開式地表水源熱泵取水能耗限值確定方法

開式地表水源熱泵取水能耗限值確定方法

摘要: 對于開式地表水源熱泵來說，取水能耗是決定系統節能性的關鍵因素。在水源熱泵機組能耗模型、取水能耗模型等的基礎上建立了開式地表水源熱泵系統的能效比耦合模型，并得到了基于節能率的地表水源熱泵系統的不同取水溫度和不同取水能耗下的耦合限值。通過實際案例，計算得到了地表水源熱泵系統不同取水溫度下以及不同系統方式下的系統節能率，建立了開式地表水源熱泵系統取水能耗限值方法。
　　關鍵詞: 開式地表水源熱泵；取水溫度；耦合；取水能耗；能耗限值中圖分類號：
　　引言地表水水源熱泵分為開式地表水水源熱泵以及閉式地表水水源熱泵系統。在國外，閉式水源熱泵應用項目較多，而開式水源熱泵系統研究較少[1]。由于閉式系統不存在取水能耗，其一次側能耗主要與環路阻力有關，對于取水能耗的研究相對較少。在國內，開式地表水水源熱泵應用工程實例明顯多于閉式水源熱泵系統。因此，我國對于地表水水源熱泵的研究也主要針對開式地表水源熱系統[2] [3] [4]。由于換熱溫差的存在，夏季閉式水源熱泵的進水溫度要高于水體的溫度，而在冬季，閉式水源熱泵的進水溫度要低于水體的溫度。因此，閉式水源熱泵的換熱效率一般要低于開式水源熱泵系統[5]。開式地表水水水源熱泵的取水溫度和水體溫度一致，但是，如果水源熱泵的取水能耗過大，將導致開式地表水源熱泵的整體能效過高，引起水源熱泵系統不節能[6]。因此，必須要對開式水源熱泵的取水能耗作限值研究。
　　地表水源熱泵系統應用得當有兩個關鍵因素：一個是取水溫度和取水水量，另一個重要問題就是取水能耗。確定一個地表水源熱泵系統是否節能應該考慮取水溫度和取水能耗的最優耦合值。即取水溫度高，取水能耗就必須更低；而取水溫度低，則取水能耗要求的就可以更寬。因此，取水能耗的限值實際是建立在取水溫度的基礎上。不同的取水溫度對應不同的取水溫度限值，這個限值也就決定了地表水水源熱泵的節能性和系統的節能效果。該限值的確定必須利用數學方法來進行，Matlab 計算方法為該模型的求解工具。
　　模型建立的條件為了更準確的確定開式地表水源熱泵系統取水能耗的限值，本文利用數學建模的方法來研究。即分別對系統各個部分的耗能情況建立數學模型，以使用冷卻塔的常規空調系統為參照對象，進行分析研究.模型的建立滿足如下前提：
　�。�1）對與使用冷卻塔的常規空調系統，其使用的冷水機組的能耗計算和水源熱泵機組的能耗計算公式規律相同（2）兩種系統的末端形式一致（3）不考慮大溫差、小流量和小溫差、大流量的問題，機組兩端的進出水溫差保持為基金項目：國家科技部“十一五”科技攻關項目（水源地源熱泵高效應用關鍵技術研究與示范），項目編號：
　　中國科技論文在線℃（4）以傳統空調冷卻塔出水溫度為32℃為比較標準為直觀比較，兩種系統給定一致的初始數據，其工程基本參數為：冷負荷為1800kW，熱負荷為1300kW；負荷側的冷凍水循環泵名義揚程為27m，變頻運行。冷卻水系統所用冷卻水泵的揚程為25m，變頻運行。
　　由于常規空調系統冬季一般采用鍋爐供給空調系統，此時常規空調系統結構與水源熱泵系統不同，暫不作分析。因此，本文僅討論系統在夏季運行時的的取水能耗限值得確定方法。
　　開式地表水源熱泵系統運行能耗模型水源熱泵機組的能耗數學模型目前在水源熱泵工程中使用較多的為螺桿式熱泵機組，現以螺桿式熱泵機組為研究對象，將熱泵機組的耗功量擬合為冷凍水與冷卻水進口溫度的函數，ASHRAE Handbook[7]上推薦用溫度的四次多項式或兩個二次多項式乘積的形式，即ΣΣ（1）式中： 1 f ——熱泵機組耗功量， Kw；——熱泵機組的名義耗功率，Kw；——水源水側機組進水溫度，℃；——空調水側機組進水溫度，℃；——回歸用水源水側機組進水溫度參數平均值，℃；——回歸用空調水側機組進水溫度參數平均值，℃；——回歸系數，由機組實際性能決定在實際運行中，機組基本上是在部分負荷情況下運行。因此，在數學模型建立時需考慮部分負荷率PLR.我們可以得到熱泵機組能耗模型，其數學表述為：
　　× f （2）本工程采用熱泵機組為LSBLGR—M—2400M 型半封閉螺桿熱泵機組，機組能耗模型的系數由課題組采集得到。機組夏季實際運行數據由MATLAB 數學擬合得出，見表1。
　　表1 熱泵機組模型制冷回歸系數表開式水源熱泵系統取水水泵能耗數學模型對于水源水側的系統而言，取水水泵的能耗是影響系統節能效果的關鍵因素。因此，首先通過最小二乘法的曲線擬合方法建立水泵的能耗模型。
　　根據水泵的性能曲線圖可以得出，H~G，η ~ G 的關系曲線近似為拋物線，因此選擇二中國科技論文在線次函數作擬合曲線建立擬合的水泵性能曲線方程。
　�。�3）η = b + bG + b G （4）當水泵轉速發生變化時，曲線也發生變化。結合相似定律關系式，可以求得不同轉速下，水泵的性能曲線方程：
　　（5）η = d + d G/ n + d G / n （6）其中n 為水泵轉速，系數0 c 、1 c 、2 c 、0 d 、1 d 、2 d 與轉速對應，不同的轉速下其取值不同。再結合管路特性曲線方程和水泵軸功率方程可以求出一系列不同轉速下，水泵工作狀態點的W， G，H 和η 。
　　最后參考開式水源熱泵系統水泵能耗方程，根據課題組實際測試得到的夏季水泵運行的各組數據，采用最小二乘法原理，按照流量與水泵能耗的三次函數關系，擬合出不同轉速下，對應工作狀態點的水泵能耗與水流量關系式(管路特性曲線不變)：
　�。�３ －４ = ? +０４１ +０８×１０ + ×１０ （7）式中W2 為水源水循環水泵能耗(Kw)， q G 為水源水流量l s。
　　水處理設備的能耗開式取水系統需要對水源水進行處理，其耗電量與水泵相比較小，可以視為常數.在取水水泵耗能較大時，也可忽略.得水處理設備的能耗W = C = 3 常數冷卻塔的能耗模型冷卻塔的能耗模型參照CDFN 逆流式冷卻塔，采用公式(8)進行計算×10?5 3 + 8×（8）式中l W 為冷卻塔的能耗(Kw)， q G 為冷卻塔水流量l s。
　　其他能耗對于水源熱泵空調系統與常規空調系統，具有相同的冷水系統及末端風系統。其能耗模型的建立方法與以上系統各部分能耗模型的建立相同。空調水循環水泵能耗為4 W ，空調末端風系統能耗為5 W 。
　　開式地表水源熱泵系統能效模型分析開式地表水源熱泵系統運行能效比的數學模型空調工程能效比（EER)指空調工程運行時的冷負荷與整個空調工程所有耗電設備的耗電總功率之比。可用來評價整個空調工程在運行階段的能效水平及節能效果。開式湖水源熱泵系統運行能效比的數學方程式可用下式表達：
　�。�9）中國科技論文在線式中: Q 一熱泵機組制冷（熱）量；—熱泵機組t時刻的運行能耗；一源水側取水水泵t時刻的運行能耗；一水處理設備t時刻的運行能耗；—冷、熱水循環水泵t時刻的運行能耗；一末端風系統t時刻的運行能耗；— 空調的運行時刻；源水側輸送能效分析取水能耗與取水溫度的耦合性水源熱泵系統和常規空調系統的能耗差別在于水源熱泵系統的取水系統能耗與常規空調系統的冷卻水系統能耗的不同，為了說明兩者的能耗情況，以常規空調系統冷卻水系統的能耗(Wc)和水源熱泵系統取水系統的能耗(Ws)的比值(Ws /Wc)為分析對象[9][10]，確定不同取水方案和不同取水能耗下地表水源熱泵的節能效果。
　　無板換有板不同取水方案下的輸送系統能耗為分別采用使用板換和不使用板換的取水方案時，常規空調系統與水源熱泵系統的冷源系統輸送系統能耗的差別�？梢缘玫饺缦陆Y論：
　�、賹τ跓o板式換熱器（源水直接進機組）的取水方案時，在部分負荷率PLR=0.7 時，，水源熱泵冷源系統輸送能耗小于常規空調系統的輸送能耗，隨著PLR 的增加，Ws /Wc 的值也同時增大，當PLR=0.8 時，Ws /Wc 的值為1.11。
　�、趯τ谑褂冒迨綋Q熱器的取水方案時，當PLR=0.5 時，Ws /Wc=1.02，為Ws /Wc 最小值.其最小值大于1，表明輸送能耗Ws 在整個負荷率變化的過程中均大于常規系統的輸送能耗Wc。
　�、郛敳糠重摵陕蔖LR=1 時，使用板換時，Ws /Wc=1.93；不使用板換時，這組數據表明在滿負荷運行時，無論采用那種取水方案，水源熱泵系統的輸送能耗均大于常規空調系統的冷卻水輸送能耗。
　　由于取水能耗與取水溫度的耦合性，為確定取水水泵能耗限值，必須找到Ws /Wc 和溫差△T 之間的關系。本文以常規空調系統在T=32℃時的能效比(EER=3.71)為基準，對以上建立的系統能耗數學模型進行計算，可以得到溫差△T 和比值Ws /Wc 的之間的詳細數據，計算值見表2。
　　中國科技論文在線表2 基于節能條件下的不同輸送能耗比值時兩系統進水溫差要求△T /℃根據表2 計算結果對溫差△T 和比值Ws /Wc 利用Matlab 進行線性擬合，得到擬合公式（10），其中ΔT = 3.87a ? 4.19 （10）根據公式(10)可計算得到對應不同水泵能耗下的取水溫度限值，也可以得到不同取水溫度條件下的取水能耗限值。例如采用直接進水的水源熱泵系統，源水側取水溫度為30℃，而冷卻塔的出水溫度為32℃，兩者的溫差為2℃，即△T=2℃；采用水源熱泵系統的取水能耗是常規空調系統冷卻水系統能耗的2 倍，即a=Ws/Wc=2.將a 的值代入公式(10)計算，得到的結果為3.55，大于△T=2.這時就可以得出，在設計條件下運行時，水源熱泵系統能效比小于常規空調系統的能效比，沒有達到相對節能的效果。
　　使用板換時的公式修正根據公式(10)的計算，得到在滿負荷運行情況下兩種空調系統的能效比做比較時，使得水源熱泵的系統能效比大于常規空調系統能效比所滿足的條件。但需要注意的是，比較的前提是水源熱泵的取水方案為水源水簡單處理后直接進入機組，取水溫度和機組的進水溫度相同。在實際的運行中，即使是水源水處理后直接進入機組的取水方案，由于取水管路與外界的熱量交換，水處理設備帶來的溫度變化等因素都能影響到機組的進水溫度，使得機組進水溫度大于或小于源水的取水溫度。特別是對于使用板式換熱器的取水系統，由于板式換熱器的傳熱溫差(測試結果表明，此溫差在2℃左右)，使得進入機組的溫度TC 和取水溫度Tq 存在一個溫差Δt，在制冷季節中，即TC=Tq+ Δt。
　　使用板式換熱器時，公式(10)應變形如下：
　　ΔT = 3.87a ? 4.19 + Δt （11）同樣利用公式(5.1)的計算例子，在冷卻塔出水溫度為32℃，a=Ws/Wc=2時，假設Δ℃，計算使用板換取水方案時，源水側應該得到取水水溫范圍。根據公式(11)可以得到：
　　ΔT = 3.55 + 2 = 5.55℃ （12）則取水溫度小于26.45℃時，才能保證水源熱泵系統相對常規空調系統的節能性。
　　不同負荷率及進水溫度下兩種空調系統的EER 對比部分負荷率系統能效比進水18℃ 進水24℃ 進水30℃ 進水32℃圖2 不同進水溫度下EER 隨PLR 的變化中國科技論文在線由圖 2 可得：進水溫度對系統能效比的影響是顯著的。無論是滿負荷運行，還是在部分負荷運行，在滿足機組對進水溫度的要求的情況下，進水溫度越低，其能效越高。
　　部分負荷率系統能效比常規系統 32℃熱泵系統 32℃熱泵系統 31℃圖3 直接取水時不同水溫下EER 隨PLR 的變化圖3 為常規空調系統和地表水水源熱泵系統在不同溫度下，在負荷率變化時的能效比對比。在同樣的進水溫度(32℃)下，影響常規空調系統和水源熱泵系統能耗的因素僅為輸送能耗。在輸送能耗的對比中，采用水源水直接進機組時，開式水源熱泵的取水能耗出現小于常規空調的冷卻水水泵能耗的情況，所以圖3 中兩者的能效比出現交叉。只有在部分負荷率≥0.8 后，常規空調系統的能效比大于水源熱泵系統的能效比。
　　水源熱泵機組進水溫度為31℃時，由圖3 的趨勢可以清楚得到，水源熱泵系統能效在各種運行狀態下均大于常規空調系統的系統能效比。這是因為如果水源熱泵系統的機組進水溫度降低，此時影響兩系統的系統能效比相對大小的因素不僅是輸送能耗，還包括機組能耗。
　　在機組進水溫度降低1℃時，水源熱泵系統有較高的能效比�？梢姡�該方法可以進行不同進水溫度條件下的節能率分析。
　　板式換熱器對開式地表水水源熱泵能效比的影響為避免水質對傳統機組的影響，在地表水源熱泵系統中，常用的技術措施是增加在主機和水體之間增加板式換熱器，當取水經板式換熱器換熱后，排回水體。該方案源水側取水水泵的揚程增加換熱器的阻力，且需要增設一套循環水泵，使得水源側能耗增大；同時，換熱溫差減小，從而換熱效果稍差，使系統整體的能效比降低。
　　部分負荷率冷源系統能效比無板換有板換圖4 不同負荷率下板換對EER 的影響中國科技論文在線看出，采用中間換熱器后，水源熱泵系統的整體節能率降低。由于水溫和水泵能耗的耦合性，在相同進水溫度條件下，采用換熱器后的水源熱泵系統允許的取水水泵能耗限值增加。即相對直接進水方案，采用中間換熱器的取水水泵功率要求更低。
　　節能率為了具體說明水源熱泵系統相對常規空調系統的節能特點，在上述分析的結果上，可以分析水源熱泵系統運行時相對與常規空調系統的節能率。常規空調系統運行的能效比為對比基礎來分析水源熱泵系統節能率。
　　節能率定義為以使用冷卻塔的常規空調系統能效為比較對象，F 為開式湖水源熱泵系統運行的能效比， F ′ 為常規空調系統運行的能效比，兩者的差值再與常規空調系統運行的能效比相除，得到f 值，則f 為節能率。節能率的數學描述可以表達為：
　　（13）在滿足公式（13）的要求時，就滿足了開式地表水源熱泵系統在運行中比常規空調系統節能的要求，即保證了開式地表水源熱泵系統的高效利用。
　　因此，可以得到相對冷卻塔出水溫度為32℃，開式地表水源熱泵系統采用水源水直接進機組的取水方案時，不同取水水溫下的系統節能率。
　　不同取水水溫時的節能率取水水溫/℃節能率結論）通過對開式地表水源熱泵系統的運行特點進行分析，得到了開式地表水源熱泵系統在不同取水溫度下，不同負荷狀況下的運行規律和能耗特點，并得到了水源熱泵系統能效比的組成特點。
　�。�1）得到基于地表水源熱泵系統節能條件下的取水溫度和取水能耗的耦合限值。
　　（2）分析了不同的取水方式對取水能耗及水源熱泵系統能效比的影響，得到了不同負荷工況下，采用地表水直接進機組的取水方式相對采用板式換熱器時的系統節能率。
　�。�3）對不同取水溫度下開式地表水源熱泵系統的能耗與使用冷卻塔的常規空調系統的能耗進行了對比分析，得到不同取水溫度下開式地表水水源熱泵系統相對于使用冷卻塔的常規空調系統的節能率，該節能率可以作為水源熱泵系統取水能耗限值的判斷依據。
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