月22—28日，热泵源侧进水温度整体呈先增大后减小的趋势，最大值为23.7 ℃。由此可知，在采暖期内，热泵源侧的最低进水温度为11.4 ℃，在蓄热期内，热泵源侧的最高进水温度为23.7 ℃，满足规范要求。

图12 采暖末期的热泵源侧进水温度Fig.12 Inlet water temperature at the source side of heat pump at heating end

图13 蓄热末期的热泵源侧进水温度Fig.13 Inlet water temperature at the source side of heat pump at heat storage end

由于土壤温度直接影响热泵的运行稳定性，为明确系统运行过程中土壤温度的变化情况，在120 m深的地埋管井周围，以地面为基准每10 m递增深入地下，共12个测点，进行分布式测量。选取所有地埋管平均温度的平均值作为土壤温度，进行数据分析，并绘制全年土壤温度变化曲线。由图14可知，全年时间内土壤温度呈先减小再增大后减小的趋势。在11月至翌年3月初，土壤温度由22.3 ℃下降至18.5 ℃；在3月初—4月底，土壤温度缓慢回升至20.3 ℃；在4月底—9月底，土壤温度上升速率先增大后减小，上升至28.1 ℃；在9月底—11月初，土壤温度逐渐下降至23.6 ℃。从全年土壤温度的变化来看，土壤一年升温了1.3 ℃。由此可见，一年内土壤温度变化幅度较小，相对稳定。

图14 全年土壤温度变化Fig.14 Soil temperature in the whole year

通过对热泵源侧进水温度、土壤温度的综合分析，发现热泵源侧进水温度能满足相关规范要求，土壤的全年温度变化幅度较小，土壤的温度变化相对稳定，说明系统运行稳定性较强。

4 系统效益分析

为了探究地源热泵空调系统的优越性，在现有实际工程的基础上，对跨季节蓄热的地源热泵空调系统与不跨季节蓄热时常用的冷水机组+燃气锅炉配套、空气源热泵空调系统进行经济和节能减排效益分析。

表3、4分别为系统初投资和运行费用。初投资：地源热泵空调系统>冷水机组+燃气锅炉>空气源热泵空调系统；年运行费用：冷水机组+燃气锅炉>空气源热泵空调系统>地源热泵空调系统。虽然地源热泵空调系统初投资大，但运行费用低，适合长期使用。地源热泵空调系统可进行跨季节蓄热运行或非跨季节运行，其初投资基本相同，主要差异在于运行费用。非跨季节运行的地源热泵多用于采暖，只从土壤取热，易造成土壤温度逐年下降，供暖能效随之降低，运行费用增加，不利于长期运行经济性，且温室夏季温度过高，还需添加供冷方式，如空气源热泵。由表4可知，地源热泵系统供冷能效较高，每年供冷运行费用约是空气源热泵系统的56%，节约制冷运行费用约17 859元。因此，从土壤稳定性和长期运行经济性来看，地源热泵空调系统跨季节蓄热运行优势尤为明显。

据相关文献记载[14]，我国火力发电每产生1 kW·h电能平均消耗标煤360 g，每1 kg标煤排放约2.6 kg二氧化碳，每1 m3天然气排放1.9 kg二氧化碳。因此，地源热泵空调系统相比于冷水机组+燃气锅炉、空气源热泵空调系统，每年二氧化碳减排量分别约为25.5、42.8 t。

表3 系统初投资

Table3System initial investment

系统种类Systemtype冷热水机组Chiller/yuan燃气锅炉Gas boiler/yuan末端设备End equipment/yuan地埋管及打孔费用Buried pipes anddrilling costs/yuan初投资Initial investment/yuan地源热泵空调系统156000021000192000369000Ground source heat pump air conditioning system冷水机组+燃气锅炉11760016300210000154900Chiller and gas boiler空气源热泵空调系统1176000210000138600Air source heat pump air conditioning system

表4 系统年运行费用

Table4System annual operating cost

系统种类Systemtypes能源形式Form of energy能源单价Energyunit cost效率Efficiency能源费用Energycost/yuan年运行费用annual operatingcost/yuan地源热泵空调系统供暖Heating电Electricity0.65 yuan·kW-1·h-14.32458447102Ground source heat pump供冷Cooling电Electricity0.65 yuan·kW-1·h-15.222518air conditioning system冷水机组+燃气锅炉供暖Heating天然气Natural gas2.63 yuan·m-30.94865789034Chiller and gas boiler供冷Cooling电Electricity0.65 yuan·kW-1·h-12.940377空气源热泵空调系统供暖Heating电Electricity0.65 yuan·kW-1·h-12.93645376830Air source heat pump供冷Cooling电Electricity0.65 yuan·kW-1·h-12.940377air conditioning system

5 结论

采用地源热泵空调系统的温室，全年热、冷负荷总量比值为1.0∶1.1，全年累计冷负荷略大于热负荷，可实现温室跨季节供给。温室实测室温维持在20.0～25.0 ℃，可满足高档花卉的生长温度要求，系统运行效果显著。在采暖期内，热泵源侧的最低进水温度为11.4 ℃，在蓄热期内，热泵源侧的最高进水温度为23.7 ℃，均满足相关规范要求。温室内全年土壤温度升高了1.3 ℃，土壤温度变化幅度较小，相对稳定，系统运行稳定性较强。综上，温室采用地源热泵空调系统进行跨季节蓄热运行具有良好的经济和节能减排效益。