空氣源熱泵與建筑耦合的變工況分析及優(yōu)化

(湖南大學(xué)土木工程學(xué)院 長(zhǎng)沙 410082)

熱源和末端夏季炎熱冬季寒冷是夏熱冬冷地區(qū)典型氣候特征，冬夏一體化空調(diào)系統(tǒng)(包括冷熱源一體化、末端一體化或冷熱源和末端皆一體化的系統(tǒng))更適用于夏熱冬冷地區(qū)。空氣源熱泵機(jī)組具有適用范圍廣、投資成本低、空調(diào)系統(tǒng)冷熱源和末端一體化、占地面積小、節(jié)能又無(wú)污染等優(yōu)點(diǎn)。但由于夏熱冬冷地區(qū)冬季低溫高濕，空氣源機(jī)組的室外側(cè)易結(jié)霜，導(dǎo)致實(shí)際低溫工況制熱效果與理論效果相差較大，因此產(chǎn)品的額定工況性能不能真實(shí)反映機(jī)組實(shí)際運(yùn)行特性[1]，需要更合理的熱泵選型依據(jù)及評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)。

針對(duì)空氣源熱泵冬季運(yùn)行易結(jié)霜的問(wèn)題，許多學(xué)者進(jìn)行了相關(guān)研究。Tang Jinchen等[2-3]采用實(shí)驗(yàn)和模擬的方法設(shè)計(jì)了前置式防結(jié)霜裝置。Y. B. Lee等[4-5]研究發(fā)現(xiàn)翅片霜層的厚度和結(jié)霜質(zhì)量會(huì)隨著室外空氣含濕量的增大而增大。P. Kim等[6]基于Lews數(shù)建立了水分蒸發(fā)方程，實(shí)驗(yàn)分析了熱泵除霜的能耗。室外空氣的溫度和含濕量均會(huì)影響機(jī)組的結(jié)霜程度，空氣源熱泵機(jī)組除霜方式主要采用變節(jié)流、增大傳熱面積和壓縮機(jī)補(bǔ)氣增焓等方法。王志華等[7]利用固體干燥劑實(shí)現(xiàn)了空氣源熱泵熱水機(jī)在室外空氣含濕量低于結(jié)霜條件下的無(wú)霜運(yùn)行，COP比傳統(tǒng)熱氣旁通除霜系統(tǒng)高7.25%。Xu Shuxue等[8]研究的補(bǔ)氣增焓熱泵比普通機(jī)組制熱量可提高4%～6%，制冷量提高約4%。有關(guān)空氣源熱泵機(jī)組的結(jié)霜問(wèn)題和熱力學(xué)性能的研究已經(jīng)有所突破，但較少同步跟進(jìn)實(shí)際選型依據(jù)和評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)，由于選型方法和評(píng)判依據(jù)的不合理導(dǎo)致機(jī)組的性能降低，限制了空氣源熱泵在夏熱冬冷地區(qū)的推廣。

目前針對(duì)空氣源熱泵熱水機(jī)組大多采用熱泵機(jī)組的名義工況來(lái)衡量性能[9]，F(xiàn). W. Yu等[10]意識(shí)到名義工況衡量機(jī)組實(shí)際運(yùn)行效果的不合理性。龔光彩等[11-12]基于有限時(shí)間熱力學(xué)方法數(shù)值模擬了熱泵結(jié)霜性能，發(fā)現(xiàn)機(jī)組的性能參數(shù)會(huì)隨蒸發(fā)溫度的降低而降低。吳靜怡等[13]認(rèn)為機(jī)組能效比受室外氣象條件和用戶用水習(xí)慣影響較大，引入全年綜合工況作為參照工況點(diǎn)對(duì)空氣源熱泵熱水機(jī)組進(jìn)行實(shí)際能效的評(píng)定。國(guó)內(nèi)外也提出了許多評(píng)價(jià)空調(diào)的季節(jié)性能指標(biāo)，日本的JRA 4046—1999標(biāo)準(zhǔn)[14]和美國(guó)的ARI 210/240—2003標(biāo)準(zhǔn)[15]均采用季節(jié)能效比SEER/SCOP來(lái)評(píng)價(jià)空調(diào)的節(jié)能性能。最先由美國(guó)提出的IPLV評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)[16]用于評(píng)價(jià)冷水機(jī)組的季節(jié)運(yùn)行性能，但該指標(biāo)低估了滿負(fù)荷運(yùn)載的權(quán)重，僅根據(jù)有限典型負(fù)荷率來(lái)計(jì)算權(quán)重系數(shù)。我國(guó)變頻空調(diào)引入了APF作為能效評(píng)價(jià)指標(biāo)，增加了中間制冷和中間制熱的工況點(diǎn)作為參考[17]。這些季節(jié)性評(píng)價(jià)指標(biāo)雖然考慮了樣本額定工況外的工況，卻仍難以綜合評(píng)價(jià)和預(yù)測(cè)熱泵低溫高濕工況實(shí)際產(chǎn)能輸出與建筑負(fù)荷需求的滿足程度及相應(yīng)不利工況的能效比。因此空氣源熱泵冬季運(yùn)行時(shí)，依然出現(xiàn)無(wú)法滿足熱舒適要求，而提高室內(nèi)空調(diào)溫度或在室內(nèi)側(cè)增加其他電輔熱裝置導(dǎo)致能耗增大。

本文從整個(gè)建筑空調(diào)能量系統(tǒng)出發(fā)，分別建立了基于室內(nèi)外溫度和室外含濕量等因素的建筑動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求模型、不同類型空氣源機(jī)組變工況產(chǎn)能輸出及COP模型和二者基于負(fù)荷平衡的耦合模型，將機(jī)組產(chǎn)能輸出剛好滿足建筑負(fù)荷需求的工況視作機(jī)組在該建筑物內(nèi)運(yùn)行的臨界工況，產(chǎn)能輸出滿足建筑負(fù)荷需求的工況視作穩(wěn)定運(yùn)行工況，因此通過(guò)耦合模型可得機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行工況的室內(nèi)外溫度、室外含濕量范圍，臨界工況的最低出力(熱泵產(chǎn)熱量和能夠達(dá)到的冬季最低室內(nèi)溫度)，能效比三項(xiàng)指標(biāo)，綜合該三項(xiàng)指標(biāo)作為熱泵選型依據(jù)，為夏熱冬冷地區(qū)冬夏一體使用的空調(diào)選取提供選型及評(píng)價(jià)模型。

1 研究對(duì)象

本文研究對(duì)象為一個(gè)辦公房間的空氣源熱泵空調(diào)系統(tǒng)，該辦公房間位于湖南省長(zhǎng)沙市，處于典型的夏熱冬冷地區(qū)，房間尺寸為16 m×10 m×4 m。夏季空調(diào)室外干球計(jì)算溫度為35.8 ℃，冬季空調(diào)計(jì)算溫度為-3 ℃，分別選取一臺(tái)裝機(jī)率為100%的LG-ARU0224ST4機(jī)組和臺(tái)佳WKR-008空氣源熱泵機(jī)組作為該辦公房間的空氣源熱泵空調(diào)設(shè)備，其中LG機(jī)組采用低溫增焓技術(shù)。

圖1所示為辦公房間的建筑模型，建筑物圍護(hù)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖1 建筑模型Fig.1 The model of building

圍護(hù)結(jié)構(gòu)材料傳熱系數(shù)/(W/(m2·K))面積/m2傳熱衰減朝向修正/%東外墻A0.921640.38-5西外墻A0.921640.38-5北外墻A0.921640.38-25南外墻A0.921640.38-10東外窗B3.612——東外門C3.53.15——屋面D1.4862560.42—地面E2.4322560.36—

注:A為普通砼多孔磚(聚苯顆粒保溫沙漿)；B為鋼普通單框中空玻璃窗6 mm(平開(kāi))；C為木(塑料)框單層實(shí)體門；D為保溫砂漿；E為240 mm磚樓地(有保溫)。

2 負(fù)荷平衡的數(shù)學(xué)模型

Zhang Xiaosong等[18]模擬計(jì)算了南京地區(qū)某建筑全年空調(diào)風(fēng)冷熱泵的全工況性能，但僅考慮了室外環(huán)境溫度對(duì)機(jī)組性能的影響。黃華軍等[19]針對(duì)夏熱冬冷地區(qū)風(fēng)冷熱泵的應(yīng)用情況分別給出了離散的制冷(熱)和功耗與環(huán)境溫度和供水溫度的關(guān)系，選取風(fēng)冷熱泵機(jī)組時(shí)，應(yīng)參照熱泵機(jī)組對(duì)應(yīng)當(dāng)?shù)卦O(shè)計(jì)室外參數(shù)，但僅探討了當(dāng)?shù)厥覂?nèi)設(shè)計(jì)參數(shù)，未進(jìn)行全年供熱(冷)季的變工況真實(shí)出力的探討。大多學(xué)者模擬研究了熱泵室外離散溫度和供水溫度兩個(gè)因素的影響，缺乏將室內(nèi)外溫度及室外空氣含濕量綜合納入考慮的模型，對(duì)于夏熱冬冷地區(qū)冬季熱泵運(yùn)行借鑒意義不充分。而且他們認(rèn)為熱泵出力等于熱泵產(chǎn)能[20]，實(shí)際上滿足熱泵產(chǎn)能提供的室內(nèi)環(huán)境溫度卻不能滿足人體熱舒適的要求，證明熱泵的出力評(píng)價(jià)還應(yīng)包括熱泵能夠提供的室內(nèi)環(huán)境溫度。

2.1 建筑動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求模型

采用清華大學(xué)的DeST建筑能耗模擬軟件進(jìn)行了供熱季和供冷季的能耗模擬，得到建筑室內(nèi)負(fù)荷需求與室內(nèi)外溫度、室外空氣含濕量數(shù)據(jù)，采用多元二次回歸模型建立相應(yīng)建筑物動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求關(guān)于室內(nèi)外溫、濕需求模型。分為僅考慮室內(nèi)外溫度的冬季動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求模型1和夏季動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求模型2，模型參數(shù)如表2所示。

表2 室內(nèi)負(fù)荷需求模型系數(shù)Tab.2 The model coefficient of indoor load′s demand

負(fù)荷需求模型為：

q=a+bTo+cTn+dToTn+eTo2-fTn2

(1)

式中：q為室內(nèi)負(fù)荷需求，kW；To為室外空氣溫度，℃；Tn為室內(nèi)溫度，℃。

為了全面考慮各種室外環(huán)境參數(shù)對(duì)建筑室內(nèi)負(fù)荷需求的影響，建立了冬季室內(nèi)熱負(fù)荷關(guān)于室內(nèi)外溫度和室外含濕量參數(shù)的模型3。

冬季室內(nèi)熱負(fù)荷關(guān)于溫、濕度參數(shù)(To、Tn、d)模型3為：

qh(qc)=f(To,Tn,d)

(2)

式中：d為室外空氣含濕量，g/(kg干空氣)。

2.2 空氣源熱泵產(chǎn)能輸出及能效比模型

選取冬季采用不同除霜技術(shù)的空氣源熱泵作為實(shí)驗(yàn)對(duì)象，分別為普通空氣源熱泵臺(tái)佳WKR-008機(jī)組(case1)和采用低溫增焓技術(shù)的LG-ARU0224ST4機(jī)組(case2)。case1通過(guò)傳感器監(jiān)測(cè)環(huán)境溫度和蒸發(fā)壓力作為除霜信號(hào)，室外溫度過(guò)低或蒸發(fā)壓力過(guò)低時(shí)開(kāi)始逆循環(huán)除霜。case2通過(guò)壓縮機(jī)噴氣電子膨脹閥的適時(shí)啟動(dòng)進(jìn)行補(bǔ)氣增焓。根據(jù)case1和case2制熱和制冷的變工況實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)建立熱泵產(chǎn)能和COP(EER)多元二次回歸模型[21-22]如式(3)和式(4)，對(duì)應(yīng)的系數(shù)如表3和表4所示。

表3 熱泵產(chǎn)能模型系數(shù)Tab.3 The model coefficient of heat pump′s heating/cooling capacity

表4 熱泵能效比模型系數(shù)Tab.4 The model coefficient of heat pump′s energy coefficient

熱泵產(chǎn)能輸出模型為：

q=a1+b1To+c1Tn+d1ToTn+e1To2-f1Tn2

(3)

熱泵能效比模型為：

COP(EER)=a2+b2To+c2Tn+d2ToTn+e2To2-

f2Tn2

(4)

式中：COP為冬季熱泵能效比；EER為夏季熱泵能效比。

由于冬季室外環(huán)境參數(shù)中室外空氣含濕量對(duì)熱泵冬季產(chǎn)能輸出和COP有較大影響，因此研究時(shí)分為僅考慮室內(nèi)外溫度和考慮室內(nèi)外溫度及室外空氣含濕量?jī)煞N情況。

1)case1冬季制熱量關(guān)于溫、濕度參數(shù)的變工況模型為：

Qh=30.7392+2.1431To-0.055Tn-

5.6882d-0.0015ToTn-0.5153Tod-0.0059Tnd-0.0728To2-0.00067445Tn2+0.9266d2

(5)

2)case1冬季COP關(guān)于溫、濕度參數(shù)的變工況模型為：

COP=1.5949-0.175To-0.0359Tn+0.7949d+0.0671Tod-0.0006225ToTn-0.0017Tnd-0.0103To2-0.109d2+0.000194Tn2

(6)

3)case2冬季制熱量關(guān)于溫、濕度參數(shù)的變工況模型為：

Qh=45.844+1.5330To-3.1883Tn-0.0902d-0.0626ToTn-0.0907Tod+0.1089Tnd-0.0069To2-0.0269Tn2+0.2129d2

(7)

4)case2冬季COP關(guān)于溫、濕度參數(shù)的變工況模型為：

COP=5.7357+0.1961To-0.1401Tn-0.1481d+0.0013ToTn-0.0354Tod-0.0187Tnd+0.0044To2+0.0049Tn2+0.0985d2

(8)

2.3 負(fù)荷平衡耦合模型

在負(fù)荷平衡的基礎(chǔ)上，建立了供熱季建筑物室內(nèi)熱負(fù)荷需求與熱泵系統(tǒng)產(chǎn)能輸出的耦合模型，將熱泵變工況產(chǎn)能輸出模型(如式(9))與建筑動(dòng)態(tài)熱負(fù)荷需求模型(如式(10))基于室內(nèi)外熱、濕環(huán)境參數(shù)進(jìn)行耦合，通過(guò)負(fù)荷平衡找到熱泵產(chǎn)能滿足建筑室內(nèi)負(fù)荷需求的臨界工況的室外溫、濕度臨界范圍及最低室內(nèi)空調(diào)溫度(如式(11))，并求出機(jī)組臨界工況的COP(EER)(如式(12))，尋找機(jī)組實(shí)際運(yùn)行時(shí)產(chǎn)能輸出滿足該建筑負(fù)荷需求的冬季穩(wěn)定工況范圍及COP，將模型中得到的機(jī)組冬季運(yùn)行穩(wěn)定工況的室外溫、濕度范圍，臨界最不利工況點(diǎn)的熱泵出力，COP三個(gè)指標(biāo)作為熱泵選型和評(píng)價(jià)的標(biāo)準(zhǔn)，判斷不同熱泵與該建筑在冬季實(shí)際變工況運(yùn)行情況下的性能優(yōu)劣。

耦合模型:

qh(qc)=f(To,Tn,d)

(9)

Qh(Qc)=h(To,Tn,d)

(10)

Tn=h(To,d)

(11)

COP(EER)=k(To,Tn,d)

(12)

夏季建筑室內(nèi)冷負(fù)荷需求與熱泵產(chǎn)能耦合模型的原理與冬季相同，由于制冷工況室外空氣含濕量對(duì)機(jī)組性能影響較小，本文不予考慮。因此評(píng)價(jià)夏季熱泵制冷性能運(yùn)行優(yōu)劣和選型的指標(biāo)為熱泵穩(wěn)定運(yùn)行的室外溫度范圍、臨界最不利工況點(diǎn)的熱泵出力(熱泵制冷量和能夠達(dá)到的夏季最低室內(nèi)溫度)和EER三個(gè)指標(biāo)。

與冬季不同，夏季主要考慮在滿足熱泵冬季熱負(fù)荷需求的基礎(chǔ)上，采用低溫增焓、雙級(jí)壓縮等方法，夏季為過(guò)量供冷工況。

3 結(jié)果分析

3.1 建筑動(dòng)態(tài)負(fù)荷模型模擬結(jié)果

圖2所示為建筑全年逐時(shí)單位面積室內(nèi)負(fù)荷，可知該建筑供熱季的單位面積平均熱負(fù)荷約為制冷劑平均冷負(fù)荷的61%，符合夏熱冬冷地區(qū)的辦公建筑負(fù)荷規(guī)律。

圖2 長(zhǎng)沙市全年逐時(shí)單位面積負(fù)荷Fig.2 Hourly dynamic unit area load in Changsha

對(duì)該建筑室內(nèi)負(fù)荷需求與室內(nèi)外熱環(huán)境參數(shù)采取二次回歸方法建模[23]，結(jié)果如圖3和圖4所示，夏季室外溫度為30～37 ℃，維持室內(nèi)溫度為23～28 ℃時(shí)，室內(nèi)冷負(fù)荷為13～24.5 kW；冬季室外溫度為-5～5 ℃，維持室內(nèi)溫度為16～22 ℃時(shí)，室內(nèi)熱負(fù)荷為7.5～15 kW。

圖3 長(zhǎng)沙冬季室內(nèi)熱負(fù)荷Fig.3 The indoor heating load in Changsha during winter

圖4 長(zhǎng)沙夏季室內(nèi)冷負(fù)荷Fig.4 The indoor cooling load in Changsha during summer

3.2 空氣源熱泵變工況模型模擬結(jié)果

case1夏季額定制冷量為27 kW，冬季額定制熱量為24 kW，冬季額定COP=2.60，夏季額定EER=2.93。case2夏季額定制冷量為28 kW，冬季額定制熱量為32 kW，冬季額定COP=5.28，夏季額定EER=4.76。

圖5所示為case1和case2冬季熱泵產(chǎn)熱量的變化。設(shè)定熱泵冬季工作的室外溫度范圍為-10～10 ℃，室內(nèi)溫度為10～30 ℃，將室內(nèi)、外溫度以1 ℃為單位進(jìn)行離散組合，再以每一個(gè)室外溫度點(diǎn)按溫度由低到高的順序?qū)?yīng)可能出現(xiàn)的21個(gè)室內(nèi)溫度點(diǎn)進(jìn)行組合(室外溫度，室內(nèi)溫度)，將每條曲線的起點(diǎn)進(jìn)行編號(hào)(依次序號(hào)為1，2，……21)，意義如下：1=(-10,10)；2=(-9,10)；3=(-8,10)；4=(-7,10)；5=(-6,10)；6=(-5,10)；7=(-4,10)；8=(-3,10)；9=(-2,10)；10=(-1,10)；11=(0,10)；12=(1,10)；13=(2,10)；14=(3,10)；15=(4,10)；16=(5,10)；17=(6,10)；18=(7,10)；19=(8,10)；20=(9,10)；21=(10,10)。圖中橫坐標(biāo)只顯示奇數(shù)序號(hào)。圖5中熱泵產(chǎn)熱量設(shè)為縱坐標(biāo)，每條曲線由同一室外溫度下室內(nèi)溫度從10～30 ℃的產(chǎn)熱量點(diǎn)構(gòu)成，得到熱泵在冬季工作可能存在的工況點(diǎn)的產(chǎn)熱輸出。

由圖5可知，case2中隨著室外溫度的降低，同一工況點(diǎn)產(chǎn)熱能力相比普通機(jī)組case1優(yōu)勢(shì)逐漸增大，說(shuō)明低溫增焓技術(shù)在低溫工況優(yōu)勢(shì)明顯。而當(dāng)室外溫度高于3 ℃后，case2機(jī)組制熱性能優(yōu)勢(shì)下降，有些工況點(diǎn)的產(chǎn)熱量甚至低于case1。綜上所述，熱泵實(shí)際低溫工況運(yùn)行時(shí)的產(chǎn)熱量與額定工況有較大出入，如果僅以額定工況或幾個(gè)不同工況點(diǎn)的產(chǎn)熱量作為熱泵選型依據(jù)不合理。此外，當(dāng)室外溫度為-10～-7 ℃時(shí)，case2制熱量在室內(nèi)溫度為15 ℃時(shí)達(dá)到極大值。對(duì)于case2中傳統(tǒng)對(duì)流型末端而言，該室內(nèi)溫度不能滿足人體熱舒適要求。但如果結(jié)合當(dāng)前新型的輻射空調(diào)末端(如輻射地暖、空氣載能輻射末端等)，由于輻射供暖與對(duì)流式供暖相比，可取2～3 ℃的等效熱舒適溫度，可滿足室內(nèi)熱舒適性，節(jié)能效果良好。

圖5 case1與case2冬季熱泵產(chǎn)熱量的變化Fig.5 The variation of case1 and case2 ASHP′s heating during winter

圖6所示為case1和case2夏季制冷量的變化，圖中橫坐標(biāo)工況點(diǎn)室外、室內(nèi)溫度組合的原理與冬季相同，室外溫度為30～50 ℃，室內(nèi)溫度為10～30 ℃。再以每個(gè)室外溫度點(diǎn)按溫度由低到高的順序?qū)?yīng)可能出現(xiàn)的21個(gè)室內(nèi)溫度點(diǎn)進(jìn)行組合(室外溫度，室內(nèi)溫度)，將每條曲線的起點(diǎn)進(jìn)行編號(hào) (依次序號(hào)為1，2，……21)，意義如下：1=(30,10)；2=(31,10)；3=(32,10)；4=(33,10)；5=(34,10)；6=(35,10)；7=(36,10)；8=(37,10)；9=(38,10)；10=(39,10)；11=(40,10)；12=(41,10)；13=(42,10)；14=(43,10)；15=(44,10)；16=(45,10)；17=(46,10)；18=(47,10)；19=(48,10)；20=(49,10)；21=(50,10)。圖中橫坐標(biāo)只顯示奇數(shù)序號(hào)。圖6中橫坐標(biāo)序號(hào)代表熱泵夏季運(yùn)行工況的室內(nèi)外溫度組合點(diǎn)，熱泵制冷量設(shè)為縱坐標(biāo)，每條曲線由同一室外溫度下室內(nèi)溫度從10～30 ℃的制冷量點(diǎn)構(gòu)成，得到熱泵在夏季工作可能存在的工況點(diǎn)的制冷輸出。

圖6 case1與case2夏季制冷量的變化Fig.6 The variation of case1 and case2 ASHP′s cooling during summer

圖7所示為case1和case2的冬季COP和夏季EER隨室內(nèi)外溫度的變化。冬季隨著室外溫度的升高，在同樣工況點(diǎn)下case2與case1的COP差值增大。夏季隨室外溫度的降低，在同樣工況點(diǎn)下case2和case1的EER差值增大。普通熱泵機(jī)組case1在全年運(yùn)行的室外溫度高于40 ℃的高溫工況和低于-5 ℃的低溫工況均出現(xiàn)能效比低于節(jié)能標(biāo)準(zhǔn)[23]要求的情況，而case2則沒(méi)有該問(wèn)題。

綜合case1和case2制熱(冷)量隨著工況點(diǎn)不同的變化，與額定工況有一定差距，表明僅用額定工況的制熱(冷)量和COP(EER)評(píng)價(jià)熱泵的性能有所欠缺。

圖7 熱泵COP/EER與標(biāo)準(zhǔn)值的對(duì)比Fig.7 The comparison between COP/EER and standard value

3.3 不考慮室外空氣含濕量的耦合模型

圖8所示為case1和case2冬季機(jī)組運(yùn)行臨界溫度范圍，圖8中case1和case2曲線是基于室內(nèi)外溫度參數(shù)、熱泵產(chǎn)能輸出模型和室內(nèi)熱負(fù)荷需求模型耦合得到，曲線右邊范圍為冬季制熱滿足室內(nèi)負(fù)荷需求的室內(nèi)外溫度范圍，綠色直線部分為室外溫度和冬季滿足人體熱舒適的室內(nèi)溫度的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)離散組合而成，表示該地區(qū)負(fù)荷人體熱舒適的室內(nèi)外溫度范圍。由圖8可知，case2可完全滿足冬季空調(diào)采暖的需求，而case1由于結(jié)霜問(wèn)題，不能完全滿足冬季低溫工況空調(diào)采暖需求，不滿足率約為5%。

圖9所示為case1和case2夏季熱泵運(yùn)行臨界溫度范圍，圖9中兩條曲線右邊范圍分別為case2和case1夏季制冷滿足室內(nèi)負(fù)荷需求的室內(nèi)外溫度范圍，直線部分是室外溫度和夏季滿足人體熱舒適的室內(nèi)溫度實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。按照夏季空調(diào)冷負(fù)荷最大值所選取的case1和case2均能滿足該建筑物夏季供冷需求，case1和case2的交點(diǎn)為室外溫度37 ℃，室內(nèi)溫度25 ℃，case1在37 ℃以上的高溫天氣能夠提供更高的制冷量和更低的室內(nèi)溫度。

圖8 冬季熱泵運(yùn)行臨界溫度范圍Fig.8 Critical temperature range of heat pump in winter

圖9 夏季熱泵運(yùn)行臨界溫度范圍Fig.9 Critical temperature range of heat pump in summer

但是《關(guān)于嚴(yán)格執(zhí)行公共建筑空調(diào)溫度控制標(biāo)準(zhǔn)的通知》明確規(guī)定：公共建筑內(nèi)夏季室內(nèi)空調(diào)溫度設(shè)置不得低于26 ℃，冬季室內(nèi)空調(diào)溫度設(shè)置不得高于20 ℃。長(zhǎng)沙夏季采用機(jī)械通風(fēng)的公共建筑熱舒適溫度范圍為25.5～29.4 ℃，所以選室內(nèi)空調(diào)溫度為26 ℃時(shí)的動(dòng)態(tài)冷負(fù)荷作為標(biāo)準(zhǔn)，在滿足熱負(fù)荷的需求下，熱泵機(jī)組提供的室內(nèi)溫度低于節(jié)能要求的26 ℃的工況視為過(guò)量供冷工況。圖9中當(dāng)室外溫度低于37 ℃時(shí)，相對(duì)于26 ℃的公共建筑空調(diào)溫度控制標(biāo)準(zhǔn)而言，case1和case2的室內(nèi)溫度都小于26 ℃，本文認(rèn)為屬于過(guò)量供冷狀態(tài)。

由于以機(jī)組額定工況COP與EER作為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)誤差較大，本文以case1和case2的COP(EER)模型式(12)為目標(biāo)函數(shù)，以制熱(冷)量滿足建筑負(fù)荷需求的室內(nèi)外溫度關(guān)系式(11)作為約束條件，計(jì)算該溫度范圍內(nèi)的COP(EER)最大值和最小值，作為評(píng)判熱泵實(shí)際工況運(yùn)行效果是否滿足負(fù)荷需求的指標(biāo)之一。

表5和表6所示分別為基于熱泵運(yùn)行臨界溫度的最小和最大能效。可知case1冬季能夠穩(wěn)定運(yùn)行的最低室外溫度為-0.37 ℃，不能完全滿足冬季低溫工況的室外環(huán)境溫度范圍，臨界工況點(diǎn)對(duì)應(yīng)的室內(nèi)溫度范圍為23.08～26.86 ℃，可滿足人體冬季室內(nèi)熱舒適要求，最小COP為2.15，滿足規(guī)范的最低要求[24]。case2冬季運(yùn)行滿足負(fù)荷要求的最低室外溫度為-4.91 ℃，臨界工況點(diǎn)的室內(nèi)溫度范圍為18.98～26.72 ℃，可滿足人體熱舒適要求，最小COP為3.53，雖然僅為額定COP的66.9%，但遠(yuǎn)高于規(guī)范最低要求。因此從穩(wěn)定運(yùn)行室外溫度范圍、低溫工況最不利COP大小和熱泵出力(產(chǎn)熱量和最低室內(nèi)溫度)而言，case2比case1能更好的滿足該建筑冬季供熱需求。

表5 基于熱泵運(yùn)行臨界溫度的最小能效值Tab.5 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

表6 基于熱泵運(yùn)行臨界溫度的最大能效值Tab.6 Maximum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature

由表5和表6還可知，case1夏季穩(wěn)定運(yùn)行的室外溫度范圍為33.36～40 ℃，室內(nèi)溫度范圍為21.85～26.64 ℃，高溫臨界工況的EER為2.54～2.78，滿足節(jié)能標(biāo)準(zhǔn)。case2夏季穩(wěn)定運(yùn)行的室外溫度范圍為27.64～50 ℃，室內(nèi)溫度范圍為15～28.67 ℃，高溫臨界工況的EER為2.74～8.12，滿足節(jié)能標(biāo)準(zhǔn)。因此，case1和case2高溫臨界工況點(diǎn)的EER和熱泵出力(制冷量和最低室內(nèi)溫度)均可較好地滿足長(zhǎng)沙夏季需求，但在大部分工況點(diǎn)夏季室內(nèi)溫度都低于節(jié)能標(biāo)準(zhǔn)，處于過(guò)量供冷狀態(tài)，且case2的過(guò)量供冷程度大于case1。綜合穩(wěn)定運(yùn)行的溫度范圍、熱泵出力和最不利點(diǎn)EER三項(xiàng)指標(biāo)，case1比case2更加適合該建筑夏季供冷需求。但case1和case2在冬夏一體使用時(shí)各有優(yōu)劣，case1在夏季比case2節(jié)能，但冬季運(yùn)行不良，case2在冬季比case1制熱性能更好，但夏季由于可能存在過(guò)量供冷程度的過(guò)大而不節(jié)能。

3.4 考慮室外空氣含濕量的冬季耦合模型

由于長(zhǎng)沙冬季低溫高濕的氣候特征，冬季空氣源熱泵結(jié)霜工況隨著室外空氣含濕量的增大而更加惡劣[25]。圖10所示為長(zhǎng)沙冬季室外空氣含濕量逐時(shí)分布，可知在供熱季節(jié)含濕量最高時(shí)可達(dá)11.5 g/(kg干空氣)。為了分析空氣源熱泵低溫高濕工況制熱性能的變化，將室外空氣含濕量作為耦合模型影響參數(shù)納入模型再次進(jìn)行模擬計(jì)算。

圖10 長(zhǎng)沙冬季室外空氣含濕量逐時(shí)分布Fig.10 The timely distribution of outdoor air moisture content in Changsha in winter

圖11 冬季熱泵運(yùn)行臨界室內(nèi)外溫度、室外含濕量范圍Fig.11 Heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content range in winter

通過(guò)式(9)和式(10)耦合得到case1和case2冬季耦合模型，圖11所示為冬季熱泵運(yùn)行臨界室內(nèi)外溫度、室外含濕量范圍。圓點(diǎn)為長(zhǎng)沙地區(qū)室外溫度、含濕量和冬季滿足人體熱舒適的室內(nèi)溫度的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，case1所在弧面代表case1能夠滿足建筑熱負(fù)荷的室內(nèi)外溫度和室外含濕量范圍，case2弧面意義同case1。由圖11可知，case2能夠穩(wěn)定運(yùn)行的室內(nèi)外溫度范圍大于case1，但case1的含濕量范圍略大于case2，二者能夠穩(wěn)定運(yùn)行的濕度范圍有近1/3超出長(zhǎng)沙市實(shí)際冬季溫度范圍，結(jié)果與不考慮室外空氣含濕量的熱泵冬季能穩(wěn)定運(yùn)行的室內(nèi)外溫度范圍出現(xiàn)差異。因此，夏熱冬冷地區(qū)對(duì)空氣源熱泵制熱性能進(jìn)行模擬時(shí)，一定要將空氣含濕量作為考慮參數(shù)之一，否則在不考慮濕度的耦合模型能夠滿足要求的低溫工況點(diǎn)實(shí)際還是會(huì)出現(xiàn)運(yùn)行不良的情況。

同樣，以case1和case2的COP(EER)模型式(12)為目標(biāo)函數(shù)，以case1和case2的制熱(冷)量滿足建筑負(fù)荷需求的室內(nèi)外溫度關(guān)系式(11)作為約束條件，計(jì)算得到該溫度范圍內(nèi)的COP(EER)最小值，作為評(píng)判熱泵實(shí)際運(yùn)行的指標(biāo)之一。表7所示為基于熱泵運(yùn)行臨界溫度、室外含濕量的最小能效值，可知case1冬季最不利點(diǎn)的COP=1.12，較表6出現(xiàn)顯著下降，僅為額定工況COP的43%，已經(jīng)完全不能滿足冬季節(jié)能要求，而case2能夠滿足。case1冬季穩(wěn)定運(yùn)行的室內(nèi)溫度范圍為13.8～17.6 ℃，不滿足大部分人體冬季熱舒適要求，case2冬季穩(wěn)定運(yùn)行的室內(nèi)溫度范圍為21.39～22.51 ℃，能夠很好的滿足人體冬季熱舒適要求。并且case2的最小COP=3.03，雖僅達(dá)到額定工況COP的57.4%，但完全滿足節(jié)能規(guī)范要求。

表7 基于熱泵運(yùn)行臨界溫度、室外含濕量的最小能效值Tab.7 Minimum energy efficiency based on heat pump′s critical temperature and outdoor moisture content

綜合評(píng)判三個(gè)指標(biāo)，冬季case2是更好的選擇，case1在冬季低溫工況可能由于嚴(yán)重結(jié)霜問(wèn)題而不能滿足要求，與選型時(shí)額定制熱量和COP能滿足冬季負(fù)荷需求及規(guī)范標(biāo)準(zhǔn)的情況出現(xiàn)嚴(yán)重誤差。綜上所述，僅按照機(jī)組額定制熱量和COP對(duì)熱泵機(jī)組進(jìn)行選型和評(píng)判存在欠缺之處，夏熱冬冷地區(qū)選擇冬夏一體的空調(diào)設(shè)備需要更加完整的依據(jù)和評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)。

4 結(jié)論

本文針對(duì)現(xiàn)有空氣源熱泵設(shè)計(jì)選型的不足，通過(guò)模擬分析，提出了一種空氣源熱泵設(shè)計(jì)選型的新方法，得到如下結(jié)論：

1)建立了建筑物動(dòng)態(tài)負(fù)荷需求模型、熱泵變工況產(chǎn)能輸出模型和二者基于負(fù)荷平衡的耦合模型，對(duì)建筑物負(fù)荷和熱泵性能的動(dòng)態(tài)分析有指導(dǎo)意義。

2)提出將空氣源熱泵機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行的工況范圍、滿足建筑負(fù)荷最不利工況點(diǎn)的出力及能效比三個(gè)指標(biāo)作為空氣源熱泵新的選型依據(jù)，彌補(bǔ)現(xiàn)有設(shè)計(jì)選型方法的不足。

3)針對(duì)case1和case2的冬季制熱性能嚴(yán)重衰退、最不利點(diǎn)的COP低于節(jié)能標(biāo)準(zhǔn)的最低要求及夏季過(guò)量供冷(或冷量超配)不節(jié)能的模擬結(jié)果，本文提出的方法能夠預(yù)測(cè)不同熱泵在任意工況的產(chǎn)能和能效比，實(shí)現(xiàn)更準(zhǔn)確可靠的空氣源熱泵設(shè)計(jì)選型。對(duì)于開(kāi)發(fā)新型的冬夏一體化空氣源熱泵裝置有理論指導(dǎo)和實(shí)踐意義。