空气源热泵设计选型问题初探_中国暖通空调网 - 技术交流
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热泵·论文

空气源热泵设计选型问题初探
2018-02-27 | 中国暖通空调网 |【
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崔一鸣,王 伟 ,孙育英,刘景东,吴 旭 ,白晓夏,梁士民
北京工业大学建筑工程学院绿色建筑环境与节能技术北京市重点实验室

摘 要:本文针对空气源热泵设计选型不当带来的问题,介绍了机组容量的计算、平衡点温度的选取、冬夏两用机组容量的选择等空气源热泵设计选型方法,指出了现有设计选型方法存在的问题与不足,并结合实际工程案例,揭示了空气源热泵设计选型不当问题及其影响。同时,本文在最后还针对现有设计选型方法存在的问题提出了准确计算机组容量、合理选取平衡点温度、提升机组部分负荷运行性能的设计选型改进措施。

关键词:空气源热泵;设计选型;容量计算;平衡点温度;改进措施

0 引言

空气源热泵(ASHP)作为国际公认的高效节能技术,已在全球范围内广泛应用,欧盟各国、日本和我国相继将其列入可再生能源技术范畴[1],美国能源部也将ASHP 在寒冷/ 严寒地区应用列为21 世纪最具节能潜力的15 项空调技术措施之一[2]。从20世纪90 年代开始,ASHP 技术在我国被广泛应用于寒冷和夏热冬冷(暖)地区,目前该技术又在我国京津冀地区“煤改电”项目中大规模应用[3,4]。可见,ASHP 具有广阔的应用空间和价值。

为推动ASHP 技术的高效益应用和规模化发展,国内外研究致力于提升其名义性能与实际运行性能,并已取得显著成效。国家推行《房间空气调节器能效限定值及能源效率等级》[5],将其市场准入的名义性能系数由2.3 提高到2.9。同时,国内学者也针对ASHP 实际运行中的关键问题进行研究,并给出应对策略[6]。然而,在ASHP 的实际应用中,还普遍存在着ASHP 设计选型不当问题,导致机组容量与建筑负荷不匹配,严重影响其实际运行性能,致使能耗显著增加[7],严重制约了ASHP 的应用与发展。因此,为保证ASHP 的高效利用,其设计选型问题不容忽视。

本文介绍了现有的ASHP 设计选型方法,指出了现有方法存在的问题与不足,并结合实际工程案例,揭示了ASHP 设计选型不当问题及其影响,并在最后针对问题提出了ASHP 设计选型改进措施。

1 空气源热泵典型设计选型方法

1.1 机组容量的计算

ASHP 机组制热容量的计算是机组设计选型中非常关键的一个环节。机组冬季实际制热量受环境温度和结除霜问题影响而低于名义工况制热量,如图1 所示。

建筑热负荷与机组制热量的变化曲线
1 建筑热负荷与机组制热量的变化曲线

因此,机组实际制热容量的计算应考虑室外环境温度与结除霜问题的影响。《实用供热空调设计手册》[8] 中提到,冬季ASHP 机组制热容量应根据室外空调计算温度、融霜频率以及室外空气相对湿度进行修正:

Q = qK1 K2 K3   1

式中:Q 为机组的实际制热量;q 为机组的名义制热量;K1 为室外空调计算温度的修正系数,按产品样本选取;K2 为机组融霜修正系数,每小时融霜一次取0.9,两次取0.8K3 为室外空气相对湿度修正系数。

此方法给ASHP 机组制热容量的计算提供了明确的指导,但还存在着如下不足:

1)此方法没有给出具体的室外温度修正系数值,如果生产厂家也不提供机组在不同冬季室外空气温度下的制热量变化曲线或数据,就会造成无法计算机组低温损失的问题。

2)机组融霜损失与结霜速率、融霜次数、除霜控制方法等因素有关,结霜速率又与环境温湿度相关,而此方法中融霜损失修正系数值只根据每小时融霜次数选取,并没有考虑其它影响因素,这显然是不够科学的。

3)机组的结霜程度是由室外空气温度与室外空气相对湿度耦合影响的[9],而此方法仅以室外空气相对湿度修正系数对机组结霜损失进行修正,没有考虑室外空气温度对结霜的影响,会造成机组结霜损失计算的不准确。

1.2 平衡点温度的选取

平衡点温度对于ASHP 的运行经济性影响很大。如图2 所示,平衡点温度选的低,则要求配置的热泵容量就大,辅助热源容量就小,当平衡点温度等于冬季室外设计温度时,如图2 中平衡点1 所示,则不需配置辅助热源,机组容量太大不仅会造成初投资变大,还会使机组长时间在部分负荷下运行,使机组效率降低。平衡点温度选的高,图2 中平衡点2,则配置的热泵容量就小,辅助热源容量就大,但辅助热源容量太大会降低整个供暖系统的运行效率,致使耗电量增加。因此如何选取平衡点温度最经济合理是ASHP 设计选型需要解决的问题。

不同平衡点温度对机组容量及辅助热源容量的影响
2 不同平衡点温度对机组容量及辅助热源容量的影响

为解决平衡点选取的经济合理性问题,《热泵》[10] 中通过供热季节性能系数(HSPF)来评价热泵在整个供暖季的运行经济性,针对某一型号机组给出了我国七个不同的采暖区的HSPF 与供热负荷系数(HDLF)的关系,如图3 所示。由图可见,当供热负荷系数为0.5~1.5 之间时,热泵存在一个最佳HSPF,可根据此最佳HSPF 选定相应的供热负荷系数,再由式(3)确定机组容量,之后可根据机组性能推算平衡点温度。由此选定平衡点,热泵在整个供热季的运行经济性最佳。

由式(2)得,HSPF 与机组在供热季的整体运行性能有关。而机组整体运行性能不仅受温度分布频率的影响,还受相对湿度分布频率的影响,这是由于相对湿度分布频率会影响机组结除霜情况。而此方法并没有考虑相对湿度分布频率对HSPF 的影响,因此在此方面还需进一步优化。

各地区HSPF 随供热负荷系数的变化
3 各地区HSPF 随供热负荷系数的变化

此外,还有学者从获得最少初投资和运行费用角度出发,提出最佳经济平衡点[11] 的概念,并给出了不同地区的最佳经济平衡点温度,设计选型时可根据所在地区直接选定平衡点温度。但最佳经济平衡点温度受能源价格、机组及辅助热源价格的影响较大,所以此种方法对不同工程的适用性较差。

1.3 冬夏两用机组的容量选择

ASHP 机组可兼顾制冷与制热。当机组用于冬夏两季时,其容量的选择有两种方法:先根据冬季热负荷选择机组容量,再根据夏季冷负荷进行校核;或先根据夏季冷负荷选择机组容量,再根据冬季热负荷进行校核。如图4 所示,在按冬季热负荷选择机组容量时,机组在夏季室外计算温度TS 下的制冷量比建筑冷负荷大ΔQe。由此可见,按热负荷/ 冷负荷选择机组容量,机组在另一个季节的制冷/ 热量都会与对应的建筑负荷产生偏差,如果这种偏差过大,就会对机组运行性能与应用效果带来不利影响。因此,按冬季热负荷还是夏季冷负荷选择机组容量也是ASHP 设计选型中不可忽视的问题。

冬夏两用ASHP 机组选型示意图
4 冬夏两用ASHP 机组选型示意图

有学者针对冬夏两用机组的容量选择问题提出比负荷系数法[12]此方法利用比负荷系数CORL 作为依据,根据其取值范围在工程设计中选择热泵机组和辅助冷热源。当1CORL1.1 时,应按夏季冷负荷来选用机组;当CORL1.10.9CORL1 时,应按冬季热负荷来选用机组;当0.5CORL0.9 时,应按平衡点温度选用机组。

式中:Qc 为建筑夏季空调冷负荷;QH 为建筑冬季空调热负荷;qc 为空调室外计算温度下的单台热泵机组的制冷量;qH 为空为调室外计算温度下的单台热泵机组的制热量。

比负荷系数法为解决冬夏两用机组的容量选择问题提供了参考,说明了冬夏两用的ASHP 机组应按冬季热负荷还是夏季冷负荷进行选型,但应用此方法进行设计选型时必须先确定机组型号,因此局限性较大。

1.4 实际工程中采用的设计选型方法

ASHP 实际工程的设计中,设计人员为简易有效选择ASHP 机组并保证其制热能力实时满足建筑负荷需求,通常采用ASHP 名义工况下建筑负荷与机组名义制热量的对应关系,设计选择机组容量。以我国寒冷地区选择低环境温度ASHP 机组的方法为例,如图5 所示。该方法基于低温-12℃ 时建筑的热负荷,来选择低温名义制热量与建筑负荷相同的机组。

工程实际中ASHP 机组选型示意图
5 工程实际中ASHP 机组选型示意图

由图可见,在冬季空调室外计算温度高于-12℃的地区,当按此方法对ASHP 进行设计选型时,在设计工况点上会造成机组制热量大于建筑负荷的情况,按此选取ASHP 机组势必会造成设计选型超配的问题。

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