空氣源熱泵在西安地區的運行策略分析

中國航空規劃設計研究總院有限公司 孫亞峰 王乃天 肖 武

0 引言

空氣源熱泵具有節能、能源可再生、施工調試周期較短等諸多優勢[1-2]。對于冷熱雙供、建筑面積中等且室外空地較大的改造項目，空氣源熱泵是非常合適的選擇。

空氣源熱泵設備研發已日趨成熟，但針對建筑本身使用特性制定相應的運行策略仍主要依靠運維人員自身的經驗。本文根據某項目實際運行數據，對其運行策略提出合理化建議，為空氣源熱泵運行策略的制定提供參考。

1 工程介紹

1.1 項目概況

該項目位于陜西省西安市。建筑A面積15 758 m2，主要功能為辦公室、會議室；建筑B面積7 050 m2，主要功能為辦公室、庫房。建筑圍護結構均采用50 mm厚巖棉保溫，執行節能30%的節能標準。建筑A 1～4層空調末端采用全空氣系統，5～15層采用風機盤管+新風系統；建筑B的空調末端采用全空氣系統。該項目建造時間為1997年，原空調系統冷源采用螺桿式制冷機組，熱源為附近換熱站。之后由于新建建筑導致上級鍋爐房供熱能力不足，且制冷站也已超期服役，建筑A、B集中設置獨立冷熱源，受政策及場地條件限制，采用空氣源熱泵機組冷熱雙供。

1.2 冷、熱負荷

系統總冷負荷為2 049 kW，單位建筑面積冷負荷指標為89.8 W/m2；系統總熱負荷為1 665 kW，單位建筑面積熱負荷指標為73 W/m2。該項目供暖季為11月15日至次年3月15日，供冷季為5月15日至9月15日。根據當地氣象站氣象參數(見圖1、2)計算逐日冷熱負荷，結果如圖3、4所示。

圖1 供冷季逐日溫濕度

圖3 逐日冷負荷

圖4 逐日熱負荷

1.3 冷熱源形式

冷熱源主機采用定頻機組，參數見表1。

表1 空氣源熱泵機組參數 kW

該項目共選用16臺渦旋空氣源熱泵機組，額定總制冷量為2 080 kW，總制熱量為2 240 kW。設計工況下總冷負荷為2 080 kW，總熱負荷為1 802.1 kW。

2 系統運行現狀

2.1 系統形式

空氣源熱泵機組根據回水溫度啟停控制。系統設置1臺主機，其余15臺為從機。機組布置在條形基礎上，全部并聯異程連接，所有機組支管上均設手動密封調節蝶閥。設備布置示意圖見圖5。

圖5 設備布置示意圖

輸配系統采用一級泵定頻系統，末端直供，水泵兩用一備，額定流量160 m3/h。

2.2 運行時間

建筑A、B全年辦公時間均為每周一至周五08：00—12：00、13：00—17：00，無加班時間。空調系統現行運行策略如表2所示。

表2 現行運行策略

3 運行情況

3.1 供冷季

供冷季室外最低溫度為21.02 ℃、平均溫度為27.08 ℃、最高溫度為37.09 ℃，分別對應5月19日、6月19日和7月8日，選取這3天作為典型日進行供冷分析。運行情況如圖6～8所示。

注：圖中供水溫度比回水溫度高約0.3 ℃，這種與常識相悖的測試數據是測點設置位置導致的。回水經過回水溫度計后由循環水泵輸送至熱泵機組換熱，再由供水干管輸送至室外管網，回水溫度計測得的回水溫度與實際進入熱泵機組的回水溫度并不一致，其間存在水泵溫升導致的溫差，當水泵溫升超過制冷機組的溫降時，則會出現供水溫度高于回水的情況。圖6 5月19日運行情況

圖7 6月19日運行情況

圖8 7月8日運行情況

5月19日機組分別在07:00和14：00啟動2次，每次分別運行2 h。第一次最大電負荷為140 kW，約為總負荷的21%；第二次最大電負荷為70 kW，約為總負荷的11%。供回水溫差在1 ℃以內。

6月19日機組在07:00啟動后，于08：00—09:00、13:00—14:00間停機，其余時間均為運行狀態，最大電負荷為14：00—18:00時的231.23 kW，約為總負荷的32%。絕大部分時間供回水溫差在1 ℃以內，在14：00—17:00供回水溫差為2～3 ℃。

7月8日機組在07:00啟動后于13：00—14:00 停機，最大電負荷為651.83 kW，約為總負荷的98%，其余時間電負荷均在292.2～516.5 kW之間波動，約為總負荷的44%～78%。全天供回水運行溫差為2～4 ℃。

3.2 供暖季

供暖季室外最高溫度為16.58 ℃、平均溫度為7.75 ℃、最低溫度為-3.00 ℃，分別對應2月22日、2月2日和1月7日，選取這3天作為典型日進行供熱分析。運行情況如圖9～11所示。

圖9 2月22日運行狀況

圖10 2月2日運行狀況

圖11 1月7日運行狀況

2月22日機組在04:00啟動后全天持續運行，開機后逐步達到最大電負荷607.70 kW，約為總負荷的92%，之后電負荷均在200～400 kW之間波動，約為總負荷的30%～60%。除電負荷突增時供回水溫差為4 ℃左右外，其余時間供回水溫差均在1 ℃以內。

2月2日機組在01:00啟動后全天持續運行，開機后于07:00達到最大電負荷606.10 kW，約為總負荷的91%，之后電負荷逐步降低至200 kW，約為總負荷的30%。全天供回水運行溫差為2～4 ℃。

1月7日機組提前1天啟動，當日全天持續運行，運行電負荷在540.9～632.6 kW之間波動，約為總負荷的81%～95%。全天供回水運行溫差為3～4 ℃，供水溫度最低為41 ℃。

3.3 運行問題分析

3.3.1供冷季運行問題

7月6—9日高溫天氣期間，機組電負荷幾乎達到上限，但在整個供冷季氣溫圍繞27 ℃上下波動，波幅較小，電負荷圍繞40%總負荷上下波動，在最低氣溫當天僅為總負荷的13%。系統供回水溫差長期在1 ℃以內，處于大流量小溫差狀態。

分析原因如下：

1) 設計時建議機組分2個系統，低負荷時僅開啟1個系統及1臺水泵運行，但實際運行時并未采納設計建議，導致整個系統效率較低。

2) 定頻系統調節流量相對較難，一般通過調整機組數量或調整閥門開度控制流量。該項目設計時考慮通過調整閥門開度調整流量，但實際運行中調整閥門開度對流量的改變非線性，供回水溫差較小時只能通過減少機組臺數的方式進行質調節，需要增強量調節進行輔助，目前系統運行較不節能。

3.3.2供暖季運行問題

根據供暖季2月2日數據推測，整個供暖季運行階段內滿負荷運行除在最低溫度當天07:00出現一次，其他時間電負荷在總負荷的30%～91%之間波動。并且供熱階段也存在供回水溫差較小，系統長期處于大流量小溫差運行的問題。

在最低溫度天氣條件下，機組無法按照需求提供熱量，導致供回水溫度低于設定值，末端用戶舒適性無法保證。

分析原因如下：

1) 實際運行時未參照設計建議將機組分成2個系統運行，導致整個系統效率較低。

2) 定頻系統流量調節效果較差，目前通過調整機組數量的方式進行質調節，需要增強量調節解決供回水溫差小的問題。

3) 在室外溫度較低且濕度較大的條件下，機組化霜頻率會大幅增加，制熱效率明顯降低，機組無法達到額定制熱量，因此即使計算熱負荷小于設備總供熱量，也會存在供熱能力不足的問題。

3.3.3供冷、供暖季運行問題對比

供冷、供暖季由于平均氣溫與設計氣溫相差較大，因此均存在運行工況長期處于低效率區間的問題。

供冷季極端高溫天氣下，機組仍可以承擔用戶冷負荷需求。但在供暖季極端低溫天氣下，系統難以承擔用戶熱負荷需求。對供冷季、供暖季的極端溫度條件、平均溫度氣候條件下的耗電量進行比較可以發現，供冷季日耗電量均低于供暖季日耗電量。這與筆者根據供冷季計算冷負荷大于供暖季計算熱負荷選擇的機組數量供冷季合適、供暖季富余的結論相悖。

現狀條件下，供冷、供暖季均未在合理的工況下運行，因此需要重新調整運行策略。

4 運行策略分析

4.1 控制機組同時運行數量

統計供冷、供暖季內每日最大電負荷，并根據單臺額定電功率計算其對應運行臺數，得到全季每日最大運行臺數，如圖12、13所示。

圖12 供暖季逐日最大運行臺數

圖13 供冷季逐日最大運行臺數

供冷季內，每日最大運行臺數6臺以內的共24 d，6～8臺的共24 d，8～10臺的共12 d，10～12臺的共10 d，12臺以上的共18 d，滿負荷運行天數占比較小，且整個供冷季內每日最大運行臺數差異較大，但鄰近各日之間差別不大，因此適合將空氣源熱泵機組分成幾個系統獨立供冷，避免在低負荷時全部機組運行。

依據0～6臺、6～10臺、10～16臺運行天數相近，結合該項目特點，將全部空氣源熱泵機組分3組并聯，共分成3個系統獨立運行：第1排6臺為第1組，第2排6臺為第2組，第3排4臺為第3組。5月15日至6月15日、8月16日至9月15日，第1組正常運行，其余機組作為備用，當回水溫度比設定值高3 ℃時啟用；6月16—30日、8月1—15日，第1組、第3組正常運行，第2組在回水溫度比設定值高3 ℃時啟用；7月1—31日，3組機組均正常運行。下一供冷季對調第1組和第2組運行順序，保證磨損平衡。此運行方案可以保證系統長期在高效區運行，降低電耗并減少機組開啟頻率。

供暖季內，每日最大運行臺數較頻繁達到峰值，因此維持1個系統運行即可。

4.2 強化量調節手段，降低輸配泵耗

由于經常出現機組在低效區運行和大流量小溫差的問題，應考慮增加機組變流量調節手段，現狀條件下閥門調節困難，因此可采用水泵變頻。

根據上節供冷季運行建議，6臺機組運行時開啟1臺水泵，10臺機組運行時開啟2臺水泵，16臺機組運行時開啟2臺水泵，水泵均變頻運行，當供回水溫差小于3 ℃時降低流量至最小流量。需注意的是，當實時流量小于機組額定流量的80%時，機組回水口處水流開關自動關閉，因此設定最小流量應大于全部機組均能正常開啟運行時的流量，此流量值需根據調試結果確定。

4.3 供暖季增強除霜

供暖季室外溫度最低日為1月7日，當日最低溫度為-3 ℃，相對濕度為30%～40%，空氣源熱泵機組供水溫度最低為41 ℃。但該日并非供暖季內供水溫度最低日，供水溫度最低日為11月23日，該日運行情況如圖14所示。

圖14 11月23日運行狀況

該日室外平均溫度為5 ℃左右，遠高于1月7日平均溫度，但相對濕度為70%左右，溫度不低但濕度較大，為最易結霜氣候條件[3]。該日機組05:00 啟動，在08:00供水溫度達到43 ℃，之后隨著用戶需熱量上升，供水溫度再未升至43 ℃，且最低溫度僅為38 ℃。

分析原因主要有2點：第一，11月23日為星期一，周末兩天用戶端積蓄了一定量的熱負荷，當日開機較晚，在未完成消除積蓄的熱負荷之前便開始供熱，導致用戶需熱量無法滿足；第二，當日空氣濕度較大，機組結霜嚴重，頻繁除霜導致機組供熱能力下降。應對該氣候條件，除更早開啟機組外，也應該對除霜方式進行改造。筆者認為可以在蒸發器前后管路[4]及肋片易結霜處增設電伴熱[5]。西安為低溫結霜區，氣溫低且相對濕度較低，結霜現象并不嚴重[6]，可以考慮僅在極端天氣時使用，保證運行穩定。

4.4 強化質調節控制，提高機組能效

中小型能源站項目實際運行中，習慣性忽略通過設定供回水溫度輔助調節系統節能，運維人員有時會根據末端室內溫度調節供水溫度，但并未形成統籌考慮節能及舒適性的運行策略。該項目空氣源熱泵機組工作原理為通過設定回水溫度進而控制供水溫度，供冷/供暖季回水溫度分別達到設定值后，允許機組繼續工作至低于/高于設定溫度2 ℃后關閉，繼續運行至高于/低于設定溫度2 ℃后機組開啟，以此避免機組頻繁啟閉。該項目空氣源熱泵機組供冷季機組設定回水溫度為12～17 ℃，供暖季機組設定回水溫度為40～45 ℃。

根據熱量計算公式計算不同回水溫度下的負荷：

Q=c1ρ1V1Δt1

(1)

Q=c2ρ2V2Δt2

(2)

式(1)、(2)中Q為用戶側冷、熱負荷，kW；c1為循環水比熱容，kJ/(kg·℃)；c2為空氣比熱容，kJ/(kg·℃)；ρ1為循環水密度，kg/m3；ρ2為空氣密度，kg/m3；V1為循環水體積，m3；V2為空氣體積，m3；Δt1為供回水溫差，℃；Δt2為室內設定溫度與風機盤管平均溫度之差，℃。

供冷季根據最大負荷日負荷Q、供水溫度7 ℃、回水溫度12 ℃、室內溫度26 ℃及空氣和水在該條件下的密度，可以計算得到水泵及風機盤管流量V1、V2，進而確定設備型號。當負荷需求降低時，回水溫度可以提高。通過迭代計算，得到當設定回水溫度為17 ℃時，當日負荷為峰值的65%。供暖季同理，當設定回水溫度為40 ℃時，當日負荷為峰值的80%。

實際運行時需在此方案基礎上根據項目特點進行調整。供冷季建議根據該項目負荷延續時間圖，確定當日負荷情況，再結合臺數控制要求，當末端負荷為某個運行周期內最大負荷的65%以下時，對應該周期開啟機組的回水溫度設置為17 ℃，其余機組停機，當末端負荷為最大負荷的65%以上時，采用等差數列公式將65%～100%負荷與回水溫度17～12 ℃成比例對應設置回水溫度，其余機組作為備用，當回水溫度比設定值高3 ℃時啟用。若出現陰雨天等濕度較大的極端天氣，仍需設置回水溫度為12 ℃，保證消除濕負荷。供暖季同理，當末端負荷為某個運行周期內最大負荷的80%以下時，所有機組回水溫度設置為17 ℃；當末端負荷為80%以上時，采用等差數列公式將80%～100%負荷與回水溫度40～45 ℃成比例對應設置回水溫度。根據運行策略建議調整后的運行方案如表3、4所示。

表3 供冷季運行策略

表4 供暖季運行策略

5 結論

1) 針對西安市某空氣源熱泵供能項目運行現狀進行了總結，發現供冷季存在機組運行效率較低、供回水溫差較小的問題，供暖季存在供回水溫差較小、極端天氣無法保證末端需求的問題。

2) 對于現狀問題提出4點改進建議。第一，供冷季將空氣源熱泵機組分成3個系統，隨著末端負荷需求上升，逐步增加系統開啟數量，保證整個系統在高效區運行；第二，水泵改為變頻運行，供回水溫差小于3 ℃時降低流量至設定的最小流量，用以增大溫差；第三，供暖季出現極端天氣無法保證供暖熱量時，首先應更早開啟機組，消除周末及夜間蓄冷，其次應增加高效除霜措施，解決機組頻繁化霜效率低下的問題；第四，通過在不同負荷需求日期內，調整機組供回水平均溫度，提高機組COP。