基于TRNSYS的增加辅助冷却设备的地源热泵系统优化

彭冬根，李寅蒂

(南昌大学建筑工程学院，江西 南昌 330031)

随着社会的迅速发展，人民生活水平不断提高，能源消耗量也逐渐增加。而且由于城市化进程的不断加快，建筑数量的增加及人们对舒适度要求的提高使建筑能耗显著增加，目前我国建筑能耗占比达到了35%，而其中的60%是空调系统能耗[1]。因此，发展节能环保的空调系统对于降低整个建筑能耗至关重要。地源热泵系统作为通过消耗较少的高品位能源，把土壤当中的低品位热量转化为高品位热量的系统得到社会越来越多的认可与关注[2]。用地源热泵系统进行供冷和供热来替代传统的冷水机组和锅炉可以有效降低大气污染和节约能源[3-4]。

目前，很多学者对地源热泵系统进行了多方面的研究，推动了地源热泵技术进一步发展。Michopoulos等[5]通过实际工程，对地源热泵系统的长期运行性能进行研究，得到与传统的锅炉+冷水机组系统相比地源热泵系统的能源需求明显降低。戴晓丽[6]根据地源热泵系统的实测数据对系统的性能进行分析，并与风冷热泵、锅炉进行比较，得出地源热泵在能源、环保方面有显著的优势。但是随着对地源热泵系统研究的深入，单一地源热泵系统地下冷热不平衡的问题逐渐受到重视[7-9]。因此，很多学者对复合地源热泵系统展开了研究。郝红等[10]利用TRNSYS平台模拟比较了地源热泵与热网及太阳能互补供暖系统，结果表明利用太阳能辅助供热系统的COP 比原系统升高了1.48。Ikeda等[11]对复合式地源热泵系统的最佳运行方式进行研究，提出了一种有效的优化方法，与传统经验相比使用该方法可使运行费用降低至少3.78%，最多12.56%。Kjellsson等[12]分析了太阳能集热器与地源热泵组合的不同系统，利用TRNSYS平台进行系统模拟得到最优的运行控制策略。武佳琛等[13]以对某复合地源热泵系统的连续实测为基础，对3种运行策略进行比较研究，认为夜间间歇运行地源热泵制冷方式是最优的策略。

虽然很多学者对地源热泵进行了多方面研究，但如文献[8]、[14]等大部分研究中都是使用负荷计算软件对建筑热湿负荷单独进行计算之后再与地源热泵系统结合进行研究，这样相当于将空调末端理想化，会造成模拟结果不准确。因此，本文通过TRNSYS平台对建筑和地源热泵系统进行建模，通过空调末端模块将两者相结合从而实现建筑负荷模拟与地源热泵系统模拟的实时动态耦合，得到更为精确的模拟结果。并将该系统与传统锅炉+冷水机组系统进行对比，通过对系统地源侧出水温度及负荷侧供水温度进行控制的方法，对增加冷却塔辅助散热的复合地源热泵系统进行优化研究。

1 建筑概况

1.1 建筑基本信息

本文以南昌市某别墅建筑的地源热泵系统进行研究。该建筑共3层，层高3 m，总面积为246 m2。空调房间的信息如表1所示。

表1 各层空调房间信息Tab.1 Information of air conditioned rooms on each floor

1.2 围护结构参数

建筑内外墙、屋顶、楼板等围护结构的热工参数如表2所示，窗体的综合传热系数5.52 W·m-2·K-1。

表2 围护结构热工参数Tab.2 Thermal parameters of envelope structure

1.3 人员在室率、照明及设备功率

人员、照明及设备对房间负荷有很大的影响，其中照明功率为15 W·m-2，设备功率为18 W·m-2，人员在室率如表3所示。

表3 人员在室率Tab.3 Personnel presence rate

2 物理及数学模型

论文采用TRNSYS模拟仿真软件构建地源热泵及传统锅炉+冷水机组空调系统模型。TRNSYS全称为transient system simulation program，即瞬态系统仿真程序，其最大的优势就是采用模块化分析方式。单独调用不同功能的模块，每个模块对不同的现象进行模拟，将所有模块按特定顺序连接就可对整个系统进行瞬时模拟分析[15]。本文系统由4个部分组成，分别是建筑模型及气象参数部分、冷热源部分、新风及空调末端部分和控制系统部分。整个系统的搭建思路如图1所示。

图1 空调系统仿真模型示意图Fig.1 Schematic diagram of air conditioning system simulation model

2.1 建筑及气象参数模型

2.1.1 建筑三维物理模型

建筑三维物理模型如图2所示，将模型导入Type56多区域建筑(muti-zone building)模块中，通过Trnbuild对建筑的维护结构参数、人员在室率、照明及设备功率进行设置，根据这些信息Type56模块可以精确计算建筑的热湿行为。并采用温度水平控制模式，该模式可以将实际空调设备与建筑相结合，通过室内的温度反馈来控制设备对房间冷量或热量的输入。

图2 建筑三维物理模型Fig.2 Three dimensional physical model of building

2.1.2 气象参数模型

气象参数采用南昌市典型年气象数据，将气象参数文件导入Type15(weather data processor)模块，其可以将温度、湿度及太阳辐照量进行逐时输出。根据室内空调设计温湿度可以计算出建筑年瞬时负荷，如图3所示。图中正值为冷负荷，负值为热负荷。最大冷负荷为19.84 kW，热负荷为11.43 kW，其中新风负荷夏季为10.51 kW，冬季为6.01 kW。

t/h图3 建筑年逐时负荷Fig.3 Annual hourly load of buildings

2.2 空调设备模型

冷热源系统包括热泵机组、地埋管、冷却塔、冷水机组、锅炉以及水泵等部件。新风及空调末端系统包括新风机和风机盘管。通过上文计算的建筑负荷确定设备参数，在TRNSYS平台中选择相应的模块进行设置。其中热泵机组夏季制冷额定COP=5.12；冬季制热额定COP=6。地埋管管井个数为3口，每口井深100 m，间距为5 m。根据南昌市土壤热响应实验数据，土壤平均导热系数为2.235 W·m-1·K-1，土壤初始平均温度为18.97 ℃[16]。

2.2.1 热泵/冷水机组模型

以制冷模式为例，热泵的性能及制冷量计算公式为：

COPnom=COPrated·COPratio

(1)

Qact=Qrated·Ra

(2)

式中：COPnom为实际制冷系数；COPrated为额定制冷系数；COPratio为实际制冷系数与额定制冷系数的比值；Qact为机组实际制冷量，kW；Qrated为额定制冷量，kW；Ra为实际制冷量与额定制冷量的比值。

热泵的制冷负荷为：

Qload=mchwCpchw(Tchw,in-Tchw,set)

(3)

考虑热泵在非额定工况下运行，需要引入部分负荷率RPL及部分功率系数PFFL的关系，如表4所示，其余值由表中数值插值计算得到。其中RPL及功率P的计算公式为：

表4 部分负荷率RPL与部分功率系数PFFL的关系Tab.4 The relationship between part load rate RPL and part power factor PFFL

(4)

(5)

式中：P为机组实际制冷功率，kW；Qload为机组制冷负荷，kW；mchw为冷冻水流量，kg·s-1；Cpchw为冷冻水的比定压热容，kJ·kg-1·K-1；Tchw,in、Tchw,set分别为冷冻水进口和设定点温度，℃。

2.2.2 地埋管模型

地埋管模型采用Eskilson[17]提出的g-functions模型，对垂直地埋管热交换器进行建模。假定换热埋管均匀地放置在圆柱形的土壤存储空间内，管道内有对流传热，同时管道与周围土壤有热传导。土壤温度由3个部分计算得出：全局温度、局部传热和稳态流传热。使用径向坐标r和垂直坐标z将模拟的埋管区域划分为二维网格，其中径向又分为多个次分区k。全局和局部问题使用显式有限差分法解决，稳态流传热通过解析获得，然后使用叠加方法计算温度。

全局温度在(i，j)节点，t+Δt时刻的表达式为：

T(i,j)t+Δt=T(i,j)t+[Fr(i,j)-Fr(i+1,j)+
Fz(i,j)-Fz(i,j+1)+Ql(i,j)+Qsf(i,j)]·Δt/C(i,j)

(6)

式中：F为热流量，W；C为网格体积热容，J·m-3·K-1；Ql为局部传热源项，W；Qsf为载热流体稳态循环源项，W；Δt为时间步长，s。

载热流体的热平衡方程为：

(7)

式中：Cf是流体热容，J·kg-1·K-1；qfv是流速，m·s-1；S是沿流动路径的坐标长度，m；αv是传热系数，W·m-3·K-1；Tf是流体温度，K；Tso是土壤温度，K。

局部的热平衡方程为：

(8)

式中：Tl为局部温度，K；λ是导热系数，W·m-1·K-1；rb、r1是径向坐标内边界、外边界，m；ql是流体向局部的传热，W。

稳态流温度表达式为：

(9)

式中：Tsf为稳态流温度，K；Tg为平均温度，K；l为网格纵向长度，m。

指定局部网格中适当的坐标节点j′得到与埋管的径向距离，最后叠加温度为：

(10)

2.2.3 冷却塔模型

冷却塔的散热量由式(11)计算：

Qcell=εama(hw,i-ha,i)

(11)

式中：Qcell为塔单元散热量，W；εa为换热效率；ma为空气质量流量，kg·s-1；ha,i为入口空气的焓，J·kg-1·K-1；hw,i为入口水蒸气的焓，J·kg-1·K-1。

根据刘易斯关系，对于逆流冷却塔换热效率εa定义如下：

(12)

式中：m*为热容率比；NTU为传质单元数。

传质单元数和热容率比的表达式如式(13)、式(14)所示：

(13)

(14)

式中：hD为传质系数；Av为冷却塔换热面积，m2；Vcell为冷却塔的体积，m3；Cpw为水的比定压热容，J·kg-1·K-1；mw,i为质量流量，kg·s-1；Tw,i,Tw,o分别为水的进出口温度，K；hs,w,i,hs,w,o分别为饱和水蒸气的进出口焓，J·kg-1·K-1。

根据ASHRAE设备指南，对冷却塔性能给出了如下关联式：

(15)

结合式(13)、式(15)，可以得到NTU与参数c、n之间的关系式(16)，继而计算出塔的换热效率εa。

(16)

2.2.4 锅炉模型

锅炉采用效率模型，加热流体所需的能量为：

Qneed=mfluidCpfluid(Tout-Tin)

(17)

锅炉所需的燃料燃烧的能量为：

(18)

式中：Qneed为加热流体所需能量，W；mfuild为流体质量流量，kg·s-1；Cpfuild为流体比定压热容，J·kg-1·K-1；Tout、Tin分别为出口流体温度、进口流体温度，℃；Qfuel为所需燃料燃烧的能量，W；ηboiler为锅炉总效率。

2.3 控制系统模型

控制系统包括运行时间控制模块和温度控制模块。运行时间控制模块主要根据季节因素控制热泵机组的启停、制热及制冷，空调运行时间如表5所示。温度控制模块Type108(room thermostat)主要有3个参数，分别是设定点温度、死区温度以及监控温度。设定点温度根据季节因素夏季为26 ℃，冬季为20 ℃。监控温度是对室内温度进行监测，当室温不满足设定温度时会产生一个反馈信号传递给热泵机组，控制机组的启停。死区温度是为了防止温度控制器在监控温度和设定点温度接近时连续快速打开和关闭设备，本文死区温度设定为1 ℃，使设定点温度由一个温度值变为在设定点温度±0.5 ℃的区间。

表5 空调运行时间表Tab.5 Air conditioning operation schedule

3 系统仿真性能对比

3.1 系统运行工况

根据第2节对空调系统各部分的介绍，在TRNSYS的仿真模拟平台(simulation studio)中对系统进行搭建，即将各模块按实际系统流程进行连接，构建完整的空调仿真系统。地源热泵仿真系统、锅炉+冷水机组仿真系统及并联冷却塔的地源热泵仿真系统如图4所示。

系统夏季制冷运行工况冷冻水进出口水温7、12 ℃，冬季制热运行工况热水进出口水温44、40 ℃。水流为量3 800 kg·h-1，按各房间的负荷占比(不含新风)进行分配，如表6所示。地埋管为单U型，管井数量为3口，每口井间隔5 m，管井深100 m，冷却塔水流量为4 800 kg·h-1，体积为1 m3。

(a) 地源热泵系统

表6 建筑各空调房间流量Tab.6 Flow of air-conditioned rooms in the building

3.2 系统模拟结果对比

对地源热泵和锅炉+冷水机组两种系统进行为期1年的仿真模拟，两种系统的逐月能耗如图5所示。可知，地源热泵系统1年总能耗为27 129 kW·h，锅炉+冷水机组系统1年能耗为37 095 kW·h，总体上地源热泵系统要比锅炉+冷水机组系统节能27%。但是由于冷热负荷的不平衡会导致地源热泵系统对土壤的取热/蓄热量的失衡，对土壤温度造成影响。土壤温度及地埋管出水温度的变化如图6所示，运行1年后土壤温度为22.4 ℃比初始温度升高了3.4 ℃，而且在夏季制冷时地埋管出水温度长时间处于40 ℃以上。

月份图5 两种系统逐月能耗对比Fig.5 Comparison of monthly energy consumption of two systems

通过图5两种系统逐月能耗的对比可以发现，锅炉+冷水机组系统在冬季制热模式下能耗要远高于地源热泵系统。而在夏季制冷模式下两种系统的能耗差距不大，5、6月地源热泵系统的能耗低于锅炉+冷水机组系统，7—10月份锅炉+冷水机组的能耗反而要低于地源热泵系统。由图6可知，这是因为5、6月室外温度不高，建筑所需冷负荷地埋管可以轻松负担，地埋管出口水温不会升高对热泵机组的COP影响不大。而7、8月室外温度升高，建筑所需冷负荷也随之增大造成地埋管出口水温升高，导致热泵机组COP下降。9、10月由于土壤温度的升高，虽然冷负荷要求降低但由于地埋管换热能力的下降，出口水温也会升高，机组COP下降，因此能耗大于锅炉+冷水机组系统。

t/h图6 土壤平均温度及地埋管出水温度的变化Fig.6 Variation of average soil temperature and outlet water temperature of buried pipe

4 地源热泵系统优化

根据上文的对比结果，地源热泵系统相比与传统的锅炉+冷水机组系统能耗更低，而且地源热泵系统是利用地热能这种可再生的能源，更加绿色环保。但是根据具体的模拟数据，该建筑全年累计冷热负荷比为2.94：1，全年地埋管蓄热及取热量比为3.26：1，冬季的取热量仅为夏季蓄热量的30.67%。这样将造成多余的热量在土壤中累积，系统常年运行后土壤温度逐渐升高，对系统长期高效的运行产生不利影响。为了解决这个问题并进一步降低系统能耗，论文需要对地源热泵系统进行进一步的优化研究。

4.1 优化评价指标

引入制冷季节能效比SEER、制热季节能效比HSPF、全年性能系数APF以及土壤平均温度作为评价指标，对优化后的系统进行分析，对比优化前后该地源热泵系统的性能变化。具体表达式如下：

(19)

(20)

(21)

式中：Qc为制冷季总制冷量，kW·h；Pc为制冷季系统总能耗，kW·h；Qh为制热季总制热量，kW·h；Ph为制热季总能耗，kW·h。

4.2 负荷侧供水温度优化

按照3.1中系统运行工况，夏季冷冻水供回水温度为7、12 ℃，冬季热水供回水温度为44、40 ℃。由于室内负荷受室外温度的影响较大，而室外温度在一天之中波动幅度很大。以恒定的水温供水，会造成一定冷量或热量的损失，因此可以对地源热泵系统进行负荷侧变水温度控制，控制策略如表7所示。

表7 负荷侧供水温度控制策略Tab.7 Water supply temperature control strategy at load side

4.3 地源侧出水温度优化

为了解决因土壤温度升高导致的系统性能下降，对地源侧出水温度进行优化。采用增加辅助冷却设备的方式进行优化，增加冷却塔与地埋管并联运行，对地埋管出水温度进行监测，当该温度超过设定温度时地埋管停止运行，冷却塔开启。反之，当温度低于设定温度时冷却塔关闭，地埋管开始运行。

冷却塔容量与冷水机组系统一致，地埋管管井数量及深度与未优化的地源热泵系统一致。以深层埋管年蓄热量等于取热量为标准，对设定温度在20～25 ℃进行模拟，结果如表8所示。可以发现当此温度为22 ℃时，系统年取热量为12 021 kW·h，蓄热量为12 565 kW·h，取热量为蓄热量的95%。此时运行1年后土壤平均温度为18.76 ℃，与初始温度仅差0.2 ℃，因此选取22 ℃作为设定温度。

表8 设定温度对取热/蓄热量的影响Tab.8 Influence of set temperature on heat recovery and storage capacity

4.4 优化结果分析

同时采用4.2及4.3节的2种优化方法对地源热泵系统进行优化，将优化前后的系统模拟运行20年。

4.4.1 土壤温度分析

土壤平均温度及地埋管出口平均水温如图7所示，优化后的地源热泵系统土壤平均温度及地埋管出口平均水温远低于未优化的系统。其中优化前系统运行第20年的土壤平均温度为28.5 ℃，地埋管出口平均水温为34.3 ℃；而优化后系统运行第20年土壤平均温度为18.8 ℃，地埋管出口平均水温为19 ℃，分别下降了9.7 ℃和15.3 ℃。

从图7可以看出优化前的系统在开始运行的前几年温度上升很快，几年后速度逐渐变慢。这是因为系统开始运行时埋管区域的土壤与周围土壤温差较小，传热量不大。造成大部分热量在埋管区域的土壤中积累使该区域土壤温度升高，与周围土壤产生较大的温差，此时传热量也随之增大，因此在系统运行几年后埋管区域土壤温度升高速度减慢。但是可以发现未优化的系统虽然温度增速逐渐下降，但是运行20年仍然处于上升的趋势。而优化后的系统，土壤平均温度和地埋管出口平均温度在系统运行20年间保持稳定，因此优化后的系统不仅降低了土壤平均温度还提高了系统运行的稳定性。

运行时间/a图7 优化前后系统运行20年土壤温度及地埋管出水温度的变化Fig.7 Changes of soil temperature and outlet water temperature of buried pipe before and after optimization

4.4.2 系统能效比分析

优化前后系统的制冷能效比SEER、制热能效比HSPF和全年性能系数APF如图8所示。优化前系统运行20年的平均制冷能效比SEER、制热能效比HSPF和全年性能系数APF分别为2.24、2.29和2.25。优化后系统运行20年的平均制冷能效比SEER、制热能效比HSPF和全年性能系数APF分别为2.46、2.20和2.38。

由图8可知，优化后地源热泵系统的SEER和APF都要高于未优化的系统，而HSPF两者相差不大。且优化后系统的能效比在长期运行期间波动不大，但优化前系统的SEER和APF在长期运行期间下降严重，运行第20年相较于第1年分别下降了0.25和0.17。这是因为未优化的系统常年运行会导致土壤温度升高，造成系统的性能下降。因此从图8显示的结果来看，采用4.2、4.3节的优化策略达到了比较好的效果。

运行时间/a图8 优化前后系统运行20年的能效比及全年性能系数Fig.8 Energy efficiency ratio and annual performance coefficient of the system before and after optimization for 20 years

5 结论

1) 地源热泵空调系统的能耗小于传统的冷水机组+锅炉空调系统，整体上节能27%。

2) 因为建筑冷热负荷的不平衡导致地源热泵系统对土壤的吸热/排热量不平衡，造成土壤温度升高。系统运行20年土壤温度升高了9.6 ℃，地埋管出口水温上升了7.8 ℃，对该系统的运行性能产生了很大的影响。

3) 经过优化的地源热泵系统，运行20年平均夏季制冷能效比及全年性能系数分别上升了0.22和0.13。运行20年土壤温度和地埋管出口水温分别为18.8 ℃和19 ℃，比优化前下降了9.7 ℃和15.3 ℃，而且优化后系统长期运行稳定性提高。