水源热泵供暖系统供水温度的确定及论证

2009年03月17 00:00:00 来源：中国制冷空调技术网

摘要：水源热泵供暖系统可以将水的低品位热能加以利用，是一种节能环保的能源利用方式，但水源热泵的经济性受其COP值的影响很大，在影响COP值的各种因素中，供水温度的高低是一个可以适当调整的、非常重要的因素。为兼顾供暖效果和经济性，本文通过对某一采用全空气处理机进行采暖空调的商业建筑和采用低温地板辐射采暖的建筑的分析，认为45℃是寒冷地区较为经济、合理的采暖供水温度。

引言

因为水源热泵供暖系统能够将通常情况下不能被直接利用的低位热能从水源（如地下水，湖水，海水，城市污水或工业废水等等）中取出，提升后并加以利用，具有良好的节能环保特性，故近年来在国内的研究及应用愈来愈多。本文拟针对利用水源热泵系统进行供暖时，其供水温度的选择问题进行分析讨论，以便使该系统的优越性得到最大限度的发挥。

供水温度对水源热泵机组运行的影响

在冬季供暖工况下，如果水源热泵低温热源侧的进出口水温不变，则水源热泵的供水温度越高，其制热性能系数（COP值）就越低，提供相同的热量所需的运行费用就会越高。以某一厂家HP—4000型机组为例，通过对厂家测试数据的回归分析，我们可以得到如下的COP值关系式：

COP=38.136Δt-0.633（1）

其中，Δt=热泵机组采暖用热水侧水的平均温度－热泵机组低温水源侧水的平均温度，即：

Δt=(th,i+th,o)/2－(tc,i+tc,o)/2

th,i——热泵机组供暖用热水的回水温度，℃；

th,o——热泵机组供暖用热水的供水温度，℃；

tc,i——热泵机组低温热源侧的进水温度，℃，这里取10℃；

tc,o——热泵机组低温热源侧的出水温度，℃，这里取5℃；

由回归关系式（1）可以得到在低温热源侧水的进、出口温度不变的情况下，不同的采暖供、回水温度时，水源热泵机组的COP值，见表1。

从表1中看到，当低温热源侧水的进、出口温度不变时，热泵机组的供水温度和供、回水温度的差值对机组的COP值都有影响，但供水温度的影响更大一些，这也说明热泵供水温度的选择更加重要。

表1.不同采暖供、回水温度下水源热泵机组的制热性能系数（COP值）

供、回水温度（℃）	COP值	COP的变化百分比	供、回水温度（℃）	COP值	COP的变化百分比
60/55	3.21	72.5%	60/50	3.31	78.4%
55/50	3.43	77.4%	55/45	3.55	84.3%
50/45	3.69	83.3%	50/40	3.85	91.4%
45/40	4.02	90.7%	45/35	4.21	100%
40/35	4.43	100%

合理的热泵供水温度的选择

通过上面的计算与分析可知，利用水源热泵机组进行冬季供暖时，供水温度越低，机组的COP值越大，经济性越好，但供水温度也不能过低，否则将导致末端散热设备过大或无法满足散热设备对供水温度的内在要求。显然，合理的供水温度应该是既能满足用户的用热需求，同时又有最佳的经济性。下面将结合两种典型的、经常与水源热泵系统相结合的采暖方式，分别加以讨论。

2.1采用全空气处理机进行采暖与空调的建筑

这里以大连市某一工程为例来讨论。大连地区的建筑物，其夏季的冷负荷指标通常都大于冬季的热负荷指标，本工程也不例外，冷、热负荷指标分别为150w/m2和100w/m2。由于单位面积的冷负荷大于热负荷，故在选择空气处理机的时候，应根据夏季的冷负荷来进行。现以一台额定处理风量为10000m3/h的空气处理机为例进行计算：

该机组在标准制冷工况下的额定制冷量为70kw，我们按150w/m2的冷负荷指标选定一个该空气处理机刚好能够承担的基本空调单元，其面积为M，则M=70×103/150=467（m2）；而该空调单元上的热负荷为Qh=100×467=46.7(kw)，当该空气处理机的处理风量为10000m3/h，空气进口温度为20℃时，其在不同的供、回水温度下的制热量见下表2：

表2.空气处理机在不同供、回水温度下的制热量

供、回水温度（℃）	制热量（kw）	制热量的变化百分比	供、回水温度（℃）	制热量（kw）	制热量的变化百分比
60/55	113.53	192%	60/50	104.79	161%
55/50	99.97	169%	55/45	91.39	141%
50/45	86.52	146%	50/40	70.13	108%
45/40	72.88	123%	45/35	65.0	100%
40/35	59.21	100%

根据表2，即使供水温度为40℃，空气处理机的制热量也满足了室内热负荷（46.7kw）的需要，但是，对于全空气系统来讲，冬季室外新风的热负荷也应该由空气处理机来承担，对于一般的舒适性空调系统，新风量经常占总送风量的10~20%，这里应按不利的情况来考虑，即新风百分比为20%，此时由新风所带来的热负荷（大连地区冬季空调室外空气计算温度为－14℃，相对湿度58%，室内空气温度取为20℃，相对湿度60%）为：

Qo=cp·ρ·V·Δt=1.01×1.2×10000×20%×(20+14)/3600=22.9(kw)

故空气处理机实际应承担的热负荷为Qh+Qo=46.7+22.9=69.6(kw)。从表2中可知，空气处理机的供水温度至少应为45℃，另外，通过对水源热泵经济性的模拟分析[1]，我们也得出了供水温度越低，经济性越好的结论，但45℃是否就是经济合理的选择呢？我们认为还应校核空气处理机的出风（或送风）温度，即为避免可能出现的冷吹风感，送风温度最好还要高于人体的平均皮肤温度。根据RohleshNevins的关于人体平均皮肤温度tsk的实验回归公式[2]：

tsk=35.7-0.0275（M－W）（2）

式中：M—成年男子的代谢率，W/m2；

W—人体所做的机械功，W/m2。

根据该工程的实际情况，M值按办公室工作选择为70W/m2（[3]），此时人体所做的机械功近似为0，即W=0，故得到tsk=33.8℃。下面再来计算当热泵的供、回水温度为45/40℃时，室内、外的混合空气经空气处理机加热后的送风温度：

首先根据空气处理机的制热量Q，算出混合空气被加热后的温升：Δt=Q/（cp·ρ·V）=72.88/（1.01×1.2×10000/3600）=21.6（℃）；然后，根据前面提到的室内、外的空气状态参数（分别为20℃，60%和－14℃，58%）及新风百分比20%，在湿空气的焓－湿图上查出混合风的状态点为：tm=13.2℃，φm=76%；最后，我们得到经空气处理机加热后的送风温度为ts=tm+Δt=13.2+21.6=34.8℃>tsk=33.8℃。应该指出，我们前面已经提到空气处理机的制热量是在空气进口温度为20℃情况下得到的，而这里实际的空气进口温度为13.2℃，故空气处理机的实际制热量会略有升高，正好可作为一定的富裕量。

因此，根据夏季的冷负荷而选用的空气处理机，在冬季当供、回水温度为45/40℃时，仍能够满足热负荷及送风温度的要求，也就是说，对于末端设备采用全空气处理机的采暖空调建筑而言，45/40℃的热泵供、回水温度的确是经济而合理的选择。

2.2采用低温地板辐射采暖的建筑

对于采用低温地板辐射采暖的建筑来说，供、回水温度的选择既要满足室内热负荷的要求，又不能使地表面的温度过高[4]，也就是说在满足热负荷的前提下，供、回水的温度尽可能的低。因此，我们的主要目的就是选择一个能够满足热负荷要求的最低供水温度。由于辐射采暖的特性，室内空气温度可以比采用散热器等对流采暖的房间温度低1~3℃[3]，而仍然能达到相同的舒适度。对于采用低温地板辐射采暖的住宅，室内温度按18℃计算，同样可达到《住宅设计规范》（GB50096—1999）规定的20~22℃的采暖效果。根据文献[5]的计算与分析，将不同的供、回水温度在各种管间距下的散热量整理成表3。

由于现在住宅的围护结构保温设计必须满足《民用建筑节能设计标准（采暖居住建筑部分）》（JGJ26—95），这样，住宅的平均采暖热负荷指标还不到50W/m2，如果按30%来考虑室内家具的覆盖率，则实际地板散热指标应为50/（1－30%）=71.4W/m2。从表3中看到，供、回水温度为45/35℃或45/40℃时，只要选取适当的管间距，都可以满足要求，并有一定的裕量。

当采暖建筑为其它公用建筑时，一般的热负荷指标也都在100W/m2以内，而且室内温度也可降至16℃，因而单位地板面积的散热量也会增加，具体数值参见文献[5]，45℃的供水温度同样可以满足要求。

表3.地板辐射采暖的散热量

热水供、回水温度（℃）	辐射板散热量（W/m2）	管间距（mm）	辐射板构造
45－35	板上	板下		由上向下各层： ①木地板面层 δ=20，λ=0.23 ②水泥砂浆找平层 δ=30，λ=0.93 ③埋管层 δ=60，λ=1.51 ④保温层 δ=30，λ=0.034 ⑤楼板层 δ=120，λ=1.74 （δ单位：mm； λ单位：W/(m·℃)）
100.64	28.13	100
91.49	25.57	150
83.97	21.09	200
76.76	18.35	250
45－40	113.00	30.22	100
102.73	27.47	150
94.26	22.81	200
86.21	19.94	250
50－40	125.36	32.30	100
113.96	29.36	150
104.55	24.52	200
95.66	21.53	250
55－45	150.30	43.89	100
136.64	39.90	150
125.23	27.97	200
108.54	26.67	250