喷气增焓空气源耦合地源热泵系统的性能优化

李科宏， 田琦， 李琦晟， 李蓉

(太原理工大学 环境科学与工程学院， 山西 晋中 030600)

能源短缺和环境污染已然成为悬于世界各国头顶的达摩克里斯之剑.2018年,全球一次能源消费强劲增长，增速达2.9%，刷新了2010年以来的增速记录[1-3].热泵作为当前化石能源体系下清洁供暖方式的代表，为21世纪清洁环保可再生能源体系建设提供强劲的动力.多热源联合供热有利于实现能源梯级利用和多能互补，能起到节约一次能源，缓解能源压力的作用.由于常规地源热泵初投资大、占地大，常规空气源热泵性能系数低、供需关系不匹配、冬季结霜，因此，研究耦合热泵联合供热技术已成为热门议题[4-8].现有的主流耦合方式是依托中间水箱进行耦合，空气源热泵提供低温水送入中间水箱，水源热泵将水箱中低温水加工成高温水满足末端需求.马龙[5]构建适应冬、夏不同环境温度的喷气增焓双级耦合热泵机组.Pardo等[7]研究地源热泵与空气源热泵联合蓄热系统中的初投资与运行费用之和最经济的设计配比.Nam等[8]对混合热泵系统引入位置、制冷剂和泵送速率的影响进行了实验研究.

目前，国内外学者研究的内容主要集中在空气源热泵机组和地热源热泵机组的耦合匹配上，现有耦合系统由两个独立的热泵系统并联或依托中间水箱串联而成，系统体积庞大、运行复杂、布置灵活性差.本文将二者拆分开来，有机结合，设计一套更为简单、高效的新型喷气增焓空气源耦合地源热泵(EVIACGHP)系统.

1 喷气增焓空气源耦合地源热泵系统

EVIACGHP系统是在喷气增焓空气源热泵机组的基础上改进而来的，机组增设一个换热器及配套的地埋管换热系统，与土壤进行换热.EVIACGHP系统运行原理图，如图1所示.图1中：1为末端用户；2为冬季工况的冷凝器，或夏季工况的蒸发器；3为喷气增焓压缩机；4为四通换向阀；5，6为膨胀阀；7，8为电磁阀；9为风机；10为冬季工况的空气源侧冷凝器，或夏季工况的空气源侧蒸发器；11为冬季工况的土壤源侧冷凝器，或夏季工况的土壤源侧蒸发器；12为地埋管；13为分水器；14为集水器；15为关断阀；16，17为闸阀.

图1 EVIACGHP系统运行原理图Fig.1 Physical model of EVIACGHP system map

在冬季工况下，在室外处于-5～5 ℃的剧烈结霜时，EVIACGHP系统关闭电磁阀7及闸阀16，打开电磁阀8及闸阀17，此时的运行模式等同于地源热泵运行模式，热泵制热循环为a-b-c-d-a.当室外温度继续降低至-5 ℃以下时，利用分流三通，冷凝器2分为两路，一路经过膨胀阀5，节流至状态点a′，以电磁阀7调节空气源侧蒸发器流量(i)，在蒸发器10处吸热，蒸发至状态点b′，进入喷气增焓压缩机低压缸压缩至状态点f；另一路的制冷剂经过膨胀阀6，节流至状态点a，利用电磁阀8调节地源侧流量(m)，进入地源侧蒸发器11，吸收土壤中的浅层地热能，蒸发至状态点b，打开闸阀16，关闭闸阀17，制冷剂通过补气回路进入喷气增焓压缩机3，与低压缸处制冷剂f混合至状态点e；压缩机将状态点e继续压缩至状态点c′，当冷凝器冷凝至状态点d，通过分流三通进入两个蒸发器蒸发，完成制热循环.

图2 空气源耦合地源热泵系统压焓图Fig.2 Pressure enthalpy diagram of EVIACGHP system

空气源耦合地源热泵系统压焓图，如图2所示.图2中：P为压力；h为焓.在夏季工况下，在室外温度高于35 ℃时，关闭电磁阀7及闸阀16，打开地源侧电磁阀8及闸阀17，此时的运行模式等同于地源热泵运行模式，制冷循环为a′-b′-c′′-d-a′.当室外温度降低至35 ℃以下时，闸阀16关闭，阀门7，8，17均打开，蒸发器2中的状态点b′进入压缩机3，压缩至状态点c′′后，进入两个支路，一部分流体通过闸阀17，进入地源侧冷凝器；另一部分流体进入空气侧冷凝器.以电磁阀7，8调节每个支路流量，随着室外温度的降低增加空气源支路流量比例.一路的制冷剂进入地源侧冷凝器11，把热量释放到土壤中冷凝至状态点d；另一路制冷剂进入空气侧冷凝器10，在风机9的作用下吸收空气侧的能量冷凝至状态点d，两部分流体冷凝温度相同.两部分流体在膨胀阀处节流至状态点a′，通过三通合流后进入蒸发器2，蒸发至状态点b′，进入喷气增焓压缩机，压缩至高温高压蒸汽状态点c′′，进入两个冷凝器进行冷凝，完成制冷循环.

2 数学模型及参数的设计

2.1 EVIACGHP系统数学模型

EVIACGHP系统数学模型为

Qa，e+Qg，e=Qh-Pcom.

(1)

式(1)中:Qa，e为空气侧蒸发器吸热量，kJ·h-1；Qg，e为土壤侧蒸发器吸热量，kJ·h-1；Qh为EVIACGHP系统总制热量，kJ·h-1；Pcom为喷气增焓压缩机运行功率，kJ·h-1.

空气侧蒸发器吸热量的计算式为

Qa，e=(ha，in-ha，out)·ma.

(2)

式(2)中:ha，in为空气侧蒸发器进口空气焓值，kJ·kg-1；ha，out为空气侧蒸发器出口空气焓值，kJ·kg-1；ma为室外空气贯流质量流量，kg·h-1.

空气流经风机后的焓值为

(3)

式(3)中:hf，out为空气流经风机后的焓值，kJ·kg-1；Pf为空气源侧风机运行功率，kJ·h-1.

空气侧总的热量Qa，total为

Qa，total=ma·(hf，out-ha，in).

(4)

土壤侧蒸发器吸热量为

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

(5)

式(5)中:hsource，in为土壤侧蒸发器源侧流体进口焓值，kJ·kg-1；hsource，out为土壤侧蒸发器源侧流体出口焓值，kJ·kg-1；msource为土壤源侧回路流体质量流量，kg·h-1.

EVIACGHP系统总制热量为

Qh=(hload，in-hload，out)·mload.

(6)

式(6)中:hload，in为负荷侧流体进口焓值，kJ·kg-1；hload，out为负荷侧流体出口焓值，kJ·kg-1；mload为负荷侧流体质量流量，kg·h-1.

EVIACGHP系统制热性能系数COPh计算式为

(7)

式(7)中:Pct为控制器运行功率，kJ·h-1.

2.2 案例建筑模型

基于山西省太原市胜利东街某居住建筑物参数，利用DeST软件搭建物理模型并计算逐时负荷[9-10].案例建筑总建筑面积4 865 m2，层数为6，体形系数为0.25，东、西面的窗墙比为35%，南面的为50%，北面的为30%.气象参数选取典型气象年，模拟室内房间类型为主卧室、次卧室及起居室，参数采用系统默认值.换气次数设定为0.5 次·h-1.案例建筑围护结构，如表1所示.表1中：U为传热系数.

表1 围护结构参数设置Tab.1 Setting of the physical structure parameter

图3 案例建筑逐时负荷图Fig.3 Hourly load map of case construction

冬季供暖期设定为11月1日-3月31日，夏季空调季设定为6月1日-8月30日，案例建筑逐时负荷图，如图3所示.图3中：Q为负荷；t为时间.由图3可知：冬季逐时热负荷峰值为134.49 kW，夏季逐时冷负荷峰值为99.35 kW，冬、夏峰值负荷比为1.35∶1.00；冬季累计热负荷为114 327.88 kW·h，夏季累计冷负荷为73 038.22 kW·h，冬、夏累计负荷比为1.57∶1.00；建筑存在明显的冷、热负荷不平衡现象.

3 TRNSYS模拟及参数设计

以太原市典型气象年数据为气象参数，在EVIACGHP系统参数设计和数学模型基础上，依托TRNSYS软件，分别搭建纯土壤源热泵模拟平台、纯空气源热泵模拟平台、EVIACGHP系统模拟平台，模拟得到全年运行数据，并对3者进行比较分析.

3.1 纯土壤源热泵系统模拟

土壤源热泵系统仿真模型的部件主要有:地源热泵机组、地埋管、源侧循环泵、负载侧循环泵、计算器、控制器、积分器，以及结果显示模块.纯土壤源热泵系统仿真模型，如图4所示.

图4 纯土壤源热泵系统仿真模型Fig.4 Simulation model of the ground source heat pump system

建筑负荷采用Type 9导入DeST模拟的建筑负荷结果，气象参数采用Type 9导入太原市典型气象年的气象参数.主要部件参数设计[11-15]如下:地埋管选用竖直单U形地埋管；对应TRNSYS部件号为Type 557；钻孔数为31；土壤温度梯度为0 ℃·m-1；钻孔深度为105 m；钻孔半径为0.08 m；管间距为5 m；U形管外径为0.016 m；覆土的深度为3 m；U形管内径为0.013 m；轴向分区为2；管中心距为0.06 m；径向分区为50；回填材料为土壤；土壤的导热系数为1.72 W·(m·℃)-1；管内流体比热容为4.19 kJ·(kg·K)-1；土壤的热容为2 348 kJ·(m3·K)-1；管内的流体密度为1 000 kg·m-3；土壤初始温度为14.3 ℃；蓄热体体积为70 462 m3.

3.2 纯空气源热泵系统模拟

空气源热泵系统仿真模型的部件主要有空气源热泵机组、负载侧循环泵、计算器、控制器、积分器及结果显示模块.纯空气源热泵系统仿真模型，如图5所示.建筑负荷依然采用Type 9导入DeST模拟的建筑负荷结果，气象参数则采用Type 15导入EPW(energy plus weather)格式下太原市典型气象年的气象参数，在TRNSYS中导入空气源热泵所需的干球温度、相对湿度和空气压力[16-17].

图5 纯空气源热泵系统仿真模型Fig.5 Simulation model of the air source heat pump system

3.3 EVIACGHP系统

EVIACGHP系统相比普通的空气源热泵增设一个换热器汲取岩土体的能量，并依托喷气增焓压缩机把两部分制冷剂进行压缩耦合.因此，耦合热泵模块是在常规压缩机FORTRAN代码的基础上进行的二次开发，修改其中控制函数，使其支持喷气增焓功能.创建EVIACGHP模块并搭建相应的模拟平台.EVIACGHP系统的仿真模型，如图6所示.

图6 EVIACGHP系统的仿真模型Fig.6 Simulation model of EVIACGHP system

4 模拟结果与分析

4.1 纯土壤源热泵系统模拟结果

图7 纯土壤源热泵系统10 a地温变化图Fig.7 Ten years geothermal change map of the ground source heat pump system

由图7可知：土壤初始温度为14.3 ℃，第1年土壤最低温度11.84 ℃，最高温度16 ℃，运行10 a后土壤的温度为12.25 ℃，第10年最低温度为9.94 ℃，最高温度为14.25 ℃；土壤平均温度降低2.05 ℃，降幅为14.3%，土壤蓄热体整体温度下降明显；过渡季土壤温度恢复0.23 ℃.

纯土壤源热泵系统10 a的供回水温度变化，如图8所示.由图8可得以下3点结果：

1) 夏季负载侧平均出水温度为7.08 ℃，最低出水温度为6.47 ℃，最高出水温度为8.00 ℃，波动幅度为1.53 ℃；负载侧平均回水温度为12.54 ℃，最低回水温度为12.01 ℃，最高回水温度为13.47 ℃，波动幅度为1.46 ℃；源侧平均出水温度为17.47 ℃，最低出水温度为13.10 ℃，最高出水温度为20.44 ℃，波动幅度为7.34 ℃；源侧平均回水温度为30.22 ℃，最低回水温度为25.99 ℃，最高回水温度为33.27 ℃，波动幅度为7.28 ℃.

2) 冬季负载侧平均出水温度为44.76 ℃，最低出水温度为45.50 ℃，最高出水温度为43.65 ℃，波动幅度为1.85 ℃；负载侧平均回水温度为39.63 ℃，最低回水温度为38.42 ℃，最高回水温度为40.01 ℃，波动的幅度为1.59 ℃；源侧平均出水温度为7.05 ℃，最低出水温度为4.69 ℃，最高出水温度为13.89 ℃，波动幅度为9.20 ℃；源侧平均回水温度为2.79 ℃，最低回水温度为0.68 ℃，最高回水温度为9.08 ℃，波动幅度为6.02 ℃.

3) 模拟所得负载侧和源侧供回水温度变化基本合理.

纯土壤源热泵系统10 a的性能系数变化，如图9所示.图9中：COP为性能系数.由图9可得以下2点主要结果.

图8 纯土壤源热泵系统10 a供回水温度变化图 图9 纯土壤源热泵系统10 a性能系数变化图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为4.71，冬季平均COPh为2.63，第10年的夏季平均COP为5.23，冬季平均COPh为2.46；运行10 a后，夏季COP小幅上升0.52，上升幅度为11.0%，冬季COPh降低了0.17，降低幅度为6.5%，这种变化是由于10 a土壤温度逐年下降，冷量堆积，导致系统释热效率上升，取热效率下降.

2) 系统性能系数计算基本准确.

4.2 纯空气源热泵系统模拟结果

模拟的起始时间设定为0 h，终了时间设定为8 760 h，以1 h为时间步长对空气源热泵系统进行1 a的逐时模拟，纯空气源热泵系统运行1 a供回水温度变化图，如图10所示.由图10可知3点结果.

1) 夏季负载侧平均出水温度为7.08 ℃，最低出水温度为6.61 ℃，最高出水温度为8.07 ℃，波动幅度为1.46 ℃；负载侧平均回水温度为12.54 ℃，最低回水温度为12.01 ℃，最高回水温度为13.52 ℃，波动幅度为1.51 ℃.

2) 冬季负载侧平均出水温度为45.23 ℃，最低出水温度为43.54 ℃，最高出水温度为48.19 ℃，波动幅度为4.63 ℃；负载侧平均回水温度为40.63 ℃，最低回水温度为39.42 ℃，最高回水温度为41.01 ℃，波动幅度为1.59 ℃.

3) 模拟所得负载侧供回水温度变化基本合理.

纯空气源热泵系统运行1 a性能系数变化图，如图11所示.由图11可得以下3点主要结果.

图10 纯空气源热泵系统运行1 a供回水温度变化图 图11 纯空气源热泵系统运行1 a性能系数变化图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为3.82，最低COP为3.05，最高COP为4.13；冬季平均COPh为2.21，最低COPh为2.16，最高COPh为3.51.这种变化的原因是空气源热泵的性能与环境温度相关性极高，夏季平均气温高于冬季平均气温，所以夏季平均性能系数远高于冬季平均性能系数.2) 夏季性能系数曲线为中间低两边高，这是由于制冷中期室外的温度过高，空气源热泵系统性能系数下降.冬季性能曲线为中间低两边高，这是由于供暖中期室外的气温过低，空气源热泵系统性能系数下降.

3) 系统性能系数计算基本准确.

4.3 EVIACGHP系统模拟结果

图12 EVIACGHP系统10 a地温变化图Fig.12 Ten years ground temperature change diagram of EVIACGHP system

EVIACGHP系统负荷分配初步的设定如下：空气源侧换热器仅在冬季和地源侧换热器共同承担系统运行的峰值负荷，在夏季不工作，以此来解决地源热泵地埋管岩土体吸放热量不平衡的问题.岩土体参数的设置和上文的地源热泵岩土体参数的设置相同.由于空气源侧换热器分担了冬季峰值的负荷，故钻孔数修正为20个.同样，以10 a为期，1 h为步长，对EVIACGHP系统进行逐时模拟.EVIACGHP系统10 a地温变化图,如图12所示.源侧及负荷侧供回水温度，如图13所示.系统性能曲线变化，如图14所示.

土壤初始温度为14.3 ℃，第1年的土壤最低温度为11.44 ℃，最高温度为17.11 ℃；运行10 a后，土壤最终温度为14.15 ℃，第10年的土壤最低温度为11.41 ℃，最高温度为17.07 ℃；土壤平均温度降低0.15℃，降幅为1.0%；土壤蓄热体整体基本实现自平衡，有效地避免了单一土壤源热泵岩土体热平衡问题.

图13 EVIACGHP系统10 a供回水温度变化图 图14 EVIACGHP系统10 a性能系数变化图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系统此次模拟设定夏季运行和常规地源热泵相同，故不对此情景进行分析.由图13可得以下3点主要结果.

1) 冬季负载侧平均出水温度为45.18 ℃，最低出水温度为46.54 ℃，最高出水温度为43.60 ℃，波动幅度为2.94 ℃；负载侧平均回水温度为40.62 ℃，最低回水温度为39.19 ℃，最高回水温度为41.02 ℃，波动幅度为1.83 ℃.

2) 源侧平均出水温度为7.12 ℃，最低出水温度为4.94 ℃，最高出水温度为13.81 ℃，波动幅度为8.87 ℃；源侧平均回水温度为4.46 ℃，最低回水温度为2.42 ℃，最高回水温度为10.79 ℃，波动幅度为8.37 ℃.

3) 模拟所得负载侧和源侧供回水温度变化基本合理.

由图14可知：EVIACGHP系统的夏季平均COP为4.83，冬季平均COPh为2.52；夏季性能系数基本相同，冬季性能由于采用空气侧换热器调峰，和第1年冬季性能系数相比略有下降，下降的幅度为4.2%；由于引入空气源侧换热器辅助供热，导致冬季COP波动程度增大，但相较于常规空气源热泵冬季平均COPh提升了14.0%.

4.4 EVIACGHP系统最优化

以EVIACGHP系统全生命周期内总投资最小为最优化的目标函数，寻求空气源和地源的最优配比.热泵系统的生命周期取20 a，太原地区电价为0.487 元·(kW·h)-1.各配比寿命周期费用汇总图，如图15所示.图15中：C为费用；R为配比，配比方式0%表示空气侧换热器仅在冬季峰值负荷时耦合供热，并承担纯土壤源热泵埋管区吸放热不平衡量，10%表示空气侧换热器在保证埋管区热平衡基础上，承担10%的基础负荷全年运行，20%～90%以此类推.

图15 各配比寿命周期费用汇总图Fig.15 Summary diagram of each ratio life cycle cost

由图15可知：0%的耦合比例对于耦合机组来说是最佳的.案例中地源热泵系统需打31口井，EVIACGHP系统最佳模式下仅需23口打井，相较于常规地源热泵系统节省25.8%的打井数，有效地解决地源热泵系统在大型城市中埋管面积不足的问题，同时，很好地保证埋管区域的热平衡.最佳耦合比例下EVIACGHP系统相较于常规地源热泵系统节省12.5%的初投资；相较于常规空气源热泵系统，在20 a的生命周期内节省33.9%的运行费用和15.9%的总费用，具有显著的经济效益.

5 结论

1) 设计了一种新型喷气增焓空气源耦合地源热泵系统，该系统能有效保证地埋管区域岩土体的热平衡，同时避免了常规耦合系统的利用储热水箱进行系统耦合时系统冗杂，占用机房面积大等弊端.

2) 搭建新型耦合系统逐时模拟平台，基于总成本最小的原则进行耦合配比最优化设计，得出所设计的喷气增焓空气源耦合地源热泵系统最优配置，即空气侧换热器可以在冬季以空气侧换热器分担峰值负荷.

3) 在案例建筑中，新耦合相较于常规地源热泵系统节省12.5%的初投资及25.8%的打井数，有效地解决了地源热泵系统在大型城市中埋管面积不足的问题，保证了地源热泵埋管区域的热平衡，有利于地源热泵的应用范围的推广；相较于常规空气源热泵系统，在20 a的生命周期内节省33.9%的运行费用和15.9%的总费用，夏季COP提升26.2%，冬季COPh提升12.3%.