土壤源热泵VWV系统的性能分析

摘要：土壤源热泵技术是一项高效节能、有利于环境保护和可持续发展的空调冷热源技术。但土壤源热泵中两个水系统仍有节能潜力。把空调与制冷行业中对变流量的研究应用于热泵系统，可以产生新形式的水系统和运行方式。一般空调水系统变流量是对用户水系统，本文对土壤源热泵的两个闭式水循环系统都采用VWV系统，分析了两个水系统及热泵机组三者之间的耦合性，阐明VWV系统对地下埋管换热效率的影响、对热泵机组的影响以及对整个系统节能效果的影响，从而得出采用变流量系统具有显著的节能效益。

1. 前言

土壤源热泵技术是一项高效节能、有利于环境保护和可持续发展的空调冷热源技术。与空气源热泵比较起来，土壤源热泵存在的一个主要缺陷就是其初投资较高，这也是土壤源热泵推广应用的主要障碍。以往的研究重点集中在对热泵传热模型与热工性能方面的分析研究，然而对热泵系统本身优化、运行调节及工程实例等方面的研究较少。

空调水系统的经济运行是提高空调系统运行效率的重要方面。空调水泵的能耗，约占整个空调系统总能耗的15％～20％，而空调全年运行负荷变化很大。设计负荷只占总运行时间的6％～8％，绝大多数时间空调系统的运行在30％～75％设计负荷之间。因此采用变流量系统，利用变频技术使水泵能耗随负荷的变化而变化具有显著的节能效益和经济效益。

2. 热泵水系统分析

热泵的水系统是一个大型的热交换装置。如图l所示。冷热源以适当的流量供水到末端装置，以满足末端冷热负荷的需求。要使这样一个多次热交换过程达到预期的效果，就要弄清末端装置负荷为变量的情况下，末端装置与用户侧水系统之间，用户侧水系统与热

泵机组之间，热泵机组与冷热源侧水系统之间，冷热源侧水系统与地下埋管之间的热交换关系。

室外地下埋管换水系统热泵水系统建筑物

热器换热系统机组空调末端

图1水冷式冷水机组的空调制冷循环

随着机组控制技术的发展，机组蒸发器和冷凝器内的流量已经允许在一定范围内变化，一般为设计流量的30％～130％。一般空调水系统变流量是对用户水系统，而在土壤源热泵中有两个闭式水循环系统，都采用VWV系统后，需要考虑两个水系统及热泵机组三者之间的耦合性。一般空调冷却水系统采用变流量,仍有一些顾虑,主要是通过机组的水流量减小后,会不会使制冷效率变差，从而抵消水泵节约的动力，甚至使整个系统的能耗恶化？我们通过在实验室的热泵系统（两个125m深、直径分别为40mm和25mm的实验孔）与北京某工程的土壤源热泵系统（空调面积为8000m2、90个孔、125m深的地下埋管）相结合,就土壤源热泵系统的水系统变流量后运行性能及能耗进行了研究分析。

3. 热泵水系统变流量运行性能

土壤源热泵的一个主要特点就是地下土壤分别作为热泵的冬季低温热源和夏季高温热汇，热泵水系统变流量运行既要和末端用户负荷相匹配、和热泵机组性能相匹配，还要和地下埋管系统相适应。

3.1 VWV系统对地下埋管换热器的影响

埋管内流体流量决定流体流速，进而影响管内对流换热热阻以及水泵扬程。当流量减小后，可能会使管内流体流态从紊流变为层流，影响换热效果。

3.1.1对传热效果的影响

地下埋管换热器放热系数αｗ与水流速ω的0.8次方成正比,即αｗ∝ω0.8。

在额定工况下

Ｑl0=αｗ0ＦΔｔ(1)

式中Ｑl0为在额定工况下冷却水侧放热量,Ｗ;αｗ0为在额定工况下冷却水侧的对流传热系数,Ｗ/(ｍ2•℃);Ｆ为传热面积,ｍ2;Δｔ为地下埋管进出口温差,℃。

当负荷发生变化时,假设实际要求的供冷量Ｑl0′=0.8Ｑl0。水流量相应下降20%。此时蒸发器内水流速ω′=0.8ω0(ω0为额定工况下水流速)。部分负荷下的对流传热系数

αｗ′=αｗ0（ω′/ω0）0.8(2)

如果ω′/ω0=0.8,则αｗ′=0.836αｗ0,此时通过埋管换热器的传热量

Ｑl′=0.836αｗ0ＦΔｔ=0.836Ｑl0>0.8Ｑl0(3)

从式(1)、(3)可以看出,只要保持温差不变,埋管换热器内水流速随负荷变化时,不会影响冷却水侧放热。但水流速不宜降的过低，流速低了，流动状态有可能由紊流流动变为层流流动，进而影响换热效果。所以应该根据实验确定合适的流速范围。

3.1.2对水泵扬程的影响

管内流速越低，压力损失越小，循环水泵的压头越低。由于地下埋管是闭式系统，水泵扬程只要克服沿程摩擦阻力和局部阻力，不考虑提升高度。因此，流速可以适当取高一些，以保证管内流体流动处于紊流状态，增加对流换热。

此外，冬季工况时，应控制冷热源侧最小流量，以免地下埋管换热器进水温度降至零度，防止结冰。

3.2 VWV系统对机组COP的影响

以土壤源热泵系统夏季运行为例，分析VWV系统与热泵其他系统之间的耦合性及整个系统的运行特性。在土壤源热泵实验装置中，热泵机组采用全封闭涡旋式压缩机，制冷剂为R22，压缩机的理论输气量为21.0m3/h，ARI额定工况下的制冷量21.8kW，输入功率为6.54kW，电机转速为2900转/分。蒸发器、冷凝器均采用板式换热器，换热面积均为3.5m2。

在末端冷水盘管的传热特性中，对于使用比例积分调节的电动二通阀的盘管，在盘管负荷为75％时，需水量约只有50％，流量与负荷为非线性关系。根据文献[4]中实测得出的数据，以及本实验系统装置，可回归得到实际负荷与实际流量的关系：

Q＝21.4G0.46（4）

维持冷冻水进出口温差和冷却水进出口温差不变，随用户负荷的变化，同步改变冷冻水流量和冷却水流量后，蒸发温度t0和冷凝温度tk都将随之改变，如图1、2所示。从图中可看出，蒸发温度t0随冷冻水量的减小呈降低趋势，但变化不大。冷凝温度tk随冷却水量的减小呈增加趋势，变化也不大。

控制冷冻水进出口温度为12℃/7℃，冷却水进出口温度为40℃/45℃，以及两水泵同步变频。计算出机组COP的变化，如图4所示。随水流量的减小，蒸发温度的降低和冷凝温度的升高对热泵机组都将产生不利影响，使得机组COP降低。

图4机组COP随冷冻水流量的变化

3.3 VWV系统能耗分析

热泵能耗包括热泵机组能耗和循环水泵能耗。热泵机组能耗与机组制冷量和COP值有关，机组制冷量与建筑物的空调负荷有关，机组COP值与机组性能和来自地下埋管换热器的水温有关；循环水泵能耗与水泵工作点流量和扬程有关。以土壤源热泵实验装置为例子进行分析。制冷量为21.8kw，冷冻水泵额定流量3.5m3/h，冷却水泵额定流量5.0m3/h。分析计算结果如表1所示。其中冷冻水泵功率是在定供水温度条件下得到的，冷却水泵功率是在定进出口水温差条件下得到的。

表1 土壤源热泵VWV系统能耗 kw

4 结论

当用户负荷发生变化，土壤源热泵系统相应采用变流量运行后，系统间各热交换过程都受到影响。

（1） 对于地下埋管换热器，只要保持埋管进出口温差不变，换热效果影响不大，但流速不宜过低。而且冬季工况时，应控制冷热源侧最小流量，以免地下埋管换热器进水温度降至零度，防止结冰；

（2） 当用户侧水泵流量减小时，机组蒸发温度相应降低；当冷热源侧水泵流量减小时，冷凝温度相应升高，从而使得机组COP降低，但影响幅度不是很大；

（3） 当采用VWV系统时，水泵流量减小后，机组的功耗增加，但增加的幅度有限，而水泵功耗大幅度下降。权衡整个系统，与定流量系统相比，土壤源热泵系统采用变流量时系统总能耗仍旧降低。

本文是根据土壤源热泵实验装置进行的理论分析，今后将进行进一步的实验研究。

参考文献：

[1]孙一坚.空调水系统变流量节能控制.暖通空调.2001.31（6）：5～7

[2]张谋雄.冷水机组变流量的性能[J].暖通空调.2000，30（6）：56～58

[3]孟彬彬，林波荣，朱颖心.部分负荷下一次泵水系统变流量可行性分析.全国暖通空调制冷2002年学术年会论文集.2002，695～698

[4]高养田.空调变流量水系统设计技术发展.暖通空调.1996，3：20～26

[5]HughI.Henderson.TheImplicationsoftheMeasuredPerformanceofvariableflowPumpingSystemsinGeothermalandWaterLoopHeatPumpApplications.ASHRAETranscations:Symposia.533－542

[6]周亚素.土壤热源热泵动态特性与能耗分析研究：[博士学位论文].上海：同济大学，2001